FR 3064727 A1 20181005 FR 1752687 A 20170330 -1- La présente invention concerne un circuit de gestion thermique d'un véhicule automobile comprenant une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine. Les boucles Rankine sont utilisées pour récupérer une partie de l'énergie contenue dans la chaleur produite par le moteur du véhicule automobile. Les boucles Rankine comprennent notamment une pompe faisant circuler un fluide frigorigène, un évaporateur pour récupérer la chaleur dégagée par le moteur, une turbine pour convertir l'énergie contenue dans le fluide frigorigène en énergie mécanique et un condenseur pour refroidir le fluide après son passage dans la turbine. Le rendement d'une boucle Rankine varie donc en fonction des capacités de l'évaporateur et du condenseur à échanger de la chaleur avec le fluide frigorigène circulant dans la boucle Rankine. De plus, en fonction de ces capacités d'échange, le débit du fluide frigorigène doit être adapté pour maximiser l'énergie récupérée par la turbine. Cependant, les capacités d'échange de l'évaporateur et du condenseur variant au cours du temps, par exemple en fonction du régime moteur ou des conditions extérieures, le débit du fluide frigorigène dans la boucle Rankine doit être adapté en permanence pour s'adapter aux variations des capacités d'échange de l'évaporateur et du condenseur. Ainsi, afin de maximiser l'énergie récupérée au niveau de la turbine, il convient de trouver un moyen permettant de déterminer le débit du fluide frigorigène afin d'optimiser la production énergétique au niveau de la turbine et d'appliquer ce débit dans la boucle Rankine. Les solutions de l'état de la technique pour déterminer ce débit optimal nécessitent généralement plusieurs capteurs dédiés au fonctionnement de la boucle Rankine ce qui augmente les coûts du circuit de gestion thermique. Il convient donc de trouver une solution permettant d'obtenir un fonctionnement optimal de la boucle Rankine pour un coût réduit. A cet effet, la présente invention concerne un procédé de pilotage d'une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine d'un circuit de gestion thermique d'un véhicule 30 automobile, ladite boucle Rankine dans laquelle circule un fluide frigorigène 3064727 -2- comprenant : - une première pompe, - un premier échangeur bi-fluide connecté à une première boucle de circulation dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, 5 - une turbine apte à produire une puissance mécanique à partir de l'énergie du fluide frigorigène, - un deuxième échangeur bi-fluide connecté à une deuxième boucle de circulation dans laquelle circule un deuxième fluide caloporteur, ladite deuxième boucle de circulation comprenant un radiateur en contact avec l'air extérieur et 10 muni d'un ventilateur, ledit procédé comprenant : - une étape de détermination de paramètres prédéfinis associés au fonctionnement du circuit de gestion thermique, lesdits paramètres étant une température du premier fluide caloporteur dans la première bouche de 15 circulation en amont du premier échangeur bi-fluide, un régime moteur du moteur du véhicule automobile, une température de l'air extérieur au niveau du véhicule, une vitesse du véhicule automobile, une tension du ventilateur du radiateur, - une étape de détermination de la vitesse de rotation de la première pompe à 20 appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés' une étape de détermination de la vitesse de rotation de la turbine à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une étape d'application des vitesses de rotation déterminées à la première pompe et à la turbine. 25 Selon un autre aspect de la présente invention, la première boucle de circulation est une boucle de refroidissement d'un moteur du véhicule automobile, le premier échangeur bi-fluide agit comme un évaporateur pour le fluide frigorigène et le deuxième échangeur bi-fluide agit comme un condenseur pour le fluide frigorigène. 3064727 -3- Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination de la vitesse de rotation de la première pompe comprend l'estimation d'un débit du premier fluide frigorigène dans la première boucle de circulation à partir du régime moteur. 5 Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination de la vitesse de rotation de la première pompe comprend l'estimation d'un débit massique optimal du fluide frigorigène dans la boucle Rankine. Selon un autre aspect de la présente invention, l'étape d'estimation d'un débit 10 massique optimal du fluide frigorigène dans la boucle Rankine comprend les sous-étapes suivantes : - une estimation de la puissance optimale du premier échangeur bi-fluide, - une détermination de la pression du fluide frigorigène au niveau du premier échangeur bi-fluide pour obtenir la puissance optimale estimée du premier 15 échangeur bi-fluide, - une détermination de la pression du fluide frigorigène au niveau du deuxième échangeur bi-fluide. Selon un autre aspect de la présente invention, l'estimation de la puissance 20 optimale du premier échangeur bi-fluide comprend : - la détermination d'une pente de puissance du premier échangeur bi-fluide et, - la détermination d'une pente de puissance du deuxième échangeur bi-fluide, la pente de puissance d'un échangeur bi-fluide étant définie par le rapport entre la puissance dudit échangeur et la différence de température entre le premier et le 25 deuxième fluide. Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination d'une pente de puissance du deuxième échangeur bi-fluide comprend : - la détermination de la vitesse de l'air au niveau du radiateur en fonction de la tension 30 du ventilateur et de la vitesse du véhicule, 3064727 -4- - la pente de puissance du deuxième échangeur bi-fluide étant déterminé à partir de la vitesse de l'air de la température de l'air extérieur, de la capacité thermique de l'air, de la surface d'échange au niveau du radiateur et de l'efficacité du deuxième échangeur bifluide selon la formule suivante : 5 4 CP air * 13 air * V air * S r * eff2 - Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination d'une pente de puissance du premier échangeur bi-fluide est réalisé à partir d'abaques donnant ladite pente de puissance en fonction de la température de l'air extérieur pour différents débits 10 du premier fluide caloporteur dans la première boucle de circulation. Selon un autre aspect de la présente invention, l'estimation de la puissance optimale du premier échangeur bi-fluide est obtenue à partir des pentes de puissance du premier et du deuxième échangeurs bi-fluide et en supposant que la puissance de la 15 turbine est négligeable par rapport aux puissances du premier et du deuxième échangeurs bi-fluide, que la puissance de la turbine est proportionnelle à la puissance isentropique de la turbine, que la différence d'enthalpie entre la sortie et l'entrée de la turbine est proportionnelle à la différence entre la température à la sortie du premier échangeur bi-fluide et la température à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide et que 20 la différence d'enthalpie entre la sortie et l'entrée du premier échangeur bi-fluide est sensiblement constante pour une surchauffe donnée à la sortie du premier échangeur bifluide et un sous-refroidissement donné à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide, la puissance optimale du premier échangeur bi-fluide est donnée par la formule suivante : p .41* 212 1 2* pi + A2 ) * [Twi - Text] . 25 Selon un autre aspect de la présente invention, la pression du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide pour obtenir la puissance optimale estimée du premier échangeur bi-fluide est donnée par l'équation suivante : 3064727 -5- hp = p sa, A2 *(1' . -T ) 2*(211* .42) " exe Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination de la pression du fluide frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide comprend les sous-étapes 5 suivantes : - la détermination de la puissance fournie par la turbine, - la détermination d'un taux de compression optimale pour lequel la dérivée partielle de la puissance fournie par la turbine par rapport à la pression du fluide frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide est nulle. 10 Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination de la puissance fournie par la turbine est donnée par l'équation : b* K0* Effi, *m Ptur = a * m * c * pr PO *V avec a, b, Ko et Effiv des constantes, m le débit massique, 3,His la différence d'enthalpie 15 au niveau de la turbine, po la masse volumique du fluide frigorigène, et V le volume de la turbine. Selon un autre aspect de la présente invention, le taux de compression optimal pour lequel la dérivée partielle de la puissance fournie par la turbine par rapport à la 20 pression du fluide frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide est nulle est de la forme : - B2 - V(/322 - 4 * A2 * C2) T opt 2* A2 avec A2, B2 et C2 des fonctions de la pression du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide et de la température extérieure, la pression du fluide 25 frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide est alors déterminée selon l'équation : 3064727 -6- hp lp 0p, = . Tom Selon un autre aspect de la présente invention, le débit massique optimal du fluide frigorigène est donné par l'équation suivante : A2 * V sat (1p0 ) T] ext 5 Mopt . K7 *1popt +K8 Selon un autre aspect de la présente invention, la détermination de la vitesse de rotation de la première pompe comprend une étape d'estimation d'un débit massique du fluide frigorigène dans la boucle Rankine produisant un sur-chauffage minimal 10 prédéterminé donné par l'équation suivante : PI M SHmin = K9* lp + K10 avec K9 et K10 des constantes dépendant du sur-chauffage minimal prédéterminé choisi et une étape de comparaison du débit massique optimal estimé avec le débit massique produisant un sur-chauffage minimal prédéterminé estimé, la valeur de débit la plus 15 faible étant sélectionnée comme valeur de débit optimal. Selon un autre aspect de la présente invention, la vitesse de rotation de la première pompe en fonction du débit massique optimal estimé est donné par l'équation suivante : po(lp,Tsa,(1p)+ SR) 20 M0 = * (K11*Np+ K12) poref avec T't(lp) la température de saturation du fluide frigorigène à la pression lp à la sortie de la turbine 11, SR un sous-refroidissement prédéterminé à l'entrée de la première pompe, poref une masse volumique de référence du fluide frigorigène, Kll et K12 des constantes. 25 Selon un autre aspect de la présente invention, on corrige la valeur de la vitesse 3064727 -7- de rotation selon l'équation suivante : Np'= K14 *N p avec K14 un facteur correctif dépendant de la valeur de la température du premier fluide frigorigène à l'entrée du premier échangeur bi-fluide pour s'assurer que la boucle 5 Rankine fonctionne avec un surchauffe prédéterminée. Selon un autre aspect de la présente invention, la vitesse de rotation de la turbine est déterminée par l'équation suivante : K0 * efftur * M0 Ntur = . po * V 10 Selon un autre aspect de la présente invention, on corrige la valeur de la vitesse de rotation selon l'équation suivante : N tur' - '15 * N tur avec K15 un facteur correctif dépendant de la valeur de la pression à l'entrée de la 15 turbine. La présente invention concerne également un circuit de gestion thermique d'un véhicule automobile comprenant une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine dans laquelle circule un fluide frigorigène, la dite boucle Rankine comprenant : 20 - une première pompe, - un premier échangeur bi-fluide connecté à une première boucle de circulation dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine apte à produire une puissance mécanique à partir de l'énergie du fluide frigorigène, 25 - un deuxième échangeur bi-fluide connecté à une deuxième boucle de circulation dans laquelle circule un deuxième fluide caloporteur, ladite deuxième boucle de circulation comprenant un radiateur en contact avec l'air extérieur et muni d'un ventilateur, ledit circuit de gestion thermique comprenant également : 3064727 -8- - des moyens de détermination de paramètres prédéfinis associés au fonctionnement du circuit de gestion thermique, lesdits paramètres étant une température du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation, un régime moteur du moteur du véhicule automobile, une température de l'air extérieur au niveau du véhicule, une 5 vitesse du véhicule automobile, une tension du ventilateur du radiateur, - une unité de traitement configurée pour déterminer une vitesse de rotation de la première pompe et une vitesse de rotation de la turbine à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une unité d'actionnement permettant d'appliquer les vitesses de rotation déterminées à 10 la première pompe et à la turbine. Selon un autre aspect de la présente invention, la première boucle de circulation est une boucle de refroidissement d'un moteur du véhicule automobile et le premier échangeur bi-fluide agit comme un évaporateur pour le fluide frigorigène. Selon un autre aspect de la présente invention, le deuxième échangeur bi-fluide agit comme un condenseur et dans lequel un échangeur de sous-refroidissement peut être disposé dans la boucle Rankine en aval du deuxième échangeur bi-fluide pour assurer un condensation totale du fluide frigorigène. D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront de la description suivante, donnée à titre d'exemple et sans caractère limitatif, en regard des dessins annexés sur lesquels : 25 la figure 1 représente un schéma d'un circuit de gestion thermique selon la présente invention ; la figure 2 représente un schéma d'un organigramme des étapes d'un procédé de gestion selon la présente invention ; 15 20 3064727 -9- la figure 3 représente un exemple d'abaque donnant la pente 3,1 du premier échangeur bi-fluide en fonction de la température extérieure T't pour un débit du premier fluide caloporteur donné ; la figure 4 représente un graphique de l'évolution de la constante K14 en 5 fonction de la température du premier fluide caloporteur ; la figure 5 représente un graphique de l'évolution de la constante K15 en fonction de la pression du fluide frigorigène. Sur toutes les figures, les éléments ayant une fonction identique ou équivalente 10 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 15 seulement à un seul mode de réalisation. De simples caractéristiques de différents modes de réalisation peuvent également être combinées pour fournir d'autres réalisations. Dans la présente description, on entend par « placé en amont ou avant » qu'un 20 élément est placé avant un autre par rapport au sens de circulation du fluide dans le circuit. A contrario, on entend par « placé en aval ou après » qu'un élément est placé après un autre par rapport au sens de circulation du fluide dans le circuit. Dans la présente description, le terme « échangeur bi-fluide » décrit un 25 échangeur thermique entre un premier et un deuxième fluide circulant dans des circuits distincts, les fluides pouvant être des liquides ou des gaz. 3064727 -10- Dans la présente description, le terme « détermination » de paramètres peut faire référence à une mesure du paramètre ou à une estimation du paramètre, par exemple via des calculs. 5 La figure 1 représente un circuit de gestion thermique 1 d'un véhicule automobile comprenant une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine 3 dans laquelle circule un fluide frigorigène. La boucle Rankine 3 comprend une première pompe 5 qui fait circuler le fluide frigorigène, par exemple de l'éthanol ou de l'eau glycolée ou un fluide dédié connu de l'homme du métier comme le R134a, vers un 10 premier échangeur bi-fluide 7 situé en aval de la première pompe 5. La première pompe 5 provoque également l'augmentation de la pression du fluide frigorigène en aval de ladite première pompe 5. Le premier échangeur bi-fluide 7 se comporte comme un évaporateur pour le fluide frigorigène et est alimenté par une première boucle de circulation 9 dans laquelle circule un premier fluide caloporteur par exemple un liquide 15 de refroidissement du moteur. La chaleur du premier fluide caloporteur est transmise au fluide frigorigène de la boucle Rankine 3 qui est alors vaporisé en gaz. Le fluide frigorigène sous forme gazeuse est ensuite transmis à une turbine 11 située en aval du premier échangeur bi-fluide 7. Le passage du fluide frigorigène alors sous forme de gaz comprimé à travers la turbine 11 permet de produire de l'énergie mécanique qui peut 20 ensuite être convertie en énergie électrique, par exemple via un alternateur. Le passage dans la turbine 11 s'accompagne d'une diminution de la pression du fluide frigorigène. Une valve de sécurité 12 peut être disposée en parallèle de la turbine pour éviter toute surpression dans la boucle de Rankine 3. Le fluide frigorigène circule ensuite vers un deuxième échangeur bi-fuide 13 situé en 25 aval de la turbine 11 et par lequel le fluide frigorigène échange de l'énergie calorifique avec un deuxième fluide caloporteur qui circule dans une deuxième boucle de circulation 15. Le deuxième échangeur bi-fluide 13 dit échangeur de refroidissement se comporte comme un condenseur dans lequel le fluide frigorigène sous forme de gaz est refroidi et 30 condensé. Pour éviter que la condensation soit seulement partielle, un échangeur de 3064727 -11- sous-refroidissement 14 peut être adjoint au deuxième échangeur bi-fluide 13 et placé en aval du deuxième échangeur bi-fluide 13 et en amont de la première pompe 5. La deuxième boucle de circulation 15 comprend une deuxième pompe 21 apte à faire circuler le deuxième fluide caloporteur dans la deuxième boucle de circulation 15 5 et un radiateur 17 en contact avec l'air extérieur 19 représenté schématiquement par une flèche. La deuxième pompe 21 peut être placée en amont ou en aval du radiateur 17. La vitesse de rotation de la deuxième pompe 21 est par exemple maintenue constante. Le circuit de gestion thermique 1 comprend également des moyens de détermination, et notamment de mesure, de certains paramètres prédéfinis du circuit de 10 gestion thermique 1. Par exemple, les moyens de détermination des paramètres prédéfinis sont des moyens de mesure 30 de la température Tw, du premier fluide caloporteur à l'entrée du premier échangeur bi-fluide 7 et des moyens de mesure 34 de la température T't de l'air extérieur 19, par exemple au niveau du radiateur 17. Cependant, le moyen de mesure de la température T't de l'air extérieur 19 peut aussi 15 être situé à un autre emplacement sur le véhicule. Les moyens de mesure de température sont par exemple des thermocouples, des thermistances ou autres capteurs de température connus de l'homme du métier. Le débit Qw, du premier fluide caloporteur à l'entrée du premier échangeur bi-fluide 7 peut également être déterminé par un débitmètre 32 connus de l'homme du métier mais le débit Qw, peut aussi être estimé à 20 partir du régime du moteur du véhicule automobile. Les différents moyens de mesure 30, 32, 34 sont connectés, par exemple par un câble ou par une connexion sans fil, à un contrôleur 23. Le contrôleur 23 dit contrôleur Rankine est par exemple un contrôleur dédié de la boucle Rankine 3 et est connecté à un contrôleur général 25 du moteur du véhicule automobile. Alternativement, les deux 25 contrôleurs 23 et 25 peuvent être regroupés dans un unique contrôleur. Le contrôleur Rankine 23 est également connecté à un ventilateur 36 associé au radiateur 17 de sorte que la tension d'alimentation du ventilateur 36 est transmise au contrôleur 23. Cette tension d'alimentation du ventilateur 36 est proportionnelle à la vitesse de rotation du ventilateur 36. 30 Grâce à sa connexion avec le contrôleur général 25, le contrôleur Rankine 23 3064727 -12- peut récupérer des paramètres utilisés par le contrôleur général 25 notamment le régime moteur et la vitesse du véhicule. Ainsi, le contrôleur Rankine 23 est configuré pour déterminer les paramètres suivants : la température Tw, du premier fluide caloporteur dans la première boucle 9, la 5 température T't de l'air extérieur, la vitesse vcar du véhicule, la tension d'alimentation Ufan du ventilateur 36 et le régime moteur Neng. Le contrôleur Rankine 23 est également configuré pour déterminer la vitesse de rotation Npump de la première pompe 5 et la vitesse de rotation N'p de la turbine 11 permettant d'optimiser le fonctionnement de la boucle Rankine 3 à partir des paramètres déterminés. Pour cela, le contrôleur Rankine 10 23 comprend par exemple des moyens de traitement comme par exemple un microcontrôleur ou un microprocesseur ou d'autres moyens de traitement connus de l'homme du métier. La figure 2 représente un organigramme des différentes étapes permettant de 15 déterminer les vitesses de rotation à appliquer à la première pompe 5 et à la turbine 11. Ces différentes étapes sont par exemple réalisées de manière récursives de manière à prendre en compte les variations des paramètres déterminés. La première étape 101 concerne la détermination des différents paramètres 20 nécessaires pour le pilotage de la boucle Rankine 3. Les paramètres comprennent donc la température Tw, du premier fluide caloporteur dans la première boucle donnée par la capteur 30, la tension Ufan du ventilateur 36, la température T't de l'air extérieur donnée par le capteur 34 ou via le contrôleur général 25, le régime moteur Neng et la vitesse du véhicule vcar donné par le contrôleur général 25. De plus, il est à noter que tous ces 25 paramètres sont des paramètres extérieurs à la boucle Rankine 3 et sont généralement utilisés pour d'autres applications dans le véhicule de sorte que la mise en oeuvre de la présente méthode ne nécessite pas de capteur dédié à la boucle Rankine 3. La deuxième étape 102 concerne l'estimation du débit du premier liquide caloporteur dans la première boucle 9. Cette estimation peut être faite à partir du régime 30 moteur Neng. Une telle estimation est souvent faite et est connue dans l'état de la 3064727 -13- technique de sorte que cette estimation ne sera pas décrite plus en détails. Cette deuxième étape peut être facultative dans le cas où un capteur de débit 32 est utilisé dans la première boucle 9. Dans ce cas, le contrôleur 23 détermine le débit du premier fluide caloporteur à partir du capteur de débit 32. 5 La troisième étape 103 concerne la détermination des pentes 3,1 et A2 associées au premier échangeur bi-fluide 7 et au deuxième échangeur bi-fluide 13. Une première sous-étape concerne la détermination de la vitesse vair de l'air extérieur au niveau du radiateur 17. Cette vitesse vair dépend de la vitesse du véhicule et 10 de la tension du ventilateur et est donnée par l'équation [1] : K2 * Ufan K *v Vair = K1+ ± 3 car [1] U fanref vcarref avec Ufan ref une tension de référence, par exemple 13V, vcar la vitesse du véhicule, vcar ref une vitesse de référence, par exemple 120km/h, Ki, K2 et K3 des constantes dépendant des caractéristiques de la face avant du véhicule. Ces constantes sont par 15 exemple déterminées par simulation. La pente 3,1 associée au premier échangeur bi-fluide 7 est définie par le rapport entre la puissance Pi du premier échangeur bi-fluide 7 et la différence entre les températures du premier fluide caloporteur et du fluide frigorigène au niveau du premier échangeur : Pi A1- 20 Twi-Tsat(hp) [2] avec T't(hp) la température de saturation du fluide frigorigène à la pression hp correspondant à la pression au niveau du premier échangeur bi-fluide 7. Cette température de saturation T't dépend du type de fluide frigorigène utilisé. Cependant, dans le cas présent, la valeur de la pente 3,1 associée au premier 25 échangeur bi-fluide 7 est déterminé à partir d'abaques donnant les valeurs de pente 3,1 en fonction de la température extérieure T't pour différentes valeurs du débit du premier fluide caloporteur. La figure 3 représente un exemple d'une courbe d'abaque de la pente 3,1 en fonction de la température extérieure T't pour un débit donné. Les flèches fi et f2 3064727 -14- indiquent le sens du décalage de la courbe lorsque le débit du premier fluide caloporteur diminue ou augmente respectivement. Sur la figure 3, on observe que la pente Ai décroît à partir d'un maximum situé à une température de -20°C selon une pente régulière jusqu'à une valeur minimale atteinte pour une température de 20°C, la pente Ai étant 5 alors constant au-dessus de 20°C. Comme indiqué par la flèche fi, la valeur de la pente Ai tend à diminuer lorsque le débit Qw, du premier fluide caloporteur diminue et tend à augmenter lorsque le débit Qw, du premier fluide caloporteur augmente comme indiqué par la flèche f2. 10 La pente 42 associée au deuxième échangeur bi-fluide 13 est définie par le rapport entre la puissance P2 du deuxième échangeur bi-fluide 13 et la différence entre les températures des fluides : A2- sat(1P) T ext [3] avec T't(lp) la température de saturation du fluide frigorigène à la pression lp 15 correspondant à la pression au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 13. Cependant, dans le cas présent, pour déterminer la valeur de la pente 42 associée au deuxième échangeur bi-fluide 13, on utilise l'équation [4] : 212 - CP air * Q air * eff2 - CP air * Vair * Sr * Pair * eff2 [4] avec Cpair la capacité thermique de l'air, Qair le débit d'air, eff2 l'efficacité du deuxième 20 échangeur bi-fluide 13, Sr la surface du radiateur 17 et pair la masse volumique de l'air. La quatrième étape 104 concerne la détermination d'une puissance optimale Piopt du premier échangeur bi-fluide 7 et la pression associée hp au niveau du premier échangeur bi-fluide 7 permettant d'obtenir cette puissance optimale Piopt. 25 Pour déterminer cette puissance optimale Plopt du premier échangeur bi-fluide 7, des hypothèses de simplification sont faites. En particulier, la puissance Ptar de la turbine 7 est considérée comme négligeable par rapport aux puissances du premier 7 et du deuxième 13 échangeurs bi-fluide de sorte que la puissance P1 du premier échangeur bi-fluide 7 est considérée égale à la puissance P2 du deuxième échangeur bi-fluide 13. P2 3064727 -15- De plus, la puissance Pt, de la turbine 11 est considérée proportionnelle à la puissance isentropique de la turbine 11 et la différence d'enthalpie entre la sortie et l'entrée de la turbine 11 est considérée proportionnelle à la différence entre la température au niveau du premier échangeur bi-fluide 7 et la température au niveau du deuxième échangeur bi5 fluide 13. De plus, la différence d'enthalpie entre la sortie et l'entrée du premier échangeur bi-fluide 7 est considérée constante pour une surchauffe SH donnée à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7 et un sous-refroidissement SC donné à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide 13 (ou à la sortie de l'échangeur de sous-refroidissement 14 le cas échéant). A partir de ces hypothèses, le puissance optimale 10 Pio, du premier échangeur bi-fluide 7 est donnée par l'équation [5] : .41* 212 Plopt = 2*(4 + .42)* La pression hp à la sortie du premier échangeur bi-fluide 7 permettant d'obtenir la puissance optimale Pio, est obtenue à partir des équations [2] et [5] et est donnée par 15 la pression de saturation à la température Ti selon l'équation [6] : ( 212 hp = p't(T1)= p sa, Tixt (Ai+ A2)*[Tixt -Text] [6] La cinquième étape 105 concerne la détermination d'un débit massique optimal Mopt du fluide frigorigène. 20 Une première sous-étape concerne la détermination du taux de compression optimale Topt du fluide frigorigène. Pour cela on détermine une expression de la puissance Pt' fournie par la turbine et donnée par l'équation [7] : B * K0* efftue*m pue=A*m*/11-10,-B*Artue-cpe*m=A*m* c * m[7] Po *V 25 avec A, B et Ko des constantes dépendant notamment de la configuration du circuit de gestion thermique, m le débit massique du fluide frigorigène, 4H' la différence d'enthalpie entre la sortie et l'entrée de la turbine 11, Nt'r la vitesse de rotation de la 3064727 -16- turbine 11, efftur un paramètre d'efficacité dépendant des pressions hp à l'entrée de la turbine et lp à la sortie de la turbine 11, V le volume de la turbine 11, po la masse volumique du fluide frigorigène donnée par l'équation [8] : po = All * hp2 ± B11* hp + C11 [8] 5 avec Ail, B11 et C 11 des constantes dépendant du fluide frigorigène, et cp, un coefficient qui permet d'estimer la puissance de la pompe réfrigérant et est défini par l'équation [9] : = K5 * (hp - 1p)+ K6 [9] Avec lp la pression au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 13, K5 et K6 des 10 constantes qui dépendent des caractéristiques du réfrigérant utilisé. On détermine alors les solutions de l'équation [10] correspondant aux valeurs nulles de la dérivée partielle de la puissance Pair fournie par la turbine 11 par rapport à la pression lp au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 13: a Ptur n a IP '' [10] 15 Les solutions de l'équation [10] donnent le taux de compression optimal Topt - B2 - VB22 - 4* A2 * C2 [ T opt 11] 2* A2 avec A2, B2 et C2 des fonctions dépendant de la pression hp définie par l'équation [6] et de la température T't. La pression lp à l'entrée du deuxième échangeur bi-fluide 13 permettant d'obtenir le taux 20 de compression optimal 'r est est donnée par l'équation [12] : hp lp = [12] T opt Le débit massique optimal Mopt peut être déduit des équations [3] et [12] et est donné par l'équation [13] : A2 * [T't (1/9 )- T't ] M opt [13] K7 * lp + K8 25 avec K7 et K8 des constantes qui dépendent des caractéristiques du réfrigérant utilisé. La sixième étape 106 concerne la détermination d'un débit massique minimal 3064727 -17- prédéterminée. Ce débit MSHmin permettant d'obtenir une surchauffe SH minimale massique minimal MsHmm est donné par l'équation [14] : lopt M SHmin = [14] K9 * lp + K10 avec K9 et K10 des constantes qui dépendent des caractéristiques du réfrigérant utilisé. 5 La septième étape 107 concerne la comparaison entre la valeur du débit massique optimal Mopt et la valeur du débit massique minimal MsHmm permettant d'obtenir une surchauffe SH minimale prédéterminée, le débit massique ayant la plus petite valeur étant sélectionné comme valeur du débit massique optimal. Cette étape 107 10 procure une sécurité si la valeur du débit massique optimal Mopt déterminé par l'équation [13] n'est pas atteignable dans les limites de fonctionnement de la boucle Rankine 3. Si la valeur MsHmm est choisie, la pression lp au niveau du deuxième échangeur bi-fluide 11 est alors recalculée à partir de l'équation [13]. 15 La huitième étape 108 concerne la détermination de la vitesse de rotation Np de la première pompe 5. Le lien entre le débit massique optimal Mopt et la vitesse de rotation Np de la première pompe est donné par l'équation [15] : opt = p0(lp,T2) * (K11* N p K 12) p0(lp,T,,,(1p)+ SR) * (K11* N p + K12) [15] poref poref avec po(lp, T2) la masse volumique du fluide frigorigène à une pression lp et à la 20 température T2 correspondant à la somme de la température de saturation du fluide frigorigène à la pression lp et d'un sous-refroidissement prédéfini SR, le sous-refroidissement SR est par exemple choisi entre 8 et 10°K, poref la masse volumique de référence, K11 et K12 des constantes qui dépendent des caractéristiques de la pompe réfrigérante utilisée. 25 Afin d'assurer que la boucle Rankine 3 fonctionne avec une surchauffe SH on utilise un facteur correctif K14 dépendant de la température Twi du premier fluide caloporteur pour déterminer une vitesse de rotation de la première pompe 5 à appliquer : 3064727 -18- N p'= Ku*Np [16] La figure 4 représente un exemple de courbe de variation du facteur correctif K14 en fonction de la température Tw, du premier fluide caloporteur. Ce facteur correctif K14 a une valeur constante correspondant à un minimum égal par exemple à 0,95 jusqu'à une 5 température de 80°C du premier fluide caloporteur, puis une pente constante entre 80 et 110°C et une valeur unitaire au-delà de 110°C. La neuvième étape 109 concerne la détermination de la vitesse de rotation Ntur de la turbine 11 qui est donnée par l'équation [17] : Ko* efftur* M 10 Ntur= P [17] po* V Le paramètre efftur dépendant en réalité aussi de la vitesse de rotation Ntur de la turbine 11, il est possible de déterminer la valeur de la vitesse de rotation en prenant une valeur prédéfinie de vitesse de rotation pour déterminer le paramètre efftur puis de recalculer la vitesse de rotation Ntur en prenant la vitesse de rotation trouvée lors du premier calcul 15 pour déterminer le paramètre efftur. De plus, une vitesse de rotation Ntur' corrigée peut être utilisée pour tenir compte des variations de pression hp à l'entrée de la turbine 11. La vitesse de rotation corrigée Ntur' est donnée par l'équation [18] : N tur' K15* Ntur 20 avec K15 un facteur correctif dépendant de la pression hp à 'entrée de la turbine 11. LA figure 5 représente un exemple d'une courbe d'évolution du facteur correctif K15. La pente de cette courbe est nulle et correspond à une valeur unitaire jusqu'à une première pression prédéterminée, ici 28 bars, puis une pente constante jusqu'à une deuxième pression prédéterminée, ici 32 bars, puis une pente nulle de valeur K15 max supérieure à 25 1, par exemple 1,1. Les valeurs de la première et de la deuxième pression prédéterminées dépendent du fluide frigorigène utilisé. La dixième étape 110 concerne l'application des vitesses de rotation Np' et Ntur ou Ntur' respectivement à la première pompe 5 et à la turbine 11. 3064727 -19- Ainsi, la présente invention permet à partir de mesures de paramètres du véhicule automobile de déterminer les vitesses de rotation Np' et Ntur' à appliquer à la première pompe 5 et à la turbine 11 pour optimiser la production énergétique au niveau 5 de la turbine 11 quelles que soient les conditions de fonctionnement du circuit de gestion thermique. L'énergie récupérée au niveau de la turbine 11 permettant de réduire la consommation globale du véhicule. De plus, les paramètres d'entrée de la présente invention sont des paramètres externes à la boucle Rankine 3 qui sont utilisés par ailleurs pour le fonctionnement du véhicule automobile de sorte que la présente 10 invention ne nécessite pas l'ajout de nouveaux capteurs dédiés au fonctionnement de la boucle Rankine 3. REVENDICATIONS1. Procédé de pilotage d'une boucle à cycle de Rankine dite boucle Rankine (3) d'un circuit de gestion thermique (1) d'un véhicule automobile, ladite boucle Rankine (3) dans laquelle circule un fluide frigorigène comprenant : - une première pompe (5), - un premier échangeur bi-fluide (7) connecté à une première boucle de circulation (9) dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, - une turbine (11) apte à produire une puissance mécanique à partir de l'énergie du fluide frigorigène, - un deuxième échangeur bi-fluide (13) connecté à une deuxième boucle de circulation (15) dans laquelle circule un deuxième fluide caloporteur, ladite deuxième boucle de circulation (15) comprenant un radiateur (17) en contact avec l'air extérieur (19) et muni d'un ventilateur (20), ledit procédé comprenant : - une étape (101) de détermination de paramètres prédéfinis associés au fonctionnement du circuit de gestion thermique (1), lesdits paramètres étant une température (T,i) du premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation (9) en amont du premier échangeur bi-fluide (7), un régime moteur du moteur du véhicule automobile, une température (T't) de l'air extérieur (19) au niveau du véhicule, une vitesse (vcar) du véhicule automobile, une tension (Ufan) du ventilateur (20) du radiateur (17), - une étape (108) de détermination de la vitesse de rotation (Np, Np') de la première pompe (5) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés' une étape (109) de détermination de la vitesse de rotation (Ntur, Ntur*) de la turbine (11) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une étape (110) d'application des vitesses de rotation (Np, Ne', Ntur et Ntur') 3064727 -21- déterminées à la première pompe (5) et à la turbine (11). 2. Procédé selon la revendication 1, dans lequel la détermination de la vitesse de rotation (Np, Np') de la première pompe (5) comprend l'estimation d'un débit massique 5 optimal (Mopt) du fluide frigorigène dans la boucle Rankine (3) et dans lequel l'étape d'estimation d'un débit massique optimal (Mopt) du fluide frigorigène dans la boucle Rankine (3) comprend les sous-étapes suivantes : - une estimation de la puissance optimale (Plopt) du premier échangeur bi-fluide (7), 10 - une détermination de la pression (hp) du fluide frigorigène au niveau du premier échangeur bi-fluide (7) pour obtenir la puissance optimale estimée du premier échangeur bi-fluide, - une détermination de la pression (1p) du fluide frigorigène au niveau du deuxième échangeur bi-fluide (13). 15 3. Procédé selon la revendication 2 dans lequel l'estimation de la puissance optimale (Plopt) du premier échangeur bi-fluide (7) comprend - la détermination d'une pente de puissance (3,1) du premier échangeur bi-fluide (7) et, 20 - la détermination d'une pente de puissance (3,2) du deuxième échangeur bi- fluide (13), la pente de puissance d'un échangeur bi-fluide étant définie par le rapport entre la puissance dudit échangeur et la différence de température entre le premier et le deuxième fluide. 25 4. Procédé selon la revendication 3 dans lequel la détermination d'une pente de puissance du deuxième échangeur bi-fluide (13) comprend : - la détermination de la vitesse de l'air (vair) au niveau du radiateur en fonction de la tension du ventilateur (Ufan) et de la vitesse du véhicule (v), - la pente de puissance (slope2) du deuxième échangeur bi-fluide étant déterminé à partir 3064727 -22- de la vitesse de l'air (vair) de la température (Tau) de l'air extérieur, de la capacité thermique de l'air (Cpair), de la surface d'échange au niveau du radiateur (Sr) et de l'efficacité (eff2) du deuxième échangeur bi-fluide (13) selon la formule suivante : A2 - CP air * Pair * air * S r * eff2 - 5 5. Procédé selon les revendications 2 à 4 dans lequel l'estimation de la puissance optimale du premier échangeur bi-fluide (7) est obtenue à partir des pentes de puissance (41, A2) du premier (7) et du deuxième (13) échangeurs bi-fluide et en supposant que la puissance (Ptur) de la turbine (11) est négligeable par rapport aux puissances (P1, P2) du 10 premier (7) et du deuxième (13) échangeurs bi-fluide, que la puissance (Ptur) de la turbine (11) est proportionnelle à la puissance isentropique de la turbine (11), que la différence d'enthalpie (AH) entre la sortie et l'entrée de la turbine (11) est proportionnelle à la différence entre la température à la sortie du premier échangeur bifluide (7) et la température à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide (13) et que la 15 différence d'enthalpie (AH) entre la sortie et l'entrée du premier échangeur bi-fluide (7) est sensiblement constante pour une surchauffe donnée à la sortie du premier échangeur bi-fluide (7) et un sous-refroidissement donné à la sortie du deuxième échangeur bifluide (11), la puissance optimale du premier échangeur bi-fluide (7) est donnée par la formule suivante : .41* 4 20 P1= 2* ( + A2 )* [Twi - Text] . 6. Procédé selon l'une des revendications 2 à 5 dans lequel la pression (hp) du fluide frigorigène à la sortie du premier échangeur bi-fluide (7) pour obtenir la puissance optimale estimée du premier échangeur bi-fluide (7) est donnée par l'équation suivante : 25 hp= P sat T . 4 , ,* " 2*(211*212) ext 7. Procédé selon l'une des revendications 5 à 10 dans lequel la détermination de la pression (1p) du fluide frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide (13) 3064727 -23- comprend les sous-étapes suivantes : - la détermination de la puissance (Pair) fournie par la turbine (11), - la détermination d'un taux de compression optimale ('ropt) pour lequel la dérivée partielle de la puissance (Ptur) fournie par la turbine (11) par rapport à la pression (1p) du 5 fluide frigorigène à la sortie du deuxième échangeur bi-fluide (13) est nulle. 8. Procédé selon l'une des revendications précédentes en combinaison avec la revendication 2 dans lequel la détermination de la vitesse de rotation (Np, Np') de la première pompe (5) comprend une étape d'estimation d'un débit massique (MsH',') du 10 fluide frigorigène dans la boucle Rankine (3) produisant un sur-chauffage minimal prédéterminé (SH) donné par l'équation suivante : MSHmin = K9 * lp + K10 avec K9 et K10 des constantes dépendant du sur-chauffage minimal prédéterminé (SH) choisi 15 et une étape de comparaison du débit massique optimal estimé (Mopt) avec le débit massique (MsH',') produisant un sur-chauffage minimal prédéterminé (SH) estimé, la valeur de débit la plus faible étant sélectionnée comme valeur de débit optimal (Mopt). 9. Circuit de gestion thermique (1) d'un véhicule automobile comprenant une boucle à 20 cycle de Rankine dite boucle Rankine (3) dans laquelle circule un fluide frigorigène, la dite boucle Rankine (3) comprenant : - une première pompe (5), - un premier échangeur bi-fluide (7) connecté à une première boucle de circulation (9) dans laquelle circule un premier fluide caloporteur, 25 - une turbine (11) apte à produire une puissance mécanique à partir de l'énergie du fluide frigorigène, - un deuxième échangeur bi-fluide (13) connecté à une deuxième boucle de circulation (15) dans laquelle circule un deuxième fluide caloporteur, ladite deuxième boucle de circulation (15) comprenant un radiateur (17) en contact 3064727 -24- avec l'air extérieur (19) et muni d'un ventilateur (20), ledit circuit de gestion thermique (1) comprenant également : - des moyens de détermination de paramètres prédéfinis associés au fonctionnement du circuit de gestion thermique (1), lesdits paramètres étant une température (T,i) du 5 premier fluide caloporteur dans la première bouche de circulation (9), un régime moteur du moteur du véhicule automobile, une température (T't) de l'air extérieur (19) au niveau du véhicule, une vitesse (v) du véhicule automobile, une tension (Ufan) du ventilateur (20) du radiateur, - une unité de traitement configurée pour déterminer une vitesse de rotation (Np,, Np') de 10 la première pompe (5) et une vitesse de rotation (Nair) de la turbine (11) à appliquer à partir des paramètres prédéfinis déterminés, - une unité d'actionnement permettant d'appliquer les vitesses de rotation (Np, Ntur et Nair') déterminées à la première pompe (5) et à la turbine (11). 15 10. Circuit de gestion thermique selon la revendication 9 dans lequel la première boucle de circulation (9) est une boucle de refroidissement d'un moteur du véhicule automobile et le premier échangeur bi-fluide (7) agit comme un évaporateur pour le fluide frigorigène.