用于管理使用低环境影响工作流体来操作的热泵的方法与流程

1.本发明的目的是一种热泵，例如在住宅和/或工业环境中的空调装置，其基于具有低环境影响工作流体的压缩/膨胀热力学循环，并且能够确保最佳操作条件和最大效率和性能。


技术实现要素：

2.更准确地说，本发明涉及一种用于所述热泵的管理方法或逻辑，该热泵能够确保最佳操作和性能条件，并保持其机械部件，尤其是其压缩机的功能。
3.甚至更准确地说，本发明的目的是热泵的管理方法或逻辑，该热泵能够优化压缩机出口处的低环境影响工作流体的温度(以下称为压缩机的“输送温度”)，以便确保其最大的可靠性(即消除任何破损和故障的风险)，并确保具有制冷剂(其具有更高的gwp(全球变暖潜力))的所述调节装置的相同操作(或包络)范围。
4.具体地说，本发明落入用于住宅和/或工业环境(或类似区域)的热泵调节装置的领域，其中“调节”无差别地意指“加热”或“冷却”，优选由电能制成。
5.众所周知，建筑物的调节是通过热力装备和系统的使用来实现的，这些装备和系统包括至少一台热力机，其被配置为通过特定设备和/或分配电路来加热或冷却旨在到达的传热流体(例如水或空气)，所述建筑物的各个房间可在其中释放其部分热能或从中吸取热能。
6.例如，已知的热力学机器是所谓的热泵(以下也缩写为hp)，其中在制冷剂回路中循环的工作流体在低温下蒸发，达到高压，冷凝，并且最后回到蒸发压力。
7.因此，所述热泵包括：
[0008]-至少第一热交换器，其中工作流体以恒定压力从处于第一温度t.f的第一流体f.f吸收热能，
[0009]-至少第二热交换器，其中相同的工作流体以恒定压力将其部分热能传给处于第二温度t.c》t.f的第二流体f.c，
[0010]-压缩机，其由电机致动并被设计为将所述工作流体在第一交换器的出口处具有的最小压力压缩至在第二交换器的入口处具有的最大压力，
[0011]-叠片阀，其在基本恒定的焓下实现膨胀，并冷却工作流体。
[0012]
从中吸热的第一传热流体f.f也被称为“冷阱”，而热量被传给的第二传热流体f.c也被称为术语“热阱”。
[0013]
其中冷阱包括空气而热阱包括水的热泵被称为“空气-水”(反之亦然，“水-空气”)热泵。
[0014]
如所知，上述热泵的制冷剂回路可用所述第一和第二热交换器在“冷却”和“加热”操作模式之间切换(反之亦然)，因此如有必要，该第一和第二热交换器可作为冷凝器或蒸发器操作。
[0015]
到目前为止，图1的p-h(压力-焓)图直观地示出了所说的内容，图中示出制冷剂
(例如众所周知的r410a气体)的典型a-b-c-d制冷剂膨胀/压缩制冷循环，其中：
[0016]-段a-b表示来自蒸发器的制冷剂的压缩阶段，所述制冷剂通常以压力和相应温度(以下分别称为输送压力和温度)的过热蒸汽的形式从压缩机中排出，
[0017]-段b-c表示制冷剂随后的冷却和等压冷凝阶段，在此期间，制冷剂通过冷凝器将热量从过热蒸汽状态消散到饱和或过冷液体状态，
[0018]-段c-d表示通过层压阀或膨胀阀对相同制冷剂进行减压，以便在蒸发器的入口处得到过冷或饱和液体或优选两相液体蒸汽条件下的制冷剂(如在图1中点d点的示例)，
[0019]-段d-a表示蒸发器中的制冷剂的等压蒸发，直至过热程度大于或等于零，以便在压缩机吸入处分别得到过热(图1中的点a)或饱和(图1中的点a’)蒸汽。
[0020]
对所述热机和相关制冷剂回路在环境问题中越来越严格的规定正逐步要求使用具有低环境影响(也称为降低或低gwp—全球变暖潜力)的制冷剂。
[0021]
例如，欧洲自2015年以来，实施了一项名为“f-气体认证”的新法规，该法规要求逐步减少对地球温室效应和随后的全球变暖有重大贡献的制冷剂气体的使用。
[0022]
该法规规定，到2030年，目前可归因于温室气体或污染性制冷剂气体的“当量二氧化碳”(表示一定数量的“温室气体”与同等数量的二氧化碳相比对全球变暖的影响的度量)减少80％。
[0023]
因此，热泵或类似空调设备的许多公司和制造商正在用污染较小的工作流体取代具有高温室效应的“传统”制冷剂气体(如前述r410a)。例如，已经发现，使用具有降低gwp的制冷剂气体(称为r32，属于氢氟碳化合物组，并且由二氟甲烷(化学式：ch2f2)组成)是非常有利的。
[0024]
尽管具有低环境影响，但此类制冷剂(或属于同一家族或类似组的其他类似制冷剂)并非没有问题。
[0025]
特别是，如图4a中所示，假设其以饱和或过热蒸汽状态吸入压缩机，与迄今为止最常用的制冷剂(r410a)相比，r32(或类似/等效制冷剂)具有缺点，在图中的图表中，r410a与之进行了比较，显著提高热泵压缩机的输送温度(显然，其他操作条件等同，诸如举例而言冷凝和蒸发温度)。
[0026]
因此，存在以下风险：从对低环境影响制冷剂的压缩导出的压缩机输送温度可能接近并且有时超过由压缩机操作员设定的最大限值，对压缩机的各种机械组件和对润滑运动部件的润滑油的化学物理特征两者具有负面影响。
[0027]
事实上，众所周知，过高的输送温度可能对应于压缩机的电动机的不期望的过热，以及油的润滑性能的损害，具有击穿和故障的不可避免的风险。
[0028]
为了保持输送温度基本上等于传统制冷剂的输送温度，并避免上述问题，已知在相同冷凝温度下限制最小蒸发温度(在这方面，参见图4c)，或反之亦然，在相同蒸发条件下限制最大冷凝温度(图4b)，或者最后实现蒸发和冷凝温度的两个限制中间的结合；然而在所有这些情况下，与迄今为止使用的传统制冷剂(诸如r410a)相比，热泵的操作范围显著减小。
[0029]
因此，在过去几年中，已经研究了一些解决方案，以便“优化”低环境影响制冷剂的输送温度，而不恶化压缩机的效率和/或制冷循环的性能。
[0030]
例如，在冷却/加热机器和装置的领域中，已经开发了所谓的“evi”(增强蒸汽注
入)技术，包括在压缩过程的中间阶段注入蒸汽，以便确保实现双重益处：
[0031]-在相同压缩机排量下，加热能力增加，以及
[0032]-压缩机输送温度的期望降低。
[0033]
这种技术规定，从制冷循环的高压侧提取的一些液体制冷剂借助于管道被旁路至压缩机，在该管道上插入至少一个膨胀阀和一个热交换器，通常是板式换热器，用作副冷却器或节约装置。
[0034]
沿着这样的旁路，液体制冷剂切换成过热蒸气的形式，以在其压缩过程中基本上被注入到压缩机中(在附图中未示出循环)。
[0035]
这涉及压缩阶段中制冷剂的焓的降低，并且因此降低压缩机输送温度。
[0036]
然而，明显的是，这种evi技术尽管高效，但导致热泵的构造上更为复杂，并且因此增加热泵的生产和营销成本，以及设置和管理困难。
[0037]
替换地，也可以从科学文献中得知，如何通过向压缩机吸入并随后压缩处于液-汽两相状态的制冷剂来实现压缩机输送温度的优化(尤其是其降低)。(图2或图3的点“a”)。
[0038]
更准确地说，已经观察到压缩机输送温度如何随着进入压缩机的制冷剂的潮湿馏分(fraction)的增加而降低，以及如何通过调节制冷循环的膨胀阀的打开程度来管理。
[0039]
然而，尚未证明所述膨胀阀的调节也没有问题。
[0040]
更准确地说，存在压缩机输送温度过度降低的风险，例如，高达低于制冷剂的冷凝温度，结果制冷剂在压缩机内的油中凝结。
[0041]
已知制冷剂在压缩机油中的凝结如何导致稀释和其润滑性能的损害。
[0042]
这在旋转压缩机，诸如举例而言，“高压侧”类型的压缩机中感觉强烈，其中油在确保运动部件的正确润滑中起着主要作用。
[0043]
如图6中作为示例示意性示出的，广泛用于热泵中的这种类型的压缩机的实际上特征在于，制冷剂的一个或多个压缩室c2(在附图中的示例中为两个室)，设置为旋转、相位相反，由电动机c4驱动，并且完全浸入压缩机主体c1下部(也称为集油槽c3)中包含的润滑油中。
[0044]
一旦被压缩，在输送温度下从一个或多个压缩室c2排出的制冷剂因此在压缩机c的整个主体c1中上升之前被迫与润滑油重叠和/或交叉，冷却电动机c4并到达连接到置于下游的热交换器(制冷循环的冷凝器)的出口管c5。因此，清楚的是，由于这种直接的相互作用，制冷剂稀释油的风险特别高且有害。
[0045]
本发明的目的是基于工作流体在低环境影响(gwp)下的压缩/膨胀热力学循环来为(例如住宅和/或工业环境中的调节装置的)热泵提供创新的控制和管理逻辑，该控制和管理逻辑避免了此类缺陷。
[0046]
更准确地说，本发明的目的是根据一个或多个变型，提供所述热泵的管理逻辑，其能够确保最佳的操作和性能条件，并能够保持其机械组件，尤其是其压缩机的功能和历时。
[0047]
甚至更准确地说，本发明的目的(至少在其优选变型中)是指示热泵的管理方法，该方法能够优化对压缩机排放的低环境影响(gwp)工作流体的温度，而不影响所述热泵的操作范围(或包络)和同一压缩机的可靠性。
[0048]
这些和其他目标(稍后将变得清晰)是根据独立权利要求书的规定、基于低环境影响(gwp)工作流体的热力学压缩/膨胀循环，用住宅和/或工业环境的调节装置的热泵管理
方法/逻辑来实现的。
[0049]
其他目的也可以借助于从属权利要求的附加特征来实现。
附图说明
[0050]
本发明的其他特征应通过以下根据本专利权利要求对优选实施例的描述得到更好的强调，并纯粹通过非限制性示例在附图表格中进行说明，其中
[0051]-图1在图p-h上示出了工作流体的已知压缩/膨胀制冷循环；
[0052]-图2在图p-h上示出了与根据本发明的制冷循环相比的工作流体的已知压缩/膨胀制冷循环；
[0053]-图3在图p-h上更详细地示出了图1和2的制冷循环与相同工作流体的另一标准制冷循环的比较；
[0054]-图4a-4c在图t-s上示出了传统工作流体(例如r410a)的压缩/膨胀制冷循环与具有低环境影响(gwp)的工作流体的类似压缩/膨胀制冷循环之间的比较；
[0055]-图5示意性和象征性地表示能够实现先前附图中的制冷循环的典型调节装置(以加热模式)的热泵；
[0056]-图6示意性地示出了图5的热泵的“高侧”压缩机的“简化”视图；
[0057]-图7示意性地示出了根据本发明的可能变型的图5的热泵的“高侧”压缩机的“简化”视图；
具体实施方式
[0058]
现在，使用附图中包含的标记来描述用于调节住宅和/或工业环境的装置的优选变型的特征，并且描述根据本发明的相关管理逻辑。
[0059]
要注意的是，任何尺寸和空间术语(诸如“下部”、“上部”、“内部”、“外部”、“上游”、“下游”等)指的是如附图中所示的元件位置，而没有与可能的操作条件有关的任何限制意图。
[0060]
在本说明书中，空调装置旨在为住宅、工业或类似环境的加热和/或冷却而设置的热力学机器。
[0061]
在没有任何限制意图的情况下，应提及热泵，优选是空气-水型热泵，尽管将提及热泵的所有内容可以扩展到任何其他类型的热泵，例如水-水或空气-空气型热泵，或类似/等效的热机。
[0062]
因此，图5示出了热泵hp的示意图，对于环境冷却和/或加热(但为了简单起见，本文以加热模式显示)而言，热泵hp优选是可逆的，其中进行工作流体(以下简称“制冷剂”)的膨胀/压缩制冷循环。
[0063]
如已经提及的，所述泵hp包括借助于合适的管道10相互连接的至少以下：
[0064]-第一热交换器11、12，其中制冷剂以恒定压力从第一流体f.f中吸收热能，该第一流体处于第一温度t.f并定义了所谓的“冷阱”，
[0065]-第二热交换器12、11，其中相同的制冷剂以恒定压力将其部分热能传给第二流体f.c，该第二流体处于第二温度t.c》t.f并对应于所谓的“热阱”，
[0066]-压缩机13，可在吸入处接收并压缩包括一定百分比的湿馏分(即，至少部分处于
液体状态)的制冷剂流体，优选为“高压侧”类型，由电动机驱动并适于在其最小压力(在第一交换器11、12的出口处具有)和其最大压力(在第二交换器12、11的入口处具有)之间压缩所述制冷剂，
[0067]-膨胀阀14，位于所述第一热交换器11、12和第二热交换器12、11之间，使制冷剂进行恒定的焓膨胀和冷却。
[0068]
标记15还表示开关阀，例如“四通阀”，它能够在“冷却”模式和加热模式之间(反之亦然)转换热泵hp的操作。
[0069]
在加热模式时，制冷剂在充当冷凝器12的第二交换器中散热，而在充当蒸发器11的第一蒸发器中蒸发。
[0070]
相反，在冷却模式中，前述第一热交换器是制冷剂回路的冷凝器11，第二热交换器是相对的蒸发器12。
[0071]
因此，更准确地说，交换器12是旨在用于加热或冷却用户的传热流体的交换器，而交换器11是与其中从所述用户产生或减去的热量被吸收或处理的阱协作的交换器。
[0072]
为了描述简化，下文将明确参考“加热”模式中的热泵hp(如已经所述，图5在没有任何限制意图的情况下提及该模式)，尽管参考此种操作模式将描述的所有内容也可延伸至“冷却”，上述由开关阀15操作的制冷循环的反转是已知的。
[0073]
此外，在图5的示例中，应参考空气-水热泵hp，其冷阱f.f是其所安装的环境空气，而相对热阱f.c优选是在针对房间加热的特定分配电路中循环的水。
[0074]
当然，没有什么阻止热阱包括储存室内包含并旨在用于卫生用途的水。
[0075]
然后，至少一个风扇16通过蒸发器11移动空气f.f来完成制冷剂回路，而压缩机13可配备有蓄能器17，该蓄能器17位于其吸入段的上游，并适于防止(如已知的)制冷剂、油或杂质在其中过量。
[0076]
可在膨胀阀14处提供第二已知制冷剂蓄能器18(称为“液体接收器”)，以便补偿冷凝器和蒸发器之间所述制冷剂的液位和数量的任何差异或变化。
[0077]
出于本发明的目的，伴随制冷回路还存在多个温度传感器。
[0078]
特别是，设想了：
[0079]-在同一压缩机13的出口处的至少一个温度传感器t.com，用于检测其输送温度tm，
[0080]-蒸发器11处的至有一个温度传感器t.evap，用于检测蒸发温度“sst”，
[0081]-冷凝器12处的至少一个温度传感器t.cond，用于检测冷凝温度“sdt”。
[0082]
优选地，还可以提供其他温度传感器t.f.c和t.f.f，用于测量热阱和冷阱t.a、t.w的温度。
[0083]
清楚的是，给定相位变化中制冷剂流体的压力和温度之间的已知相关性，可以用相应的压力传感器来替换所述温度传感器，至少是放置在蒸发器11和冷凝器12处的那些温度传感器。
[0084]
同样是众所周知的，热泵hp在其中运行的环境条件，例如相对热阱和冷阱的温度t.c、t.f的变化，如何影响制冷循环的高压和低压和/或温度值，并且从而导致所述热泵hp的操作条件变化。
[0085]
根据本发明，热泵hp以如下方式来被配置和管理：使得通过调整蒸发器11的蒸发
功率来控制压缩机13的入口处的制冷剂的湿馏分(或百分比)，并使压缩机13的润滑油和工作流体(制冷剂)之间的温差在同一压缩机13的输送处保持至少等于或高于安全(或阈值)值，从而所述工作流体在所述润滑油中不凝结，由此避免稀释和最佳化学物理性质的损失。
[0086]
换言之，润滑油的温度toil应始终高于压缩机输送13处工作流体的温度tm达由安全阈值oil_sh定义的至少一个适当裕度；即希望验证以下关系：
[0087]
toil
–
tm≥oil_sh(1)，
[0088]
其中所述安全阈值oil_sh(应在本说明书中提及)为：
[0089]-避免因压缩机的任何热损失和/或同一工作流体的过低温度而导致过冷的润滑油中的制冷剂的冷凝，所述因素导致所述油的过度冷却，
[0090]-由压缩机制造商公司或由压缩机操作员建议或设置，
[0091]-它优选地是包含在5℃和10℃之间的值，例如有利地等于7℃(该值在下文中也被称为oil_sh_opt)。
[0092]
如下面将更精确地看到的那样，通过作用于前述膨胀阀14，适当地控制和调节压缩机13的输送温度tm，获得上面刚说的内容(即，满足关系(1))。
[0093]
这并不意味着在某些情况下，可能替换或组合地直接加热压缩机13的所述润滑油。
[0094]
因此，根据本发明的第一优选变型，通过调节位于蒸发器11的上游的膨胀阀14的打开程度，来增加或减少压缩机吸入13处制冷剂的潮湿馏分。
[0095]
事实上，众所周知，膨胀阀14打开程度的增加对应于蒸发器入口11处蒸发压力的增加和液体状态的液体制冷剂的更多量；这增加了蒸发器11可能无法蒸发的制冷剂的量，并因此增加了进入压缩机13的制冷剂的湿馏分。
[0096]
相反，膨胀阀14的更大闭合将导致蒸发器11的入口处的蒸发压力降低，要蒸发的液体制冷剂的量降低，并且因此压缩机13的入口处的湿馏分降低。
[0097]
众所周知，其输送温度tm的值直接取决于压缩机13的入口处的湿馏分百分比。
[0098]
为了便于说明，显然，所述“输送温度”(通常与参考tm一起提及)是在制冷循环的点b、b
’…
、bi(参见附连至说明书的附图1-3)处，即压缩机13的一个或多个压缩室的出口处(例如，参见图6)的“读取/测得”的温度。
[0099]
具体而言，已知所述输送温度tm随着压缩机13吸入的制冷剂的湿馏分百分比的增加而降低。图2或3中清楚地示出了这一点，其中点b和b'分别定义了饱和蒸汽状态(点a')和湿制冷剂(点a”)在压缩后的输送温度(tm_b》tm_b')。
[0100]
根据本发明，压缩机13的输送温度tm因此通过调节要被压缩的制冷剂的湿馏分来被调节和确定。
[0101]
更准确地说，本发明的热泵hp以如下方式被配置为控制进入压缩机13的制冷剂的湿馏分百分比：使得前述输送温度tm等于“最佳”输送温度，以下称为“目标输送温度或tm_target”。
[0102]
如图所示，所述输送温度tm_target是针对热泵hp的每种操作条件确定的，是指即使在使用低环境影响制冷剂(例如，前述r32)时，也能确保：
[0103]-进入压缩机13的制冷剂的最佳湿馏分(即，在适当的湿压缩条件下操作)，
[0104]-机器的最佳性能，所述温度补偿由于使用所述低环境影响制冷剂(例如r32)而导
致的机器的操作(或包络)范围的减少，和/或
[0105]-压缩机13的输送温度tm：
[0106]-既不能过高以使压缩机13和/或相关电机内的润滑油异常过热，使它在其操作中受到损坏或暂时中断，
[0107]-也不能过低以至于无法过度接近润滑油的温度，即接近可能导致制冷剂在同一油中凝结并因此稀释的值(同时不可避免地损害其润滑压缩机13的运动部件的能力和/或其其他化学物理特征)。
[0108]
为此，热泵hp的膨胀阀14优选为机电阀，并且其打开程度借助于例如反馈控制系统进行适当的引导和调节，只要压缩机输送温度tm 13不接近和/或达到上述目标输送温度tm_target。
[0109]
优选地，膨胀阀14的所述控制是，在没有任何限制意图的情况下，比例-积分-微分类型的控制(以下也称为“pid控制”)。
[0110]
换句话说，已经观察到，压缩机吸入13处制冷剂的湿馏分的“最佳”百分比对应于等于目标输送温度tm_target的输送温度tm，其值基本上被确定为至少以下的函数“f1”：
[0111]-第一对参数变量，取决于：
[0112]-热泵hp操作的环境条件，例如相对热阱和冷阱的温度t.c、t.f，和/或
[0113]-同一热泵的操作条件，例如，其膨胀阀14的打开程度，
[0114]-第二对参数，优选是常数，代表所述热泵hp的压缩机13的类型和技术特征。
[0115]
更准确地说，所述第一对参数优选地包括：
[0116]-由放置在蒸发器11处的上述温度传感器t.evap检测到的蒸发温度sst，以及
[0117]-由放置在冷凝器12处的上述温度传感器t.cond检测的冷凝温度sdt，
[0118]
而所述第二对参数可包括：
[0119]-压缩机13内的润滑油的温度与制冷回路中的制冷剂的温度之差的上述安全(或阈值)值oil_sh(在同一压缩机的输送处)，
[0120]-修正系数k，也是压缩机13的技术特征，尤其是其隔热的函数，并适于考虑压缩机13和热泵hp操作的环境(空气)之间不可避免的热损失，即润滑油和压缩机13之间以及润滑油和制冷剂之间的热交换。
[0121]
在公式中：
[0122]
tm_target＝f1(sdt,sst,k,oil_sh)
ꢀꢀꢀꢀ
(2)
[0123]
优选地，tm_target可等于上述冷凝温度sdt、oil_sh值和校正“f2”之间的总和，而校正“f2”进而根据压缩机13的型号和技术特征以及热泵的操作条件来确定。hp，即其冷凝和蒸发温度sdt、sst和安全(或阈值)值oil_sh；在公式中：
[0124]
tm_target＝sdt+oil_sh+f2(sdt，sst，k，oil_sh)
ꢀꢀꢀ
(3)
[0125]
甚至更具体地说，所述修正f2优选等于热泵hp的冷凝和蒸发温度与压缩机润滑油和输送制冷剂之间的可接受温差的安全(或阈值)值之间的代数和“sdt+oil_sh-sst”，这根据压缩机13的型号及其技术特征(即，对应于上述考虑到压缩机的热损失的修正系数k)，给出“权重”k；在公式中：
[0126]
tm_target＝sdt+oil_sh+k*(sdt+oil_sh
–
sst)(4)
[0127]
重申校正f2＝k*(sdt+oil_sh-sst)如何实质上代表一种贡献是有用的，这种贡献
考虑了热泵hp的压缩机13与其操作环境(空气)之间的热损失，并且这可能是由于同一压缩机13中的润滑油的过度冷却导致的。
[0128]
具体而言，所述校正f2考虑了热交换系数：
[0129]-润滑油和热泵(hp)的制冷回路的制冷剂之间的α1，以及
[0130]-相同润滑油和所述热泵hp的操作环境之间的α2。
[0131]
这很容易从下面的三段论中推断出来。
[0132]
在压缩机13和环境(空气)之间存在热损失的情况下，检查热平衡：
[0133]
(tm_target
–
toil)*α1＝(toil
–
tair)*α2
ꢀꢀꢀ
(5)
[0134]
因此，假设：
[0135]
·
在完全没有热损失的理想情况下，代表油温的toil＝sdt+_oilsh，
[0136]
·
tair＝sst(为了考虑热泵hp的最坏操作条件；tair实际上大于蒸发温度)，
[0137]
获得(tm_-target
–
sdt
–
oil_-sh)*α1＝(sdt+oil_sh
–
sst)*α2
ꢀꢀꢀ
(6)
[0138]
其中：
[0139]
tm_target＝sdt+oil_sh+α2/α1*(sdt+oil_sh
–
sst)
ꢀꢀꢀ
(6')
[0140]
并且从中可以进一步看出，该比率：
[0141]
α2/α1如何有效地对应于前面介绍和描述的校正系数k。
[0142]
换句话说，已经证明，为了考虑到由于向外部的热损失而导致压缩机13的润滑油的可能冷却而引入的修正系数k＝α2/α1被定义为润滑油和制冷剂之间以及润滑油和热泵hp的操作环境之间的热交换系数之比。
[0143]
作为非限制性示例，校正系数k可被包含在0.05《k《0.35之间，数值越低，所述热泵hp的压缩机13的隔热越多。
[0144]
实验室试验已经表明，k优选等于0.15，出于安全原因，可能会增加到0.25。
[0145]
如已经预期的，根据本发明，hp热泵的膨胀阀14优选借助于pid控制来引导，以调节其打开程度，从而确保制冷剂温度tm等于至压缩机输送的上述tm_target。
[0146]
值得注意的是，所述公式
[0147]
tm_target＝sdt+oil_sh+k*(sdt+oil_sh
–
sst)
ꢀꢀꢀ
(7)
[0148]
是递归的：事实上，在膨胀阀14的每一次调节中，除了压缩机13的出口处实际测得的输送温度tm变化外，冷凝sdt和蒸发sst温度的新值也相应变化，并且因此也符合通过公式计算的相同tm_target。
[0149]
因此，用以下公式定义所述tm_target似乎更为正确：
[0150]
tm_target.t＝tm.t＝sdt.t+oil_sh+k*(sdt.t+oil_sh
–
sst.t)
ꢀꢀꢀ
(8)
[0151]
其中：
[0152]
·
sdt.t表示瞬间t的冷凝温度，并且取决于在同一时刻t压缩机13的输送温度td.t的实际值；
·
sst.t表示瞬间t的蒸发温度，并且取决于在同一时刻t压缩机13的输送温度td.t的实际值，
[0153]
·
tm_target.t等于压缩机13输出，tm.t被认为对于在所述瞬间t刚读取并测得的sdt.t和sst.t值是理想和最佳的，
[0154]
··
如所见，oil_sh是因压缩机13而已的阈值，并代表润滑油和制冷剂之间的温差，并且润滑油中没有制冷剂的冷凝(较佳地包含在5℃和10℃之间，例如等于oil_sh opt
＝7℃的一个值)，
[0155]
··
k是上述校正系数，其考虑了压缩机13处的热损失。
[0156]
因此，根据本发明的逻辑，在热泵hp的膨胀阀14的打开程度的控制和调节期间，在不同和连续的时间瞬间t1、t2、
…
、t
n-1
、tn、t
n+1
，测量冷凝和蒸发温度值，这进而取决于存在于所述测量的时刻tn的压缩机13的输送温度tm.tn的值；即在时刻tn处，将存在：
[0157]
·
冷凝温度sdt.tn＝sdt(tm.tn)，以及
[0158]
·
蒸发温度sst.tn＝sst(tm.tn)。
[0159]
根据这些值和已知常数oil_sh、oil_sh_opt和k，获得并计算压缩机tm_target的目标输送温度的值，即通过操作膨胀阀14在下一时刻tn+1达到的目标输送温度的值。
[0160]
这意味着在tn之后的瞬间tn+1中，通过进一步调节膨胀阀14的打开程度，输送温度tm_target.tn+1的目标值取决于所述时刻tn处读取的蒸发sst.tn、冷凝sdt.tn和压缩机13的输送温度tm.tn的值。
[0161]
因此，根据在瞬间tn读取和测量的输送温度tm.tn的最后值与为目标输送温度tm_target.tn+1计算的最后一个对应值之间的差值，通过pid控制(通过其比例、微分和/或积分标准)或多或少“突然”操纵膨胀阀14，即在公式中：
[0162]
tm_target.t
n+1
＝sdt.tn+oil_sh+k*(sdt.tn+oil_sh
–
sst.tn)
ꢀꢀ
(10)
[0163]
如果热泵hp在稳定状态中操作，尤其是如果冷阱和热阱的温度t.f、t.c基本保持恒定，例如，由于存在连续的耗水量，该耗水量减去来自热阱(例如，来自其水箱)的热功率，该热功率基本上等于由热泵hp引入的热功率，可以得出，在某一时刻tn+1：
[0164]
·
tm_target.tn+1＝tm_target.tn在瞬间tn已经到达，并且
[0165]
·
膨胀阀不再必须校正其打开程度。
[0166]
换句话说，在稳定状态中，由本发明的逻辑提供的tm_target的后续值基于在紧接着随时间收敛到恒定和不变值tm_target的时刻读取的冷凝sdt和蒸发sst温度值来计算。
[0167]
以此方式，即使在压缩湿工作流体或制冷剂流体(湿压缩)的条件下，因此也可能确保压缩机13的实际输送温度tm：
[0168]-始终保持在制造商规定的最大允许限值以下，以便避免因润滑油和/或其部件及其机械和电子组件的过度过热而导致的损坏和故障，但
[0169]-温度不过低以至于太接近所述压缩机的润滑油的温度，即达到可能导致制冷剂在所述油中凝结，从而使其稀释的值(即，相当于使所述油保持足够热)。
[0170]
根据本发明的一种变型，在热泵hp的某些操作阶段中，可能替换地或结合上述膨胀阀14的打开程度的调节，以保持压缩机13的润滑油足够热，并且因此防止制冷剂在其中凝结，直接加热所述油；出于此种目的，因此可以提供放置在压缩机13的集油槽c3外部的加热元件c7，优选是电阻c7(见图7)。
[0171]
根据此种变型，在湿制冷剂的压缩期间，期望将压缩机13在输送时润滑油和制冷剂之间的温差保持在一定的最小安全阈值oil_sh_min以上，代表润滑油温度足够高以避免制冷剂凝结。
[0172]
具体而言，根据之前定义和描述的公式(尤其是根据公式(8))，可能将这种差异定义为：
[0173]
oil_sh＝[tm
–
sdt*(1+k)+k*sst]/(1+k)
ꢀꢀꢀ
(11)
[0174]
并且如果所述oil_sh的计算值低于上述oil_sh_min，则电阻c7将被激活，显然考虑了适当的滞后；在公式中：
[0175]
·
如果oil_sh《(oil_sh_min)，则电阻被激活；
[0176]
·
如果oil_sh》(oil_sh_min+hysteresis)，则电阻保持关闭，或者，如果已经在工作，则电阻被停用。
[0177]
优选地，指示电阻c7是否激活的所述最小阈值oil_sh_min是低于安全阈值oil_sh_opt的值，该安全阈值oil_sh_opt将在调节前述膨胀阀14的打开程度期间得以确保和维持。
[0178]
举例来说，由于优选地假设oil_sh_opt等于7℃，因此用于接通/断开所述电阻c7的最小阈值oil_sh_min可设置为基本等于5℃。
[0179]
在这种情况下，出于本发明的目的，膨胀阀14的控制和调节可以与对压缩机13的电阻c7的激活的控制以协同和组合的方式相关联。
[0180]
事实上，可以通过上述方式对膨胀阀14进行单独调节，只要压缩机13内的润滑油和其中压缩的湿制冷剂之间的温差基本上保持在设定值和期望值oil_sh_opt(即，油中没有制冷剂冷凝)附近，而如果所述油制冷剂温差将降至上述最低阈值oil_sh_min以下(如所述，例如等于5℃)，则电阻c7将激活，因为它可能发生在压缩机13的一些瞬态条件下(在这种情况下，即仅对膨胀阀14进行调节可能太慢以至于无法避免油中制冷剂的所述不期望凝结)。
[0181]
例如，在低的外部环境温度的情况下启动压缩机13期间，即当其中的润滑油温度可能非常低时，首先打开电阻c7以快速加热油，并报告其温度与制冷剂温度之间的差值，制冷剂温度值高于oil_sh_min，因此，一旦停用，膨胀阀14的上述调节将继续进行。当然，即使在膨胀阀14的调节阶段期间和基本上同时进行，也不妨碍以上述方式控制和测量润滑油和制冷剂之间的温差。
[0182]
从刚刚上面的公式(11)，事实上清楚的是，油和制冷剂之间的所述差oil_sh是如何根据热泵hp的输送温度tm、冷凝温度sdt和蒸发温度sst，以及上述压缩机13的热损失的修正系数k来确定的，如所见，热泵hp的输送温度tm、冷凝温度sdt和蒸发温度sst在膨胀阀14的打开程度的每次调节都会变化。
[0183]
因此，基本上在每次调节膨胀阀14的打开程度之后或在预定数量的连续调节之后，可能控制和引导电阻c7的激活与否(一旦满足以上指示的条件)。
[0184]
更准确地说，如果在将所述膨胀阀14调节至随后读取的热泵hp的输送、膨胀和冷凝温度值之后，和/或在环境或操作环境条件变化的情况下，oil_sh_min的值对应于电阻c7将激活的最小允许值oil_sh，以快速加热油并将oil_sh恢复到安全值，从而避免润滑油中的制冷剂凝结的所有风险。
[0185]
最后，没有什么可以阻止一种极其简化的控制形式，其中电阻c7的点火与否被委托给润滑油温度的直接检测，而不是作为热泵hp的上述输送、蒸发和冷凝温度的函数。
[0186]
在这种情况下，可以提供至少一个温度传感器，用于检测所述压缩机13的油温toil，该油温适于至少其运动部件(例如，如所见，用于至少一个或多个压缩室c2)的润滑，所述传感器能够被放置成，例如，与所述压缩机13的集油槽c3接触。
[0187]
清楚的是，对于本领域技术人员来说，在不脱离本发明构思的新颖性范围的情况
下，本发明的用于控制和管理热泵的压缩机的输送温度的方法的几种变型是可能的，而且清楚的是，在本发明的实际实施例中，上述各种组件可以用技术上等效的组件来替代。