用于对车辆进行空气调节的控制系统的制作方法
本发明涉及一种用于对车辆进行空气调节的控制系统。
背景技术：
用于对车辆进行空气调节的控制系统通常用于与情况相关地例如对车辆的车辆构件或乘客舱进行冷却和/或加热。在此，通常借助热泵系统进行空气调节，所述热泵系统被控制系统开环控制和/或闭环控制。
例如在源于申请人的、未公开的申请de102014217960中说明了一种热泵系统。
一般在电动车辆亦或混合动力车辆中产生如下问题，即，持续
然而，不同的热源典型地必须分别被单独结合，由此产生复杂的布线连接。特别是在内部空间空气调节方面，不同的运行状态通常取决于相应的设定，在所述设定中，热量应该分别不同地被引导到乘客舱中和/或环境中，由此又需要许多阀、尤其是复杂的阀以及需要耗费的开环控制和闭环控制。这特别是在电动车辆中导致高的耗费，因为在此如以上说明的那样总体上较少热量可供使用，所述热量的高效分配则越来越关键。
技术实现要素：
因此，本发明的任务是，给出一种改善的用于对车辆(尤其是电动车辆或混合动力车辆)进行空气调节的控制系统，该控制系统能够实现对车辆乘客舱的冷却以及加热并且在此确保尽可能高效的、尽可能稳定的以及尽可能低噪声的运行。
按照本发明，该任务通过具有按照权利要求1的特征的控制系统来解决。有利的构造方案、进一步扩展方案和变型方案是从属权利要求的技术方案。通过所述控制系统尤其是也实现一种用于运行热泵系统的方法。则结合控制系统所提及的进一步扩展方案和优点按意义也适用于所述方法以及适用于所述热泵系统并且反之亦然。
所述控制系统用于对车辆、尤其是电动车辆或混合动力车辆进行空气调节，并且为此尤其是与热泵系统组合、即优选连接。对此尤其是理解为：控制系统借助一定数量的执行机构操纵和调节热泵系统。热泵系统尤其是具有一定数量的构件用于对车辆进行空气调节。这些构件然后通过控制系统被开环控制和/或闭环控制并且在该关系中尤其是控制系统的执行机构。在该意义中借助控制系统对车辆进行空气调节，其方式为控制系统对热泵系统进行开环控制和/或闭环控制。
在此，针对车辆乘客舱的空气调节要求被处理(bedient)，其方式为：根据空气调节要求来设定多种运行模式中的一种运行模式，也就是说，占据多种运行模式亦或运行状态之一。如果空气调节要求包括冷却要求或除湿要求，则乘客舱借助空调蒸发器被冷却。如果空气调节要求包括加热要求，则乘客舱借助加热热交换器被加热。在此原则上可能的是，同时不仅存在加热要求、而且存在冷却要求，尤其是在除湿时。
加热热交换器设置在冷却剂回路的加热支路中并且通过热泵被供给热量。所述热泵具有冷冻机组(chiller)和冷凝器(备选地具有气体冷却器)，所述冷冻机组和冷凝器被连接到致冷回路上，其中，冷冻机组设置在冷却剂回路的冷却支路中，而冷凝器设置在加热支路中。在没有附加的加热要求的冷却要求的情况下，加热支路被打开，热泵的冷冻机组被去激活并且冷却运行以这种方式被实现、即尤其是被设定。在没有附加的冷却要求的加热要求的情况下，加热支路被关闭，热量通过热泵的冷凝器、通过冷却支路和/或通过经由nt冷却器的吸热而被输送给加热热交换器并且以这种方式实现加热运行。加热运行和冷却运行分别是一种运行模式。为了从加热支路散热，所述加热支路被打开并且nt冷却器、冷凝器和加热热交换器串联连接地运行。
控制系统能够在不同的运行模式中实现热泵系统的运行，以便在给定的情况下、即在给定空气调节要求时优化地对车辆进行空气调节。不同的运行模式通过对热泵系统的各个构件进行开环控制和/或闭环控制来设定。这些构件尤其是加热支路、空调蒸发器和热泵。在此，控制系统不限于对这些构件进行操纵。此外，在这里并且在下面，术语“控制系统”也被理解为闭环控制系统或开环控制和闭环控制系统，也就是说，所述控制系统不仅设计用于开环控制(steuerung)，而是必要时也设计用于闭环控制(regelung)。
利用本发明获得的优点尤其是在于：借助控制系统运行的热泵系统特别能量高效地、鲁棒地并且低噪声地运行。
因而，在使用所述控制系统时特别能量高效地、鲁棒地并且低噪声地进行空气调节。在此，控制系统尤其是能够通过如下方式实现特别能量高效地运行热泵系统，即：在给定的空气调节情况下自动设定一种合适的运行模式，所述空气调节情况通过不同的冷却和加热要求来表征，其中，“运行模式的设定”亦或“运行模式之间的转换”被理解为根据情况和要求通过控制系统调节被开环控制的和被闭环控制的构件，则由此总体上在给定的时刻自动设定和实现特定的运行模式。换句话说：基于通过控制系统对热泵系统的构件的调节而自动产生相应的运行模式。因此，相应的运行模式尤其是通过各个被开环控制的和/或被闭环控制的构件的相应切换状态和这些构件的调节顺序来定义。亦即，运行模式通过调节构件而产生，而不是正好相反。
此外，各个构件被特别高效地开环控制和/或闭环控制。然后，总体上通过特定地开环控制和闭环控制热泵系统的各个构件而获得的在所述不同的运行模式之间的大致平滑的过渡确保特别鲁棒的并且稳定的运行，尤其是在转换时、即在设定另一种运行模式时没有等待时间和干扰噪声。则尤其是实现特别低噪声的运行，其方式为：放弃冷却剂在冷却剂回路中的和致冷剂在致冷回路中的相应流动方向的反转。此外，切换阀的数量也相对于常规的热泵系统显著减少，从而热泵系统一方面是特别低成本的并且另一方面其在运行中的声学也得以显著改善，尤其是由于切换过程的数量减少而改善。
另一个利用本发明获得的优点尤其是在于：通过使用所述控制系统能够实现热泵系统的不同构件的特别的布线连接，所述布线连接导致特别高效的运行。在此重要的尤其是：加热热交换器和冷凝器在加热支路中的串联运行结合关于nt冷却器的串联运行。在该配置中，加热热交换器尤其是持久地被冷却剂流过，所述冷却剂借助冷凝器被加热，从而不需要通常昂贵的转换阀用于将冷却剂转向至加热热交换器并且因此优选也放弃这样的转换阀。为了借助加热热交换器加热乘客舱，加热支路通常被截止并且尤其是仅在如下情况被打开，即：当存在余热时，也就是说，当在冷却剂回路中存在的热量比为了内部空间加热所需要的热量更多时。在该情况下热量附加地被导出，其方式为：冷却剂从加热支路通过nt冷却器被引导出。如果不存在余热，则加热支路被截止地运行，从而出于内部空间加热的目的而仅在加热热交换器上进行散热。
总体上，热泵系统的行为决定性地通过空气调节要求来确定，所述空气调节要求例如包括通过控制系统的操作元件的具体用户输入和/或考虑环境条件，所述环境条件借助控制系统的合适的传感器来求取，所述传感器例如是用于测量外部温度或车辆内部空间中的温度、车辆高压存储器的温度或在热泵系统的特定部位上的温度的温度传感器。另一种可能性在于：对热泵控制系统的空气调节要求由上级的控制系统、例如空气调节功能逻辑来确定。则在此说明的控制系统在此尤其是上级的控制系统的子系统。特别有意义的是：关于乘客舱的空气调节要求、用户的加热要求、在电动车辆或混合动力车辆的情况下关于高压存储器的空气调节要求以及表达天气和环境情况的外部温度。在此，通过如下方式对各个构件和整个热泵系统本身进行自动的、符合需求并且优化的开环控制和闭环控制，即，以预定的和/或所求取的描述空气调节要求的参数的形式将所述空气调节要求与适合的用于操纵热泵系统的开环控制和闭环控制原理适当地相关联。在此，原则上整个热泵系统可以被看作控制系统的一部分，然而至少热泵系统的一些构件是控制系统的一部分。
冷却剂回路尤其是如下的冷却回路，冷却剂、例如水-乙二醇混合物在该冷却回路中循环。冷却剂回路合适地包括多个、尤其是三个区段，所述区段在两个分支部上相互连接。那么，在第一区段上设置nt冷却器，第二区段包括加热支路，所述加热支路通过始流部和回流部与第一区段连接，其中，始流部和回流部在此尤其同样是第二区段的一部分。第三区段则是用于车辆构件的冷却支路。在第一区段下游尤其是设置所述分支部之一作为第一分支部。加热支路的始流部和冷却支路在该第一分支部上开始。在所述两个支路下游，冷却支路和加热支路的回流部在作为第二分支部的另一个分支部上汇合并且共同通入到第一区段中。
在致冷回路中设置用于压缩致冷剂的压缩机，由此所述致冷剂被置于较高的温度水平。在此，压缩机设置在空调蒸发器和冷冻机组下游以及在冷凝器上游。所述压缩机尤其是所谓的电的致冷剂压缩机，简称ekmv。按照所使用的致冷剂，冷凝器一般被理解为用于从致冷回路散热的热交换器。然后相应地，例如在使用也称为r744的co2时使用气体冷却器代替常规的冷凝器。此外，在致冷回路中在空调蒸发器上游设置阀，所述阀在尤其是单纯的加热运行中、即在仅有加热运行时被关闭并且在冷却运行中用作膨胀机构。所述膨胀机构优选是特别低成本的热学膨胀阀，简称txv。
构造为电动车辆或混合动力车辆的车辆为了驱动而通常具有高压存储器，所述高压存储器则同样对空气调节要求有贡献并且例如应该被冷却或加热。在一种可能的构造方案中，高压存储器被连接到致冷回路上，也就是说，高压存储器通过hvs蒸发器被热连接到致冷回路上，以便散热到致冷回路上。
该hvs蒸发器然后适宜地在致冷回路中与冷冻机组并联连接并且以这种方式在关于高压存储器的冷却要求的情况下用作致冷回路中的附加的或备选的热源。特别是在对高压存储器的冷却要求的情况下、即在hvs冷却要求和加热要求的情况下，在一种有利的构造方案首先放弃冷冻机组的激活并且代替地借助冷凝器将高压存储器的余热引导至加热热交换器。在hvs蒸发器上游连接有膨胀机构、优选低成本的热学膨胀阀、即txv。当然也可设想一种变型方案，在该变型方案中高压存储器被冷却剂冷却，也就是说，该压存储器被连接到冷却剂回路上、尤其是被连接到冷却支路上。
热泵的冷凝器尤其是构成为水冷的冷凝器并且具有相互热耦合的致冷剂冷凝器和冷凝器热交换器。在此，致冷剂冷凝器被连接到致冷回路上，而冷凝器热交换器被连接到冷却剂回路上。冷冻机组具有相互热耦合的致冷剂蒸发器和冷冻机组热交换器，其中，致冷剂蒸发器被连接到致冷回路上，而冷冻机组热交换器被连接到冷却剂回路上。
热泵适宜地通过nt冷却器从车辆的环境带走热量和/或由车辆构件从冷却支路带走热量。为此，nt冷却器、所述至少一个车辆构件和冷冻机组尤其是彼此串联连接，其中，冷冻机组优选设置在要冷却的车辆构件下游并且在空间上与该车辆构件相邻地设置，以便实现尽可能高效地从要冷却的车辆构件传递热量至冷冻机组。所述车辆构件例如是功率电子装置、用于驱动车辆的电动机或用于能量供应的高压存储器。相应的要冷却的车辆构件通常通过适合的热交换器与冷却剂回路热耦合，以便将热量散发给冷却剂。
接着，作为有利的构造方案，说明用于热系统的不同构件的不同的开环控制和闭环控制原理，以便使所述热系统自动地并且连续地在不同的运行模式之间转换、即按照要求实现适合的运行模式。在此，各个原理首先分别本身已经是有利的并且因此彼此无关地被看作是有创造性的。然而，在所述不同原理中的多种原理的组合中尤其是通过如下方式得出至少一个附加的优点，即，不同的原理部分地采用相同的参考参量、执行参量
原则上，为了在不同的具有相应不同的空气调节要求的情况下进行空气调节，自动设定至少冷却运行(也称为夏季运行)和加热运行(也称为冬季运行)。在此，自动尤其是被理解为：直接并且首先根据具体的空气调节要求实现所述设定。此外，优选附加地还具有一定数量的混合运行作为冷却和加热运行之间的过渡运行，也就是说除了冷却运行和加热运行，热泵系统能还在一定数量的混合运行中运行并且按照空气调节要求也在所述混合运行中运行。
冷却运行尤其是在处理单纯的、即独有的冷却要求时产生，也就是说，仅通过空调蒸发器进行吸热。在一种变型方案中，附加地或尤其是备选地通过hvs蒸发器进行吸热。在此，热泵被去激活并且加热支路被打开，从而冷却剂通过nt冷却器从加热支路并且尤其是也从冷却支路被引导出。此外，已经经由nt冷却器尤其是被冷却到几乎环境温度的冷却剂持续流动通过加热支路。不通过加热热交换器进行散热。所述加热热交换器尤其是设置在空调中并且被空气流流过，该空气流在冷却运行中适宜地被中断、例如通过在控制系统上级的或与其并行的空调控制装置中断。换句话说：如果不存在加热要求，则加热热交换器在空气侧被截止。
在加热运行中，尤其是仅加热要求被处理，其方式为：通过加热热交换器将热量散发给流过该加热热交换器的空气流。为此，通过热泵的冷凝器将热量输送给加热热交换器，所述热量最初通过经由nt冷却器和/或要冷却的车辆构件的吸热而到达冷却剂回路中并且借助冷冻机组从该冷却剂回路被转移到冷凝器上。如果存在用于被连接到致冷回路上的高压存储器的冷却要求，则备选地适宜地通过hvs蒸发器将热量引入到致冷回路中，从而不一定需要冷冻机组并且然后以合适的方式去激活该冷冻机组。此外，加热支路在加热运行中被关闭，以便在所述加热支路中保持尽可能多的热量。空调蒸发器在此被去激活，从而不通过该空调蒸发器进行吸热。
然后，在混合运行中分别实现组合的加热和冷却，其中，不同的混合运行尤其是由于冷却要求与加热要求的变化的关系而不同。
在一种优选的构造方案中，从加热运行出发通过激活、也就是接通空调蒸发器来自动设定第一混合运行，以便同时加热和冷却。然后，当加热功率通过收回冷冻机组的功率并且因此收回热泵的功率而变得更小时，从第一混合运行出发需要并且因此也自动设定第二混合运行。为此，对在致冷回路中被连接在冷冻机组上游的膨胀阀进行负调节。“负调节”在此尤其是被理解为：附加于也许存在的并且尤其是常规的调节，进行负调节并且由此热泵的功率被进一步减少。从第二混合运行出发通过按节拍运行加热支路来自动设定第三混合运行，以便尤其是将多余的热量从加热支路导出。然后，从第三混合运行出发通过持续打开加热支路来自动设定冷却运行。沿相反的方向的自动设定，即从冷却运行至第三混合运行、至第二混合运行、至第一混合运行并且最后至加热运行的自动设定按意义相反进行。因此，总体上以有利的方式自动地、平滑地并且连续地实现设定不同的运行模式。
在上面提到的运行模式中，一般总是仅一种运行模式是活动的，也就是说，在给定的时刻总是仅一种特定的运行模式被设定。这尤其是通过如下方式决定，即：运行模式基本上通过加热支路和冷冻机组上游的膨胀阀的相应的具体的调节来定义并且因此相互排除。
在致冷回路中设置压缩机，所述压缩机以特定的压缩机转速运行并且根据该压缩机转速具有特定的功率。在一种优选的构造方案中，控制系统具有第一和第二调节器，借助所述第一和第二调节器对压缩机、更准确地说是对其功率进行闭环控制，其方式为对压缩机转速进行调节、即闭环控制，所述压缩机转速分别用作所述两个调节器的控制参量，其中，根据空气调节需求选择所述两个调节器中的仅一个调节器及其控制参量，以便对压缩机进行闭环控制。因此，压缩机尤其是控制系统的执行机构。压缩机转速决定性地确定由压缩机施加的功率并且因此间接确定空调蒸发器和热泵的相应的空气调节功率。压缩机通过第一和第二调节器被闭环控制，其中，在给定的时刻仅使用所述调节器中的一个调节器。换句话说：所述调节器不同时活动，而是根据存在的空气调节需求选择并且然后使用所述调节器中的仅一个调节器。由此，控制系统自动响应于变化的环境条件、例如响应于由用户改变的加热要求。在此，所述两个调节器针对相应不同的空气调节要求被设计和优化。则尤其是也根据正好存在的那个运行模式来选择所使用的调节器。
在加热运行中，适宜地借助第一调节器进行闭环控制，其中，作为反馈参量则合适地使用加热支路实际温度，即在加热支路或加热回路中的冷却剂的温度。加热支路实际温度优选在冷凝器和加热热交换器之间被测量。在该部位上的冷却剂的温度确定加热热交换器的加热功率并且因此确定对乘客舱的加热，尤其是结合所设定的空气流量和空气流进入到加热热交换器中的温度进行所述确定。为了达到乘客舱的例如由用户通过操作元件设定的特定温度，则在加热热交换器上的冷却剂必须具有特定的加热支路期望温度，所述加热支路期望温度被用作第一调节器的参考参量并且例如由上级的空气调节功能逻辑预定给控制系统。相应地，第一调节器也称为加热调节器。
而在存在冷却要求时、即如果设定了冷却运行或混合运行之一，换句话说，在空调蒸发器活动并且被用于吸热的那个运行模式中，压缩机有利地借助第二调节器根据作为反馈参量的蒸发器实际温度(即，尤其是在空调蒸发器上存在的那个温度)被闭环控制。该蒸发器实际温度例如通过测量空气温度来求取，所述空气温度也就是出于冷却目的而溢出空调蒸发器的并且为了空气调节而流入乘客舱中的那些空气的温度。在一种可能的构造方案中，所述空气温度等于蒸发器实际温度并且直接被用作反馈参量。作为参考参量使用蒸发器期望温度，所述蒸发器期望温度类似地是在空调蒸发器上的目标温度或用于空气的目标温度并且例如由用户设定或通过上级的空气调节功能逻辑预定。第二调节器相应地也称为冷却调节器。
在借助第二调节器进行闭环控制时尤其是要注意：正是在如下混合运行中也仍然根据冷却要求借助第二调节器对压缩机进行闭环控制，在所述混合运行中同时存在以蒸发器期望温度形式的冷却要求亦及以加热支路期望温度形式的加热要求。仅在加热运行中借助第一调节器对压缩机进行闭环控制。以这种方式尤其是在全部运行模式中确保高效地并且特别是稳定地对压缩机和热泵系统进行闭环控制。所述两个调节器例如分别构成为pi调节器。
在另一种优选的构造方案中，控制系统具有第三调节器，借助所述第三调节器对压缩机进行闭环控制，其方式为：将冷却剂实际温度作为反馈参量并且将最小冷却剂温度作为参考参量输送给第三调节器。第三调节器尤其是与第一调节器并行地、在这里尤其是同时地运行。根据冷却剂实际温度、即在加热支路和加热回路外的冷却剂的温度并且尤其是在冷冻机组下游以及在nt冷却器上游的冷却剂的温度对压缩机进行闭环控制。由此以有利的方式构成附加的闭环控制回路，借助该闭环控制回路高效地避免nt冷却器由于冷却剂在冷冻机组中被过于强烈地冷却而结冰，其方式为及时下调压缩机转速。为此，最小冷却剂温度尤其是如下的下限值，为了避免结冰而不应该被低于所述下限值。因此，第三调节器也称为限制调节器。
优选地，第一和第三调节器是不同的调节器，其中，如以上说明的那样，第一调节器按照加热回路期望温度进行闭环控制，而第三调节器按照最小冷却剂温度进行闭环控制。第一和第三调节器分别产生一个控制参量，控制系统在一种优选的构造方案中从所述控制参量中选择一个控制参量。在此，第一调节器产生运行控制参量，而第三调节器产生限制控制参量。然后，为了对压缩机进行闭环控制而使用所述两个控制参量中被选择的那一个控制参量、即第一或第三调节器的控制参量。为此，借助比较器选择控制参量，其中，该比较器实施最小值比较并且选择所述两个控制参量中较小的控制参量。
在一种具有三个调节器的构造方案中，所述三个调节器有利地被这样相互连接，使得：首先根据所设定的运行模式基本上通过加热或冷却调节器对压缩机进行闭环控制，并且同时在通过加热调节器进行闭环控制时在加热运行中确保防止nt冷却器结冰，其方式为在压缩机功率过高时自动使用第三调节器、即限制调节器代替加热调节器。亦即，总体上在第一调节器和第二调节器之间进行与运行模式相关的选择并且在选择第一调节器的情况下通过比较器和第三调节器进行附加限制。
在一种适宜的变型方案中，压缩机转速被附加地限制，其方式为：将用于闭环控制的控制参量与限制因子相乘。所述限制因子尤其是借助特性曲线根据限制大小来选择。所述限制因子尤其是与致冷剂的热力学特征参量的极限值有关并且例如是压力或温度。通过与限制因子相乘则有利地避免：压力低于压缩机上游的最小低压或超过压缩机下游的最大高压，或者温度超过压缩机下游的致冷剂的最大热气温度。换句话说：限制因子确保致冷剂的特征参量(例如上面提到的参数)的特定极限值在热泵系统运行时被遵循。在一种变型方案中，相应地监控多个特征参量并且由此求取多个限制因子或一个共同的限制因子，所述限制因子然后与控制参量相乘。
在另一种优选的构造方案中，控制系统具有也称为第四调节器的过热调节器，借助所述过热调节器调节致冷剂的过热量，其方式为对膨胀阀进行闭环控制，所述膨胀阀设置在冷冻机组上游并且具有开口，所述开口用作第四调节器的执行参量。在此，该过热量用作第四调节器的反馈参量并且根据空气调节要求确定的期望过热量用作参考参量。因而通过对膨胀阀进行闭环控制，调节在压缩机上游的致冷剂的特定过热量并且因此最终调节热泵的功率、即由热泵从致冷回路传递到加热支路中的热量。膨胀阀在此尤其是控制系统的执行机构。
就名称“第一调节器”、“第二调节器”、“第三调节器”和“第四调节器”来说应该仅在命名调节器时有区别。在此，通过使用概念“第四调节器”并不意味着在任何情况下还存在三个其它的调节器。更确切地说，尤其是如下构造方案也是可能的，在该构造方案中仅存在第四调节器，而其它上述调节器通过其它机构来代替。类似的情况适用于第一、第二和第三调节器。
过热量等于压缩机上游的致冷剂实际温度和致冷剂的与压力相关的饱和蒸汽温度之间的差值。过热量通常以开尔文给出并且优化地处于2k至15k之间。为了求取过热量，在一种适合的构造方案中测量在压缩机上游的致冷剂的温度和压力并且然后尤其是通过特性曲线从所述温度和压力求取过热量、即实际过热量。然后为了避免过于频繁地通过第四调节器调节膨胀阀，在一种适宜的进一步扩展方案中通过如下方式阻止(abgefangen)温度快速变化，即，在时间上对测得的温度进行滤波、即平整，由此尤其是模拟txv、亦即热学膨胀阀的惯性。
对膨胀阀的闭环控制和对过热量的调节借助第四调节器、即过热调节器来实现。期望过热量作为参考参量优选通过特性曲线根据存在的空气调节要求来确定。当然，原则上恒定值也是适合的。然而与此不同地，针对第一混合运行尤其是为效率提高并且为了避免在加热功率亏空时所需要的在加热支路中的电加热，对过热量进行适配是有利的。为此在一种适合的构造方案中，空调蒸发器和冷冻机组相互修正并且比针对加热运行更小的期望过热量被设定。在此空调蒸发器被激活，也就是说，单纯的加热运行不被设定，但可能混合运行被设定。尤其是因为压缩机如上说明的那样除了加热运行之外原则上通过蒸发器实际温度和蒸发器期望温度的差值被闭环控制，所以压缩机的功率相应地被分散到空调蒸发器和热泵上，从而尤其是在第一混合运行中可能没有实现所要求的量的热量进入到加热支路中并且例如必须借助附加的加热器进行加热。为了尽可能避免这一点，则适宜地设定较小的期望过热量，也就是说，在冷冻机组上游的膨胀阀的开口被调节得相应较大并且由此产生较大的致冷剂质量流通过冷冻机组，而流动通过空调蒸发器的致冷剂质量流减少。然后，基于压缩机相对于空调蒸发器的闭环控制，自动提高压缩机的功率，从而又也更多热量通过热泵被传递到加热支路中。通过根据空气调节要求、即最终尤其是根据运行模式对期望过热量的该适配，则特别是在第一混合运行中实现空调蒸发器和冷冻机组的有利修正并且强制地比仅基于蒸发器实际温度首先需要更高的压缩机功率。则为了附加地输送热量到加热支路中而借助热泵使用该附加的压缩机功率，从而与此相比不必接通不高效的加热器。此外由此得出可以放弃加热器的优点，因此又节省成本。
在一种特别有利的构造方案中，第四调节器的执行参量被附加的负调节因子影响，也就是说，该执行参量尤其是与所述负调节因子相乘并且由此减小，以便减少由热泵传递的热量。换句话说：除了借助第四调节器对膨胀阀进行闭环控制之外，借助负调节因子进一步对膨胀阀进行负调节。尤其是第二混合运行以这种方式被设定，所述第二混合运行以借助负调节因子的负调节而突出。然而，原则上负调节因子尤其是也参与其它不同的运行模式的定义。合适地，负调节因子被确定为在0至1的范围中的因子，其中，第二混合运行在这样的情况下被设定，在所述情况下负调节因子大于0并且小于1。0或1的负调节因子则象征从第二混合运行至另一个运行模式、尤其是至第三混合运行的过渡。
如以上说明的那样，负调节因子首先用于实现附加地减少由热泵传递的热量并且因此实现第二混合运行。因为在所述第二混合运行中，相比于加热运行并且尤其是也相比于第一混合运行在加热支路中仅需要较小量的热量，所以热泵通过对膨胀阀的负调节而被撤消并且因此然后较少热量从致冷回路被传递到加热支路中，因为较少热量从冷却剂回路中被接收。由此，避免在加热支路中的不必要高的并且不符合需求的热量并且总体上改善热泵系统的效率。
合适地，负调节因子根据在加热支路中的冷却剂的温度来确定，也就是说，根据以上已经提到的加热支路实际温度、更准确地说根据加热支路期望温度和加热支路实际温度的差值来确定。在此，为了确定负调节因子的适合的值，适宜地借助特性曲线来求取所述差值。所述特性曲线尤其是这样变化，使得随着这时已经大于加热支路期望温度的加热支路实际温度升高而更小地选择负调节因子，从而膨胀阀被进一步关闭并且冷冻机组的功率在此有利地准确地以需要的程度被减少。
实际上，负调节的在这里决定性的效果(即减少在第二混合运行中的吸热)能够有利地也通过改变期望过热量的预定来获得、即通过预定大于实际上所希望的期望过热量的期望过热量来获得。尤其是代替如以上说明的显式(expliziten)的负调节因子，在一种适合的变型方案中通过如下方式实现减少吸热，即：以附加的负调节增量(abregelzuschlag)修改期望过热量，也就是说，尤其是将负调节增量加到期望过热量上，以便获得较大的期望过热量。该负调节增量例如是固定值或该负调节增量从特性曲线得出。备选地，对于期望过热量使用另一种已经考虑负调节增量的特性曲线。
通过该对借助第四调节器对膨胀阀的闭环控制的附加干预，也提高过热量，然而这在该情况下应该适当地被接受。为此，在一种适宜的构造方案中，在通过负调节因子减小控制参量时、即在第二混合运行中并且尤其是在负调节因子小于1时，第四调节器的i份额被中断(angehalten)，其中，第四调节器尤其是构成为pi调节器。在一种变型方案中p份额也被中断。通过中断、即去激活i份额并且必要时还有p份额，以有利的方式防止该调节器抵抗通过负调节因子的附加干预而相反工作。
在负调节因子中并且尤其是在用于负调节因子的特性曲线中适宜地考虑：不应该超过最大加热支路温度，亦即最迟在加热支路实际温度达到最大加热支路温度时或在此之前，负调节因子为0。换句话说：用于负调节因子的特性曲线适宜地这样构成，使得最大加热支路温度不被超过。则由此在达到最大加热支路温度时防止借助热泵传递热量。
在一种有利的构造方案中，在达到用于负调节因子的极限值、即最小值或最大值并且尤其是0值时，膨胀阀被完全关闭并且第三混合运行被自动设定。由于膨胀阀被关闭，热泵的吸热尤其是也被去激活。则尤其是仅还有热量被空调蒸发器接收并且被传递到加热支路中。因而，在相对于加热运行以及第一和第二混合运行降低的加热要求中实现该设定，或在完全不存在加热要求的情况下实现该设定。然后，为了以简单且高效的方式从加热支路中去除任何多余的热量，第三混合运行被自动设定并且加热支路被按节拍运行。因而，在第二和第三混合运行之间的过渡的特征尤其是在于：热泵的功率不能被进一步收回，但在加热支路中仍然存在多余的热量，从而此时加热支路被周期性地反复打开。
在冷冻机组不活动的情况下、即尤其是在第三混合运行中，适宜地尤其是构成为pi调节器的第四调节器的i份额也被中断，以便然后尤其是在冷冻机组被重新激活时防止第四调节器将膨胀阀移动到止挡位置中、亦即将该膨胀阀直接完全打开。代替地，膨胀阀从关闭状态出发被持续地或平滑地打开。由此，尤其是避免不必要的切换噪声和过量的对环境的声学负载。
在一种优选的构造方案中，在车辆停车时或在冷冻机组和空调蒸发器都不活动的情况下，为在冷冻机组上游的膨胀阀预定最小开口，所述最小开口限制第四调节器的执行参量。该构造方案考虑到在特定情况下完全关闭在冷冻机组上游的膨胀阀是不利的，从而正是在这些情况下适宜地绕过对膨胀阀的闭环控制并且代替地为膨胀阀设定最小开口，其方式为对于控制参量使用最小值作为下限值。然而尤其是在第一和第二混合运行中基于负调节因子而可能的是，实际上设定的开口通过附加的负调节而小于最小开口。
该方式一方面在起动热泵系统时、即尤其是在起动车辆时是特别有意义的，从而适宜地在车辆停车时已经设定最小开口，以便在起动时已经相应地被设定。这样的在热泵系统不活动时并且一般在车辆不活动时的打开状态则能够实现致冷回路中的有利的压力平衡，从而避免在起动时出现明显的压力脉冲和噪声。
最小开口的预定另一方面也特别适合于第一混合运行并且一般适合于这样的情况和运行模式，在所述情况和运行模式中，附加于冷冻机组上游的膨胀阀也使用并且打开空调蒸发器上游的膨胀阀。在该情况下，所述两个膨胀阀共同影响压缩机上游的过热量并且然后通过预定最小开口避免在冷冻机组上游的膨胀阀被强烈关闭。这以特别的程度稳定地作用于热泵系统的运行。
在另一种优选的构造方案中，控制系统借助截止阀关闭和打开加热支路，所述截止阀尤其是设置在加热支路的始流部或回流部中。换句话说：控制系统对截止阀进行开环控制。因此，截止阀尤其是控制系统的执行机构。截止阀为了打开加热支路而被打开并且由此冷却运行以特别简单的方式被设定。截止阀为了关闭加热支路而被相应地关闭并且加热运行、第一混合运行或第二混合运行由此被设定。这三个运行模式——加热运行、第一混合运行和第二混合运行——则通过热泵和空调蒸发器的相应调节而彼此区分。第三混合运行则通过周期性地打开和关闭、即按节拍运行截止阀并且因此周期性地打开和关闭加热支路而被设定。因此，截止阀的切换状态尤其是定义从第二混合运行至第三混合运行以及从该第三混合运行至冷却运行的过渡。
借助截止阀以特别简单且高效的方式实现不同的运行模式之间的连续过渡。特别是，按节拍的操控确保从加热支路的散热与相应的情况和存在的空气调节要求逐步适配。截止阀针对冷却运行被持续打开，以便实现最大的冷却剂交换以及从加热支路通过nt冷却器的散热，而截止阀针对加热运行被持续关闭，以便将尽可能多的热量保持在加热支路和加热回路中。为了实现其中分别仅通过热泵减少加热功率的第一和第二混合运行，截止阀也被持续关闭。仅当热量过于强烈地聚集在加热支路中时，第三混合运行被设定并且截止阀被按节拍运行。
在用于截止阀的一种优选的开环控制原理中、即尤其是在一种用于自动地并且根据需要地将加热支路与冷却剂回路的剩余部分连接和分开的原理中，这样操控截止阀，使得预定一种节拍，以便反复地打开和关闭截止阀，其中，截止阀在第一时间间隔期间被打开并且随后在第二时间间隔期间被关闭。在此，这两个时间间隔总共得出该按节拍的运行的周期持续时间。该周期持续时间例如为3.6s，所述两个时间间隔则相应地具有0至3.6s之间的值。所述预定的节拍例如是第一时间间隔相对于周期持续时间的比例。
所述节拍合适地通过特性曲线来求取，所述特性曲线将要设定的节拍与加热支路实际温度、即在加热支路中的冷却剂的温度相关联。尤其是，所述节拍借助特性曲线并且根据加热支路实际温度和最大加热支路期望温度之间的差值来选择。该最大加热支路期望温度又尤其是根据加热支路期望温度通过合适的特性曲线来求取。
因此，截止阀总体上优选根据尤其是由用户预定的加热支路期望温度并且尤其是根据关于加热支路期望温度的余热来操控并且该控制借助加热支路的最大温度得以限制。优选地，截止阀在加热支路实际温度小时保持被持续关闭，其方式为选择为0的节拍。由此，热量被保持在加热支路中并且加热运行、第一混合运行或第二混合运行被设定。然而，如果达到或超过加热支路期望温度，则截止阀被按节拍运行，其方式为：选择在0至1之间的节拍，以便将多余的热量从加热支路导出。因而，如果在加热支路中存在的热量比所需要的热量更多，则第三混合运行以有利的方式被自动设定。
然后，在加热支路实际温度进一步提高时，冷却运行被自动设定并且截止阀通过设定为1的节拍而被持续打开，以便确保从加热支路的散热最大。亦即，对截止阀的开环控制自动设定适合的节拍并且确保在各运行模式之间的连续过渡、尤其是在具有加热要求的运行模式(即在此为加热运行、第一和第二混合运行)与具有与此相比小的或消失的加热要求的运行模式(即第三混合运行和冷却运行)之间的连续过渡。在此，对于优化过渡具有特别意义的是：相应合适的数据设置、即特性曲线的设计，例如通过经由试验顺序的求取。
在另一种优选的构造方案中，控制系统自动设定nt加热配置，其方式为去激活热泵通过冷冻机组的吸热并且为了加热而使用被连接到冷却支路上的车辆构件的余热。因此，在nt加热配置中实现至加热热交换器的备选的热量输送，其中，放弃使用热泵通过冷冻机组的吸热并且热量直接通过冷却剂回路被输送。在此，热泵通过冷冻机组的吸热尤其是通过如下方式被去激活，即，关闭在冷冻机组上游的膨胀阀。该构造方案基于这样的认识：在特定情况下能够实现在不使用热泵的情况下利用车辆构件的余热。然而，如果同时还存在针对乘客舱的冷却要求，则此外热量通过空调蒸发器接收到致冷回路中，从而压缩机在该情况下保持被激活。当然，如果不存在针对乘客舱的冷却要求，则热泵合适地被完全切断、即压缩机被切断。
尤其是当加热支路期望温度小于冷却剂实际温度时，存在能够实现在不使用热泵时利用车辆构件的余热的情况。nt加热配置的激活条件则尤其是在于：加热支路期望温度也大于加热支路实际温度，从而nt加热配置合适地准确地在该情况下被激活。如果nt加热配置被激活，则加热支路实际温度可能超过加热支路期望温度。然而只要冷却剂实际温度足够大、即尤其是大于加热支路期望温度，则nt加热配置适宜地保持被激活。换句话说：当存在加热要求并且在冷冻机组下游的冷却剂具有比在加热支路中更高的温度时，也就是当存在合适的热势并且然后冷却剂在加热热交换器上能够散发热量时，nt加热配置被激活。然而，如果冷却剂实际温度低于加热支路实际温度，则不进行所述激活。通过所述激活的该下限，尤其是避免在由用户将加热要求向较低的加热要求改变时不必要地将热量从加热支路导出，由此再次改善热泵系统的效率。
在nt加热配置中，热泵系统尤其是在不同的阀方面如在冷却运行中那样被设定，即在冷冻机组上游的膨胀阀被关闭并且加热支路是被打开。在冷冻机组上游的膨胀阀被完全关闭，因为用于加热的热量从冷却支路被取出并且不需要热泵通过冷冻机组吸热。此时，特点尤其是在于：所述阀的在其它情况下仅在冷却运行中存在的该设定也被调节，尽管不存在针对乘客舱的冷却要求。
原则上，多余的热量通过nt冷却器被导出到环境中。然而为了尽可能避免热量被不必要地导出到环境中，控制系统在另一种优选的构造方案中设定蓄热器配置，以便避免散热到环境中。为此，冷却剂通过nt冷却器旁路在nt冷却器旁被引导经过，即尤其是nt冷却器旁路与nt冷却器并联连接。此外，合适地在nt冷却器旁路中设置旁通阀，所述旁通阀为了设定蓄热器配置而被打开并且为了去激活而相应地被关闭。因此，该旁通阀的状态定义蓄热器运行。此外，所述旁通阀尤其是控制系统的执行机构。
在一种特别低成本的构造方案中，旁通阀是截止阀，所述截止阀沿着nt冷却器旁路设置。在一种特别高效的进一步扩展方案中，附加地设置另外的nt截止阀用于截止nt冷却器。该nt截止阀则尤其是与旁通阀相反地运行，从而冷却剂要么完全通过nt冷却器被引导、要么完全通过nt冷却器旁路被引导。在一种备选的构造方案中，代替所述两个截止阀设置一个转换阀，尤其是2位3通换向阀，更确切地说，所述转换阀设置在nt冷却器上游或下游，从而通过转换阀的转换来实现激活和去激活蓄热器运行。
在一种适合的构造方案中，当冷却剂实际温度大于外部温度、即车辆环境中的温度时，或者当冷却剂实际温度小于最大的、即最大地允许的冷却剂温度时，蓄热器配置被准确地自动设定。在该情况下，亦即在冷却剂实际温度大于外部温度的情况下，可能至少潜在地将热量散发到环境中，但这通过激活蓄热器配置来防止。通过最大冷却剂温度的限制来保护冷却剂回路和连接在该冷却剂回路上的构件(例如功率电子装置或电传动系)，以防由于冷却剂被过于强烈地加热而过热。
亦即，尤其是仅当在特定的环境条件下在冷却剂回路中包含的热量不应该散发到环境中、而是应该通过经由冷却机组的吸热和经由冷凝器的散热被输送给加热支路时，蓄热器配置被激活。换句话说：所述热量应该被保持在冷却剂回路中，尤其是也当在当前的时刻不存在加热要求、但热量在之后的时刻应该利用时。所述环境条件通过外部温度、冷却剂实际温度和最大冷却剂温度来表征。蓄热器配置根据该三个温度被激活或去激活。尤其是为此截止阀也被打开，以便实现冷却剂流入到加热支路中。
在一种有利的构造方案中，如果在冷却支路中生成的热量比通过冷冻机组传递到致冷回路中的热量更多，则蓄热器配置也被自动激活。换句话说：如果加热要求低于对在冷却支路中的热源的冷却要求，蓄热器配置被预防地激活，以便将首先多余的余热针对可能的、未来的加热要求保持在冷却剂回路中。在此，由冷冻机组传递的热量取决于所述冷冻机组的最大功率以及取决于目前的加热要求。可用热量取决于由热源生成的余热，即取决于热源的具体运行状态并且在车辆的功率电子装置或传动系的情况下取决于当前的行驶模式或行驶循环，车辆在所述行驶模式或行驶循环中行驶。亦即，如果所需要的热量比可供使用的热量更小，则多余的热量适宜地被存储用于之后的使用，至少尤其是只要冷却剂实际温度不超过最大冷却剂温度的话，其中，最大冷却剂温度不强制等于上面提及的最大冷却剂温度、而是备选地等于最大冷却支路温度。
蓄热器配置尤其是与上面提到的nt加热配置结合地是有利的，因为在此车辆构件的在冷却支路中的余热应该尽可能完全地到达加热支路中并且应该尽可能没有热量通过nt冷却器丢失。因此，当nt加热配置被设定时，蓄热器配置适宜地被自动设定。
nt冷却器配置有鼓风机，所述鼓风机具有能适宜地调节的鼓风机转速。优选地，鼓风机由控制系统操控，其方式为根据冷却剂实际温度和最小冷却剂温度调节鼓风机转速。由此，有利地符合需求地调节通过nt冷却器的热交换、即尤其是与环境的热交换并且将所述热交换与相应存在情况适配、尤其是与在冷却回路中的温度情况适配。在此，热交换决定性地经由通过nt冷却器的空气流、即空气流量或每单位时间被引导通过nt冷却器的环境空气量来确定。然后，通过调节鼓风机转速对空气流量进行开环控制。因此，鼓风机尤其是控制系统的执行机构。鼓风机尤其是电驱动的鼓风机并且也称为e鼓风机。鼓风机转速则是用于开环控制的执行参量，其中，冷却剂实际温度作为控制参量。
最小冷却剂温度给出如下的下限值，该下限值防止冷却剂在nt冷却器上被这样强烈地冷却，使得nt冷却器结冰。为此，最小冷却剂温度例如通过特性曲线根据外部温度来确定并且尤其是这样确定，使得最小冷却剂温度最多略低于环境空气在当前情况下的露点。在此，最小冷却剂温度通常小于外部温度。
在一种优选的进一步扩展方案中，鼓风机转速借助如下特性曲线确定，所述特性曲线构成使得：在冷却剂实际温度接近最小冷却剂温度时、即在这两个温度之间的差值变小时，鼓风机转速被提高，以便通过借助提高从环境的吸热来加热冷却剂而避免nt冷却器结冰。备选并且优选附加地，所述特性曲线或附加的特性曲线构成使得：在通过nt冷却器散热时并且在冷却剂实际温度上升时，较高的鼓风机转速被设定，以便在nt冷却器中较强烈地冷却相应较热的冷却剂。优选地实现上述两种备选方案并且通过最大值选择器将它们相关联。那么，从两个特性曲线中分别确定一个鼓风机转速并且选择较大的鼓风机转速，从而对于冷却剂实际温度降低时通过提高从环境的吸热来防止nt冷却器结冰，而在冷却剂实际温度上升时通过提高向环境的散热来防止冷却剂被过度加热。
在蓄热器运行中，适宜地放弃对鼓风机的开环控制并且去激活所述鼓风机，因为在该情况下不希望与环境进行热交换，并且通过去激活鼓风机相应地不仅节省用于运行鼓风机的能量而且节省在nt冷却器上的在其它情况下增加的热交换。
通过上述用于鼓风机的开环控制原理，适应需要地并且由此特别高效对在nt冷却器上的空气流量进行开环控制。仅在相应需要时提高鼓风机转速并且鼓风机转速在其它情况下尽可能保持小，从而总体上也实现改善热泵系统的声学。
原则上控制系统具有存储器，在所述存储器中存储有一定数量的模型参数，尤其是存储有构成冷却剂的关键界限温度的那些温度。针对这样的关键界限温度并且因此针对模型参数的一个示例是上面提到的最小冷却剂温度。该认识结合冷却剂实际温度的测量能够实现在由于接近最小冷却剂温度而可能的结冰危险方面对冷却剂实际温度进行有利地定期的并且尤其是持续的监控。
在一种优选的构造方案中，尤其是潜在的结冰被避免，其方式为：循环地打开加热支路并且将热量从加热支路引导至nt冷却器。换句话说：根据最小冷却剂温度和冷却剂实际温度之间的差值，以规律的时间间隔借助加热支路加热冷却器。在此，热量尤其是根据第三混合运行通过循环地打开加热支路从该加热支路中被导出并且避免结冰运行由此被设定、即实现防结冰。在此，循环的打开被理解为：加热支路不像在第三混合运行中那样按节拍运行，而是加热支路其实是原则上在数分钟的较长时间间隔上被关闭、尤其是在至少10分钟上被关闭，并且仅在数秒的短时间间隔期间、例如在1至10s、尤其是直至60s期间被打开。由此，在所述短时间间隔期间热量从加热支路散发到冷却剂回路的其余部分中并且被引导至nt冷却器，但不会显著中断本来希望的运行模式。换句话说：循环的除冰运行根据冷却剂实际温度被实现和设定，其方式为：加热支路从目前存在的运行模式出发、尤其是这样具有关闭的加热支路的运行模式出发被短时地打开。可以说，避免结冰运行短时地中断相应的所设定的运行模式。通过合适地设计控制系统，循环的避免结冰运行被这样激活，使得完全不产生结冰。该避免结冰运行特别是对于在冷却剂回路中人为地产生附加余热的车辆是适合的，其中，通过相应地产生这样的附加余热，总体上提高在冷却剂回路中的冷却剂的温度、例如提高数℃，从而相应地在nt冷却器完全不发生结冰。
在以上所述的开环控制和闭环控制原理中，对于不同的构件，不同的特性曲线有特别的意义，通过所述特性曲线，一方面求取用于相应的开环控制或闭环控制的其它参数并且另一方面建立相对于不同的控制参量的关联。也就是说，这些特性曲线决定性地确定控制系统的具体行为以及由该控制系统实施的对不同的运行模式的自动设定，尤其是确定用于过渡的条件。此外，为了顺利地运行热泵系统，在所述特性曲线中有利地也考虑以上限值和下限值形式的特定边界条件。所述特性曲线尤其是通过合适的试验来确定并且合适地在数值表或计算规则的意义中被存储在控制系统的存储器中。
合适地，所述控制系统具有控制电子装置或控制器，以便尤其是实施一个或多个上述的设定、开环控制、闭环控制、计算和/或其它操作。
通过所述控制系统，车辆的热泵系统则总体上特别可靠、鲁棒、高效并且低噪声地运行。此外有利地，借助所述控制系统也能够实现复杂的空气调节要求，例如同时加热乘客舱和冷却在冷却回路中的车辆构件和/或通过致冷回路中的其它蒸发器。相对于常规的热泵系统，所述热泵系统是特别能量高效的并且因此尤其是适合用于电动车辆或混合动力车辆。
附图说明
接着借助附图更详细地阐述本发明的实施例。其中，示意性的附图分别如下：
图1示出热泵系统；
图2示出用于热泵系统的压缩机的闭环控制原理；
图3a示出用于热泵系统的热泵的膨胀阀的闭环控制原理；
图3b示出用于确定用于图3a中的闭环控制原理的调节因子的特性曲线；
图4a示出用于热泵系统的加热支路的截止阀的开环控制原理；
图4b示出用于确定用于图4a中的开环控制原理的节拍的特性曲线；
图5示出用于热泵系统的旁通阀的开环控制原理；
图6示出用于激活热泵系统的nt加热配置的条件；以及
图7示出用于热泵系统的鼓风机的开环控制原理。
具体实施方式
在图1中示出用于未详细示出的车辆、尤其是用于电动车辆或混合动力车辆的热泵系统2。热泵系统2具有致冷回路4以及冷却剂回路6，致冷剂在所述致冷回路中循环，冷却剂(例如水/乙二醇混合物)在所述冷却剂回路中循环。在图1中，用虚线示出致冷回路4，用实线示出冷却剂回路6。冷却剂回路6是如下的冷却回路，在该冷却回路中，冷却剂通常具有在大约-25℃至+70℃或甚至直至+90℃之间的温度。此外，热泵系统2具有空调8，用于对车辆的乘客舱10、即内部空进行空气调节。为此，空调8具有空调蒸发器12以及加热热交换器14，所述空调蒸发器被连接到致冷回路4上，所述加热热交换器被连接到冷却剂回路6上。那么，空调蒸发器12用于对乘客舱10进行冷却和除湿，加热热交换器14用于加热。
此外，空调8包括用于将空气l输入到乘客舱10中的空气通道16。在此，加热热交换器14参考流入的空气l设置在空调蒸发器12下游，从而空气l按照所述两个构件的运行被加热、被冷却或者被加热和冷却。
热泵系统2能借助控制系统22首先在加热运行和冷却运行之间转换。在此，在加热运行中借助加热热交换器14实现对乘客舱10的加热，而在冷却运行中借助空调蒸发器12实现对乘客舱10的冷却和除湿。用于加热的热量通过冷却剂回路6被输送给加热热交换器14。为此，加热热交换器14在加热支路24中被连接到冷却剂回路6上。在该加热支路24中同样连接有冷凝器26，用于将热量从致冷回路4传递到冷却剂回路6中。冷凝器26构成为水冷的冷凝器并且具有适合的被连接到冷却剂回路6上的热交换器。在这里示出的实施例中，在加热支路24中附加地设置加热器28作为其它热源，更确切地说，所述加热器设置在加热热交换器14上游并且在冷凝器26下游。此外，在加热支路24中设置用于输送冷却剂的加热回路泵30，更确切地说，所述加热回路泵在这里示出的实施例中设置在冷凝器26上游。但原则上其它位置也是合适的。
冷却剂回路6在图1中包括三个区段，所述三个区段在两个分支部v1、v2上相互连接。在第一区段上设置nt冷却器44。第二区段是具有始流部31和未详细表示的回流部的加热支路24。第三区段是冷却支路33。然后，在第一区段下游设置所述分支部v1、v2中的一个分支部作为第一分支部v1。加热支路24的始流部31和冷却支路33在该第一分支部v1处开始。在所述两个支路24、33下游，这两个支路在所述两个分支部v1、v2的作为第二分支部v2的另一个分支部处汇合并且共同通入到第一区段中。
为了将由冷凝器26引入到加热支路24中的热量优化地用于加热乘客舱10，加热支路24能通过截止阀32被截止。为此，截止阀32在此设置在加热支路24的始流部31中。附加地，通过回引支路34构成加热回路36，冷却剂借助所述加热回路从加热热交换器14下游的第一分岔部38被回引至加热支路24的在冷凝器26上游的第二分岔部40。加热支路24在第一分岔部38和第二分岔部40之间延伸。加热支路24的始流部31设置在第二分岔部40上游并且在第一分支部v1下游。加热支路24的始流部31能借助截止阀32被截止，从而加热回路36能基本上与冷却剂回路6的其余部分无关地运行。然后在加热运行中，加热支路24相应地借助截止阀32被截止，从而冷却剂在加热回路36中被反复地引导通过冷凝器26、加热器28以及加热热交换器14。
冷却剂回路6具有与加热支路24并联的冷却支路33，该冷却支路用于冷却车辆的至少一个车辆构件42。在这里示出的实施例中，在不限制普遍性的情况下仅示出一个车辆构件42。因而原则上也考虑具有多个车辆构件42的实施方案。经由车辆构件42接收的热量要么通过冷却剂回路6中的nt冷却器44被导出到车辆的环境中、要么借助冷冻机组46被传递到致冷回路4中。为了通过nt冷却器44导出热量，为所述nt冷却器配置鼓风机45，所述鼓风机尤其是构成为电鼓风机44、即所谓的e鼓风机并且将环境空气输送通过nt冷却器44。为了将热量传递到致冷回路4中，冷冻机组46在冷却支路33中尤其是被连接在车辆构件42下游。此外，冷冻机组46具有冷冻机组蒸发器，冷冻机组46通过该冷冻机组蒸发器被连接到致冷回路4上。冷冻机组46与冷凝器26结合地尤其是形成用于将热量从冷却支路33传递到加热支路24中的热泵。此外附加地或备选也可能的是，通过nt冷却器44从环境带走热量并且然后借助冷冻机组46和冷凝器26将所述热量用于加热乘客舱10。
在致冷回路4中，在冷冻机组46上游连接有膨胀阀48a。同样地，在空调蒸发器12上游连接有膨胀阀48b。此外，在致冷回路4中设置压缩机50，也就是说，该压缩机设置在冷凝器26上游。
冷冻机组46和空调蒸发器12在致冷回路4中彼此并联地设置。此外附加地在这里示出的实施例中，另外的蒸发器52与空调蒸发器12和冷冻机组46并联地被连接到致冷回路4上。该另外的蒸发器52例如用于冷却车辆的未详细示出的高压存储器。所述另外的蒸发器52也配置有膨胀阀48c。
此外在这里示出的实施例中，两个内部热交换器54和56被连接到致冷回路4上。在此，一个内部热交换器54用于空调蒸发器12的功率和效率提高，而另一个内部热交换器56相应地用于冷冻机组46的功率和效率提高。而在一种未示出的备选方案中，在致冷回路4中设置仅一个内部热交换器54，该内部热交换器则共同用于空调蒸发器12和冷冻机组46。
基于热泵系统2的特殊布线连接，在该热泵系统中能够实现多种运行模式bm用于优化地对车辆进行空气调节。不同的运行模式bm借助控制系统22通过控制热泵系统2的各个构件来调节，即通过对截止阀32、冷冻机组46上游的膨胀阀48a、压缩机50、旁通阀62以及用于控制nt冷却器44上的空气流量的鼓风机45进行开环控制和/或闭环控制来调节。这些构件尤其是控制系统22的执行机构。在此，热泵系统2的特殊布线连接能够实现在不同的运行模式bm之间自动过渡并且尤其是也平滑过渡或连续过渡，其中：特别低噪声地实现每次过渡，仅需要最小的切换过程并且尤其是不需要等待时间和换向。由此，热系统2在运行中是特别稳定、低噪声并且高效的。
以下借助图2至7说明不同的对上述构件的开环控制和闭环控制原理并且就此而言也更详细阐述不同的用于处理不同的空气调节要求的运行模式bm。这些开环控制和闭环控制原理借助控制系统22来转化和实施。则用于具体实现所述原理的相应构件和组件分别尤其是控制系统22的一部分。
原则上，所示出的热泵系统2具有冷却运行(即夏季运行)、加热运行(即冬季运行)以及多种作为过渡运行的在冷却运行和加热运行之间的混合运行。那么，在这些混合运行中实现组合的加热和冷却。在第一混合运行中从加热运行出发首先接通空调蒸发器12。然后，在第二混合运行中从第一混合运行出发减少加热功率，其方式为收回冷冻机组46功率并且因此收回热泵的功率。然后，在第三混合运行中从第二混合运行出发按节拍运行截止阀，以便将多余的热量从加热支路24中导出。然后从第三混合运行出发通过持续打开截止阀32实现冷却运行。
在上述运行模式bm中一般始终只有一种运行模式是活动，即：在给定的时刻始终仅一种特定的运行模式bm被设定。这尤其是取决于如下情况，即：各运行模式bm主要通过控制系统22的不同的执行机构的切换状态来定义并且因此相互排除。附加于所述运行模式bm，在这里示出的实施例中还可设定蓄热器配置ws和nt加热配置nth作为热泵系统2的附加配置，它们也能与一个或多个所述运行模式bm同时被设定。尤其是，nt加热运行能与所述混合运行之一或与加热运行同时被设定并且也自动激活蓄热器运行，从而这两种运行模式bm是同时活动的。
图2示出用于压缩机50的闭环控制原理，所述压缩机也称为电的致冷剂压缩机，简称ekmv。在此，控制参量是压缩机50的转速、即压缩机转速vd，该压缩机转速决定性地确定由压缩机50施加的功率并且因此间接地确定空调蒸发器12和热泵(即尤其是冷冻机组46)的空气调节功率。原则上首先通过第一和第二调节器r1、r2进行闭环控制，其中，根据环境条件和/或空气调节需求来选择并且然后使用所述调节器r1、r2中的仅一个调节器的输出端。在仅需要加热时、即针对加热运行，借助第一调节器r1进行闭环控制，其中，反馈参量是加热支路实际温度t-hz-i、即在加热支路中的冷却剂的温度，更确切地说是优选在冷凝器26和加热热交换器14之间测得的温度。冷却剂在该部位的温度确定加热热交换器14的加热功率并且因此确定对乘客舱10的加热。然后为了达到乘客舱10的特定的温度(该温度例如由用户通过操作元件预定或由上级的空气调节功能逻辑预定)，在加热热交换器14上的冷却剂必须具有特定的加热支路期望温度t-hz-s，该加热支路期望温度被用作第一调节器r1的参考参量，所述第一调节器也称为加热调节器r1。
而针对冷却运行和混合运行、即针对空调蒸发器12被激活的用于吸热的那些运行模式bm，借助也称为冷却调节器r2的第二调节器r2根据蒸发器实际温度t-kv-i进行闭环控制，所述蒸发器实际温度是为了冷却而溢出空调蒸发器12的空气所具有那个温度。则参考参量是蒸发器期望温度t-kv-s，该蒸发器期望温度例如由用户调节并且预定或由上级的空气调节功能逻辑预定。在此要注意，恰好也在同时存在以蒸发器期望温度t-kv-s形式的冷却要求和以加热支路期望温度t-hz-s形式的加热要求的混合运行中，根据冷却要求对压缩机50进行闭环控制。仅在加热运行中借助第一调节器r1进行闭环控制。
此时，热泵系统2的借助控制系统22的在此介绍的开环控制和闭环控制的显著特性是具有第三调节器r3的附加调节回路，该附加调节回路用于根据在加热支路24之外的冷却剂的温度并且尤其是根据在冷冻机组46下游和nt冷却器44上游的冷却剂的温度来对压缩机50进行闭环控制。通过该附加调节回路高效地避免nt冷却器44由于在冷冻机组46中被过于强烈地冷却的冷却剂而结冰，其方式为及时下调压缩机转速vd。为此，将冷却剂的作为冷却剂实际温度t-km-i的温度作为反馈参量以及将在下限值的意义中的最小冷却剂温度t-km-min作为参考参量输送给第三调节器r3，为了避免结冰不应该低于所述下限值。因此，第三调节器r3也称为限制调节器r3。则用于压缩机50的闭环控制原理的一个特别特征是第一调节器r1和第三调节器r3的两个控制参量之一的选择，即要么是第一调节器r1的与运行模式相关的控制参量、要么是第三调节器r3的控制参量。更确切地说，通过比较器v实现所述选择，所述比较器实施最小值比较并且设定两个压缩机转速vd中较低的压缩机转速。在此，仅在第一调节器r1和第三调节器r3之间进行所述比较，即仅当存在单纯的加热要求并且结冰危险由于为了处理该加热要求而相应高的压缩机功率而最大时。如果借助第二调节器r2对压缩机50进行闭环控制，则不借助比较器v实施限制。亦即，总体上在第一调节器r1和第二调节器r2之间进行与运行模式相关的选择并且在选择第一调节器r1的情况下通过比较器v和第三调节器r3进行附加的限制。
附加于上述调节器r1、r2、r3，图2的闭环控制原理包括如下限制，所述限制通过将控制参量(即在此尤其是在比较器之后的调节器输出)与限制因子bf相乘而实现。该机制确保：不低于压缩机50上游的最小低压p-n，不超过压缩机50下游的最大高压p-h并且不超过压缩机50下游的致冷剂的最大热气温度t-h。对于每种所述情况，借助相应的特性曲线k1来求取用于要限制的值的限制因子bf并且将该限制因子与控制参量相乘。
图3a示出用于设置在冷冻机组46上游的膨胀阀48a的闭环控制原理。该膨胀阀48a基本上用于调节在压缩机50上游的致冷剂的特定的过热量
在图3a的闭环控制原理中，借助也称为过热调节器r4的第四调节器r4进行闭环控制。在此，过热量
因为如以上说明的那样在混合运行中通过蒸发器实际温度t-kv-i和蒸发器期望温度t-kv-s的差值对压缩机50进行闭环控制，所以压缩机50的功率相应地被分布到空调蒸发器12和热泵的冷冻机组上，从而在第一混合运行中所要求的热量可能不到达加热支路24中并且必须借助加热器28加热。为了尽可能避免这点或甚至完全省去加热器28，因此在第一混合运行中设定比在其它的运行模式bm中更小的期望过热量
在图3a中示出的闭环控制原理的另一个特点在于：由第四调节器r4输出的控制参量附加地被附加的负调节因子af影响，所述负调节因子同时决定性地参与所述不同的运行模式bm的定义。负调节因子af基本上用于实现减少由热泵传递的功率并且因此实现设定第二混合运行。因为在该第二混合运行中相比于加热运行并且相对于第一混合运行在加热支路24中仅需要较小量的热量，所以热泵通过附加地下调膨胀阀48a而被撤消并且因此然后较少热量从致冷回路4被传递到加热支路24中。由此，避免在加热支路24中的不必要高的并且不符合需求的热量并且总体上改善热泵系统2的效率。
负调节因子af在示出的示例中作为0至1的范围内的因子与上面已经提到的加热支路实际温度t-hz-i有关，更准确地说与加热支路期望温度t-hz-s和加热支路实际温度t-hz-i的差值有关。在此，所述差值用于借助特性曲线k3确定负调节因子af的适合值。
用于该特性曲线k3的一个示例在图3b中示出，该图以上述差值的函数的形式示出负调节因子af。随着加热支路实际温度t-hz-i升高而更小地选择负调节因子af，从而膨胀阀48a被进一步关闭并且冷冻机组46的功率在此被准确地以需要的程度被减少。通过借助第四调节器r4的该对闭环控制的附加干预，过热量
通过达到用于负调节因子af的值0，热泵系统2自动转换到第三混合运行中。膨胀阀48a然后被完全关闭并且热泵被去激活。
此外，在用于负调节因子af的特性曲线k3中考虑不应该超过最大加热支路温度t-hk-max，亦即：最迟当加热支路实际温度t-hz-i达到最大加热支路-温度t-hk-max时或在达到之前，负调节因子af为0。由此，在达到最大加热支路温度t-hk-max时避免借助热泵传递热量。而是在该情况下通过如下方式开始第三混合运行，即：通过按节拍运行截止阀32而将所有多余的热量从加热支路24中去除。因而，在第二和第三混合运行之间的过渡的特征在于：热泵的功率不能被进一步收回，但在加热支路中仍然存在多余的热量，从而此时加热支路24通过截止阀32被打开。
在冷冻机组46不活动的那些情况下、即尤其是在第三混合运行中，第四调节器r4的i份额也被中断，以便在重新激活冷冻机组46时防止第四调节器r4将膨胀阀48a移动到止挡位置中、亦即直接将该膨胀阀完全打开。由此，尤其是避免不必要的切换噪声并且避免过量的环境声学负载。
针对nt加热配置nth也完全关闭在冷冻机组46上游的膨胀阀48a，因为用于加热的热量在此从冷却剂回路被取出并且不需要热泵，由此相应地节省能量，在其它情况下为了出于借助热泵传递热量的目的而运行压缩机50将需要所述能量。然而在特定情况下，完全关闭在冷冻机组46上游的膨胀阀48a是不利的，从而在这样的情况下绕过所述闭环控制并且代替地设定最小开口，其方式为：对于控制参量使用最小值exv-min作为下限值。该方式在起动热泵系统2时、即尤其是在起动车辆时是特别有意义的，从而在车辆停车时已经设定最小开口，以便然后在起动时已经相应地被设定。此外，这样的在热泵系统2不活动时并且一般在车辆不活动时的打开状态能够实现致冷回路4中的压力平衡，从而避免在起动时出现明显的压力脉冲和噪声。
最小开口的设定对于加热运行并且特别是对于第一混合运行并且一般对于如下情况和运行模式bm而言是尤其需要的，在所述情况和运行模式中，附加于在冷冻机组46上游的膨胀阀48a也使用并且打开空调蒸发器12上游的膨胀阀48b。在该情况下，所述两个膨胀阀48a、48b并且原则上尤其是还有膨胀阀48c共同影响压缩机50上游的过热量
图4a示出用于截止阀32的开环控制原理，即用于自动地并且根据需要地将加热支路24与冷却剂回路6的其余部分连接和分开的原理。原则上截止阀32针对冷却运行被打开，以便通过nt冷却器44实现冷却剂交换以及散热，而截止阀32针对加热运行被持续关闭，以便将尽可能多的热量保持在加热支路24和加热回路36中。截止阀32为了实现第一和第二混合运行也被持续关闭，在所述第一和第二混合运行中相应地仅加热功率由于在热泵的冷冻机组上的吸热而减少。仅当热量在加热支路24中过于强烈地聚集时，截止阀32被按节拍运行并且第三混合运行由此被设定。
为此，对截止阀32的开环控制通过预定用于反复地打开和关闭截止阀32的节拍tav来实现。因而，所述截止阀在第一时间间隔t-o期间被打开，随后在第二时间间隔t-g期间被关闭，其中，所述两个时间间隔t-o和t-g则总共产生周期持续时间pd。所述周期持续时间例如为3.6s，所述两个时间间隔t-o和t-g则相应地具有0至3.6s之间的值。所述预定的节拍tav例如是第一时间间隔t-o相对于周期持续时间pd的比例。节拍tav通过特性曲线k4来求取，所述特性曲线将要设定的节拍tav与在加热支路24中的冷却剂的温度相关联。在图4a的特别的开环控制原理中，借助特性曲线k4根据加热支路实际温度t-hz-i和最大加热支路期望温度t-hz-s-max之间的差值来进行选择，所述最大加热支路期望温度又根据加热支路期望温度t-hz-s通过特性曲线k5来求取。
因此，控制系统22根据由用户或上级的空气调节功能逻辑预定的加热支路期望温度t-hz-s对截止阀32进行开环控制并且借助用于加热支路24的最大温度来限制该开环控制。为了解释清楚，图4b示出用于确定节拍tav的一种示例性的特性曲线k4。在加热支路实际温度t-hz-i小时，截止阀32保持被持续关闭，其方式为在此选择为0的节拍tav。由此，热量被保持在加热支路24中并且加热运行或者第一或第二混合运行被设定。然而，如果存在达到或超过最大加热支路期望温度t-hz-s-max的危险，则截止阀32被按节拍运行，其方式为选择0至1之间的节拍tav。因而，如果在加热支路24中存在的热量比所需要的热量更多，则第三混合运行被自动设定。
在加热支路实际温度t-hz-i进一步提高时，则冷却运行被设定并且截止阀32通过设定为1的节拍tav而被持续打开，以便确保从加热支路24的散热最大。亦即，对截止阀32的开环控制自动设定适合的节拍tav并且确保在各运行模式bm之间的连续过渡，尤其是在具有加热要求的运行模式bm(即在此为加热运行、第一和第二混合运行)与具有与此相比小的或消失的加热要求的运行模式bm(即第三混合运行和冷却运行)之间的连续过渡。在此，对于优化过渡特别有意义的是相应合适的数据设置，即特性曲线k4、k5的设计，例如通过经由试验顺序的求取。为了此外避免同时存在第二和第三混合运行并且由此改善效率，在第二混合运行中的负调节因子af和第一时间间隔t-o、即在第三混合运行中的打开时间彼此协调配合。在此决定性的尤其是：一旦第一时间间隔大于0，则负调节因子af为0。
此外，通过nt冷却器44的散热对于热泵系统2具有集成意义。在此应该尽可能避免不必要地导出热量。为此，冷却剂回路6包括与nt冷却器44并联的具有旁通阀62的nt冷却器旁路60。该旁通阀62的状态在此定义蓄热器配置ws，其中，蓄热器配置ws在旁通阀62打开时被设定并且不通过nt冷却器44进行散热或仅通过nt冷却器进行小的散热。代替地，冷却剂大部分通过nt冷却器旁路60被引导。适宜地，所述配置仅当存在加热要求并且热量应该被输送给加热热交换器14时被激活。
在一种未示出的备选方案中，代替旁通阀62使用2位3通换向阀或使用两个截止阀，更确切地说是这样，使得在nt冷却器旁路60打开时nt冷却器44被截止并且然后阻止所有冷却剂流通过该nt冷却器。该构造是尤其更高效的。
在图5中示出的特定环境条件下，在冷却剂回路6中包含的热量则不是被散发到环境中、而是被输送给加热支路24。为此截止阀32必须相应地被打开。如由图5可看出的那样，根据外部温度t-a、冷却剂实际温度t-km-i和最大冷却剂温度t-km-max来设定蓄热器配置ws。在此，最大冷却剂温度t-km-max构成用于冷却剂温度的上限值，所述上限值不应该被超过，以便通过经由nt冷却器44的散热来阻止冷却剂被过于强烈地加热。蓄热器配置ws在如下情况被激活，即：当冷却剂实际温度t-km-i大于外部温度t-a，亦即从而热量至少潜在地可能散发到环境中时，或当冷却剂实际温度t-km-i小于最大冷却剂温度t-km-max时。相应地，旁通阀62在该情况下自动转换。
如在图5中表示的那样，如果nt加热配置nth是活动的，则蓄热器配置ws也被自动激活。在该配置中，冷却支路33中的热量被特别高效地直接供应给加热热交换器14，而没有绕弯通过热泵。代替地，在冷却支路33中被加热的冷却剂被引导从nt热交换器44旁边经过进而被引导到加热支路24中并且由此显著改善热泵系统2的效率。
然而，nt加热配置nth的激活取决于在图6中准确地示出的特定要求。因而，控制系统22在如下情况下设定nt加热配置nth，即：当加热支路期望温度t-hz-s小于冷却剂实际温度t-km-i并且大于加热支路实际温度t-hz-i时。换句话说，加热要求正是这样的：一般存在热量需求并且在冷冻机组46下游的冷却剂具有比在加热支路24中更高的温度，即存在合适的热势并且冷却剂在加热热交换器14上散发热量。此外，由于所述激活的通过加热支路实际温度t-hz-i的下限，避免在由用户将加热要求向较低的加热要求改变时不必要地从加热支路24带走热量，由此再次改善热泵系统2的效率。如果nt加热配置被激活，则加热支路实际温度可能超过加热支路期望温度。然而，只要冷却剂实际温度足够大、即尤其是大于加热支路期望温度，则nt加热配置保持激活。
在这样的为了与环境热交换而使用nt冷却器44的情况下，热交换适宜地与相应的情况适配。该热交换决定性地经由通过nt冷却器44的空气流来确定，即每单位时间借助鼓风机45被引导通过nt冷却器44的环境空气量。在此，鼓风机45是电驱动的鼓风机45，也称为e-鼓风机，该鼓风机具有可调节的鼓风机转速ld，以用于调节空气流并且因此调节特定的热交换。
对于按照情况优化的与环境的热交换，鼓风机转速ld在这里示出的实施例中按照图7的开环控制原理来调节。因而，鼓风机转速ld借助特性曲线k6根据冷却剂实际温度t-km-i和最小冷却剂温度t-km-min被选择并且鼓风机45由控制系统22相应操控。最小冷却剂温度t-km-min在此表示如下的下限值，所述下限值阻止冷却剂在nt冷却器44上被这样强烈地冷却，使得所述nt冷却器结冰。为此，最小冷却剂温度t-km-min例如以在这里未示出的方式通过特性曲线根据外部温度t-a来确定并且尤其是这样确定，使得最小冷却剂温度t-km-min最多略低于环境空气在当前情况下的露点。最小冷却剂温度t-km-min在此通常小于外部温度t-a。
特性曲线k6此时构成使得：在冷却剂实际温度t-km-i接近最小冷却剂温度t-km-min时、即在这两个温度之间的差值变小时，鼓风机转速ld被提高，以便通过加热冷却剂来避免nt冷却器结冰。另一个特性曲线k7构成使得：在通过nt冷却器散热时并且在冷却剂实际温度t-km-i上升时，较高的鼓风机转速ld被设定，以便在nt冷却器中较强烈地冷却相应较热的冷却剂。通过最大值选择器m从所述两个特性曲线k6、k7中选择鼓风机转速ld，即：使用所述两个鼓风机转速ld中较大的鼓风机转速。而在蓄热器配置ws中放弃对鼓风机45的开环控制并且该鼓风机尤其是被完全去激活，因为在该情况下不需要并且不希望与环境进行热交换。因此，空气流量总体上被适应需要地开环控制并且由此是特别高效的。仅在相应需要时提高鼓风机转速ld，从而通过所述开环控制总体上也实现改善热泵系统2的声学。
总体上，决定性地通过用户或上级空气调节功能逻辑的经由加热支路期望温度t-hz-s的加热要求、通过表达热泵系统2内的热量的致冷剂实际温度t-km-i并且通过表达天气和环境情况的外部温度t-a来对控制系统22的行为并且因此对热泵系统2的行为进行闭环控制和开环控制。所述开环和闭环控制原理在此特别适合用于在图1中示出的热泵系统2，但原则上也能被转用到其它热泵系统2上以及被转用到所述热泵系统的扩展了例如被冷却剂冷却的高压存储器冷却的扩展方案上。
附图标记列表
2热泵系统
4致冷回路
6冷却剂回路
8空调
10乘客舱
12空调蒸发器
14加热热交换器
16空气通道
22控制系统
24加热支路
26冷凝器
28加热器
30加热回路泵
31(加热支路的)始流部
32截止阀
33冷却支路
34回引支路
36加热回路
38第一分岔部
40第二分岔部
42车辆构件
44nt冷却器
45鼓风机
46冷冻机组
48a、48b、48c膨胀阀
50压缩机
52另外的蒸发器
54内部热交换器
56另一个内部热交换器
58止回阀
60nt冷却器旁路
62旁通阀
64平衡容器
66泵
af负调节因子
bf限制因子
bm运行模式
exv-min最小值
k1、k2、k3、k4、k5、k6、k7特性曲线
l空气
ld鼓风机转速
m最大值选择器
nthnt加热配置
pd周期持续时间
p-h最大高压
p-n最小低压
r1第一调节器、加热调节器
r2第二调节器、冷却调节器
r3第三调节器、限制调节器
r4第四调节器、过热调节器
t-a外部温度
tav节拍
t-h最大热气温度
t-hz-i加热支路实际温度
t-hz-s加热支路期望温度
t-hz-s-max最大加热支路期望温度
t-km-i冷却剂实际温度
t-km-max最大冷却剂温度
t-km-min最小冷却剂温度
t-kv-i蒸发器实际温度
t-kv-s蒸发器期望温度
t-o第一时间间隔
t-g第二时间间隔
v比较器
vd压缩机转速
v1第一分支部
v2第二分支部
ws蓄热器配置
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