WO2020234057A1 - Dispositif de gestion thermique avec vanne de régulation de pression d'évaporation - Google Patents

Dispositif de gestion thermique avec vanne de régulation de pression d'évaporation Download PDF

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WO2020234057A1
WO2020234057A1 PCT/EP2020/063234 EP2020063234W WO2020234057A1 WO 2020234057 A1 WO2020234057 A1 WO 2020234057A1 EP 2020063234 W EP2020063234 W EP 2020063234W WO 2020234057 A1 WO2020234057 A1 WO 2020234057A1
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WO
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valve
management device
pressure
thermal management
heat exchanger
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PCT/EP2020/063234
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Mohamed Yahia
Stefan Karl
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Valeo Systemes Thermiques
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Definitions

  • the present invention relates to the field of thermal management devices for a motor vehicle and more particularly to a thermal management device configured to manage the comfort of the occupants in the passenger compartment.
  • This air conditioning circuit may in particular include at least two heat exchangers arranged in parallel with each other and able to operate simultaneously as an evaporator. It is also known practice to have, in the air conditioning circuit, a valve at constant pressure downstream of the evaporator intended to be crossed by an internal air flow. This valve makes it possible to maintain a minimum pressure of the refrigerant fluid passing through this evaporator. This makes it possible to operate this evaporator at a higher pressure than that of the other evaporator. In addition, it limits the coolant temperature G evaporator outlet and so it reduces the risk of driving the icing of the evaporator and compressor damage of air conditioning system ⁇
  • One of the aims of the present invention is to at least partially remedy the drawbacks of the prior art and to provide an improved thermal management device allowing greater cooling power at the evaporator level, by limiting unwanted pressure drops. , while being less expensive than the devices according to the state of the art using a constant pressure valve.
  • the present invention therefore relates to a thermal management device of a motor vehicle, said thermal management device comprising a refrigerant circuit in which a refrigerant fluid is intended to circulate, said refrigerant circuit comprising a first and a second operating evaporator. in parallel and a pressure control valve
  • evaporation valve disposed downstream of at least one of said first and second evaporators, said evaporation pressure regulating valve being configured to open at a pressure differential of between 0.5 and 5 Bar between upstream and downstream of said evaporation pressure regulating valve,
  • the refrigerant circuit further comprising a bypass line for the evaporating pressure regulating valve, said first bypass line comprising a two-way valve with low pressure drop.
  • the refrigerant circuit is configured such that the first evaporator and the second evaporator can operate in parallel or in series.
  • the opening pressure differential of the evaporation pressure regulating valve is between 0.7 and 1.3 Bar.
  • the evaporating pressure regulating valve is a mechanical pressure differential valve having the following opening characteristics:
  • the opening of the evaporating pressure regulation valve increases to an intermediate control opening, the increase in the opening of the control valve.
  • evaporation pressure regulation taking place along a first rectilinear slope
  • the opening of the evaporating pressure regulating valve increases to its maximum opening, increasing the opening of the evaporating pressure regulating valve taking place along a second rectilinear slope, greater than the first slope.
  • the intermediate control opening of the evaporating pressure regulating valve has a diameter of between 1.2 and 3 mm.
  • the maximum opening of the evaporating pressure regulating valve has a diameter of between 3 and 5 mm.
  • the evaporating pressure regulating valve is a calibrated non-return valve.
  • the two-way valve has an opening whose diameter is between 8 and 15 mm.
  • the evaporating pressure regulating valve and the bypass pipe are arranged downstream of a heat exchanger intended to be traversed by an internal air flow and able to function as as evaporator.
  • the evaporation pressure regulating valve and the bypass pipe are arranged downstream of a heat exchanger intended to be crossed by an external air flow and able to operate as as evaporator.
  • the evaporation pressure regulating valve and the bypass pipe are arranged downstream of a heat exchanger intended to cool one or more components of the motor vehicle and able to operate as a heat exchanger. 'evaporator.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a thermal management device according to a first embodiment
  • FIG. 2 shows a schematic representation of a thermal management device according to the first embodiment in a cooling mode
  • FIG. 3 shows a schematic representation of a thermal management device according to the first embodiment in a dehumidification mode
  • - Figure 4 shows a schematic representation of a thermal management device according to a second embodiment
  • FIG. 5 shows a schematic representation of a thermal management device according to the second embodiment in a cooling mode
  • FIG. 6 shows a schematic representation of a thermal management device according to the second embodiment in a dehumidification mode
  • FIG. 7 shows a schematic representation of a thermal management device according to a third embodiment
  • FIG. 8 shows a schematic representation of a thermal management device according to a fourth embodiment
  • FIG. 9 shows a diagram of the evolution of the opening of an evaporating pressure control valve as a function of a pressure differential.
  • first element or second element as well as first parameter and second parameter or even first criterion and second criterion, etc.
  • indexing does not imply a priority of one element, parameter or criterion over another and it is easy to interchange such names without departing from the scope of the present description.
  • This indexation does not imply an order in time, for example, to assess this or that criterion.
  • placed upstream is meant that one element is placed before another with respect to the direction of flow of a fluid.
  • placed downstream is meant that one element is placed after another relative to the direction of flow of the fluid.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a thermal management device 1 according to a first embodiment.
  • This thermal management device 1 comprises in particular a refrigerant fluid circuit in which a refrigerant fluid is intended to circulate.
  • This refrigerant fluid circuit comprises a main branch A comprising, in the direction of circulation of the refrigerant fluid:
  • the first heat exchanger 5 can more particularly be a radiator arranged in a heating, ventilation and air conditioning device (also called HVAC for “Heating, Ventilation and Air Conditioning” in English) inside which the air flow circulates. internal 100 to the passenger compartment of the motor vehicle.
  • HVAC heating, ventilation and air conditioning device
  • the first expansion device 7 may in particular be a pressure reducing valve comprising a stop function, that is to say capable of blocking the flow of refrigerant fluid when it is closed in order to prevent the refrigerant fluid from passing through the second heat exchanger. heat 9.
  • a pressure reducing valve comprising a stop function
  • the first expansion device 7 may include a shut-off valve (not shown) upstream or downstream.
  • This first expansion device 7 may also be able to allow the flow of refrigerant fluid to pass without loss of pressure when the latter is fully open.
  • this first expansion device 7 can be bypassed.
  • the second heat exchanger 9 can more particularly be an evapo-condenser arranged on the front face of the motor vehicle.
  • the second expansion device 11 may in particular be an expansion valve comprising a shutdown function, that is to say capable of blocking the flow of refrigerant fluid when it is closed in order to prevent the refrigerant fluid from passing through the third heat exchanger. heat 13.
  • a shut-off valve (not shown) upstream or downstream.
  • the third heat exchanger 13 can more particularly be an evaporator arranged in the HVAC upstream of the first heat exchanger 5 in the direction of circulation of the internal air flow 100.
  • the refrigerant fluid circuit also comprises a first bypass branch B connecting the refrigerant fluid outlet of the second heat exchanger 9 to the refrigerant fluid inlet of the compressor 3.
  • This first bypass branch B more precisely connects a first connection point 31 to a second connection point 32 arranged on the main branch A.
  • the first connection point 31 is arranged downstream of the second heat exchanger 9, between said second heat exchanger 9 and the second expansion device 11.
  • the second point connection 32 is for its part disposed upstream of the compressor 3, between the third heat exchanger 13 and said compressor 3.
  • This first bypass branch B notably comprises a two-way valve 51.
  • the refrigerant fluid circuit further comprises a second bypass branch C connecting the refrigerant fluid outlet of the first heat exchanger 5 to the refrigerant fluid inlet of the second expansion device 11.
  • This second bypass branch C more precisely connects a third connection point 33 to a fourth connection point 34 arranged on the main branch A.
  • the third connection point 33 is arranged downstream of the first heat exchanger 5, between said first heat exchanger 5 and the first expansion device 7
  • the fourth connection point 34 is for its part disposed upstream of the second expansion device 11, between the second heat exchanger 9 and said second expansion device 11.
  • This second bypass branch C also comprises a two-way valve 52.
  • the main branch A can also include between the first connection point 31 and the fourth connection point 34, a non-return valve 41 configured to block a circulation of the refrigerant fluid. Going from the fourth connection point 34, therefore coming from the second bypass branch C, towards the first connection point 31, therefore towards the second heat exchanger 9.
  • a non-return valve 41 configured to block a circulation of the refrigerant fluid. Going from the fourth connection point 34, therefore coming from the second bypass branch C, towards the first connection point 31, therefore towards the second heat exchanger 9.
  • the two-way valve 52 prevents the circulation of fluid in the second branch bypass C, the first evaporator 9 and the second evaporator 13 operate in series.
  • the two-way valve 52 allows fluid to circulate in the second bypass branch C, the first evaporator 9 and the second evaporator 13 operate in parallel.
  • the refrigerant circuit is thus configured such that the first evaporator and the second evaporator can operate in parallel or in series.
  • the refrigerant fluid circuit can also include on its main branch A, a phase separation device 50 arranged upstream of the compressor 3. More precisely, this phase separation device 50 can be placed between the second connection point 32 and the compressor 3.
  • the thermal management device 1 can also include, within the HVAC, a flap 300 arranged so as to allow or prevent the internal air flow 100 from passing through the first heat exchanger 5.
  • the refrigerant circuit also includes a pressure control valve
  • this evaporation pressure control valve 15 disposed downstream of the third heat exchanger 13. More specifically, this evaporation pressure control valve 15 is disposed between the third heat exchanger 13 and the second connection point 32.
  • the refrigerant fluid circuit further comprises a bypass line D of the evaporation pressure regulating valve 15.
  • This bypass line D connects a fifth connection point 35 to a sixth connection point 36 arranged on the main branch A
  • the fifth connection point 35 is arranged upstream of the pressure regulating valve 15, between the third heat exchanger 13 and said pressure regulating valve 15.
  • This evaporating pressure regulating valve makes it possible to maintain a pressure. minimum refrigerant fluid leaving the third heat exchanger 13.
  • Bypass line D also includes a two-way valve 53.
  • the thermal management device 1 illustrated in FIG. 1 is able to operate according to different operating modes illustrated in FIGS. 2 and 3.
  • FIGS. 2 and 3 only the active elements are represented.
  • the flow of refrigerant fluid is represented by arrows.
  • the mode of operation is a cooling mode.
  • the refrigerant first passes into the compressor 3 where it undergoes an increase in pressure and goes to high pressure.
  • the high pressure refrigerant then passes into the first heat exchanger 5 which it passes through without exchanging heat energy with the internal air flow 100 due to the fact that the shutter 300 is closed.
  • the high pressure refrigerant does not pass into the second bypass branch C because its two-way valve 52 is closed.
  • the high pressure refrigerant then arrives at the first expansion device 7 which it passes or bypasses while remaining at high pressure.
  • the high pressure refrigerant then passes through the second heat exchanger 9 at which it transfers heat energy to the external air flow 200.
  • the second heat exchanger 9 operates as an external condenser. On leaving the second heat exchanger 9, the high-pressure refrigerant fluid does not pass into the first bypass branch B because its two-way valve 51 is closed.
  • the high pressure coolant then arrives at the second expansion device 11, which it passes through undergoing a pressure loss.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low pressure refrigerant then passes through the third heat exchanger 13 where it absorbs heat energy from the internal air flow 100.
  • the third heat exchanger 13 operates as an internal evaporator.
  • the low-pressure refrigerant fluid bypasses the evaporating pressure regulating valve 15 by passing through the bypass line D due to the fact that its two-way valve 53 is open.
  • the low-pressure refrigerant then goes to compressor 3.
  • the operating mode is a dehumidification mode.
  • the refrigerant first passes into compressor 3, where it undergoes an increase in pressure and goes to high pressure.
  • the high-pressure refrigerant then passes into the first heat exchanger 5, which it passes through, releasing heat energy to the internal air flow 100 as the damper 300 is open.
  • a first portion of the high pressure refrigerant fluid passes into the second bypass branch C because its two-way valve 52 is open and a second portion of the high pressure refrigerant fluid joins the first device. relaxation 7.
  • the first portion of high pressure refrigerant fluid arrives at the second expansion device 11 which it passes through undergoing a loss of pressure.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low-pressure refrigerant then passes through the third heat exchanger 13 at which it absorbs heat energy from the internal air flow 100.
  • the third heat exchanger 13 operates as an internal evaporator.
  • the low pressure refrigerant fluid passes through the evaporation pressure regulating valve 15 because the two-way valve 53 is closed.
  • the second portion of high pressure refrigerant fluid arrives at the level of the first expansion device 7 which it passes through undergoing a loss of pressure. The refrigerant then passes to low pressure.
  • the low-pressure refrigerant then passes through the second heat exchanger 9 at which it absorbs heat energy from the external air flow 200.
  • the second heat exchanger 9 operates as an external evaporator.
  • the low pressure refrigerant fluid passes into the first bypass branch B because its two-way valve 51 is open.
  • the high pressure refrigerant fluid leaving the second bypass branch C does not flow back to the first connection point 31 due to the non-return valve 4L
  • the two low pressure refrigerant fluid portions meet at the second point of connection 32 and then return to compressor 3.
  • the fact that the low-pressure refrigerant fluid leaving the third heat exchanger 13 passes through the evaporating pressure regulating valve 15 allows the pressure of the refrigerant fluid to remain at a minimum pressure. This makes it possible, especially when the ambient temperature is low or even negative, to maintain the third heat exchanger 13 at a positive evaporation temperature or of the order of 0 ° C in order to limit the risk of icing.
  • the second 9 and the third 13 heat exchanger both act as evaporators and operate in parallel with each other.
  • the thermal management device 1 can also operate in other operating modes, for example in a heat pump mode in which the third heat exchanger 13 does not intervene.
  • FIG. 4 shows a thermal management device according to a second embodiment.
  • This second embodiment differs from the first embodiment, illustrated in FIG. 1, in that it comprises a third bypass branch E.
  • This third bypass branch E is in particular arranged so as to be connected in parallel with the second expansion device 11 and the third heat exchanger 13.
  • the third bypass branch E comprises in particular a third expansion device 17 and a fourth heat exchanger 19 disposed downstream of said third expansion device 17.
  • This fourth heat exchanger 19 may in particular be an evaporator intended to directly or indirectly cool one or more several components of the motor vehicle, for example batteries.
  • This third branch E branch connects a seventh connection point 37 to an eighth connection point 38.
  • the seventh connection point 37 is arranged on the main branch A, upstream of the second expansion device 11, between the second heat exchanger 9 and said second trigger device 11.
  • connection 37 is arranged between the fourth connection point 34 and the second device expansion 11.
  • the eighth connection point 38 is for its part disposed downstream of the sixth connection point 36 or of the two-way valve 51 of the first bypass branch B. More precisely, the eighth connection point 38 is arranged between this two-way valve 51 and the compressor 3 or else between the sixth connection point 36 and the compressor 3. In FIG. 4, this eighth connection point 38 is arranged on the first bypass branch B, between the two-way valve 51 and the second connection point 32.
  • the thermal management device 1 illustrated in FIG. 4 is able to operate according to different operating modes illustrated in FIGS. 5 and 6.
  • FIGS. 5 and 6 only the active elements are represented.
  • the flow of refrigerant fluid is represented by arrows.
  • the mode of operation illustrated in FIG. 5 is a cooling mode.
  • This cooling mode is similar to that illustrated in FIG. 2, with the difference that at the outlet of the second heat exchanger 9, a first portion of the high pressure refrigerant fluid passes into the third bypass branch E and a second portion of the High pressure refrigerant fluid remains in the main branch and joins the second expansion device 11.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low pressure coolant then passes through the fourth heat exchanger 19 where it absorbs heat energy from the components of the motor vehicle.
  • the fourth heat exchanger 19 operates as an evaporator.
  • the second portion of the high pressure heat transfer fluid arrives at the second expansion device 11 which it passes through undergoing a pressure loss.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low pressure refrigerant then passes through the third heat exchanger 13 where it absorbs heat energy from the internal air flow 100.
  • the third heat exchanger 13 operates as an internal evaporator.
  • the low-pressure refrigerant fluid bypasses the evaporating pressure regulating valve 15 by passing through the bypass line D due to the fact that its two-way valve 53 is open.
  • the two refrigerant portions meet upstream of the compressor 3, here at the second connection point 32 and return to said compressor 3.
  • the fact that the refrigerant at low pressure bypasses the evaporating pressure regulating valve 15 allows the pressure of the refrigerant to be as low as possible so that the refrigerant can absorb the maximum heat energy from the internal air flow 100.
  • the cooling capacity of the third heat exchanger 13 is therefore not impacted by the presence of this evaporation pressure regulating valve 15 in this cooling mode.
  • the operating mode illustrated in Figure 6 is a dehumidification mode.
  • This dehumidification mode is similar to that illustrated in Figure 3, with the difference that at the outlet of the second bypass branch C, the high pressure refrigerant fluid is again divided into a first portion passing through the third bypass branch. E and a second portion remaining in the main branch and joining the second expansion device 11.
  • the first portion of the high pressure refrigerant fluid passing through the third branch branch E arrives at the third expansion device 17, which it passes through undergoing a pressure loss.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low pressure coolant then passes through the fourth heat exchanger 19 where it absorbs heat energy from the components of the motor vehicle.
  • the fourth heat exchanger 19 operates as an evaporator.
  • the second portion of high pressure refrigerant fluid arrives at the second expansion device 11 which it passes through undergoing a pressure loss.
  • the refrigerant then passes to low pressure.
  • the low pressure refrigerant then passes through the third heat exchanger 13 where it absorbs heat energy from the internal air flow 100.
  • the third heat exchanger 13 operates as an internal evaporator.
  • the low-pressure refrigerant fluid passes through the evaporation pressure regulating valve 15 because the two-way valve 53 is closed.
  • the high pressure refrigerant fluid leaving the second bypass branch C does not flow back to the first connection point 31 due to the non-return valve 41.
  • the two low pressure refrigerant fluid portions meet at the second point. connection 32 and then return to compressor 3.
  • the fact that the low-pressure refrigerant fluid leaving the third heat exchanger 13 passes through the evaporating pressure regulating valve 15 allows the pressure of the refrigerant fluid to remain at a minimum pressure. This makes it possible, especially when the ambient temperature is low or even negative, to maintain the third heat exchanger 13 at a positive evaporation temperature or of the order of 0 ° C in order to limit the risk of icing.
  • the second 9 the third 13 and the fourth 19 heat exchanger all have an evaporator role and work in parallel with each other.
  • the heat energy recovered in the internal air flow 100 via the third heat exchanger 13, in the external air flow 200 via the second heat exchanger 9 and in the components of the motor vehicle via the fourth heat exchanger 19, is released into the internal air flow 100 via the first heat exchanger 5 which functions as an internal condenser.
  • FIG. 7 shows a thermal management device 1 in which the third bypass branch E can comprise a pressure regulating valve 15 'as well as a bypass D 'of the evaporating pressure regulating valve 15' arranged downstream of the fourth heat exchanger 19.
  • This bypass pipe D ' connects two connection points 35', 36 'arranged on either side of the 15 'pressure control valve.
  • the bypass line D ' also includes a two-way valve 53'.
  • this pressure regulating valve 15 makes it possible to maintain a minimum pressure of the refrigerant fluid at the outlet of the fourth heat exchanger 19. This is particularly useful when the fourth heat exchanger 19 must operate at a refrigerant pressure greater than at least one evaporator operating in parallel, for example the third heat exchanger 13 in cooling mode or the third 13 and the second 9 heat exchanger in cooling mode
  • dehumidification This allows the fourth heat exchanger 19 to have a positive evaporation temperature or of the order of 0 ° C in order to limit the risks of excessively cooling the components of the motor vehicle so as for example not to damage them or then to affect passenger comfort by using too much of the cooling power of the thermal management device 1.
  • the two-way valve 53 ' is opened so that the refrigerant fluid bypasses the evaporation pressure regulating valve 15 'and thus the fourth heat exchanger 19 reaches its full cooling capacity.
  • FIG. 8 shows a thermal management device 1 in which the main branch A of the refrigerant circuit can also include a pressure regulating valve 15 ”as well as a bypass line D” of the pressure regulating valve of 15 ”evaporation arranged downstream of the second heat exchanger 9.
  • This bypass pipe D connecting two connection points 35 ”, 36” arranged on either side of the 15 ”pressure control valve.
  • the pressure regulating valve 15 ”and its bypass line D” are more particularly arranged between the second heat exchanger 9 and the first connection point 31.
  • the bypass line D also includes a two-way valve 53”.
  • this pressure regulation valve 15 makes it possible to maintain a minimum pressure of the refrigerant fluid at the outlet of the second heat exchanger 9. This is
  • the second heat exchanger 9 particularly useful when the second heat exchanger 9 must operate at a refrigerant pressure greater than at least one evaporator operating in parallel, for example the third heat exchanger 13 and / or the fourth heat exchanger 19 in dehumidification mode.
  • This allows the second heat exchanger 9 to have a positive evaporation temperature or of the order of 0 ° C for example in order to limit the risk of icing, for example in dehumidification or heat pump mode. This also makes it possible to defrost said second heat exchanger 9 if necessary.
  • the two-way valve 53 is opened so that the refrigerant fluid bypasses the evaporation pressure regulation valve 15 ”And as well as the second interchange heat 9 reaches its full cooling capacity when operating as an evaporator or heat dissipation when operating as an external condenser.
  • an evaporation pressure regulating valve 15, 15 ', 15 ” disposed downstream of at least one of said first and second evaporators 9, 13, 19. makes it possible to maintain a minimum evaporation pressure within said evaporator 9, 13, 19. So that the minimum evaporation pressure allows operation at a temperature
  • said 15, 15 ", 15" evaporation pressure control valve is configured to open at a pressure differential between 0.5 and 5 Bar.
  • evaporation rate is between 0.7 and 1.3 Bar for better control of this evaporating temperature.
  • the pressure differential here corresponds to the pressure difference between upstream and downstream of the evaporating pressure regulating valve 15, 15 ’, 15”.
  • the refrigerant circuit also has a bypass line D, D ", D” from the evaporating pressure control valve 15, 15 “, 15". This first conduct of
  • bypass D, D ’, D comprises a two-way valve 51, 51 ’, 51” in order to control the passage of the flow of refrigerant fluid and to apply or not an evaporating pressure within G evaporator 9, 13, 19.
  • the two-way valve 51, 51', 51” preferably has an opening whose equivalent diameter is between 8 and 15 millimeters (mm). This is understood to mean that the effective section of passage of the fluid in the valve is the same as that of a cylindrical tube with a diameter of between 8 and 15 millimeters. In other words, the effective section of the passage of the fluid is between 50 and 175 square millimeters (mm 2 )
  • the evaporating pressure regulating valve 15, 15 ', 15 ” can be a mechanical pressure differential valve having opening characteristics as a function of the differential of pressure of the refrigerant fluid between its upstream and its downstream side as illustrated in FIG. 9.
  • FIG. 9 represents the diameter of the equivalent passage section of the valve as a function of the pressure difference at the terminals of the valve.
  • the opening of the evaporating pressure regulating valve 15, 15 ", 15” is constant.
  • constant is meant here that the opening of the control valve remains zero or almost zero until the pressure differential reaches the value of DPmin.
  • the opening of the control valve can remain zero, i.e. closed until an opening of 0.8 mm at DPmin.
  • almost zero opening is meant the opening corresponding to the leakage rate of the valve 15, 15 ", 15".
  • the opening of the 15, 15 ', 15 ”evaporating pressure regulating valve increases to an intermediate Ocont control opening.
  • the increase in the opening of the evaporation pressure control valve 15, 15 ', 15 ” is carried out according to a first constant PI slope.
  • the Ocont control intermediate opening can have a diameter of WO 2020/234057 PCT / EP2020 / 063234 between 1.2 and 3 mm in diameter.
  • the intermediate opening has a fluid passage section equivalent to a tube whose diameter is between 1.2 and 3 millimeters.
  • the effective passage section of the fluid is thus between 1.1 mm 2 and 7.0 mm 2 .
  • the increase in the opening of the evaporating pressure regulation valve 15, 15 ', 15 ” is carried out according to a second constant slope P2, greater than the first slope Pl.
  • the maximum control opening Omax can have a diameter between 3 and 5 mm in diameter.
  • the effective section of the passage of the fluid is then between 7.0 mm 2 and 19.6 mm 2 .
  • the 15, 15 ", 15” evaporating pressure regulating valve can in particular be a calibrated check valve which has a low cost, much lower than the cost of a constant pressure valve according to the state of the art. The total cost of the thermal management device is thus reduced.
  • the second 9, the third 13 and the fourth 19 heat exchanger are all three able to operate as an evaporator.
  • they When operating as an evaporator, they all have a dedicated expansion device 7, 11, 17.
  • a dedicated expansion device 7, 11, 17. It is, however, quite possible to imagine other refrigerant circuit architectures with at least two heat exchangers capable of operating as an evaporator and arranged in parallel with one another.
  • other architectures for example in which an expansion device can be common to several evaporators in parallel.
  • the thermal management device 1 due to the fact that it comprises an evaporation pressure regulating valve 15, 15 ', 15 ”opening at a pressure differential between 0, 5 and 5 Bar and a bypass line D, D ', D ”downstream of at least one evaporator 9, 13, 19 operating in parallel with another evaporator 9, 13, 19, makes it possible to operate these evaporators 9 , 13, 19 at different evaporation pressures as required, for example in a dehumidification or defrost mode.
  • the bypass line D, D ', D ” makes it possible to bypass the evaporating pressure regulating valve 15, 15', 15” and thus allows the full cooling capacity of the evaporator to be used, by example in a cooling mode.

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Abstract

La présente invention concerne un dispositif de gestion thermique (1) d'un véhicule automobile, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant un circuit de fluide réfrigérant dans lequel est destiné à circuler un fluide réfrigérant, ledit circuit de fluide réfrigérant comportant un premier et un deuxième évaporateur (9, 13, 19) fonctionnant en parallèle et une vanne de régulation de pression d'évaporation (15, 15', 15'') disposée en aval d'au moins un desdits premier et deuxième évaporateurs (9, 13, 19), ladite vanne de régulation de pression d'évaporation (15, 15', 15'') étant configurée pour s'ouvrir à un différentiel de pression compris entre 0,5 et 5 Bar entre l'amont et l'aval de ladite vanne de régulation de pression d'évaporation (15, 15', 15''), le circuit de fluide réfrigérant comportant en outre une conduite de contournement (D, D', D'') de la vanne de régulation de pression d'évaporation (15, 15', 15''), ladite première conduite de contournement (D, D', D'') comprenant une vanne deux voies (51, 51', 51'').

Description

Dispositif de gestion thermique avec vanne de régulation de pression d’évaporation
La présente invention se rapporte au domaine des dispositifs de gestion thermique pour un véhicule automobile et plus particulièrement à un dispositif de gestion thermique configuré pour gérer le confort des occupants dans l’habitacle.
Dans le domaine automobile il est connu de gérer le confort des occupants au moyen d’un circuit de climatisation à l’intérieur duquel circule un fluide réfrigérant. Ce circuit de climatisation peut notamment comporter au moins deux échangeurs de chaleur disposés en parallèle l’un de l’autre et pouvant fonctionner simultanément en tant qu’évaporateur. Il est également connu de disposer dans le circuit de climatisation, une vanne à pression constante en aval de l’évaporateur destiné à être traversé par un flux d’air interne. Cette vanne permet de conserver une pression minimum du fluide réfrigérant traversant cet évaporateur. Cela permet de faire fonctionner cet évaporateur à une pression supérieure à celle de l’autre évaporateur. De plus, cela permet de limiter la température du fluide réfrigérant en sortie de G évaporateur et ainsi cela diminue les risques d’entraîner le givrage de l’évaporateur et d’endommager le compresseur du circuit de climatisation·
Cependant, le fait de limiter la température du fluide réfrigérant en sortie de G évaporateur génère une perte de charge non voulue qui limite également la puissance de refroidissement disponible et donc limite la capacité de refroidissement maximale du circuit de climatisation au niveau de G évaporateur principal. De plus une telle vanne est onéreuse ce qui augmente le coût du dispositif de gestion thermique.
Un des buts de la présente invention est de remédier au moins partiellement aux inconvénients de l’art antérieur et de proposer un dispositif de gestion thermique amélioré permettant une plus grande puissance de refroidissement au niveau de G évaporateur, en limitant les pertes de charges non voulue, tout en étant moins onéreux que les dispositifs selon l’état de l’art utilisant une vanne à pression constante.
La présente invention concerne donc un dispositif de gestion thermique d’un véhicule automobile, ledit dispositif de gestion thermique comportant un circuit de fluide réfrigérant dans lequel est destiné à circuler un fluide réfrigérant, ledit circuit de fluide réfrigérant comportant un premier et un deuxième évaporateur fonctionnant en parallèle et une vanne de régulation de pression
d’évaporation disposée en aval d’au moins un desdits premier et deuxième évaporateurs, ladite vanne de régulation de pression d’évaporation étant configurée pour s’ouvrir à un différentiel de pression compris entre 0,5 et 5 Bar entre l’amont et l’aval de ladite vanne de régulation de pression d’évaporation,
le circuit de fluide réfrigérant comportant en outre une conduite de contournement de la vanne de régulation de pression d’évaporation, ladite première conduite de contournement comprenant une vanne deux voies avec une faible perte de charge.
Le circuit de fluide réfrigérant est configuré de telle sorte que le premier évaporateur et le deuxième évaporateur peuvent fonctionner en parallèle ou en série.
Selon un aspect de l’invention, le différentiel de pression d’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation est compris entre 0,7 et 1,3 Bar. Selon un autre aspect de l’invention, la vanne de régulation de pression d’évaporation est une vanne mécanique à différentiel de pression ayant les caractéristiques d’ouverture suivantes :
- en dessous d’un différentiel de pression minimal, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation est constante,
- entre le différentiel de pression minimal et un différentiel de pression dit de contrôle, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation augmente jusqu’à une ouverture intermédiaire de contrôle, l’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation s’effectuant selon une première pente rectiligne,
- au-delà du différentiel de pression dit de contrôle, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation augmente jusqu’à son ouverture maximale, l’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation s’effectuant selon une deuxième pente rectiligne, supérieure à la première pente.
Selon un autre aspect de l’invention, l’ouverture intermédiaire de contrôle de la vanne de régulation de pression d’évaporation possède un diamètre compris entre 1,2 et 3 mm.
Selon un autre aspect de l’invention, l’ouverture maximale de la vanne de régulation de pression d’évaporation possède un diamètre compris entre 3 et 5 mm.
Selon un autre aspect de l’invention, la vanne de régulation de pression d’évaporation est un clapet anti-retour taré.
Selon un autre aspect de l’invention, la vanne deux voies a une ouverture dont le diamètre est compris entre 8 et 15 mm.
Selon un autre aspect de l’invention, la vanne de régulation de pression d’évaporation et la conduite de contournement sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur destiné à être traversé par un flux d’air interne et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
Selon un autre aspect de l’invention, la vanne de régulation de pression d’évaporation et la conduite de contournement sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur destiné à être traversé par un flux d’air externe et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
Selon un autre aspect de l’invention, la vanne de régulation de pression d’évaporation et la conduite de contournement sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur destiné à refroidir un ou plusieurs composants du véhicule automobile et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
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 :
- La figure 1 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un premier mode de réalisation,
- La figure 2 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon le premier mode de réalisation dans un mode de refroidissement,
- La figure 3 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon le premier mode de réalisation dans un mode de déshumidification, - La figure 4 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un deuxième mode de réalisation,
- La figure 5 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon le deuxième mode de réalisation dans un mode de refroidissement,
- La figure 6 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon le deuxième mode de réalisation dans un mode de déshumidification,
- La figure 7 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un troisième mode de réalisation,
- La figure 8 montre une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique selon un quatrième mode de réalisation,
- La figure 9 montre un diagramme de l’évolution de l’ouverture d’une vanne de régulation de pression d’évaporation en fonction d’un différentiel de pression.
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 inter-changées 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 inter-changer 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 une représentation schématique d’un dispositif de gestion thermique 1 selon un premier mode de réalisation. Ce dispositif de gestion thermique 1 comporte notamment un circuit de fluide réfrigérant dans lequel est destiné à circuler un fluide réfrigérant. Ce circuit de fluide réfrigérant comporte une branche principale A comportant, dans le sens de circulation du fluide réfrigérant :
- un compresseur 3,
- un premier échangeur de chaleur 5 destiné à être traversé par un flux d’air interne 100,
- un premier dispositif de détente 7,
- un deuxième échangeur de chaleur 9 destiné à être traversé par un flux d’air externe 200, - un deuxième dispositif de détente 11, et
- un troisième échangeur de chaleur 13 destiné à être traversé par le flux d’air interne 100.
Le premier échangeur de chaleur 5 peut plus particulièrement être un radiateur disposé dans un dispositif de chauffage, ventilation et air conditionné (également appelé HVAC pour « Heating, Ventilation and Air Conditioning » en anglais) à l’intérieur duquel circule le flux d’air interne 100 à destination de l’habitacle du véhicule automobile.
Le premier dispositif de détente 7 peut notamment être un détendeur comportant une fonction d’arrêt, c’est-à-dire pouvant bloquer le flux de fluide réfrigérant lorsqu’il est fermé afin d’empêcher le fluide réfrigérant de traverser le deuxième échangeur de chaleur 9. Une alternative est que le premier dispositif de détente 7 comporte une vanne d’arrêt (non représentée) en amont ou en aval. Ce premier dispositif de détente 7 peut également être apte à laisser passer le flux de fluide réfrigérant sans perte de pression lorsque ce dernier est ouvert complètement. Une alternative est que ce premier dispositif de détente 7 peut être contourné.
Le deuxième échangeur de chaleur 9 peut plus particulièrement être un évapo-condenseur disposé en face avant du véhicule automobile.
Le deuxième dispositif de détente 11 peut notamment être un détendeur comportant une fonction d’arrêt, c’est-à-dire pouvant bloquer le flux de fluide réfrigérant lorsqu’il est fermé afin d’empêcher le fluide réfrigérant de traverser le troisième échangeur de chaleur 13. Une alternative est que le deuxième dispositif de détente 11 comporte une vanne d’arrêt (non représentée) en amont ou en aval.
Le troisième échangeur de chaleur 13 peut plus particulièrement être un évaporateur disposé dans l’HVAC en amont du premier échangeur de chaleur 5 dans le sens de circulation du flux d’air interne 100.
Le circuit de fluide réfrigérant comporte également une première branche de dérivation B reliant la sortie de fluide réfrigérant du deuxième échangeur de chaleur 9 à l’entrée de fluide réfrigérant du compresseur 3. Cette première branche de dérivation B relie plus précisément un premier point de raccordement 31 à un deuxième point de raccordement 32 disposés sur la branche principale A. Le premier point de raccordement 31 est disposé en aval du deuxième échangeur de chaleur 9, entre ledit deuxième échangeur de chaleur 9 et le deuxième dispositif de détente 11. Le deuxième point de raccordement 32 est quant à lui disposé en amont du compresseur 3, entre le troisième échangeur de chaleur 13 et ledit compresseur 3.
Cette première branche de dérivation B comporte notamment une vanne deux voies 51.
Le circuit de fluide réfrigérant comporte en outre une deuxième branche de dérivation C reliant la sortie de fluide réfrigérant du premier échangeur de chaleur 5 à l’entrée de fluide réfrigérant du deuxième dispositif de détente 11. Cette deuxième branche de dérivation C relie plus précisément un troisième point de raccordement 33 à un quatrième point de raccordement 34 disposé sur la branche principale A. Le troisième point de raccordement 33 est disposé en aval du premier échangeur de chaleur 5, entre ledit premier échangeur de chaleur 5 et le premier dispositif de détente 7. Le quatrième point de raccordement 34 est quant à lui disposé en amont du deuxième dispositif de détente 11, entre le deuxième échangeur de chaleur 9 et ledit deuxième dispositif de détente 11. Cette deuxième branche de dérivation C comporte également une vanne deux voies 52. La branche principale A peut comporter également entre le premier point de raccordement 31 et le quatrième point de raccordement 34, un clapet anti-retour 41 configuré pour bloquer une circulation du fluide réfrigérant allant du quatrième point de raccordement 34, donc provenant de la deuxième branche de dérivation C, vers le premier point de raccordement 31, donc vers le deuxième échangeur de chaleur 9. Lorsque la vanne deux voies 52 empêche la circulation de fluide dans la deuxième branche de dérivation C, le premier évaporateur 9 et le deuxième évaporateur 13 fonctionnent en série. Lorsque la vanne deux voies 52 permet la circulation de fluide dans la deuxième branche de dérivation C, le premier évaporateur 9 et le deuxième évaporateur 13 fonctionnent en parallèle. Le circuit de fluide réfrigérant est ainsi configuré de telle sorte que le premier évaporateur et le deuxième évaporateur peuvent fonctionner en parallèle ou en série.
Le circuit de fluide réfrigérant peut également comporter sur sa branche principale A, un dispositif de séparation de phase 50 disposé en amont du compresseur 3. Plus précisément, ce dispositif de séparation de phase 50 peut être disposé entre le deuxième point de raccordement 32 et le compresseur 3.
Le dispositif de gestion thermique 1 peut également comporter, au sein du HVAC, un volet 300 disposé de sorte à permettre ou empêcher le flux d’air interne 100 de traverser le premier échangeur de chaleur 5.
Le circuit de fluide réfrigérant comporte également une vanne de régulation de pression
d’évaporation 15 disposée en aval du troisième échangeur de chaleur 13. Plus précisément, cette vanne de régulation de pression d’évaporation 15 est disposée entre le troisième échangeur de chaleur 13 et le deuxième point de raccordement 32.
Le circuit de fluide réfrigérant comporte en outre une conduite de contournement D de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15. Cette conduite de contournement D relie un cinquième point de raccordement 35 à un sixième point de raccordement 36 disposés sur la branche principale A. Le cinquième point de raccordement 35 est disposé en amont de la vanne de régulation de pression 15, entre le troisième échangeur de chaleur 13 et ladite vanne de régulation de pression 15. Cette vanne de régulation de pression d’évaporation permet de maintenir une pression minimale du fluide réfrigérant en sortie du troisième échangeur de chaleur 13.
La conduite de contournement D comprend également une vanne deux voies 53.
Le dispositif de gestion thermique 1 illustré à la figure 1 est apte à fonctionner selon différents modes de fonctionnements illustrés aux figures 2 et 3. Sur ces figures 2 et 3 seuls les éléments actifs sont représentés. Le flux de fluide réfrigérant est quant à lui représenté par des flèches.
1) mode de refroidissement :
Le mode de fonctionnement, illustré à la figure 2, est un mode de refroidissement.
Dans ce mode de refroidissement, le fluide réfrigérant passe tout d’abord dans le compresseur 3 au niveau duquel il subit une augmentation de pression et passe à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression passe ensuite dans le premier échangeur de chaleur 5 qu’il traverse sans échanger de l’énergie calorifique avec le flux d’air interne 100 du fait que le volet 300 est fermé. En sortie du premier échangeur de chaleur 5, le fluide réfrigérant à haute pression ne passe pas dans la deuxième branche de dérivation C du fait que sa vanne deux voies 52 est fermée. Le fluide réfrigérant à haute pression arrive ensuite au niveau du premier dispositif de détente 7 qu’il passe ou contourne tout en restant à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression traverse ensuite le deuxième échangeur de chaleur 9 au niveau duquel il cède de l’énergie calorifique au flux d’air externe 200.
Le deuxième échangeur de chaleur 9 fonctionne en tant que condenseur externe. En sortie du deuxième échangeur de chaleur 9, le fluide réfrigérant à haute pression ne passe pas dans la première branche de dérivation B du fait que sa vanne deux voies 51 est fermée.
Le fluide caloporteur à haute pression arrive ensuite au deuxième dispositif de détente 11 qu’il traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le troisième échangeur de chaleur 13 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 100. Le troisième échangeur de chaleur 13 fonctionne en tant qu’évaporateur interne. En sortie du troisième échangeur de chaleur 13, le fluide réfrigérant à basse pression contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 en passant par la conduite de contournement D du fait que sa vanne deux voies 53 est ouverte.
Le fluide réfrigérant à basse pression rejoint ensuite le compresseur 3.
Dans ce mode de refroidissement, l’énergie calorifique récupérée dans le flux d’air interne 100 via le troisième échangeur de chaleur 13, est relâchée dans le flux d’air externe 200 via le deuxième échangeur de chaleur 9.
Le fait que le fluide réfrigérant à basse pression contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 permet que la pression du fluide réfrigérant soit la plus basse possible afin que le fluide réfrigérant puisse absorber le plus d’énergie calorifique du flux d’air interne 100. La capacité de refroidissement du troisième échangeur de chaleur 13 n’est donc pas impactée par la présence de cette vanne de régulation de pression d’évaporation 15 dans ce mode de refroidissement.
2) mode de déshumidification :
Le mode de fonctionnement, illustré à la figure 3, est un mode de déshumidification.
Dans ce mode de déshumidification, le fluide réfrigérant passe tout d’abord dans le compresseur 3 au niveau duquel il subit une augmentation de pression et passe à haute pression. Le fluide réfrigérant à haute pression passe ensuite dans le premier échangeur de chaleur 5 qu’il traverse en cédant de l’énergie calorifique au flux d’air interne 100 du fait que le volet 300 est ouvert. En sortie du premier échangeur de chaleur 5, une première portion du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la deuxième branche de dérivation C du fait que sa vanne deux voies 52 est ouverte et une deuxième portion du fluide réfrigérant à haute pression rejoint le premier dispositif de détente 7.
La première portion de fluide réfrigérant à haute pression arrive au deuxième dispositif de détente 11 qu’elle traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le troisième échangeur de chaleur 13 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 100. Le troisième échangeur de chaleur 13 fonctionne en tant qu’évaporateur interne. En sortie du troisième échangeur de chaleur 13, le fluide réfrigérant à basse pression traverse la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 du fait que la vanne deux voies 53 est fermée. La deuxième portion de fluide réfrigérant à haute pression arrive quant à elle au niveau du premier dispositif de détente 7 qu’elle traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le deuxième échangeur de chaleur 9 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique au flux d’air externe 200. Le deuxième échangeur de chaleur 9 fonctionne en tant qu’évaporateur externe. En sortie du deuxième échangeur de chaleur 9, le fluide réfrigérant à basse pression passe dans la première branche de dérivation B du fait que sa vanne deux voies 51 est ouverte.
Le fluide réfrigérant à haute pression en sortie de la deuxième branche de dérivation C ne reflux pas vers le premier point de raccordement 31 du fait du clapet anti-retour 4L Les deux portions de fluide réfrigérant à basse pression se rejoignent au niveau du deuxième point de raccordement 32 et retournent ensuite au compresseur 3.
Le fait que le fluide réfrigérant à basse pression en sortie du troisième échangeur de chaleur 13 passe par la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 permet que la pression du fluide réfrigérant reste à une pression minimale. Cela permet, notamment lorsque la température ambiante est basse ou même négative, de maintenir le troisième échangeur de chaleur 13 à une température d’évaporation positive ou de l’ordre de 0°C afin de limiter les risques de givrage.
Dans ce mode de déshumidification, le deuxième 9 et le troisième 13 échangeur de chaleur ont tous deux un rôle d’évaporateur et fonctionnement en parallèle l’un de l’autre.
Dans ce mode de déshumidification, l’énergie calorifique récupérée dans le flux d’air interne 100 via le troisième échangeur de chaleur 13 et dans le flux d’air externe 200 via le deuxième échangeur de chaleur 9, est relâchée dans le flux d’air interne 100 via le premier échangeur de chaleur 5 qui fonctionne en tant que condenseur interne.
Le dispositif de gestion thermique 1 peut également fonctionner selon d’autres modes de fonctionnement par exemple dans un mode pompe à chaleur dans lequel le troisième échangeur de chaleur 13 n’intervient pas.
La figure 4 montre un dispositif de gestion thermique selon un deuxième mode de réalisation. Ce deuxième mode de réalisation diffère du premier mode de réalisation, illustré à la figure 1, par le fait qu’il comporte une troisième branche de dérivation E. Cette troisième branche de dérivation E est notamment disposée de sorte à être connectée en parallèle du deuxième dispositif de détente 11 et du troisième échangeur de chaleur 13.
La troisième branche de dérivation E comporte notamment un troisième dispositif de détente 17 et un quatrième échangeur de chaleur 19 disposé en aval dudit troisième dispositif de détente 17. Ce quatrième échangeur de chaleur 19 peut notamment être un évaporateur destiné à refroidir directement ou indirectement un ou plusieurs composants du véhicule automobile, par exemple des batteries.
Cette troisième branche de dérivation E relie un septième point de raccordement 37 à un huitième point de raccordement 38. Le septième point de raccordement 37 est disposé sur la branche principale A, en amont du deuxième dispositif de détente 11, entre le deuxième échangeur de chaleur 9 et ledit deuxième dispositif de détente 11. Sur la figure 4, le septième point de
raccordement 37 est disposé entre le quatrième point de raccordement 34 et le deuxième dispositif de détente 11. Le huitième point de raccordement 38 est quant à lui disposé en aval du sixième point de raccordement 36 ou de la vanne deux voies 51 de la première branche de dérivation B. Plus précisément, le huitième point de raccordement 38 est disposé entre cette vanne deux voie 51 et le compresseur 3 ou bien entre le sixième point de raccordement 36 et le compresseur 3. Sur la figure 4, ce huitième point de raccordement 38 est disposé sur la première branche de dérivation B, entre la vanne deux voies 51 et le deuxième point de raccordement 32.
Le dispositif de gestion thermique 1 illustré à la figure 4 est apte à fonctionner selon différents modes de fonctionnements illustrés aux figures 5 et 6. Sur ces figures 5 et 6 seuls les éléments actifs sont représentés. Le flux de fluide réfrigérant est quant à lui représenté par des flèches.
3) mode de refroidissement :
Le mode de fonctionnement illustré à la figure 5 est un mode de refroidissement.
Ce mode de refroidissement est similaire à celui illustré à la figure 2, à la différence qu’en sortie du deuxième échangeur de chaleur 9, une première portion du fluide réfrigérant à haute pression passe dans la troisième branche de dérivation E et une deuxième portion du fluide réfrigérant à haute pression reste dans la branche principale et rejoint le deuxième dispositif de détente 11.
La première portion du fluide réfrigérant à haute pression passant par la troisième branche de dérivation E, arrive au troisième dispositif de détente 17 qu’il traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le quatrième échangeur de chaleur 19 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique aux composants du véhicule automobile. Le quatrième échangeur de chaleur 19 fonctionne en tant qu’évaporateur.
La deuxième portion du fluide caloporteur à haute pression arrive quant à elle au deuxième dispositif de détente 11 qu’elle traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le troisième échangeur de chaleur 13 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 100. Le troisième échangeur de chaleur 13 fonctionne en tant qu’évaporateur interne. En sortie du troisième échangeur de chaleur 13, le fluide réfrigérant à basse pression contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 en passant par la conduite de contournement D du fait que sa vanne deux voies 53 est ouverte.
Les deux portions de fluide réfrigérant se rejoignent en amont du compresseur 3, ici au niveau du deuxième point de raccordement 32 et retournent vers ledit compresseur 3.
Dans ce mode de refroidissement, l’énergie calorifique récupérée dans le flux d’air interne 100 via le troisième échangeur de chaleur 13 et au niveau des composants du véhicule automobile via le quatrième échangeur de chaleur 19, est relâchée dans le flux d’air externe 200 via le deuxième échangeur de chaleur 9.
De même que pour le mode de refroidissement de la figure 1, le fait que le fluide réfrigérant à basse pression contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 permet que la pression du fluide réfrigérant soit la plus basse possible afin que le fluide réfrigérant puisse absorber le maximum d’énergie calorifique du flux d’air interne 100. La capacité de refroidissement du troisième échangeur de chaleur 13 n’est donc pas impactée par la présence de cette vanne de régulation de pression d’évaporation 15 dans ce mode de refroidissement.
4) mode de déshumidification :
Le mode de fonctionnement illustré à la figure 6 est un mode de déshumidification.
Ce mode de déshumidification est similaire à celui illustré à la figure 3, à la différence qu’en sortie de la deuxième branche de dérivation C, le fluide réfrigérant à haute pression est de nouveau divisé en une première portion passant dans la troisième branche de dérivation E et une deuxième portion restant dans la branche principale et rejoignant le deuxième dispositif de détente 11.
De même que précédemment, la première portion du fluide réfrigérant à haute pression passant par la troisième branche de dérivation E, arrive au troisième dispositif de détente 17 qu’il traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le quatrième échangeur de chaleur 19 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique aux composants du véhicule automobile. Le quatrième échangeur de chaleur 19 fonctionne en tant qu’évaporateur.
La deuxième portion de fluide réfrigérant à haute pression arrive au deuxième dispositif de détente 11 qu’elle traverse en subissant une perte de pression. Le fluide réfrigérant passe alors en basse pression. Le fluide réfrigérant à basse pression traverse ensuite le troisième échangeur de chaleur 13 au niveau duquel il absorbe de l’énergie calorifique du flux d’air interne 100. Le troisième échangeur de chaleur 13 fonctionne en tant qu’évaporateur interne. En sortie du troisième échangeur de chaleur 13, le fluide réfrigérant à basse pression traverse la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 du fait que la vanne deux voies 53 est fermée.
Le fluide réfrigérant à haute pression en sortie de la deuxième branche de dérivation C ne reflux pas vers le premier point de raccordement 31 du fait du clapet anti-retour 41. Les deux portions de fluide réfrigérant à basse pression se rejoignent au niveau du deuxième point de raccordement 32 et retournent ensuite au compresseur 3.
Le fait que le fluide réfrigérant à basse pression en sortie du troisième échangeur de chaleur 13 passe par la vanne de régulation de pression d’évaporation 15 permet que la pression du fluide réfrigérant reste à une pression minimale. Cela permet, notamment lorsque la température ambiante est basse ou même négative, de maintenir le troisième échangeur de chaleur 13 à une température d’évaporation positive ou de l’ordre de 0°C afin de limiter les risques de givrage.
Dans ce mode de déshumidification, le deuxième 9 le troisième 13 et le quatrième 19 échangeur de chaleur ont tous un rôle d’évaporateur et fonctionnent en parallèle les uns des autres.
Dans ce mode de déshumidification, l’énergie calorifique récupérée dans le flux d’air interne 100 via le troisième échangeur de chaleur 13, dans le flux d’air externe 200 via le deuxième échangeur de chaleur 9 et au niveau des composants du véhicule automobile via le quatrième échangeur de chaleur 19, est relâchée dans le flux d’air interne 100 via le premier échangeur de chaleur 5 qui fonctionne en tant que condenseur interne.
La figure 7 montre un dispositif de gestion thermique 1 dans lequel la troisième branche de dérivation E peut comporter une vanne de régulation de pression 15’ ainsi qu’une conduite de contournement D’ de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15’ disposées en aval du quatrième échangeur de chaleur 19. Cette conduite de contournement D’ relie deux points de raccordement 35’, 36’ disposés de part et d’autre de la vanne de régulation de pression 15’. La conduite de contournement D’ comprend également une vanne deux voies 53’.
Comme précédemment concernant le troisième échangeur de chaleur 13, cette vanne de régulation de pression 15’ permet de maintenir une pression minimale du fluide réfrigérant en sortie du quatrième échangeur de chaleur 19. Cela est particulièrement utile lorsque le quatrième échangeur de chaleur 19 doit fonctionner à une pression de fluide réfrigérant supérieure à au moins un évaporateur fonctionnant en parallèle, par exemple le troisième échangeur de chaleur 13 en mode de refroidissement ou le troisième 13 et le deuxième 9 échangeur de chaleur en mode de
déshumidification. Cela permet au quatrième échangeur de chaleur 19 d’avoir une température d’évaporation positive ou de l’ordre de 0°C afin de limiter les risques de refroidir trop les composants du véhicule automobile afin par exemple de ne pas les détériorer ou alors de nuire au confort des passagers en utilisant une part trop importante de la puissance de refroidissement du dispositif de gestion thermique 1.
Lorsque le fait d’avoir une pression minimale du fluide réfrigérant en sortie du quatrième échangeur de chaleur 19 n’est plus nécessaire, la vanne deux voie 53’ est ouverte afin que le fluide réfrigérant contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15’ et ainsi que le quatrième échangeur de chaleur 19 atteigne sa pleine capacité de refroidissement.
La figure 8 montre un dispositif de gestion thermique 1 dans lequel la branche principale A du circuit de fluide réfrigérant peut également comporter une vanne de régulation de pression 15” ainsi qu’une conduite de contournement D” de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15” disposées en aval du deuxième échangeur de chaleur 9. Cette conduite de contournement D” reliant deux points de raccordement 35”, 36” disposés de part et d’autre de la vanne de régulation de pression 15”. La vanne de régulation de pression 15” et sa conduite de contournement D” sont plus particulièrement disposées entre le deuxième échangeur de chaleur 9 et le premier point de raccordement 31. La conduite de contournement D” comprend également une vanne deux voies 53”.
Comme précédemment concernant le troisième échangeur de chaleur 13 ou le quatrième 19 échangeur de chaleur, cette vanne de régulation de pression 15” permet de maintenir une pression minimale du fluide réfrigérant en sortie du deuxième échangeur de chaleur 9. Cela est
particulièrement utile lorsque le deuxième échangeur de chaleur 9 doit fonctionner à une pression de fluide réfrigérant supérieure à au moins un évaporateur fonctionnant en parallèle, par exemple le troisième échangeur de chaleur 13 et/ou le quatrième échangeur de chaleur 19 en mode de déshumidification. Cela permet au deuxième échangeur de chaleur 9 d’avoir une température d’évaporation positive ou de l’ordre de 0°C par exemple afin de limiter les risques de givrage par exemple en mode déshumidification ou pompe à chaleur. Cela permet également de dégivrer ledit deuxième échangeur de chaleur 9 si besoin.
Lorsque le fait d’avoir une pression minimale du fluide réfrigérant en sortie du deuxième échangeur de chaleur 9 n’est plus nécessaire, la vanne deux voie 53” est ouverte afin que le fluide réfrigérant contourne la vanne de régulation de pression d’évaporation 15” et ainsi que le deuxième échangeur de chaleur 9 atteigne sa pleine capacité de refroidissement lorsqu’il fonctionne en tant qu’évaporateur ou de dissipation de chaleur lorsqu’il fonctionne en tant que condenseur externe.
Ainsi, on voit bien que pour un circuit de fluide réfrigérant comportant un premier et un deuxième évaporateur 9, 13, 19 fonctionnant en parallèle, une vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” disposée en aval d’au moins un desdits premier et deuxième évaporateurs 9, 13, 19. permet de maintenir une pression minimale d’évaporation au sein dudit évaporateur 9, 13, 19. Afin que la pression minimale d’évaporation permette un fonctionnement à une température
d’évaporation positive ou de l’ordre de 0°C, ladite vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” est configurée pour s’ouvrir à un différentiel de pression compris entre 0,5 et 5 Bar. De préférence, le différentiel de pression d’ouverture de la vanne de régulation de pression
d’évaporation 15, 15’, 15” est compris entre 0,7 et 1,3 Bar pour un meilleur contrôle de cette température d’évaporation. Le différentiel de pression correspond ici à la différence de pression entre l’amont et l’aval de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15”.
Le circuit de fluide réfrigérant comporte également une conduite de contournement D, D’, D” de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15”. Cette première conduite de
contournement D, D’, D” comprend une vanne deux voies 51, 51’, 51” afin de contrôler le passage du flux de fluide réfrigérant et appliquer ou non une pression d’évaporation au sein de G évaporateur 9, 13, 19.
Afin limiter les pertes de charge lorsque le fluide réfrigérant passe dans la conduite de
contournement D, D’, D”, la vanne deux voies 51, 51’, 51” a de préférence une ouverture dont le diamètre équivalent est compris entre 8 et 15 millimètres (mm). On entend par là que la section efficace de passage du fluide dans la vanne est la même que celle d’un tube cylindrique d’un diamètre compris entre 8 et 15 millimètres. Autrement dit, la section efficace de passage du fluide est comprise entre 50 et 175 millimètres carrés (mm2)
Afin de limiter les coûts de fabrication du dispositif de gestion thermique 1, la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” peut être une vanne mécanique à différentiel de pression ayant des caractéristiques d’ouverture en fonction du différentiel de pression du fluide réfrigérant entre son amont et son aval tel qu’illustré à la figure 9. La figure 9 représente le diamètre de la section de passage équivalente de la vanne en fonction de la différence de pression aux bornes de la vanne.
Sur le diagramme de la figure 9, en dessous d’un différentiel de pression minimal DPmin, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” est constante. Par constante, on entend ici que l’ouverture de la vanne de régulation reste nulle ou presque nulle jusqu’à ce que le différentiel de pression atteigne la valeur de DPmin. Par exemple, l’ouverture de la vanne de régulation peut rester nulle c’est-à-dire fermée jusqu’à une ouverture de 0,8 mm au DPmin. Par ouverture presque nulle, on entend l’ouverture correspondant au débit de fuite de la vanne 15, 15’, 15”.
Entre le différentiel de pression minimal Dpmin et un différentiel de pression dit de contrôle DPcont, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” augmente jusqu’à une ouverture intermédiaire de contrôle Ocont. L’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” s’effectue selon une première pente PI constante. Par exemple, l’ouverture intermédiaire de contrôle Ocont peut avoir un diamètre compris WO 2020/234057 PCT/EP2020/063234 entre 1,2 et 3 mm de diamètre . On entend par là que l’ouverture intermédiaire présente une section de passage du fluide équivalente à un tube dont le diamètre est compris entre 1,2 et 3 millimètres. La section efficace de passage du fluide est ainsi comprise entre 1,1 mm2 et 7,0 mm2.
Au-delà du différentiel de pression dit de contrôle DPcont, l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” augmente jusqu’à son ouverture maximale Omax,
L’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” s’effectue selon une deuxième pente P2 constante, supérieure à la première pente Pl. Par exemple, l’ouverture maximale de contrôle Omax peut avoir un diamètre compris entre 3 et 5 mm de diamètre . Autrement dit, la section efficace de passage du fluide est alors comprise entre 7,0 mm2 et 19,6 mm2.
La vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” peut notamment être un clapet anti retour taré qui a un coût faible, bien inférieur au coût d’une vanne à pression constante selon l’état de l’art. Le coût total du dispositif de gestion thermique est ainsi réduit.
Dans les exemples illustrés aux figures 1 à 8, le deuxième 9, le troisième 13 et le quatrième 19 échangeur de chaleur sont tous trois aptes à fonctionner en tant qu’évaporateur. Lorsqu’ils fonctionnent en tant qu’évaporateur, ils ont tous un dispositif de détente 7, 11, 17 dédié. Il est cependant tout à fait possible d’imaginer d’autres architectures de circuit de fluide réfrigérant avec au moins deux échangeurs de chaleur aptes à fonctionner en tant qu’évaporateur et disposé en parallèle l’un de l’autre. De plus il est également possible d’imaginer d’autres architectures par exemple dans lesquelles un dispositif de détente peut être commun à plusieurs évaporateurs en parallèle.
Ainsi, on voit bien que le dispositif de gestion thermique 1 selon l’invention du fait qu’il comporte une vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15” s’ouvrant à un différentiel de pression compris entre 0,5 et 5 Bar et une conduite de contournement D, D’, D” en aval d’au moins un évaporateur 9, 13, 19 fonctionnant en parallèle d’un autre évaporateur 9, 13, 19, permet de faire fonctionner ces évaporateurs 9, 13, 19 à des pressions d’évaporation différentes selon les besoins par exemple dans un mode de déshumidification ou de dégivrage. La conduite de contournement D, D’, D” permet quant à elle de contourner la vanne de régulation de pression d’évaporation 15, 15’, 15”et ainsi permet d’utiliser la pleine capacité de refroidissement de l’évaporateur, par exemple dans un mode de refroidissement.

Claims

Revendications
1. Dispositif de gestion thermique (1) d’un véhicule automobile, ledit dispositif de gestion thermique (1) comportant un circuit de fluide réfrigérant dans lequel est destiné à circuler un fluide réfrigérant, ledit circuit de fluide réfrigérant comportant un premier et un deuxième évaporateur (9, 13, 19) fonctionnant en parallèle et une vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) disposée en aval d’au moins un desdits premier et deuxième évaporateurs (9, 13, 19), ladite vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) étant configurée pour s’ouvrir à un différentiel de pression compris entre 0,5 et 5 Bar entre l’amont et l’aval de ladite vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”), le circuit de fluide réfrigérant comportant en outre une conduite de contournement (D, D’, D”) de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”), ladite première conduite de contournement (D, D’, D”) comprenant une vanne deux voies (51, 5G, 51”).
2. Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication 1, caractérisé en ce que le
différentiel de pression d’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) est compris entre 0,7 et 1,3 Bar.
3. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) est une vanne mécanique à différentiel de pression ayant les caractéristiques d’ouverture suivantes :
- en dessous d’un différentiel de pression minimal (DPmin), l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) est constante,
- entre le différentiel de pression minimal (Dpmin) et un différentiel de pression dit de contrôle (DPcont), l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) augmente jusqu’à une ouverture intermédiaire de contrôle (Ocont), l’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) s’effectuant selon une première pente (PI) constante,
- au-delà du différentiel de pression dit de contrôle (DPcont), l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) augmente jusqu’à son ouverture maximale (Omax), l’augmentation de l’ouverture de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) s’effectuant selon une deuxième pente (P2) constante, supérieure à la première pente (PI).
4. Dispositif de gestion thermique (1) selon la revendication précédente, caractérisé en ce que l’ouverture intermédiaire de contrôle de la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) possède un diamètre compris entre 1,2 et 3 mm.
5. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications 3 ou 4,
caractérisé en ce que l’ouverture maximale de la vanne de régulation de pression
d’évaporation (15, 15’, 15”) possède un diamètre compris entre 3 et 5 mm.
6. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne de régulation de pression d’évaporation (15, 15’, 15”) est un clapet anti-retour taré.
7. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne deux voies (51, 51\ 51”) a une ouverture dont le diamètre est compris entre 8 et 15 mm.
8. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne de régulation de pression d’évaporation (15) et la conduite de contournement (D) sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur (13) destiné à être traversé par un flux d’air interne (100) et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
9. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne de régulation de pression d’évaporation (15”) et la conduite de contournement (D”) sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur (9) destiné à être traversé par un flux d’air externe (200) et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
10. Dispositif de gestion thermique (1) selon l’une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que la vanne de régulation de pression d’évaporation (15’) et la conduite de contournement (D’) sont disposées en aval d’un échangeur de chaleur (19) destiné à refroidir un ou plusieurs composants du véhicule automobile et apte à fonctionner en tant qu’évaporateur.
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