FR 2933486 A1 20100108 FR 0803712 A 20080701 PROCEDE D'ESTIMATION DE LA PUISSANCE ABSORBEE PAR UN COMPRESSEUR DANS UNE INSTALLATION DE CHAUFFAGE, VENTILATION ET/OU CLIMATISATION La présente invention concerne un procédé d'estimation de la puissance absorbée par un compresseur dans une installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation. L'invention trouve une application particulièrement avantageuse dans le domaine de la climatisation à l'intérieur de l'habitacle des véhicules automobiles. Dans les véhicules à moteurs thermiques, le compresseur est intégré dans un circuit de climatisation pour un fluide réfrigérant. Le compresseur est entraîné par le moteur et consomme donc une partie de la puissance fournie par le moteur au détriment de la puissance disponible pour le roulage du véhicule. Le circuit de climatisation comprend donc, dans le sens de circulation du fluide réfrigérant le compresseur, un condenseur ou refroidisseur de gaz, un échangeur de chaleur interne, un organe de détente, un évaporateur et un accumulateur. Bien qu'elle ne soit pas très importante, la puissance absorbée par le compresseur, lorsque le compresseur est en marche, réduit le rendement du moteur. Cette diminution de rendement a pour conséquence d'augmenter la consommation de carburant et la pollution générée par les gaz d'échappement du véhicule. Pour optimiser le rendement du moteur, une solution consiste à estimer la puissance réellement absorbée par le compresseur. En effet, la connaissance de cette information permet à une unité centrale de gestion du véhicule d'adapter un certain nombre de paramètres aux besoins réels, notamment les paramètres d'injection du moteur et la vitesse de rotation du groupe moto-ventilateur (GMV) générant un flux traversant le condenseur intégré dans le circuit de climatisation pour fluide réfrigérant. Dans ce contexte, la demande de brevet FR2840259 propose d'estimer la puissance W,, absorbée par le compresseur à partir du débit massique rn,.cpr du fluide réfrigérant traversant le compresseur selon une relation de la forme : WS,, = a.m .p .W,S + b.N où rim,.cpr est le débit massique du fluide réfrigérant dans le compresseur, W.S est le travail de compression isentropique du compresseur, N est la vitesse de rotation du compresseur, et a et b sont des paramètres caractéristiques du compresseur. Selon le principe exposé dans la demande de brevet FR2840259, le débit massique m,.p. dans le compresseur n'est pas estimé en tant que tel mais est approximé par le débit massique rhrexp du fluide réfrigérant dans un organe de détente de l'installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation. Cet organe de détente est destiné à détendre et refroidir le fluide réfrigérant reçu du compresseur juste avant de traverser l'évaporateur à la traversée duquel l'air de climatisation est refroidi par échange thermique avec le fluide réfrigérant. Dans le cadre de cette approximation, valable en régime stationnaire, on peut donc écrire que le débit massique rimrcp. dans le compresseur est égal au débit massique rh,.exp dans l'organe de détente : Mrcpr = mrexp D'une manière générale, le débit massique mr.eXp dans l'organe de détente, outre des caractéristiques propres à l'organe de détente lui-même, est fonction de grandeurs thermodynamiques mesurables et peut être calculé à partir de ces grandeurs thermodynamiques mesurables. Les grandeurs thermodynamiques mesurables sont la température Te%p;,, du fluide réfrigérant à l'entrée de l'organe de détente et les pressions PeXp;,, et Pexpon, du fluide réfrigérant respectivement à l'entrée et la sortie de l'organe de détente. La demande de brevet FR2840259 fournit en détail les relations entre ces différents paramètres. Plus précisément, le débit massique m,. = m,.eXp est une fonction m,. (peXpin) de la masse volumique peXpiä, du fluide réfrigérant à l'entrée de l'organe de détente. On peut écrire la relation entre rhr. et Pexpin sous la forme générale suivante : mr (Pexpin) / (Pexpin )'\/Pxpin ù Pexpout où f(peXpiä) est une fonction dépendant du modèle choisi pour décrire l'organe de détente. A titre d'exemple, f (peXpjn) peut être une fonction linéaire ou quadratique de la masse volumique peXpiä du fluide réfrigérant. La masse volumique Pexpin du fluide réfrigérant, la température Texpiä du fluide réfrigérant à l'entrée de l'organe de détente et la pression Pexpin du fluide réfrigérant à l'entrée de l'organe de détente sont reliées entre elles par la fonction d'état du fluide réfrigérant. La masse volumique Pexpin du fluide réfrigérant est alors calculée en fonction de Texpiä et Pexpin au moyen de la fonction d'état du fluide réfrigérant. Le travail de compression isentropique Wis du compresseur est une fonction Ws (Ts) de la température d'aspiration TS du fluide réfrigérant à l'entrée du compresseur 11. Cette fonction Wis (TS) peut, par exemple, s'écrire par une relation du type : Ns (TS) = c.Ts.(Pr -1) où c est une constante, Ts est la température d'aspiration à l'entrée du compresseur, et P. est le taux de compression du compresseur égal à P, / P, , rapport de la pression Pd de décharge du compresseur à la pression PS d'aspiration. La vitesse N de rotation du compresseur est mesurée. Une possibilité pour obtenir la vitesse N de rotation du compresseur consiste en une mesure effectuée, par exemple, au niveau du calculateur d'injection, comme décrit dans la demande de brevet FR2840259. Les paramètres a et b sont déterminés expérimentalement pour le compresseur considéré et caractérisent ce dernier. Généralement, les paramètres a et b sont considérés comme constants pour tous les régimes de fonctionnement du compresseur. Cependant, si on fait un bilan énergétique précis de l'installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation incluant notamment l'énergie électrique consommée par le groupe moto-ventilateur, le modèle qui vient d'être décrit pour estimer la puissance WS,, absorbée par le compresseur s'avère insuffisant dès lors que l'on cherche à rendre compte de variations de puissance liées aux conditions de fonctionnement du moteur, ceci dans le cadre d'une estimation plus fine. Aussi, un but de l'invention est de proposer un procédé permettant d'estimer la puissance i/i/sh du compresseur de manière plus précise, à partir d'un modèle énergétique de compresseur plus complet que le modèle actuellement utilisé. Ce but est atteint, conformément à l'invention, grâce à un procédé d'estimation de la puissance WS,, absorbée par un compresseur de fluide réfrigérant dans une installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation. Le procédé comprend des étapes consistant à : - estimer un débit massique du fluide réfrigérant dans le compresseur, - estimer un travail W,.S de compression isentropique du compresseur, - mesurer une vitesse N de rotation du compresseur. Selon la présente invention, la puissance YVS,, absorbée par le compresseur (11) est estimée au moyen d'une relation de la forme : Wsi, = Î + B.N dans laquelle f(Cr) est une fonction dépendante d'un taux de cylindrée C,. du compresseur (11) et B est un paramètre caractéristique du compresseur (11). Une étape complémentaire du procédé selon l'invention consiste à mesurer le taux de cylindrée C, du compresseur. De façon particulièrement avantageuse, la fonction f(C,.) dépendante d'un taux de cylindrée C,. du compresseur (11) est de la forme f(C.)=(Ao+A,.exp(ùA2.C,.)) dans laquelle Ao , A, et A2 sont des paramètres caractéristiques du compresseur. Dans ce cas, la puissance absorbée WS,, par le compresseur est donnée donc par la relation : Fii, = (A0 + A1. exp(ùA2 .0 + A3.N où Ao, A, , A2 et B sont des paramètres caractéristiques du compresseur. Selon une variante de réalisation, les paramètres caractéristiques Ao, A, , A2 et B du compresseur sont déterminés expérimentalement. Ainsi, le procédé conformément à la présente invention prend en compte les variations de puissance liées aux conditions de fonctionnement du moteur, jusque là négligées. Selon la présente invention, la puissance W 1, absorbée par le compresseur est fonction du taux de cylindrée C,. du compresseur (11). Ainsi, la puissance absorbée augmente lorsque le taux de cylindrée diminue. Dans le modèle proposé, le paramètre a considéré comme constant dans l'état de la technique est donc remplacé par un terme variant de manière exponentielle négative avec le taux Cr de cylindrée du compresseur. La présente invention sera mieux comprise à la lecture de la description qui va en être faite d'exemples de réalisation, en relation avec la figures des planches annexées, donné à titre d'exemple non limitatif, dans lesquelles : La figure 1 est un schéma d'une installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation apte à mettre en oeuvre le procédé conforme à l'invention. La figure 1 représente une installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation comportant un circuit de climatisation pour un fluide réfrigérant. Le circuit de climatisation comprend dans le sens de circulation du fluide réfrigérant un compresseur 11, un condenseur ou refroidisseur de gaz 13, un échangeur de chaleur interne 17, un organe de détente 12, un évaporateur 15 et un accumulateur 16. Le circuit de climatisation comprend une partie haute pression située entre la sortie du compresseur 11 de fluide réfrigérant et l'entrée de l'organe de détente 12. La pression régnant dans la partie haute pression peut être prise égale, en première approximation, à la pression de décharge Pd du compresseur 11. Le circuit de climatisation comprend une partie basse pression située entre la sortie de l'organe de détente 12 et l'entrée du compresseur 11. De même, la pression dans la partie basse pression peut être considérée en première approximation comme étant égale à la pression d'aspiration P, du compresseur 11. Cette pression d'aspiration Ps est mesurée par exemple par un premier capteur de pression 18 disposé entre l'évaporateur 15 de l'installation et le compresseur 11. Bien que cela ne soit pas essentiel pour l'invention, l'installation chauffage, ventilation et/ou climatisation de la figure 1 concerne plus particulièrement un fluide réfrigérant supercritique comme le dioxyde de carbone CO2. Dans ce cas, l'organe de détente 12 est généralement constitué par un orifice de section variable. Le fluide réfrigérant reçu de la partie basse pression sous forme gazeuse est porté à la haute pression ou pression de décharge Pd par le compresseur 11. Dans le cas de l'oxyde de carbone CO2, la basse pression ou pression d'aspiration P est par exemple de l'ordre de 30 à 40 bars et la haute pression ou pression de décharge P, pouvant atteindre des valeurs de l'ordre de 90 bars. Le refroidisseur de gaz 13 permet de refroidir, à pression sensiblement constante, le fluide réfrigérant comprimé à l'état gazeux par le compresseur 11. Dans le mode de réalisation de la figure 1, la haute pression Pd est mesurée à l'entrée du refroidisseur de gaz 13 par un deuxième capteur de pression 14. Le fluide réfrigérant est refroidi dans le refroidisseur de gaz 13 par échange thermique avec un flux d'air extérieur 23 mis en mouvement par la vitesse de déplacement du véhicule ou, éventuellement, au moyen d'un groupe moto-ventilateur (GMV) 24. L'organe de détente 12 a pour effet de faire passer la pression du fluide réfrigérant provenant du refroidisseur de gaz 13 d'une pression d'entrée Pexpi,, , à une pression de sortie Pexpo,,t ' en l'amenant, au moins en partie, à l'état liquide. Cette détente s'accompagne d'une diminution de la température du fluide réfrigérant. Un flux d'air de climatisation 21 destiné à être envoyé vers l'habitacle du véhicule est refroidi par échange thermique dans l'évaporateur 15 avec le fluide réfrigérant provenant de l'organe de détente 12. Le flux d'air de climatisation 21 est généré par un pulseur 22 alimenté en air provenant de l'extérieur du véhicule et/ou de l'intérieur de l'habitacle du véhicule. Dans l'évaporateur 15, le fluide réfrigérant passe, à pression sensiblement constante, de l'état liquide à un état au moins partiellement gazeux. L'accumulateur 16 est agencé entre l'évaporateur 15 et le compresseur 11 afin de créer une réserve de fluide réfrigérant. Il permet également d'éviter les coups de liquide dus aux variations de pressions dans les différentes parties du circuit de climatisation. On peut voir sur la figure 1 la présence, dans l'installation chauffage, ventilation et/ou de climatisation, de l'échangeur thermique interne 17 permettant au fluide réfrigérant à haute pression circulant du refroidisseur de gaz 13 vers l'organe de détente 12 de céder de la chaleur au fluide à plus basse pression circulant de l'évaporateur 15 vers le compresseur 11. L'échange de chaleur ainsi réalisé présente l'avantage d'améliorer le rendement du circuit de climatisation lors du cycle thermodynamique effectué par le fluide réfrigérant. Il faut cependant noter que l'utilisation d'un échangeur thermique interne n'est pas indispensable à l'invention, même si elle présente des avantages notamment dans le cas des fluides réfrigérants supercritiques. Le compresseur 11 se caractérise en particulier par la puissance qu'il absorbe. L'estimation de la puissance YV1, absorbée par le compresseur 11 est obtenue à partir de la relation suivante : Wsn = f (C,. ).m,.cp,..W,.. + B.N . Dans cette équation, f(C,.) est une fonction dépendante du taux de cylindrée C,. du compresseur (11), mrcpr est le débit massique du fluide réfrigérant dans le compresseur 11, W,.s est le travail de compression isentropique du compresseur 11, N est la vitesse de rotation du compresseur 11 et B est un paramètre caractéristique du compresseur (11). De façon particulièrement avantageuse, la fonction f (Cr.) dépendante d'un taux de cylindrée Cr du compresseur (11) est de la forme f (Cr) = (A° + A, . exp(ùA2 .Cr. )) dans laquelle Ao, A, et A2 sont des paramètres caractéristiques du compresseur. L'estimation de la puissance WS,, absorbée par le compresseur 11 s'obtient alors à partir de la relation suivante : YV, = (Ao + AI . exp(ùA2 r )).ri2 .p ..Ws + B.N . A0, A,, A2 et B sont des paramètres caractéristiques du compresseur 11, rimrcpr. est le débit massique du fluide réfrigérant dans le compresseur 11, W.S est le travail de compression isentropique du compresseur 11, et N est la vitesse de rotation du compresseur 11. Les paramètres caractéristiques A0, A,, A2 et B du compresseur 11 constitue un quadruplet de valeurs permettant d'identifier de façon directe et immédiate le compresseur 11 intégré à l'installation chauffage, ventilation et/ou de climatisation. Ainsi, deux compresseurs différents disposent de paramètres caractéristiques A0, A,, A2 et B respectifs différents. Par ailleurs, on définit le taux C,. de cylindrée du compresseur 11 donné par la relation : Cr = Qv /Qr max où Qv est le débit volumétrique du compresseur 11 et Qv. le débit volumétrique maximal du compresseur 11. De plus, Q,,. vérifie la relation : Qvmax = r .N.Uo où r est le rendement volumétrique du compresseur 11 et Uo est la cylindrée du compresseur 11. Le rendement volumétrique r peut être calculé à partir du taux de compression p. , correspondant au rapport Pd /PS , et de la vitesse N de rotation du compresseur 11. Ainsi, connaissant la cylindrée U0 du compresseur 11, on en déduit alors le débit volumétrique maximal Q, ,tex . Le débit volumétrique Q,, du compresseur 11 est égal au rapport mrcpr /Pcpr entre le débit massique Thrcp. dans le compresseur 11 à la masse volumique pcp,. du fluide réfrigérant à l'entrée du compresseur 11. Le débit massique rh,.cp,. dans le compresseur 11 peut être pris égal au débit massique rilr.eXp dans l'organe de détente 12. Le débit massique m,.exp dans l'organe de détente 12 est calculé à partir des valeurs des pressions Pexpin, Pexpout et de la température TeXph, du fluide réfrigérant à l'entrée de l'organe de détente 12, conformément à l'enseignement de la demande de brevet FR2840259. La masse volumique pcpr du fluide réfrigérant à l'entrée du compresseur est calculée par application de l'équation d'état du fluide réfrigérant reliant la masse volumique pepr à la température TS et la pression Ps d'aspiration à l'entrée du compresseur 11. Le débit volumétrique Qä étant ainsi estimé, on en déduit le taux C, de cylindrée cherché par : C =Q,,/Q,'max Les paramètres caractéristiques Ao, A,, A2 et B du compresseur 11 sont déterminés expérimentalement afin de caractériser le compresseur 11. A titre d'exemple, la demanderesse a déterminé le jeu de paramètres suivants pour un compresseur 11 particulier : 4=1,00, A1=0,48, A2 =0,92, B =0,08 J Bien évidemment, l'invention n'est pas limitée aux modes de réalisation détaillés ci-dessus et fournis uniquement à titre d'exemple et englobe d'autres variantes que pourra envisager l'homme du métier dans le cadre des revendications et notamment toutes combinaisons des différents modes de réalisation décrits précédemment. REVENDICATIONS1. Procédé d'estimation de la puissance W,,, absorbée par un compresseur (11) de fluide réfrigérant dans une installation de chauffage, ventilation et/ou climatisation, le procédé comprenant des étapes consistant à : - estimer un débit massique rh,cp,. du fluide réfrigérant dans le compresseur (11), - estimer un travail de compression isentropique W,1s du compresseur (11), - mesurer une vitesse N de rotation du compresseur (11), caractérisé en ce que la puissance 1É7,, absorbée par le compresseur (11) est estimée au moyen d'une relation de la forme : Wsi, = f (C,. .W,, + B.N où f(C,) est une fonction dépendante d'un taux de cylindrée Cr du compresseur (11), et B est un paramètre caractéristique du compresseur (11). 2. Procédé selon la revendication 1, dans lequel le procédé comprend une étape consistant à mesurer le taux de cylindrée C, du compresseur (11). 3. Procédé selon la revendication 1 ou 2, dans lequel la fonction f(Cr) dépendante d'un taux de cylindrée C, du compresseur (11) est de la forme f (C,.) = (A° + Al . exp(ùA2 .C, )) où Ao , A, et A2 sont des paramètres caractéristiques du compresseur (11). 4. Procédé selon la revendication 3, dans lequel les paramètres caractéristiques (A0 , Al , A2, B) du compresseur (11) sont déterminés expérimentalement.