WO2023068603A1 - 차량의 열관리 시스템 - Google Patents

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temperature
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heat pump
expansion valve
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이준민
김영인
김용식
김현규
이찬영
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한온시스템 주식회사
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Definitions

  • the present invention relates to a thermal management system for a vehicle, and more particularly, to an outdoor heat exchanger configured to optimally control the opening amount of an expansion valve for a heat pump mode regardless of superheat of a refrigerant on a discharge side of an outdoor heat exchanger.
  • the present invention relates to a thermal management system of a vehicle capable of preventing deterioration in the control accuracy of an expansion valve for a heat pump mode caused by control based on superheat of a refrigerant on a discharge side and deterioration in heating performance in a vehicle cabin due to the deterioration.
  • eco-friendly vehicles examples include electric vehicles, hybrid vehicles, and fuel cell vehicles (hereinafter collectively referred to as "vehicles").
  • such a vehicle is equipped with an air conditioner 10 that cools and heats an air conditioning area.
  • the air conditioner 10 is a heat pump type and includes a refrigerant circulation line 12 .
  • the refrigerant circulation line 12 is for a compressor 12a, a high-pressure side heat exchanger 12b, an expansion valve 12c for a heat pump mode, an outdoor heat exchanger 12d, and a plurality of air conditioner modes installed in parallel with each other. Expansion valves 12e and low pressure side heat exchangers 12f installed downstream of each expansion valve 12e for air conditioning mode are provided.
  • the refrigerant in the compressor 12a is not reduced in pressure and expanded by the expansion valve 12c for the heat pump mode.
  • the high-pressure side heat exchanger (12b) ⁇ outdoor heat exchanger (12d) ⁇ air conditioning mode expansion valve (12e) ⁇ low-pressure side heat exchanger (12f) can be circulated in this order.
  • low-temperature cold air is generated in the low-pressure side heat exchangers 12f through the circulation of the refrigerant, and the generated cold air is transferred to an air-conditioning area of the vehicle, for example, the interior of the vehicle and the battery 20 side.
  • the interior of the vehicle and the battery 20 are cooled.
  • the expansion valve 12c for the heat pump mode is turned on to allow the refrigerant to depressurize and expand, so that the refrigerant in the compressor 12a moves from the high-pressure side heat exchanger 12b to the heat pump mode.
  • Expansion valve (12c) ⁇ outdoor heat exchanger (12d) can be circulated in this order.
  • high-temperature heat is generated in the high-pressure side heat exchanger 12b through the circulation of the refrigerant, and the generated heat is supplied to the interior of the vehicle for heating.
  • the expansion valve 12c for the heat pump mode is an electronic expansion valve EXV, and is configured such that its opening amount is variable according to the superheat of the refrigerant on the discharge side of the outdoor heat exchanger 12d in the heat pump mode.
  • the expansion valve 12c for the heat pump mode has an opening degree according to the superheat of the refrigerant calculated based on the refrigerant pressure and temperature of the 1st PT sensor 30 installed on the discharge side of the outdoor heat exchanger 12d. configured to be variable.
  • the amount of refrigerant introduced into the outdoor heat exchanger 12d is automatically adjusted in response to the heat load of the outdoor heat exchanger 12d, and through this, the high-pressure side heat exchanger 12b operates according to the heat load of the outdoor heat exchanger 12d.
  • the heating performance is automatically regulated.
  • the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode when the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is changed, the degree of superheat of the refrigerant on the discharge side of the outdoor heat exchanger 12d is also changed. At this time, the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is changed. There is a disadvantage in that the superheat value and sensitivity of the refrigerant on the discharge side of the outdoor heat exchanger 12d calculated in preparation for the change amount are too small.
  • the present invention has been made to solve the above conventional problems, and its purpose is to improve the control logic of the expansion valve for the heat pump mode, thereby expanding the heat pump mode regardless of the superheat of the refrigerant at the discharge side of the outdoor heat exchanger.
  • An object of the present invention is to provide a thermal management system for a vehicle capable of optimally controlling the amount of opening of a valve.
  • Another object of the present invention is to optimally control the expansion valve for the heat pump mode regardless of the degree of superheat of the refrigerant at the discharge side of the outdoor heat exchanger, thereby enabling the heat pump mode generated by the control based on the degree of superheat of the refrigerant at the discharge side of the outdoor heat exchanger.
  • the purpose of the present invention is to prevent deterioration in the control accuracy of the expansion valve and consequent deterioration in heating performance in the vehicle interior.
  • Another object of the present invention is to improve the control logic of the expansion valve for the heat pump mode, so that a small change in the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode can be taken into account and reflected in the control of the expansion valve for the heat pump mode. Through this, it is to improve the control precision, sensitivity and responsiveness of the expansion valve for the heat pump mode.
  • Another object of the present invention is to improve heating performance in a vehicle interior by configuring the expansion valve for heat pump mode to improve control precision, sensitivity, and responsiveness.
  • a vehicle thermal management system includes a compressor, a high pressure side heat exchanger, an outdoor heat exchanger, a heat pump type refrigerant circulation line having a plurality of expansion valves and a low pressure side heat exchanger.
  • a pre-built arithmetic formula to calculate an optimal control value, and the calculated optimal control value is calculated. It characterized in that it comprises a control unit for controlling at least one of the plurality of expansion valves based on the control value.
  • the control unit calculates an optimal control value by processing the compressor RPM information, outside air temperature information, outdoor heat exchanger side air flow rate information, and air conditioning unit recirculation temperature information input in real time from each sensor with a pre-built arithmetic formula, It is characterized in that at least one of the plurality of expansion valves is controlled based on the calculated optimal control value.
  • the controller may control an opening amount of the expansion valve for the heat pump mode based on the calculated optimal control value in the heat pump mode.
  • control unit calculates and processes the compressor RPM information, outside air temperature information, outdoor heat exchanger-side air flow rate information, and air conditioner recirculation temperature information input in real time from each sensor according to the following [Equation 1] to perform the heat pump mode It is characterized in that the optimum control value of the expansion valve is calculated as the refrigerant compression ratio (X).
  • Refrigerant compression ratio (X) A ⁇ Compressor RPM + B ⁇ Outside air temperature + C ⁇ Air flow rate to the outdoor heat exchanger + D ⁇ Air conditioning unit recirculation inside temperature ⁇ E
  • control unit compares the optimal refrigerant compression ratio (X) calculated in [Equation 1] with the current refrigerant compression ratio (K) calculated through the detection data of each PT sensor of the refrigerant circulation line, and as a result It is characterized in that the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode is variably controlled according to.
  • control unit calculates and processes the compressor RPM information, outside air temperature information, outdoor heat exchanger side air flow rate information, and air conditioner recirculation temperature information input in real time from each sensor according to the following [Equation 2] to perform the heat pump mode It is characterized in that the optimum control value of the expansion valve for the refrigerant is calculated as the degree of subcooling (Y) of the refrigerant.
  • Refrigerant subcooling degree (Y) a ⁇ Compressor RPM + b ⁇ Outside air temperature + c ⁇ Air flow rate to the outdoor heat exchanger + d ⁇ Air conditioning unit recirculation internal temperature ⁇ e
  • the control unit compares the optimal refrigerant subcooling degree (Y) calculated in [Equation 2] with the current refrigerant subcooling degree (L) calculated through the detection data of each PT sensor of the refrigerant circulation line, According to the result, the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode is variably controlled.
  • the control unit may variably control the rotational speed of the compressor in response to the vehicle interior discharge air temperature and the target discharge temperature, which are variable in real time during the control process of the expansion valve.
  • the thermal management system of the vehicle According to the thermal management system of the vehicle according to the present invention, factors affecting the temperature and pressure of the refrigerant are calculated and processed using a pre-built arithmetic formula to calculate an optimal control value, and based on the calculated optimal control value, a heat pump mode Since the structure controls the opening amount of the expansion valve, unlike the conventional method in which the expansion valve for the heat pump mode is controlled based on the superheat of the refrigerant on the discharge side of the outdoor heat exchanger, which has low sensitivity, the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode It has the effect of controlling in an optimal state.
  • the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode is controlled with an optimal control value calculated by a pre-built calculation formula, the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode is kept in an optimal state regardless of the superheat degree of the refrigerant. There is an effect that can be controlled with .
  • the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode can be optimally controlled regardless of the degree of superheat of the refrigerant, the control accuracy of the expansion valve for the heat pump mode caused by control based on the degree of superheat of the refrigerant is reduced, Therefore, there is an effect of preventing the deterioration of the heating performance in the vehicle interior.
  • the optimal control value of the expansion valve for the heat pump mode is calculated based on all factors affecting the pressure and temperature of the refrigerant, a small change in the opening amount of the expansion valve for the heat pump mode is the expansion for the heat pump mode. It has the effect of accurately reflecting the control of the valve.
  • control accuracy, sensitivity, and responsiveness of the expansion valve for the heat pump mode can be improved, heating performance in the vehicle interior can be improved.
  • FIG. 1 is a diagram showing a conventional vehicle thermal management system
  • FIG. 2 is a view showing the configuration of a thermal management system for a vehicle according to the present invention
  • FIG. 3 is a flowchart showing an operation example of a first embodiment of a vehicle thermal management system according to the present invention
  • FIG. 4 is a flowchart showing an operation example of a second embodiment of a vehicle thermal management system according to the present invention.
  • FIG. 5 is a flowchart showing an operation example of a third embodiment of a vehicle thermal management system according to the present invention.
  • the vehicle thermal management system will be briefly described with reference to FIG. 2 .
  • a thermal management system of a vehicle includes an air conditioner 10 that cools and heats an air conditioning area.
  • the air conditioner 10 has a refrigerant circulation line 12, and the refrigerant circulation line 12 includes a compressor 12a, a high-pressure side heat exchanger 12b, an expansion valve 12c for heat pump mode, and an outdoor Includes a heat exchanger 12d, a plurality of expansion valves 12e for air conditioner mode installed in parallel with each other, and low pressure side heat exchangers 12f installed downstream of each expansion valve 12e for air conditioner mode do.
  • the refrigerant circulation line 12 completely opens the expansion valve 12c for the heat pump mode to limit the depressurization and expansion of the refrigerant, thereby generating low-temperature cold air in the low-pressure side heat exchangers 12f. and transfers the generated cold air to the air-conditioning area of the vehicle, for example, the interior of the vehicle and the battery 20 side.
  • the interior of the vehicle and the battery 20 are cooled.
  • the expansion valve 12c for the heat pump mode is turned on to allow the refrigerant to depressurize and expand, thereby generating high-temperature heat in the high-pressure side heat exchanger 12b, and the generated heat It supplies heat to the interior of the car.
  • the thermal management system of the present invention includes a controller 40 .
  • the control unit 40 is equipped with a microprocessor and determines an optimal control value based on real-time information of at least one factor affecting the temperature and pressure of the refrigerant circulating along the refrigerant circulation line 12. It includes a calculator 42 that calculates.
  • the calculation unit 42 passes various factors that affect the temperature and pressure of the refrigerant, for example, the rotational speed (RPM) of the compressor 12a, the outside air temperature, and the outdoor heat exchanger 12d. It is configured to calculate an optimal control value for controlling the expansion valve 12c for the heat pump mode by processing the air flow rate and the temperature of the air inside the vehicle recirculated into the air conditioner with a preset arithmetic formula.
  • RPM rotational speed
  • the temperature and pressure of the refrigerant circulating along the refrigerant circulation line 12 are determined by the various heat source factors described above, that is, the rotational speed of the compressor 12a, the outside air temperature, and the outdoor heat exchanger 12d side. is determined by the air flow rate and the temperature of the air in the cabin recirculated into the air conditioner.
  • the calculation unit 42 includes each of the sensors 50, 52, 54, and 56 of the vehicle, for example, the compressor RPM sensor 50, the outside temperature sensor 52, and the outdoor heat exchanger-side air flow rate sensor ( 54) and the compressor RPM information, outside air temperature information, air flow rate information on the outdoor heat exchanger side, air temperature information on the recirculation device, etc. input in real time from the recirculation temperature sensor 56 are calculated and processed using a pre-built arithmetic formula to obtain a heat pump mode An optimal control value for controlling the expansion valve 12c is calculated.
  • this calculation unit 42 has a built-in calculation formula for calculating the optimal control value, and the calculation formula, as in [Calculation 1] below, converts the optimal control value to the compression ratio of the refrigerant (Pressure Ratio)(X).
  • Refrigerant compression ratio (X) A ⁇ Compressor RPM + B ⁇ Outside air temperature + C ⁇ Air flow rate to the outdoor heat exchanger + D ⁇ Air conditioning unit recirculation inside temperature ⁇ E
  • A, B, C, and D are correction coefficients for each factor that causes a change in the refrigerant compression ratio, that is, compressor RPM, outside temperature, air flow rate at the outdoor heat exchanger, and temperature inside the recirculation unit of the air conditioner. It is built in and determined based on the results of several tests.
  • the correction coefficient (A) for the compressor RPM is a coefficient for correcting an error in the calculated value of the refrigerant compression ratio (X) due to the compressor RPM
  • the correction coefficient (B) for each outside temperature is the calculation of the refrigerant compression ratio (X) due to the outside temperature It is a coefficient for correcting the error of the value.
  • the correction coefficient (C) for each air flow rate on the outdoor heat exchanger side is a coefficient for correcting the error in the calculated value of the refrigerant compression ratio (X) due to the air flow rate on the outdoor heat exchanger side
  • the correction coefficient (D) for each temperature in the recirculation is It is a coefficient for correcting the error of the calculated value of the refrigerant compression ratio (X) for temperature.
  • correction coefficients are the correlation between the compressor RPM and the refrigerant compression ratio, the outside temperature and the refrigerant compression ratio, the outdoor heat exchanger-side air flow rate and the refrigerant compression ratio, and the recirculation temperature and the refrigerant compression ratio. It is data obtained by considering the correlation.
  • the experimental value constant (E) is used to correct the error generated in the process of calculating the refrigerant compression ratio change inducing factors, that is, the compressor RPM, outside air temperature, air flow rate on the outdoor heat exchanger side, and air temperature inside the recirculation unit of the air conditioner in [Equation 1]. For this, it is pre-built in the control unit 40, and is determined based on several test results.
  • Equation 1 is a value calculated by considering various factors affecting the refrigerant compression ratio (X), correction coefficients and constant values for each factor. can be accurately calculated.
  • the refrigerant compression ratio X calculated in this way becomes an optimal control value for controlling the expansion valve 12c for the heat pump mode.
  • the controller 40 calculates the refrigerant compression ratio X, which is the optimal control value of the expansion valve 12c for the heat pump mode, from the calculation unit 42. , The opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is controlled based on the calculated refrigerant compression ratio (X).
  • the optimum refrigerant compression ratio (X) calculated by the calculation unit 42 is compared with the current refrigerant compression ratio calculated through the detection data of each PT sensor 30 installed in the refrigerant circulation line 12, Depending on the result, the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is precisely controlled.
  • the controller 40 calculates the optimal refrigerant compression ratio (X) and each PT of the refrigerant circulation line (12).
  • the current refrigerant compression ratio (K) calculated through the sensing data of the sensor 30 is compared and determined to determine whether the following [first condition] is satisfied.
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is insufficient, and according to this recognition, the expansion valve 12c for the heat pump mode Increases the amount of opening by a preset size.
  • the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is improved, and the heating performance in the vehicle interior is improved.
  • the control unit 40 as in the following [second condition], the optimum refrigerant compression ratio (X) is set in advance at the current refrigerant compression ratio (K). It is determined whether the condition is less than the compression ratio value obtained by subtracting the compression ratio ( ⁇ ) corresponding to the size.
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is excessive, and according to this recognition, the expansion valve 12c for the heat pump mode Reduces the amount of opening by a preset amount. This reduces the heat generation capability of the high-pressure side heat exchanger 12b.
  • the controller 40 maintains the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode at the current state.
  • various types of sensing information are input from the sensors 50, 52, 54, and 56 (S103). For example, compressor RPM information, outside temperature information, air flow rate information on the outdoor heat exchanger, and air temperature information for recirculation of the air conditioner are input.
  • control unit 40 calculates and processes the input various sensing information, pre-built correction coefficients and constants with [Equation 1] above to obtain a refrigerant compression ratio (X). It is calculated (S105).
  • the control unit 40 when the calculation of the refrigerant compression ratio (X) is completed, the control unit 40, the current calculated through the calculated optimal refrigerant compression ratio (X) and the detection data of each PT sensor 30 of the refrigerant circulation line (12) The refrigerant compression ratio (K) is compared and judged to determine whether the above [first condition] is satisfied (S107).
  • the controller 40 increases the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode by a preset size (S109).
  • the heating performance in the vehicle interior is improved while the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is increased.
  • step (S107) if the [first condition] is not satisfied (S107-1), the controller 40 determines again whether the above [second condition] is satisfied (S111) .
  • the controller 40 reduces the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode by a preset size (S113). Then, the heat generation capacity of the high-pressure side heat exchanger 12b is reduced.
  • step (S111) if the [second condition] is not satisfied (S111-1), the controller 40 sets the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode to the current state. It is maintained as (S115).
  • the thermal management system of the first embodiment having such a configuration, when controlling the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode with the optimal refrigerant compression ratio (X) calculated through [Equation 1], the The opening amount of the expansion valve for the heat pump mode can be optimally controlled.
  • the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode can be optimally controlled regardless of the degree of overheating of the refrigerant on the discharge side of the outdoor heat exchanger 12d.
  • the optimal control value (optimal refrigerant compression ratio) of the expansion valve 12c for the heat pump mode is calculated based on all factors affecting the refrigerant compression ratio (X), the expansion valve 12c for the heat pump mode A small change in opening degree can be accurately reflected in the control of the expansion valve 12c for the heat pump mode.
  • the expansion valve 12c for the heat pump mode can be more accurately reflected in the control of the expansion valve 12c for the heat pump mode, the expansion valve 12c for the heat pump mode Control precision, sensitivity and responsiveness can be improved.
  • control accuracy, sensitivity, and responsiveness of the expansion valve 12c for the heat pump mode can be improved, heating performance in the vehicle interior can be improved.
  • the control unit 40 calculates an optimal control value for controlling the expansion valve 12c for the heat pump mode, 2], the optimal control value is calculated as the subcool (Y) of the refrigerant.
  • Refrigerant subcooling degree (Y) a ⁇ Compressor RPM + b ⁇ Outside air temperature + c ⁇ Air flow rate to the outdoor heat exchanger + d ⁇ Air conditioning unit recirculation internal temperature ⁇ e
  • a, b, c, and d are correction coefficients for each factor inducing a change in the degree of subcooling of the refrigerant, that is, compressor RPM, outside air temperature, air flow rate at the outdoor heat exchanger, and temperature inside the recirculation of the air conditioner. It is built in in advance and is determined based on the results of several tests.
  • the correction coefficient (a) for the compressor RPM is a coefficient for correcting an error in the calculated value of the degree of subcooling (Y) of the refrigerant due to the RPM of the compressor
  • the correction coefficient (b) for each outdoor temperature is the degree of subcooling of the refrigerant (Y ) is a coefficient for correcting the error of the calculated value.
  • the correction coefficient (c) for each air flow rate on the outdoor heat exchanger side is a coefficient for correcting the error in the calculated value of the degree of subcooling (Y) of the refrigerant due to the air flow rate on the outdoor heat exchanger side
  • the correction coefficient (d) for each temperature in the recirculation is It is a coefficient for correcting the error of the calculated value of the degree of subcooling (Y) of the refrigerant for the inner temperature.
  • correction coefficients (a, b, c, d) are the correlation between the compressor RPM and the degree of subcooling of the refrigerant, the correlation between the outdoor temperature and the degree of subcooling of the refrigerant, the correlation between the air flow rate at the outdoor heat exchanger and the degree of subcooling of the refrigerant, and It is data obtained by considering the correlation of the degree of subcooling of the refrigerant.
  • the experimental value constant (e) is the factor that causes the change in the degree of subcooling of the refrigerant, that is, the compressor RPM, the outside temperature, the air flow rate on the outdoor heat exchanger, and the temperature inside the recirculation of the air conditioner are calculated using [Equation 2]. To do this, it is pre-built in the control unit 40, and is determined based on several test results.
  • Equation 2 is a value obtained by considering various factors affecting the degree of subcooling of the refrigerant (Y) and the correction coefficient and constant value for each factor. ) can be calculated precisely.
  • the refrigerant undercooling degree (Y) thus calculated becomes an optimal control value for controlling the expansion valve 12c for the heat pump mode.
  • the control unit 40 calculates the refrigerant undercooling degree (Y), which is the optimal control value of the expansion valve 12c for the heat pump mode, in the calculation unit 42 Then, the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is controlled based on the calculated degree of subcooling (Y) of the refrigerant.
  • Y refrigerant undercooling degree
  • the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is precisely controlled according to the result.
  • the control unit 40 calculates the calculated optimum refrigerant undercooling degree (Y) and the refrigerant circulation line 12
  • the current refrigerant undercooling degree (L) calculated through the detection data of each PT sensor 30 is compared and judged to determine whether the following [third condition] is satisfied.
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is insufficient, and according to this recognition, the expansion valve 12c for the heat pump mode Increases the amount of opening by a preset size.
  • the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is improved, and the heating performance in the vehicle interior is improved.
  • the control unit 40 determines that the optimum refrigerant undercooling degree (Y) is the current refrigerant undercooling degree (L) as in the following [fourth condition]. It is determined whether the condition is less than the degree of undercooling obtained by subtracting the degree of undercooling ( ⁇ ) by a predetermined amount.
  • Optimal refrigerant subcooling degree (Y) ⁇ current refrigerant subcooling degree (L) - set subcooling degree ( ⁇ )
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is excessive, and according to this recognition, the expansion valve 12c for the heat pump mode Reduces the amount of opening by a preset amount. This reduces the heat generation capability of the high-pressure side heat exchanger 12b.
  • the controller 40 maintains the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode at the current state.
  • various types of sensing information are input from the sensors 50, 52, 54, and 56 (S203). For example, compressor RPM information, outside temperature information, air flow rate information on the outdoor heat exchanger side, and air temperature information for recirculation of the air conditioner are input.
  • control unit 40 calculates and processes the inputted various sensing information, pre-built correction coefficients and constants with the above built-in [Equation 2] to calculate the degree of subcooling of the refrigerant (Y) It is calculated as (S205).
  • the control unit 40 calculates the optimal degree of subcooling of the refrigerant (Y) and the detection data of each PT sensor 30 of the refrigerant circulation line 12.
  • the current refrigerant undercooling degree (L) is compared and judged to determine whether the above [third condition] is satisfied (S207).
  • the controller 40 increases the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode by a preset size (S209).
  • the heating performance in the vehicle interior is improved while the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is increased.
  • step (S207) if the [third condition] is not satisfied (S207-1), the controller 40 determines again whether the above [fourth condition] is satisfied (S211) .
  • the controller 40 reduces the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode by a preset size (S213). Then, the heat generation capacity of the high-pressure side heat exchanger 12b is reduced.
  • step (S211) if the [fourth condition] is not satisfied (S211-1), the controller 40 sets the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode to the current state. It is maintained as (S215).
  • the thermal management system of the second embodiment having such a configuration, when the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode is controlled with the optimum refrigerant undercooling degree (Y) calculated through [Equation 2], The opening amount of the expansion valve for the heat pump mode can be optimally controlled.
  • the optimal control value (optimal refrigerant subcooling degree) of the expansion valve 12c for the heat pump mode is calculated based on all the factors affecting the degree of subcooling of the refrigerant (Y), the expansion valve 12c for the heat pump mode ) can improve control precision, sensitivity, and responsiveness, and through this, it is possible to improve heating performance in the vehicle interior.
  • the third embodiment of the present invention has a structure in which the controller 40 also controls the compressor 12a of the refrigerant circulation line 12.
  • the control unit 40 calculates the expansion for the heat pump mode through the optimal control value calculated in [Equation 1] or [Equation 2], for example, the refrigerant compression ratio (X) or the degree of subcooling (Y) of the refrigerant.
  • the valve 12c is controlled, the discharge air temperature in the vehicle interior is changed, and the target discharge temperature is also changed in real time according to the change in the discharge air temperature.
  • the controller 40 is configured to variably control the rotational speed of the compressor 12a in response to changes in the target discharge temperature and the discharge air temperature.
  • the controller 40 changes, The variable interior discharge air temperature and the target discharge temperature are compared and determined, and the rotational speed (RPM) of the compressor 12a is controlled according to the result.
  • Target discharge temperature (T1) discharge air temperature (T2) + set temperature ( ⁇ )
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is insufficient, and according to this recognition, the rotational speed of the compressor 12a is set in advance. Increase by the set size.
  • the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is improved, and the heating performance in the vehicle interior is improved.
  • the control unit 40 sets the target discharge temperature T1 to the discharge air temperature T2 as in the following [sixth condition] in advance. It is determined whether the condition is less than the temperature value obtained by subtracting the temperature ( ⁇ ) by the magnitude.
  • Target discharge temperature (T1) ⁇ discharge air temperature (T2) - set temperature ( ⁇ )
  • the control unit 40 recognizes that the current heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is excessive, and based on this recognition, the rotational speed of the compressor 12a is set in advance. Decrease by the set size. This reduces the heat generation capability of the high-pressure side heat exchanger 12b.
  • the controller 40 maintains the rotational speed of the compressor 12a at the current state.
  • various types of sensing information are input from the sensors 50, 52, 54, and 56 (S303). For example, compressor RPM information, outside temperature information, air flow rate information on the outdoor heat exchanger, and air temperature information for recirculation of the air conditioner are input.
  • control unit 40 calculates an optimal control value through a previously built-in arithmetic expression for the input types of sensing information (S305).
  • control unit 40 variably controls the opening amount of the expansion valve 12c for the heat pump mode with the calculated optimal control value (S307).
  • the control unit 40 processes various types of sensing information to calculate the target discharge temperature T1 in advance, and the discharge air temperature in the vehicle interior. It is determined whether the [fifth condition] is satisfied by comparing and determining the current discharge air temperature T2 detected by the sensor 58 (see FIG. 2) (S309).
  • the controller 40 increases the rotational speed of the compressor 12a by a predetermined amount (S311).
  • the heating performance in the vehicle interior is improved while the heating performance of the high-pressure side heat exchanger 12b is increased.
  • step (S309) if the [fifth condition] is not satisfied (S309-1), the controller 40 determines again whether the above [sixth condition] is satisfied (S313) .
  • the controller 40 reduces the opening amount of the compressor 12a by a preset size (S315). Then, the heat generation capacity of the high-pressure side heat exchanger 12b is reduced.
  • step (S313) if the [sixth condition] is not satisfied (S313-1), the control unit 40 maintains the rotational speed of the compressor 12a at the current state (S317 ).
  • the compressor 12a rotates in response to the vehicle interior discharge air temperature and the target discharge temperature, which are varied in the optimal control process of the expansion valve 12c for the heat pump mode. Since the structure actively and variably controls the speed, the operating efficiency of the heat pump mode of the air conditioner can be maximized.
  • the operating efficiency of the air conditioner in the heat pump mode can be maximized, the fuel efficiency of the vehicle can be reduced and the heating performance inside the vehicle can be improved.

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Abstract

본 발명은 차량의 열관리 시스템에 관한 것으로서, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도와 관계없이 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있도록 구성함으로써, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도에 근거한 제어로 인해 발생되는 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도 저하와, 그로 인한 차실내의 난방성능 저하를 방지할 수 있도록 하는 것을 목적으로 한다. 이러한 목적을 달성하기 위하여 본 발명은, 압축기와, 고압측 열교환기와, 실외열교환기와, 복수개의 팽창밸브와 저압측 열교환기를 구비하는 히트펌프식 냉매순환라인을 포함하는 차량의 열관리 시스템에 있어서, 냉매순환라인을 따라 순환하는 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 적어도 하나 이상의 인자의 실시간 정보를 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적 제어값을 산출하고, 산출된 최적 제어값을 근거로 복수의 팽창밸브 중 적어도 어느 하나를 제어하는 제어부를 구비한다.

Description

차량의 열관리 시스템
본 발명은 차량의 열관리 시스템에 관한 것으로서, 보다 상세하게는, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도와 관계없이 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있도록 구성함으로써, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도에 근거한 제어로 인해 발생되는 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도 저하와, 그로 인한 차실내의 난방성능 저하를 방지할 수 있는 차량의 열관리 시스템에 관한 것이다.
친환경 차량의 일례로서, 전기자동차, 하이브리드(Hybrid) 자동차, 연료전지 자동차(이하, “차량”이라 통칭함) 등이 있다.
이러한 차량은, 도 1에 도시된 바와 같이, 공조영역을 냉,난방하는 공조장치(10)를 갖추고 있다.
공조장치(10)는, 히트펌프식(Heat Pump Type)으로서, 냉매순환라인(12)을 구비한다.
냉매순환라인(12)은, 압축기(12a)와 고압측 열교환기(12b)와 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)와 실외열교환기(12d) 및, 서로 간에 병렬로 설치되는 다수의 에어컨모드용 팽창밸브(12e)들과, 각 에어컨모드용 팽창밸브(12e)들의 하류측에 설치되는 저압측 열교환기(12f)들을 구비한다.
이러한 냉매순환라인(12)은, 에어컨 모드 시에, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 완전히 개방시킴으로써, 압축기(12a)의 냉매가 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)에 의해 감압,팽창되지 않고, 고압측 열교환기(12b)→실외열교환기(12d)→에어컨모드용 팽창밸브(12e)→저압측 열교환기(12f) 순으로 순환될 수 있게 한다.
그리고 이러한 냉매 순환을 통해 저압측 열교환기(12f)들에 저온의 냉기를 발생시키며, 발생된 냉기를 차량의 공조영역, 예를 들면, 차실내와 배터리(20)측에 전달한다. 따라서, 차실내와 배터리(20)를 냉방한다.
또한, 히트펌프 모드 시에는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 온(ON)시켜 냉매의 감압,팽창을 허용함으로써, 압축기(12a)의 냉매가 고압측 열교환기(12b)→히트펌프모드용 팽창밸브(12c)→실외열교환기(12d) 순으로 순환될 수 있게 한다.
그리고 이러한 냉매 순환을 통해 고압측 열교환기(12b)에 고온의 열을 발생시키며, 발생된 열을 차실내로 공급하여 난방한다.
여기서, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)는, 전자식 팽창밸브(EXV)로서, 히트펌프 모드 시에 실외열교환기(12d)의 배출측 냉매의 과열도에 따라 개도량이 가변되도록 구성된다.
특히, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)는, 실외열교환기(12d)의 배출측에 설치되는 제 1PT센서(30)의 냉매 압력과 온도에 근거하여 산출된 냉매의 과열도에 따라 개도량이 가변되도록 구성된다.
따라서, 실외열교환기(12d)의 열부하에 대응하여 상기 실외열교환기(12d)로 도입되는 냉매량이 자동 조절되고, 이를 통해, 실외열교환기(12d)의 열부하에 따라 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 자동 조절되게 한다.
그런데, 이러한 종래의 공조장치(10)는, 실외열교환기(12d)의 배출측 냉매의 압력과 온도를 근거로 냉매의 과열도를 산출할 경우, 산출된 과열도 값이 너무 작다는 단점이 있으며, 이러한 단점 때문에 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 최적의 상태로 제어하기 어렵다는 문제점이 있다.
특히, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량이 변화될 경우, 실외열교환기(12d)의 배출측 냉매의 과열도도 가변되는데, 이때, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량 변화량에 대비하여 산출된 상기 실외열교환기(12d)의 배출측 냉매의 과열도 값과 민감도가 너무 작다는 단점이 있다.
그리고 이러한 단점 때문에 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량 변화가, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c) 제어에 제대로 반영되지 못한다는 문제점이 있다.
그리고 이러한 문제점 때문에 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 민감도와 그에 따른 반응성이 떨어져, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 작은 개도량 변화에 정밀하게 대응할 수 없고, 그 결과, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어 정밀도가 떨어져 차실내의 난방성능이 저하된다는 결점이 있다.
본 발명은 상기와 같은 종래의 문제점을 해결하기 위해 안출된 것으로서, 그 목적은, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어로직을 개선함으로써, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도와 관계없이 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있는 차량의 열관리 시스템을 제공하는 데 있다.
본 발명의 다른 목적은, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도와 관계없이 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어가 가능함으로써, 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도에 근거한 제어로 인해 발생되는 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도 저하와, 그로 인한 차실내의 난방성능 저하를 방지하는 데 있다.
본 발명의 또 다른 목적은, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어로직을 개선함으로써, 히트펌프모드용 팽창밸브의 작은 개도량 변화도 감안하여 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어에 반영할 수 있고, 이를 통해, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시키는 데 있다.
본 발명의 또 다른 목적은, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있도록 구성함으로써, 차실내의 난방성능을 개선시키는 데 있다.
이러한 목적을 달성하기 위하여, 본 발명에 따른 차량의 열관리 시스템은, 압축기와, 고압측 열교환기와, 실외열교환기와, 복수개의 팽창밸브와 저압측 열교환기를 구비하는 히트펌프식 냉매순환라인을 포함하는 차량의 열관리 시스템에 있어서, 상기 냉매순환라인을 따라 순환하는 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 적어도 하나 이상의 인자의 실시간 정보를 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적 제어값을 산출하고, 산출된 최적 제어값을 근거로 상기 복수의 팽창밸브 중 적어도 어느 하나를 제어하는 제어부를 포함하는 것을 특징으로 한다.
그리고 상기 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 인자는, 압축기의 회전속도(RPM), 외기온, 실외열교환기의 통과 공기 유속, 공조장치 내로 재순환되는 차실내 공기온도이며; 상기 제어부는, 각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적의 제어값을 산출하고, 산출된 최적의 제어값을 근거로 상기 복수의 팽창밸브 중 적어도 어느 하나를 제어하는 것을 특징으로 한다.
그리고 히트펌프 모드 시에, 상기 고압측 열교환기에서 상기 실외열교환기로 유동하는 냉매를 감압,팽창시키는 히트펌프모드용 팽창밸브를 포함하며; 상기 제어부는, 히트펌프 모드 시에, 산출된 최적 제어값을 근거로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 제어하는 것을 특징으로 한다.
그리고 상기 제어부는, 각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를, 아래의 [연산식 1]으로 연산 처리하여 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어값을 냉매 압축비(X)로 산출하는 것을 특징으로 한다.
[연산식 1]
냉매 압축비(X) = A × 압축기 RPM ＋ B × 외기온 ＋ C × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ D × 공조장치 재순환 내기온 × E
(A: 압축기 RPM에 대한 보정계수, B: 외기온에 대한 보정계수, C: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, D: 재순환 내기온에 대한 보정계수, E: 실험값 상수)
그리고 상기 제어부는, 상기 [연산식 1]에서 산출된 최적의 냉매 압축비(X)와, 상기 냉매순환라인의 각 PT센서의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 압축비(K)를 비교하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 가변 제어하는 것을 특징으로 한다.
그리고 상기 제어부는, 각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를, 아래의 [연산식 2]으로 연산 처리하여 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어값을 냉매 과냉도(Y)로 산출하는 것을 특징으로 한다.
[연산식 2]
냉매 과냉도(Y) = a × 압축기 RPM ＋ b × 외기온 ＋ c × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ d × 공조장치 재순환 내기온 × e
(a: 압축기 RPM에 대한 보정계수, b: 외기온에 대한 보정계수, c: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, d: 재순환 내기온에 대한 보정계수, e: 실험값 상수)
그리고 상기 제어부는, 상기 [연산식 2]에서 산출된 최적의 냉매 과냉도(Y)와, 상기 냉매순환라인의 각 PT센서의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 과냉도(L)를 비교하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 가변 제어하는 것을 특징으로 한다.
그리고 제어부는, 상기 팽창밸브의 제어과정에서 실시간으로 가변되는 차실내 토출공기온도와 목표토출온도에 대응하여, 상기 압축기의 회전속도를 가변 제어하는 것을 특징으로 한다.
본 발명에 따른 차량의 열관리 시스템에 의하면, 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 인자들을 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적 제어값을 산출하고, 산출된 최적 제어값을 근거로 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 제어하는 구조이므로, 민감도가 낮은 실외열교환기 배출측 냉매의 과열도를 근거로 히트펌프모드용 팽창밸브를 제어하는 종래와는 달리, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있는 효과가 있다.
또한, 미리 내장된 연산식으로 산출한 최적 제어값을 가지고 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 제어하는 구조이므로, 냉매의 과열도와 관계없이 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있는 효과가 있다.
또한, 냉매의 과열도와 관계없이 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있으므로, 냉매의 과열도에 근거한 제어로 인해 발생하는 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도 저하와, 그로 인한 차실내의 난방성능 저하를 방지할 수 있는 효과가 있다.
또한, 냉매의 압력과 온도에 영향을 주는 모든 인자들을 근거로 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어값을 산출하는 구조이므로, 히트펌프모드용 팽창밸브의 작은 개도량 변화가 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어에 정밀하게 반영되도록 하는 효과가 있다.
또한, 히트펌프모드용 팽창밸브의 작은 개도량 변화가 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어에 정밀하게 반영될 수 있으므로, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있는 효과가 있다.
또한, 히트펌프모드용 팽창밸브의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있으므로, 차실내의 난방성능을 개선시킬 수 있는 효과가 있다.
도 1은 종래의 차량의 열관리 시스템을 나타내는 도면,
도 2는 본 발명에 따른 차량의 열관리 시스템의 구성을 나타내는 도면,
도 3은 본 발명에 따른 차량 열관리 시스템의 제 1실시예에 대한 작동예를 나타내는 플로우챠트,
도 4는 본 발명에 따른 차량 열관리 시스템의 제 2실시예에 대한 작동예를 나타내는 플로우챠트,
도 5는 본 발명에 따른 차량 열관리 시스템의 제 3실시예에 대한 작동예를 나타내는 플로우챠트이다.
이하, 본 발명에 따른 차량의 열관리 시스템의 바람직한 실시예를 첨부한 도면에 의거하여 상세히 설명한다(종래와 동일한 구성요소는 동일한 부호를 사용하여 설명한다).
[제 1실시예]
먼저, 본 발명에 따른 차량의 열관리 시스템의 특징부를 살펴보기에 앞서, 도 2를 참조하여 차량의 열관리 시스템에 대해 간략하게 설명한다.
차량의 열관리 시스템은, 공조영역을 냉,난방하는 공조장치(10)를 갖추고 있다.
공조장치(10)는, 냉매순환라인(12)을 구비하며, 상기 냉매순환라인(12)은, 압축기(12a)와 고압측 열교환기(12b)와 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)와 실외열교환기(12d) 및, 서로 간에 병렬로 설치되는 다수의 에어컨모드용 팽창밸브(12e)들과, 각 에어컨모드용 팽창밸브(12e)들의 하류측에 설치되는 저압측 열교환기(12f)들을 포함한다.
이러한 냉매순환라인(12)은, 에어컨 모드 시에, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 완전히 개방시켜 냉매의 감압,팽창을 제한함으로써, 저압측 열교환기(12f)들에 저온의 냉기를 발생시키며, 발생된 냉기를 차량의 공조영역, 예를 들면, 차실내와 배터리(20)측에 전달한다. 따라서, 차실내와 배터리(20)를 냉방한다.
그리고 히트펌프 모드 시에는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 온(ON)시켜 냉매의 감압,팽창을 허용함으로써, 고압측 열교환기(12b)에 고온의 열을 발생시키며, 발생된 열을 차실내로 공급하여 난방한다.
다음으로, 본 발명에 따른 차량 열관리 시스템의 특징부를 도 2를 참조하여 상세하게 설명한다.
먼저, 본 발명의 열관리 시스템은, 제어부(40)를 구비한다.
상기 제어부(40)는, 마이크로 프로세서를 갖추고 있는 것으로, 냉매순환라인(12)을 따라 순환하는 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 적어도 하나 이상의 인자(因子)의 실시간 정보를 기반으로 최적 제어값을 산출하는 산출부(42)를 포함한다.
상기 산출부(42)는, 일종의 연산 프로그램으로서, 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 여러 인자, 예를 들면, 압축기(12a)의 회전속도(RPM), 외기온, 실외열교환기(12d)를 통과하는 공기 유속, 공조장치 내로 재순환되는 차실내 공기온도를 미리 설정된 연산식으로 연산 처리하여 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어를 위한 최적의 제어값을 산출하도록 구성된다.
이를 좀 더 상세하게 설명하면, 냉매순환라인(12)을 따라 순환하는 냉매의 온도와 압력은, 상기한 여러 열원인자, 즉, 압축기(12a)의 회전속도, 외기온, 실외열교환기(12d)측의 공기 유속, 공조장치 내로 재순환되는 차실내 공기온도에 따라 결정된다.
이때, 상기 산출부(42)는, 차량의 각 센서(50, 52, 54, 56), 예를 들면, 압축기 RPM 센서(50)와, 외기온 센서(52)와, 실외열교환기측 공기 유속 센서(54)와, 재순환 내기온 센서(56)에서 실시간으로 입력된 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보 등을 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어를 위한 최적의 제어값을 산출한다.
한편, 이러한 산출부(42)는, 최적의 제어값을 산출하기 위한 연산식을 내장하고 있되, 상기 연산식은, 아래의 [연산식 1]에서와 같이, 최적의 제어값을 냉매의 압축비(Pressure Ratio)(X)로 산출한다.
[연산식 1]
냉매 압축비(X) = A × 압축기 RPM ＋ B × 외기온 ＋ C × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ D × 공조장치 재순환 내기온 × E
(A: 압축기 RPM에 대한 보정계수, B: 외기온에 대한 보정계수, C: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, D: 재순환 내기온에 대한 보정계수, E: 실험값 상수)
여기서, A, B, C, D는, 냉매 압축비 변화를 유발하는 각 인자, 즉, 압축기 RPM, 외기온, 실외열교환기측 공기 유속, 공조장치 재순환 내기온에 대한 보정계수들로서, 제어부(20)에 미리 내장되어 있으며, 여러 번의 시험결과에 근거하여 정해진다.
상기 압축기 RPM에 대한 보정계수(A)는, 압축기 RPM으로 인한 냉매 압축비(X) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이고, 외기온별 보정계수(B)는, 외기온도로 인한 냉매 압축비(X) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이다.
그리고 실외열교환기측 공기 유속별 보정계수(C)는, 실외열교환기측 공기 유속으로 인한 냉매 압축비(X) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이고, 재순환 내기온별 보정계수(D)는, 재순환 내기온도에 대한 냉매 압축비(X) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이다.
이러한 보정계수(A, B, C, D)는, 압축기 RPM과 냉매 압축비의 상관 관계, 외기온도와 냉매 압축비의 상관 관계, 실외열교환기측 공기 유속과 냉매 압축비의 상관 관계, 재순환 내기온도와 냉매 압축비의 상관 관계를 고려하여 얻어진 데이터이다.
상기 실험값 상수(E)는, 냉매 압축비 변화 유발인자, 즉, 압축기 RPM, 외기온, 실외열교환기측 공기 유속, 공조장치 재순환 내기온을 [연산식 1]로 연산 처리하는 과정에서 발생되는 오차를 보정하기 위한 것으로, 제어부(40)에 미리 내장되어 있으며, 여러 번의 시험결과에 근거하여 정해진다.
이러한 [연산식 1]은, 냉매 압축비(X)에 영향을 주는 각종 인자들과, 각 인자에 대한 보정계수와 상수값을 모두 고려하여 연산한 값으로서, 이를 이용하면, 냉매 압축비(X)를 정밀하게 산출할 수 있다.
그리고 이렇게 산출된 냉매 압축비(X)는, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어를 위한 최적의 제어값이 된다.
다시, 도 2를 참조하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프 모드 시에, 상기 산출부(42)에서 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 최적 제어값인 냉매 압축비(X)가 산출되면, 산출된 냉매 압축비(X)를 근거로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 제어한다.
특히, 산출부(42)에서 산출된 최적의 냉매 압축비(X)와, 냉매순환라인(12)에 설치되는 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 압축비를 비교 판단하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 정밀하게 제어한다.
이를 좀 더 상세하게 설명하면, 상기 제어부(40)는, 산출부(42)에서 최적 냉매 압축비(X)가 산출되면, 산출된 최적 냉매 압축비(X)와, 냉매순환라인(12)의 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 압축비(K)를 비교 판단하여, 아래의 [제 1조건]을 만족하는지를 판단한다.
즉, 최적 냉매 압축비(X)가, 현재 냉매 압축비(K)에 미리 설정된 크기만큼의 압축비(α)를 더한 압축비값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
[제 1조건]
최적 냉매 압축비(X) ＞ 현재 냉매 압축비(K) ＋ 설정 압축비(α)
판단 결과, 상기 [제 1조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 부족한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다.
이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 향상시켜, 차실내의 난방성능을 증진시킨다.
한편, 판단 결과, [제 1조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 아래의 [제 2조건]에서와 같이, 최적 냉매 압축비(X)가, 현재 냉매 압축비(K)에서 미리 설정된 크기만큼의 압축비(α)를 뺀 압축비값 미만인 조건인지를 판단한다.
[제 2조건]
최적 냉매 압축비(X) ＜ 현재 냉매 압축비(K) － 설정 압축비(α)
판단 결과, 상기 [제 2조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 과도한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 감소시킨다. 이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력을 감소시킨다.
한편, 판단 결과, 상기 [제 2조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 현재의 상태로 유지시킨다.
다음으로, 이와 같은 구성을 갖는 본 발명의 작동예를 도 2와 도 3을 참조하여 상세하게 설명한다.
먼저, 도 3을 참조하면, 히트펌프 모드 상태에서(S101), 각 센서(50, 52, 54, 56)들로부터 각종 센싱정보들이 입력된다(S103). 예를 들면, 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보들이 입력된다.
그리고 각종 센싱정보들이 입력되면, 상기 제어부(40)를 입력된 각종 센싱정보들과, 미리 내장된 보정계수와 상수를 미리 내장된 위의 [연산식 1]로 연산처리하여 냉매 압축비(X)로 산출한다(S105).
그리고 냉매 압축비(X)의 산출이 완료되면, 상기 제어부(40)는, 산출된 최적 냉매 압축비(X)와, 냉매순환라인(12)의 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 압축비(K)를 비교 판단하여, 위의 [제 1조건]을 만족하는지를 판단한다(S107).
즉, 최적 냉매 압축비(X)가, 현재 냉매 압축비(K)에 미리 설정된 크기만큼의 압축비(α)를 더한 압축비값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 1조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다(S109).
그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 증진되면서 차실내의 난방성능이 향상된다.
한편, (S107)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 1조건]을 만족하지 않으면(S107-1), 상기 제어부(40)는, 위의 [제 2조건]을 만족하는지를 다시 판단한다(S111).
즉, 최적 냉매 압축비(X)가, 현재 냉매 압축비(K)에서 미리 설정된 크기만큼의 압축비(α)를 뺀 압축비값 미만인 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 2조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기 만큼 감소시킨다(S113). 그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력이 감소된다.
한편, (S111)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 2조건]을 만족하지 않으면(S111-1), 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 현재의 상태로 유지시킨다(S115).
이와 같은 구성을 갖는 제 1실시예의 열관리 시스템에 의하면, 상기 [연산식 1]을 통해 산출된 최적 냉매 압축비(X)로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 제어할 경우, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있게 된다.
특히, 실외열교환기(12d) 배출측 냉매의 과열도와 관계없이, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있다.
그 결과, 실외열교환기(12d) 배출측 냉매의 과열도에 근거한 제어로 인해 발생하는 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어 정밀도 저하와, 그로 인한 차실내의 난방성능 저하를 방지할 수 있게 된다.
또한, 냉매 압축비(X)에 영향을 주는 모든 인자들을 근거로 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 최적 제어값(최적 냉매 압축비)을 산출하는 구조이므로, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 작은 개도량 변화가 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어에 정밀하게 반영될 수 있게 한다.
또한, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 작은 개도량 변화가 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어에 보다 정밀하게 반영될 수 있게 하는 구조이므로, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있다.
또한, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있으므로, 차실내의 난방성능을 개선시킬 수 있다.
[제 2실시예]
본 발명의 제 2실시예는, 도 2에 도시된 바와 같이, 상기 제어부(40)가, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어를 위한 최적의 제어값을 산출하되, 아래의 [연산식 2]에서와 같이, 상기 최적 제어값을 냉매의 과냉도(Sub Cool)(Y)로 산출한다.
[연산식 2]
냉매 과냉도(Y) = a × 압축기 RPM ＋ b × 외기온 ＋ c × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ d × 공조장치 재순환 내기온 × e
(a: 압축기 RPM에 대한 보정계수, b: 외기온에 대한 보정계수, c: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, d: 재순환 내기온에 대한 보정계수, e: 실험값 상수)
여기서, a, b, c, d는, 냉매 과냉도 변화를 유발하는 각 인자, 즉, 압축기 RPM, 외기온, 실외열교환기측 공기 유속, 공조장치 재순환 내기온에 대한 보정계수들로서, 제어부(20)에 미리 내장되어 있으며, 여러 번의 시험결과에 근거하여 정해진다.
상기 압축기 RPM에 대한 보정계수(a)는, 압축기 RPM으로 인한 냉매 과냉도(Y) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이고, 외기온별 보정계수(b)는, 외기온도로 인한 냉매 과냉도(Y) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이다.
그리고 실외열교환기측 공기 유속별 보정계수(c)는, 실외열교환기측 공기 유속으로 인한 냉매 과냉도(Y) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이고, 재순환 내기온별 보정계수(d)는, 재순환 내기온도에 대한 냉매 과냉도(Y) 산출값의 오차를 보정하기 위한 계수이다.
이러한 보정계수(a, b, c, d)는, 압축기 RPM과 냉매 과냉도의 상관 관계, 외기온도와 냉매 과냉도의 상관 관계, 실외열교환기측 공기 유속과 냉매 과냉도의 상관 관계, 재순환 내기온도와 냉매 과냉도의 상관 관계를 고려하여 얻어진 데이터이다.
상기 실험값 상수(e)는, 냉매 과냉도 변화 유발인자, 즉, 압축기 RPM, 외기온, 실외열교환기측 공기 유속, 공조장치 재순환 내기온을 [연산식 2]로 연산 처리하는 과정에서 발생되는 오차를 보정하기 위한 것으로, 제어부(40)에 미리 내장되어 있으며, 여러 번의 시험결과에 근거하여 정해진다.
이러한 [연산식 2]는, 냉매 과냉도(Y)에 영향을 주는 각종 인자들과, 각 인자에 대한 보정계수와 상수값을 모두 고려하여 연산한 값으로서, 이를 이용하면, 냉매 과냉도(Y)를 정밀하게 산출할 수 있다.
그리고 이렇게 산출된 냉매 과냉도(Y)는, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어를 위한 최적의 제어값이 된다.
다시, 도 2를 참조하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프 모드 시에, 상기 산출부(42)에서 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 최적 제어값인 냉매 과냉도(Y)가 산출되면, 산출된 냉매 과냉도(Y)를 근거로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 제어한다.
특히, 산출부(42)에서 산출된 최적의 냉매 과냉도(Y)와, 냉매순환라인(12)에 설치되는 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 과냉도를 비교 판단하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 정밀하게 제어한다.
이를 좀 더 상세하게 설명하면, 상기 제어부(40)는, 산출부(42)에서 최적 냉매 과냉도(Y)가 산출되면, 산출된 최적 냉매 과냉도(Y)와, 냉매순환라인(12)의 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 과냉도(L)를 비교 판단하여, 아래의 [제 3조건]을 만족하는지를 판단한다.
즉, 최적 냉매 과냉도(Y)가, 현재 냉매 과냉도(L)에 미리 설정된 크기만큼의 과냉도(β)를 더한 과냉도값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
[제 3조건]
최적 냉매 과냉도(Y) ＞ 현재 냉매 과냉도(L) ＋ 설정 과냉도(β)
판단 결과, 상기 [제 3조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 부족한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다.
이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 향상시켜, 차실내의 난방성능을 증진시킨다.
한편, 판단 결과, [제 3조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 아래의 [제 4조건]에서와 같이, 최적 냉매 과냉도(Y)가, 현재 냉매 과냉도(L)에서 미리 설정된 크기만큼의 과냉도(β)를 뺀 과냉도값 미만인 조건인지를 판단한다.
[제 4조건]
최적 냉매 과냉도(Y) ＜ 현재 냉매 과냉도(L) － 설정 과냉도(β)
판단 결과, 상기 [제 4조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 과도한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 감소시킨다. 이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력을 감소시킨다.
한편, 판단 결과, 상기 [제 4조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 현재의 상태로 유지시킨다.
다음으로, 이와 같은 구성을 갖는 제 2실시예의 작동예를 도 2와 도 4를 참조하여 상세하게 설명한다.
먼저, 도 4를 참조하면, 히트펌프 모드 상태에서(S201), 각 센서(50, 52, 54, 56)들로부터 각종 센싱정보들이 입력된다(S203). 예를 들면, 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보들이 입력된다.
그리고 각종 센싱정보들이 입력되면, 상기 제어부(40)를 입력된 각종 센싱정보들과, 미리 내장된 보정계수와 상수를 미리 내장된 위의 [연산식 2]로 연산처리하여 냉매 과냉도(Y)로 산출한다(S205).
그리고 냉매 과냉도(Y)의 산출이 완료되면, 상기 제어부(40)는, 산출된 최적 냉매 과냉도(Y)와, 냉매순환라인(12)의 각 PT센서(30)의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 과냉도(L)를 비교 판단하여, 위의 [제 3조건]을 만족하는지를 판단한다(S207).
즉, 최적 냉매 과냉도(Y)가, 현재 냉매 과냉도(L)에 미리 설정된 크기만큼의 압축비(β)를 더한 압축비값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 3조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다(S209).
그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 증진되면서 차실내의 난방성능이 향상된다.
한편, (S207)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 3조건]을 만족하지 않으면(S207-1), 상기 제어부(40)는, 위의 [제 4조건]을 만족하는지를 다시 판단한다(S211).
즉, 최적 냉매 과냉도(Y)가, 현재 냉매 과냉도(L)에서 미리 설정된 크기만큼의 압축비(β)를 뺀 압축비값 미만인 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 3조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 미리 설정된 크기 만큼 감소시킨다(S213). 그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력이 감소된다.
한편, (S211)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 4조건]을 만족하지 않으면(S211-1), 상기 제어부(40)는, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 현재의 상태로 유지시킨다(S215).
이와 같은 구성을 갖는 제 2실시예의 열관리 시스템에 의하면, 상기 [연산식 2]을 통해 산출된 최적 냉매 과냉도(Y)로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 제어할 경우, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 최적의 상태로 제어할 수 있게 된다.
또한, 냉매 과냉도(Y)에 영향을 주는 모든 인자들을 근거로 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 최적 제어값(최적 냉매 과냉도)을 산출하는 구조이므로, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 제어 정밀도와 민감도와 반응성을 개선시킬 수 있고, 이를 통해, 차실내의 난방성능을 개선시킬 수 있다.
[제 3실시예]
본 발명의 제 3실시예는, 도 2에 도시된 바와 같이, 상기 제어부(40)가 냉매순환라인(12)의 압축기(12a)도 제어하는 구조를 갖는다.
상기 제어부(40)가, 상기 [연산식 1] 또는 [연산식 2]에서 산출된 최적 제어값, 예를 들면, 냉매 압축비(X) 또는 냉매 과냉도(Y)를 통해 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)를 제어할 경우, 차실내의 토출공기온도가 변화되고, 이러한 토출공기온도의 변화에 따라 목표토출온도도 실시간으로 가변된다.
따라서, 본 발명의 제 3실시예에서는, 상기 제어부(40)가, 상기 목표토출온도와 토출공기온도의 변화에 대응하여, 압축기(12a)의 회전속도를 가변 제어하도록 구성된다.
이를 좀 더 상세하게 설명하면, 상기 제어부(40)는, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 가변 제어하는 과정에서 차실내의 토출공기온도와 목표토출온도가 실시간으로 가변되면, 가변되는 차실내 토출공기온도와 목표토출온도를 서로 비교 판단하여, 그 결과에 따라 상기 압축기(12a)의 회전속도(RPM)를 제어한다.
특히, 가변되는 차실내 토출공기온도와 목표토출온도를 서로 비교 판단하여, 아래의 [제 5조건]을 만족하는지를 판단한다.
즉, 목표토출온도(T1)가, 토출공기온도(T2)에 미리 설정된 크기만큼의 온도(γ)를 더한 온도값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
[제 5조건]
목표토출온도(T1) ＞ 토출공기온도(T2) ＋ 설정 온도(γ)
판단 결과, 상기 [제 5조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 부족한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 압축기(12a)의 회전속도를 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다.
이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 향상시켜, 차실내의 난방성능을 증진시킨다.
한편, 판단 결과, [제 5조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 아래의 [제 6조건]에서와 같이, 목표토출온도(T1)가, 토출공기온도(T2)에 미리 설정된 크기만큼의 온도(γ)를 뺀 온도값 미만인 조건인지를 판단한다.
[제 6조건]
목표토출온도(T1) ＜ 토출공기온도(T2) － 설정 온도(γ)
판단 결과, 상기 [제 6조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 현재 고압측 열교환기(12b)의 난방성능이 과도한 것으로 인식하고, 이러한 인식에 따라 압축기(12a)의 회전속도를 미리 설정된 크기만큼 감소시킨다. 이로써, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력을 감소시킨다.
한편, 판단 결과, 상기 [제 6조건]을 만족하지 않으면, 상기 제어부(40)는, 압축기(12a)의 회전속도를 현재의 상태로 유지시킨다.
다음으로, 이와 같은 구성을 갖는 제 3실시예의 작동예를 도 2와 도 5를 참조하여 상세하게 설명한다.
먼저, 도 5를 참조하면, 히트펌프 모드 상태에서(S301), 각 센서(50, 52, 54, 56)들로부터 각종 센싱정보들이 입력된다(S303). 예를 들면, 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보들이 입력된다.
그리고 각종 센싱정보들이 입력되면, 상기 제어부(40)는 입력된 각종 센싱정보들을 미리 내장된 연산식을 통해 최적 제어값을 산출한다(S305).
그리고 최적 제어값의 산출이 완료되면, 상기 제어부(40)는, 산출된 최적 제어값을 가지고 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 가변 제어한다(S307).
한편, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 개도량을 가변 제어하는 과정에서, 상기 제어부(40)는, 각종 센싱정보를 처리하여 미리 산출한 목표토출온도(T1)와, 차실내 토출공기온 센서(58)(도 2참조)에서 감지된 현재의 차실내 토출공기온도(T2)를 비교 판단하여, 상기 [제 5조건]을 만족하는지를 판단한다(S309).
즉, 목표토출온도(T1)가, 토출공기온도(T2)에 미리 설정된 크기만큼의 온도(γ)를 더한 온도값을 초과하는 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 5조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 압축기(12a)의 회전속도를 미리 설정된 크기만큼 증가시킨다(S311).
그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열성능을 증진되면서 차실내의 난방성능이 향상된다.
한편, (S309)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 5조건]을 만족하지 않으면(S309-1), 상기 제어부(40)는, 위의 [제 6조건]을 만족하는지를 다시 판단한다(S313).
즉, 목표토출온도(T1)가, 토출공기온도(T2)에 미리 설정된 크기만큼의 온도(γ)를 뺀 온도값 미만인 조건인지를 판단한다.
판단 결과, 상기 [제 6조건]을 만족하면, 상기 제어부(40)는, 압축기(12a)의 개도량을 미리 설정된 크기 만큼 감소시킨다(S315). 그러면, 고압측 열교환기(12b)의 발열능력이 감소된다.
한편, (S313)단계에서의 판단 결과, 상기 [제 6조건]을 만족하지 않으면(S313-1), 상기 제어부(40)는, 압축기(12a)의 회전속도를 현재의 상태로 유지시킨다(S317).
이와 같은 구성을 갖는 제 3실시예의 열관리 시스템에 의하면, 히트펌프모드용 팽창밸브(12c)의 최적 제어 과정에서 가변되는 차실내 토출공기온도와 목표토출온도에 대응하여, 상기 압축기(12a)의 회전속도를 능동적으로 가변 제어하는 구조이므로, 공조장치의 히트펌프 모드 작동효율을 최대한 증진시킬 수 있다.
또한, 공조장치의 히트펌프 모드 작동효율을 최대한 증진시킬 수 있으므로, 차량의 연비를 저감시킴과 동시에, 차실내의 난방성능을 개선시킬 수 있다.
이상에서는 본 발명의 바람직한 실시예를 예시적으로 설명하였으나, 본 발명의 범위는 이와 같은 특정 실시예에만 한정되는 것은 아니며, 특허청구범위에 기재된 범주내에서 적절하게 변경 가능한 것이다.

Claims (18)

  1. 압축기와, 고압측 열교환기와, 실외열교환기와, 복수개의 팽창밸브와 저압측 열교환기를 구비하는 히트펌프식 냉매순환라인을 포함하는 차량의 열관리 시스템에 있어서,
    상기 냉매순환라인을 따라 순환하는 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 적어도 하나 이상의 인자의 실시간 정보를 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적 제어값을 산출하고, 산출된 최적 제어값을 근거로 상기 복수의 팽창밸브 중 적어도 어느 하나를 제어하는 제어부를 포함하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  2. 제 1항에 있어서,
    상기 냉매의 온도와 압력에 영향을 주는 인자는, 압축기의 회전속도(RPM), 외기온, 실외열교환기의 통과 공기 유속, 공조장치 내로 재순환되는 차실내 공기온도이며;
    상기 제어부는,
    각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를 미리 내장된 연산식으로 연산 처리하여 최적의 제어값을 산출하고,
    산출된 최적의 제어값을 근거로 상기 복수의 팽창밸브 중 적어도 어느 하나를 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  3. 제 2항에 있어서,
    히트펌프 모드 시에, 상기 고압측 열교환기에서 상기 실외열교환기로 유동하는 냉매를 감압,팽창시키는 히트펌프모드용 팽창밸브를 포함하며;
    상기 제어부는,
    히트펌프 모드 시에, 산출된 최적 제어값을 근거로 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  4. 제 3항에 있어서,
    상기 제어부는,
    각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를, 아래의 [연산식 1]으로 연산 처리하여 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어값을 냉매 압축비(X)로 산출하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [연산식 1]
    냉매 압축비(X) = A × 압축기 RPM ＋ B × 외기온 ＋ C × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ D × 공조장치 재순환 내기온 × E
    (A: 압축기 RPM에 대한 보정계수, B: 외기온에 대한 보정계수, C: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, D: 재순환 내기온에 대한 보정계수, E: 실험값 상수)
  5. 제 4항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 1]에서 산출된 최적의 냉매 압축비(X)와, 상기 냉매순환라인의 각 PT센서의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 압축비(K)를 비교하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 가변 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  6. 제 5항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 1]에서 산출된 최적의 냉매 압축비(X)와, 현재의 냉매 압축비(K)를 비교하여 아래의 [제 1조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 1조건]을 만족하면, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 1조건]
    최적 냉매 압축비(X) ＞ 현재 냉매 압축비(K) ＋ 설정 압축비(α)
  7. 제 6항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 1]에서 산출된 최적의 냉매 압축비(X)와, 현재의 냉매 압축비(K)를 비교하여 아래의 [제 2조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 2조건]을 만족하면, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 감소시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 2조건]
    최적 냉매 압축비(X) ＜ 현재 냉매 압축비(K) － 설정 압축비(α)
  8. 제 7항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [제 1조건]과 [제 2조건]을 모두 만족하지 않을 시에, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 현재의 상태로 유지시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  9. 제 3항에 있어서,
    상기 제어부는,
    각 센서에서 실시간으로 입력된 상기 압축기 RPM 정보, 외기온 정보, 실외열교환기측 공기 유속 정보, 공조장치 재순환 내기온 정보를, 아래의 [연산식 2]으로 연산 처리하여 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 최적 제어값을 냉매 과냉도(Y)로 산출하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [연산식 2]
    냉매 과냉도(Y) = a × 압축기 RPM ＋ b × 외기온 ＋ c × 실외열교환기측 공기 유속 ＋ d × 공조장치 재순환 내기온 × e
    (a: 압축기 RPM에 대한 보정계수, b: 외기온에 대한 보정계수, c: 실외열교환기측 공기 유속에 대한 보정계수, d: 재순환 내기온에 대한 보정계수, e: 실험값 상수)
  10. 제 9항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 2]에서 산출된 최적의 냉매 과냉도(Y)와, 상기 냉매순환라인의 각 PT센서의 감지데이터를 통해 산출된 현재 냉매 과냉도(L)를 비교하여, 그 결과에 따라 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 가변 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  11. 제 10항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 2]에서 산출된 최적의 냉매 과냉도(Y)와, 현재의 냉매 과냉도(L)를 비교하여 아래의 [제 3조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 3조건]을 만족하면, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 증가시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 3조건]
    최적 냉매 과냉도(Y) ＞ 현재 냉매 과냉도(L) ＋ 설정 과냉도(β)
  12. 제 11항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [연산식 2]에서 산출된 최적의 냉매 과냉도(Y)와, 현재의 냉매 과냉도(L)를 비교하여 아래의 [제 4조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 4조건]을 만족하면, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 미리 설정된 크기만큼 감소시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 4조건]
    최적 냉매 과냉도(Y) ＜ 현재 냉매 과냉도(L) － 설정 과냉도(β)
  13. 제 12항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [제 3조건]과 [제 4조건]을 모두 만족하지 않을 시에, 상기 히트펌프모드용 팽창밸브의 개도량을 현재의 상태로 유지시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  14. 제 1항 내지 제 13항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 팽창밸브의 제어과정에서 실시간으로 가변되는 차실내 토출공기온도와 목표토출온도에 대응하여, 상기 압축기의 회전속도를 가변 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  15. 제 14항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 팽창밸브의 제어과정에서 현재의 차실내 토출공기온도와 목표토출온도가 가변될 시에, 가변되는 상기 현재의 차실내 토출공기온도와 목표토출온도의 크기를 서로 비교하여, 그 결과에 따라 상기 압축기의 회전속도를 가변 제어하는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
  16. 제 15항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 목표토출온도와 현재의 토출공기온도를 비교하여, 아래의 [제 5조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 5조건]을 만족하면, 상기 압축기의 회전속도를 미리 설정된 크기만큼 증가시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 5조건]
    목표토출온도(T1) ＞ 토출공기온도(T2) ＋ 설정 온도(γ)
  17. 제 16항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 목표토출온도와 현재의 토출공기온도를 비교하여, 아래의 [제 6조건]을 만족하는지를 판단하고,
    판단 결과, 상기 [제 6조건]을 만족하면, 상기 압축기의 회전속도를 미리 설정된 크기만큼 감소시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
    [제 6조건]
    목표토출온도(T1) ＜ 토출공기온도(T2) － 설정 온도(γ)
  18. 제 17항에 있어서,
    상기 제어부는,
    상기 [제 5조건]과 [제 6조건]을 모두 만족하지 않을 시에, 상기 압축기의 회전속도를 현재의 상태로 유지시키는 것을 특징으로 하는 차량의 열관리 시스템.
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