JP2002022245A - Air conditioning system - Google Patents

Air conditioning system

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JP2002022245A
JP2002022245A JP2000212264A JP2000212264A JP2002022245A JP 2002022245 A JP2002022245 A JP 2002022245A JP 2000212264 A JP2000212264 A JP 2000212264A JP 2000212264 A JP2000212264 A JP 2000212264A JP 2002022245 A JP2002022245 A JP 2002022245A
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Japan
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heat
temperature
dehumidifier
air
indoor
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Japanese (ja)
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Yuji Watabe
裕司 渡部
Yoshimasa Kikuchi
芳正 菊池
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Daikin Industries Ltd
Original Assignee
Daikin Industries Ltd
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an air conditioning system which improves an air conditioning efficiency by linking control of an air conditioner for performing indoor cooling and a dehumidifier for performing indoor dehumidification. SOLUTION: The air conditioning system comprises an air conditioner 2 and a dehumidifier 4. In the system, the outside air conditions and the inside air conditions are detected by a sensor. Calculation is made, in the air conditions, in respect of heat pump evaporating temperature Te, exhaust heat temperature Tt and coefficient of performance COP. Further, dehumidifying capacity Qd with respect to the temperature Tt is obtained in the dehumidifier 4. Subsequently, latent heat load and sensible heat load to be treated by the air conditioner 2 are obtained on the basis of the capacity Qd. Thus, operation is performed at the temperature Te and the temperature Tt which can cope with the loads and exert the maximum coefficient of performance COP.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【0001】[0001]

【発明の属する技術分野】この発明は、主として室内の
冷房除湿運転を高効率に行うことが可能な空調システム
に関するものである。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an air-conditioning system capable of efficiently performing indoor cooling and dehumidifying operation.

【0002】[0002]

【従来の技術】ヒートポンプの蒸発器を利用して室内冷
房運転を行う空調機と、室内除湿を行う除湿機とを併用
した空調システムは公知である。この従来の空調システ
ムにおいては、エネルギ的には、それぞれが独立して室
内冷房及び室内除湿を行うように制御されている。
2. Description of the Related Art An air conditioning system using both an air conditioner for performing indoor cooling operation using an evaporator of a heat pump and a dehumidifier for performing indoor dehumidification is known. In this conventional air conditioning system, energy is controlled so that each of them performs indoor cooling and indoor dehumidification independently.

【0003】[0003]

【発明が解決しようとする課題】ところで近年、空調エ
ネルギを節減しようとする試みが種々なされている。本
発明等は、上記空調機と除湿機とを連係制御することに
よって、さらなるエネルギ節減が行えるのではないかと
いう点に着目して、種々検討を行い、この発明をなすに
至った。
In recent years, various attempts have been made to reduce air conditioning energy. The present invention and the like have focused on the point that further energy savings can be achieved by controlling the air conditioner and the dehumidifier in conjunction with each other, and have conducted various studies, and have completed the present invention.

【0004】すなわちこの発明の目的は、室内冷房を行
う空調機と室内除湿を行う除湿機とを連係制御すること
により、空調システム効率を向上することが可能な空調
システムを提供することにある。
[0004] That is, an object of the present invention is to provide an air conditioning system capable of improving the efficiency of an air conditioning system by linking and controlling an air conditioner for performing indoor cooling and a dehumidifier for performing indoor dehumidification.

【0005】[0005]

【課題を解決するための手段】そこで請求項1の空調シ
ステムは、ヒートポンプの蒸発器を利用して室内冷房運
転を行う空調機2と、このヒートポンプの排熱を利用し
て室内除湿を行う除湿機4とを備えた空調システムにお
いて、顕熱負荷と潜熱負荷に応じて最大の成績係数CO
Pが得られる運転条件で空調機2と除湿機4との運転を
行うことを特徴としている。
Accordingly, an air conditioning system according to a first aspect of the present invention provides an air conditioner 2 for performing indoor cooling operation using an evaporator of a heat pump, and a dehumidifying unit for performing indoor dehumidification using exhaust heat of the heat pump. In the air-conditioning system including the air conditioner 4, the maximum coefficient of performance CO according to the sensible heat load and the latent heat load
It is characterized in that the air conditioner 2 and the dehumidifier 4 are operated under the operating conditions where P can be obtained.

【0006】上記請求項1の空調システムでは、除湿機
4が負担する潜熱負荷と、空調機2が負担する潜熱・顕
熱負荷とを考慮した上で、最も良好な成績係数COPが
得られる運転条件で空調機2と除湿機4との運転を行う
ようにしているので、エネルギ効率の良い運転を行うこ
とが可能となる。
In the air conditioning system according to the first aspect of the present invention, an operation that can obtain the best coefficient of performance COP is considered in consideration of the latent heat load borne by the dehumidifier 4 and the latent heat / sensible heat load borne by the air conditioner 2. Since the operation of the air conditioner 2 and the dehumidifier 4 is performed under the condition, it is possible to perform the operation with high energy efficiency.

【0007】また請求項2の空調システムは、請求項1
において、外気条件、室内条件をセンサで検知し、この
空気状態でのヒートポンプ蒸発温度Te 、排熱温度Tt
、成績係数COPの関係を計算すると共に、さらに除
湿機4において排熱温度Tt に対する除湿能力Qd を求
め、次にこの除湿能力Qd を前提に空調機2が処理すべ
き潜熱及び顕熱負荷を求め、この負荷に応じることがで
き、かつ最大の成績係数COPが得られるヒートポンプ
蒸発温度Te と排熱温度Tt とで運転を行うことを特徴
としている。
[0007] The air conditioning system according to claim 2 is based on claim 1.
, The outside air condition and the indoor condition are detected by sensors, and the heat pump evaporation temperature Te and the exhaust heat temperature Tt in this air state are detected.
In addition to calculating the relationship between the coefficient of performance COP and the dehumidifier 4, the dehumidifying capacity Qd with respect to the exhaust heat temperature Tt is determined. Next, the latent heat and the sensible heat load to be processed by the air conditioner 2 are determined based on the dehumidifying capacity Qd. The operation is performed at the heat pump evaporation temperature Te and the exhaust heat temperature Tt that can respond to this load and obtain the maximum coefficient of performance COP.

【0008】請求項2の空調システムの概略を図1に示
しているが、図1に示すように、まず、ステップS10
において、センサ(図示せず)によって、外気条件(温
度、湿度等)、室内条件(温度、湿度等)を検出すると
共に、室内設定温湿度を把握する。次に、ステップS1
1において、必要とされる顕熱・潜熱処理能力を計算す
る。また、ステップS12では、この空気状態でのヒー
トポンプ蒸発温度Teと排熱温度Tt と成績係数COP
との関係を計算する。次に、ステップS13において、
除湿機4における排熱温度Tt と除湿(潜熱)能力を計
算する。ステップS14では、システムCOPが最大に
なる蒸発温度Te と排熱温度Tt とを計算し、このよう
な蒸発温度Te と排熱温度Tt とが得られるようなヒー
トポンプの制御手段の設定値を計算し(ステップS1
5)、ステップS16において、ヒートポンプの制御手
段の設定値を、上記計算によって得られた値となるよう
に設定し、以下同様の制御を繰り返す。このような制御
を行えば、室内冷房用の空調機2と室内除湿用の除湿機
4とを備えた空調システムにおいて、最も高いCOPの
得られる状態での運転が可能になるので、システム効率
を改善することが可能となる。
FIG. 1 shows the outline of the air conditioning system according to the second aspect. As shown in FIG.
, Sensors (not shown) detect outside air conditions (temperature, humidity, etc.) and indoor conditions (temperature, humidity, etc.), and grasp indoor set temperature and humidity. Next, step S1
In step 1, the required sensible heat / latent heat treatment capacity is calculated. In step S12, the heat pump evaporation temperature Te, the exhaust heat temperature Tt, and the coefficient of performance COP in this air state are determined.
Calculate the relationship with Next, in step S13,
The exhaust heat temperature Tt and the dehumidification (latent heat) capability of the dehumidifier 4 are calculated. In step S14, the evaporating temperature Te and the exhaust heat temperature Tt at which the system COP is maximized are calculated, and the set values of the control means of the heat pump to obtain the evaporating temperature Te and the exhaust heat temperature Tt are calculated. (Step S1
5) In step S16, the set value of the control means of the heat pump is set to be the value obtained by the above calculation, and the same control is repeated thereafter. By performing such control, in an air conditioning system including the air conditioner 2 for indoor cooling and the dehumidifier 4 for indoor dehumidification, it is possible to operate in a state where the highest COP is obtained. It can be improved.

【0009】さらに請求項3の空調システムは、請求項
2において、上記ヒートポンプの排熱が、蒸発圧縮式ヒ
ートポンプの凝縮熱、エンジン駆動式ヒートポンプの凝
縮熱、吸収式ヒートポンプの凝縮熱、又はエンジン駆動
ヒートポンプのエンジン排熱、又は吸収式冷凍機の吸収
器排熱であることを特徴としているが、このように請求
項2の発明は、多くの種類のヒートポンプに適用可能で
ある。ここにおいて、請求項2における排熱温度Tt と
は、蒸発圧縮式ヒートポンプ、エンジン駆動式ヒートポ
ンプあるいは吸収式ヒートポンプにおける圧縮機5から
の吐出ガス温度、凝縮器10での凝縮温度等を含むもの
である点に留意されたい。
In the air conditioning system according to a third aspect of the present invention, the exhaust heat of the heat pump is the condensing heat of an evaporative compression heat pump, the condensing heat of an engine driven heat pump, the condensing heat of an absorption heat pump, or the engine driven. It is characterized by exhaust heat of the engine of the heat pump or exhaust heat of the absorber of the absorption refrigerator. Thus, the invention of claim 2 is applicable to many types of heat pumps. Here, the exhaust heat temperature Tt in claim 2 includes the temperature of the gas discharged from the compressor 5 in the evaporative compression heat pump, the engine driven heat pump or the absorption heat pump, the condensation temperature of the condenser 10, and the like. Please note.

【0010】[0010]

【発明の実施の形態】次に、この発明の空調システムの
具体的な実施の形態について、図面を参照しつつ詳細に
説明する。図2は、本発明の実施形態である空調システ
ムとしてのヒートポンプシステムの冷媒回路図を示して
いる。
Next, specific embodiments of the air conditioning system of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 2 shows a refrigerant circuit diagram of a heat pump system as an air conditioning system according to an embodiment of the present invention.

【0011】図2において、1は室外機、2は室内空調
を行うための空調機、4は室内除湿を行うための除湿機
をそれぞれ示している。室外機1は、圧縮機5と、四路
切換弁9と、室外熱交換器6と、室外ファン7と、電動
膨張弁8とを有している。また、空調機2は、室内熱交
換器11と、室内ファン13ととを有している。上記除
湿機4は、圧縮機5の下流側に設けた熱交換器(以下、
便宜上、凝縮器と称する)10と、吸着ロータ17と、
顕熱ロータ18とを有している。
In FIG. 2, 1 is an outdoor unit, 2 is an air conditioner for performing indoor air conditioning, and 4 is a dehumidifier for performing indoor dehumidification. The outdoor unit 1 includes a compressor 5, a four-way switching valve 9, an outdoor heat exchanger 6, an outdoor fan 7, and an electric expansion valve 8. Further, the air conditioner 2 has an indoor heat exchanger 11 and an indoor fan 13. The dehumidifier 4 includes a heat exchanger (hereinafter, referred to as a heat exchanger) provided downstream of the compressor 5.
For convenience, referred to as a condenser) 10, an adsorption rotor 17,
And a sensible heat rotor 18.

【0012】上記空調システムにおいては、圧縮機5の
吐出側と吸入側とを四路切換弁9の1次ポートに接続す
ると共に、四路切換弁9の2次ポートには、室外熱交換
器6、電動膨張弁8、室内熱交換器11が順番に接続さ
れて冷媒循環回路が形成されている。また、圧縮機5の
吐出側において、四路切換弁9の前位の位置には、電磁
開閉弁30が介設されており、この電磁開閉弁30の前
位から分岐するバイパス配管35が上記除湿機4の凝縮
器10の入口に接続されている。また、凝縮器10の出
口は、バイパス配管40によって、上記電磁開閉弁30
と四路切換弁9との間の位置に接続されている。この場
合、上記空調機2と除湿機4とは同じ室内に配置されて
いるものとする。
In the above air conditioning system, the discharge side and the suction side of the compressor 5 are connected to the primary port of the four-way switching valve 9, and the secondary port of the four-way switching valve 9 is connected to the outdoor heat exchanger. 6, the electric expansion valve 8, and the indoor heat exchanger 11 are connected in order to form a refrigerant circuit. On the discharge side of the compressor 5, an electromagnetic on-off valve 30 is interposed at a position in front of the four-way switching valve 9. It is connected to the inlet of the condenser 10 of the dehumidifier 4. The outlet of the condenser 10 is connected to the electromagnetic on-off valve 30 by a bypass pipe 40.
And the four-way switching valve 9. In this case, the air conditioner 2 and the dehumidifier 4 are arranged in the same room.

【0013】上記空調システムにおいては、電磁開閉弁
30が開の状態では、圧縮機5からの吐出冷媒を室外熱
交換器6において凝縮させ、室内熱交換器11において
蒸発させることによって冷房運転を行う。また、電磁開
閉弁30が開の状態では、圧縮機5からの吐出冷媒を、
除湿機4の凝縮器10において、ある程度だけ凝縮させ
た後、室外熱交換器6で完全に凝縮させ、これを室内熱
交換器11で蒸発させることによって、室内冷房運転と
室内除湿運転を並行して行う。なお、暖房運転は、圧縮
機5からの吐出冷媒を、室内熱交換器11で凝縮させる
と共に、室外熱交換器6で蒸発させることにより行うこ
とが可能である。
In the air conditioning system, when the electromagnetic on-off valve 30 is open, the refrigerant discharged from the compressor 5 is condensed in the outdoor heat exchanger 6 and evaporated in the indoor heat exchanger 11 to perform a cooling operation. . When the electromagnetic on-off valve 30 is open, the refrigerant discharged from the compressor 5 is
After a certain degree of condensation in the condenser 10 of the dehumidifier 4, it is completely condensed in the outdoor heat exchanger 6 and evaporated in the indoor heat exchanger 11, so that the indoor cooling operation and the indoor dehumidification operation are performed in parallel. Do it. Note that the heating operation can be performed by condensing the refrigerant discharged from the compressor 5 in the indoor heat exchanger 11 and evaporating the refrigerant in the outdoor heat exchanger 6.

【0014】次に上記除湿機4の構造について説明す
る。図2に示すように、上記除湿機4は、比較的偏平な
直方体状のケーシング31を有し、このケーシング31
の長手方向に相対向する一対の側部31a、31bのう
ち、一方側部31aには室内に通じる室内側吹出口36
と室内側吸込口37とが形成され、他方側部31bには
室外に通じる室外側吹出口38と室外側吸込口39とが
形成されている。また上記ケーシング31内は、長手方
向に延びる仕切板34によって除湿通路32と再生通路
33とに区画されており、上記室外側吸込口39から吸
込んだ外部空気が、除湿通路32を通って室内側吹出口
36から室内に供給される一方、上記室内側吸込口37
から吸込んだ内部空気が、再生通路33を通って室側側
吹出口38から外部に排気されるようにしている。ま
た、設置状態で、水平軸回りに回転する円板状の吸着ロ
ータ17を、その端面が上記除湿通路32と再生通路3
3とに順次面するようにしている。上記吸着ロータ17
は、例えば、シリカゲル、ゼオライト、アルミナ等の吸
着材をハニカム状または多孔粒状に成形してなり、流通
する空気から湿分を吸着する一方、加熱された空気に湿
分を放出するよう構成されている。また、上記再生通路
33の吸着ロータ17よりも上流側に加熱手段として凝
縮器10を設け、さらに設置状態で、水平軸回りに回転
する円板状の顕熱ロータ18を、その端面が除湿通路3
2の吸着ロータ17よりも下流側の部分と、再生通路3
3における凝縮器10の上流側の部分とに順次面するよ
うにしている。
Next, the structure of the dehumidifier 4 will be described. As shown in FIG. 2, the dehumidifier 4 has a relatively flat rectangular parallelepiped casing 31.
Of the pair of side portions 31a and 31b opposed to each other in the longitudinal direction, one side portion 31a has an indoor-side outlet 36 that communicates with the room.
And an indoor-side suction port 37 are formed, and an outdoor-side outlet 38 and an outdoor-side suction port 39 are formed in the other side 31b. The inside of the casing 31 is divided into a dehumidifying passage 32 and a regeneration passage 33 by a partition plate 34 extending in the longitudinal direction, and external air sucked from the outdoor-side suction port 39 passes through the dehumidifying passage 32 to be connected to the indoor side. While being supplied from the outlet 36 into the room, the indoor side suction port 37
The internal air sucked from the inside is exhausted to the outside from the chamber side outlet 38 through the regeneration passage 33. In the installed state, the disk-shaped suction rotor 17 rotating around the horizontal axis is connected to the dehumidifying passage 32 and the regeneration passage 3 by the end surfaces thereof.
3 and so on. Absorption rotor 17
For example, an adsorbent such as silica gel, zeolite, or alumina is formed into a honeycomb shape or a porous granule, and is configured to adsorb moisture from flowing air and release moisture to heated air. I have. Further, the condenser 10 is provided as a heating means on the upstream side of the adsorption rotor 17 in the regeneration passage 33, and in the installed state, a disc-shaped sensible heat rotor 18 rotating around a horizontal axis is provided. 3
2 and a portion downstream of the suction rotor 17 and the regeneration passage 3.
3 and an upstream portion of the condenser 10.

【0015】次に、上記除湿機4における空気の流通経
路について説明する。まず、上記除湿通路32の室外側
吸込口39から流入した外気OAは、吸着ロータ17に
よって湿分が吸着されて除湿され、かつ吸着ロータ17
の吸着熱により温度上昇させられる。そして、上記温度
上昇した除湿空気は、顕熱ロータ18によって熱が奪わ
れて適度な温度となり、室内側吹出口36から室内に向
けて除湿空気SAが供給される。一方、上記再生通路3
3の室内側吸込口37から流入した室内空気RAは、顕
熱ロータ18によって予熱され、さらに、凝縮器10に
よって加熱される。そして、この加熱された空気によっ
て、吸着ロータ17から湿分が放出されて、吸着ロータ
17が再生され、湿分を含んだ再生空気EAが室外側吹
出口38から外部に排気される。
Next, an air flow path in the dehumidifier 4 will be described. First, the outside air OA flowing from the outdoor suction port 39 of the dehumidifying passage 32 is dehumidified by absorbing moisture by the suction rotor 17, and
The temperature is increased by the heat of adsorption. Then, the dehumidified air whose temperature has increased is deprived of heat by the sensible heat rotor 18 to have an appropriate temperature, and the dehumidified air SA is supplied from the indoor side outlet 36 toward the room. On the other hand, the regeneration passage 3
The indoor air RA flowing from the third indoor-side suction port 37 is preheated by the sensible heat rotor 18 and further heated by the condenser 10. Then, moisture is released from the adsorption rotor 17 by the heated air, the adsorption rotor 17 is regenerated, and the regenerated air EA containing the moisture is exhausted from the outdoor outlet 38 to the outside.

【0016】この実施の形態において特徴的な点は、除
湿機4によって除湿運転を行いながら、これと同室に配
置した空調機2で冷房運転を行う場合の連係制御にある
ので、以下この点について説明する。すなわち、除湿機
能は、除湿機4だけが有するものではなく、室内機2も
有するものであり、両者の除湿能力をどのような比率で
発揮させるかによって、冷凍機のCOPが変化するもの
であるため、最もCOPの高い運転状態となるように両
者の能力を制御するのである。まず、図3(a)は、圧
縮機5の吐出ガス温度(排熱温度)Tt と冷凍機のCO
P(成績係数)との関係を示すグラフであり、両者の関
係を、各蒸発温度Te 毎に示している。図のように、蒸
発温度Te が一定であれば、圧縮機5の吐出ガス温度
(排熱温度)Tt が上昇するにつれて冷凍機のCOP
(成績係数)は低下する。また、圧縮機5の吐出ガス温
度(排熱温度)Tt が一定であれば、蒸発温度Te の低
下と共に、冷凍機のCOP(成績係数)は低下する。一
方、図3(b)は、圧縮機5の吐出ガス温度(排熱温
度)Tt と除湿機4の除湿能力Qd との関係を示すグラ
フである。圧縮機5の吐出ガス温度Tt が上昇すると、
除湿機4の除湿能力Qd は次第に増加する傾向にある。
ただ、圧縮機5の吐出ガス温度Tt がある程度上昇した
状態においては、除湿機4の除湿能力Qd は飽和状態と
なり、僅かな上昇が見られるだけとなる。
The feature of this embodiment lies in the cooperative control when the air conditioner 2 arranged in the same room as the air conditioner 2 performs the cooling operation while the dehumidifier 4 performs the dehumidifying operation. explain. That is, the dehumidifying function is not only provided by the dehumidifier 4 but also provided by the indoor unit 2, and the COP of the refrigerator changes depending on the ratio of the dehumidifying ability of both of them. Therefore, both capacities are controlled so that the operation state has the highest COP. First, FIG. 3A shows the discharge gas temperature (exhaust heat temperature) Tt of the compressor 5 and the CO2 of the refrigerator.
6 is a graph showing a relationship with P (coefficient of performance), and shows the relationship between the two for each evaporation temperature Te. As shown in the figure, if the evaporation temperature Te is constant, the COP of the refrigerator becomes higher as the discharge gas temperature (exhaust heat temperature) Tt of the compressor 5 increases.
(Coefficient of performance) decreases. If the discharge gas temperature (exhaust heat temperature) Tt of the compressor 5 is constant, the COP (coefficient of performance) of the refrigerator decreases as the evaporation temperature Te decreases. On the other hand, FIG. 3B is a graph showing the relationship between the discharge gas temperature (exhaust heat temperature) Tt of the compressor 5 and the dehumidifying capacity Qd of the dehumidifier 4. When the discharge gas temperature Tt of the compressor 5 rises,
The dehumidifying capacity Qd of the dehumidifier 4 tends to gradually increase.
However, when the discharge gas temperature Tt of the compressor 5 rises to some extent, the dehumidifying capacity Qd of the dehumidifier 4 becomes saturated, and a slight rise is observed.

【0017】いま、吐出ガス温度70°Cで除湿運転を
行い、そのときの除湿能力がQd70であるとすると、こ
の除湿能力Qd70 を差し引いた残りの除湿負荷、冷房負
荷が空調機2に要求されることになる。そうするとそれ
ら負荷に応じて、室内熱交換器11において必要な蒸発
温度Te =10°Cが求められる。このとき、上記のよ
うに圧縮機5からの吐出ガス温度Tt =70°Cと蒸発
温度Te =10°Cとから、図3(a)に示すグラフか
ら冷凍機の成績係数COP70が求まる。
Now, assuming that the dehumidifying operation is performed at a discharge gas temperature of 70 ° C. and the dehumidifying capacity at that time is Qd70, the remaining dehumidifying load and cooling load obtained by subtracting the dehumidifying capacity Qd70 are required for the air conditioner 2. Will be. Then, the required evaporation temperature Te = 10 ° C. in the indoor heat exchanger 11 is determined according to those loads. At this time, the coefficient of performance COP70 of the refrigerator is obtained from the graph shown in FIG. 3A from the temperature Tt = 70 ° C. of the gas discharged from the compressor 5 and the temperature Te = 10 ° C. from the compressor 5 as described above.

【0018】次に、吐出ガス温度Tt を60°Cに低下
させた状態を考える。この状態においても上記と同じ手
順によって、除湿能力Qd60 、蒸発温度Te =4°Cが
それぞれ求められ、圧縮機5からの吐出ガス温度Tt =
60°Cと蒸発温度Te =4°Cとから、図3(a)に
示すグラフから冷凍機の成績係数COP60が求まる。こ
の場合、吐出ガス温度Tt =70°Cの場合と比較し
て、除湿能力Qd60 が大幅に低下することから、室内機
2に要求される除湿能力が増大し、必要な蒸発温度Te
も大幅に低下する。この結果、蒸発温度Te の低下に起
因して冷凍機の成績係数COP60が低下する。その一
方、吐出ガス温度Tt を80°Cに上昇させた状態を考
える。この状態においても上記と同じ手順によって、除
湿能力Qd80、蒸発温度Te =12°Cがそれぞれ求め
られ、圧縮機5からの吐出ガス温度Tt =80°Cと蒸
発温度Te =12°Cとから、図3(a)に示すグラフ
から冷凍機の成績係数COP80が求まる。この場合、吐
出ガス温度Tt =70°Cの場合と比較して、除湿能力
Qd80 は、吐出ガス温度Tt を上昇させたにもかかわら
ず、殆ど増加しない状態となっているので、室内機2に
要求される除湿能力は、殆ど減少しない。そのため室内
熱交換器11の蒸発温度Te は依然として低い温度に維
持する必要がある。このように蒸発温度Te を低温に維
持する必要があるので、冷凍機の成績係数COP80は低
下する。なお、吐出ガス温度Tt を80°Cからさらに
上昇させても、除湿機4での除湿能力が飽和状態になっ
ていることから、室内熱交換器11においては、それま
でと同様の蒸発温度Te が必要であり、従って、冷凍機
のCOPは、吐出ガス温度Tt の上昇に伴って、蒸発温
度Te =12°Cのラインに従って次第に低下してい
く。
Next, a state in which the discharge gas temperature Tt is reduced to 60 ° C. will be considered. In this state, the dehumidifying capacity Qd60 and the evaporation temperature Te = 4 ° C. are respectively obtained by the same procedure as described above, and the temperature Tt of the discharge gas from the compressor 5 is obtained.
From 60 ° C. and the evaporation temperature Te = 4 ° C., the coefficient of performance COP60 of the refrigerator is obtained from the graph shown in FIG. In this case, since the dehumidifying capacity Qd60 is greatly reduced as compared with the case where the discharge gas temperature Tt is 70 ° C., the dehumidifying capacity required for the indoor unit 2 is increased, and the required evaporation temperature Te is increased.
Is also greatly reduced. As a result, the coefficient of performance COP60 of the refrigerator decreases due to the decrease in the evaporation temperature Te. On the other hand, consider a state in which the discharge gas temperature Tt is raised to 80 ° C. In this state, the dehumidifying capacity Qd80 and the evaporation temperature Te = 12 ° C. are respectively obtained by the same procedure as described above, and from the discharge gas temperature Tt = 80 ° C. from the compressor 5 and the evaporation temperature Te = 12 ° C., The coefficient of performance COP80 of the refrigerator is obtained from the graph shown in FIG. In this case, as compared with the case where the discharge gas temperature Tt is 70 ° C., the dehumidifying capacity Qd80 hardly increases even though the discharge gas temperature Tt is increased. The required dehumidification capacity is hardly reduced. Therefore, the evaporation temperature Te of the indoor heat exchanger 11 still needs to be maintained at a low temperature. Since the evaporating temperature Te needs to be maintained at a low temperature, the coefficient of performance COP80 of the refrigerator decreases. Even if the discharge gas temperature Tt is further raised from 80 ° C., since the dehumidifying capacity of the dehumidifier 4 is saturated, the indoor heat exchanger 11 has the same evaporation temperature Te as before. Therefore, the COP of the refrigerator gradually decreases according to the line of the evaporation temperature Te = 12 ° C. as the discharge gas temperature Tt increases.

【0019】以上のように、蒸気圧縮サイクルのCOP
と除湿能力(デシカント能力)とは、トレードオフの関
係にあり、同一システム能力で吐出ガス温度を変化させ
て計算すると、システムCOPのピークが存在すること
が明らかである。これは、蒸気圧縮サイクルの吐出ガス
温度を上げていくと、除湿能力が増大し、蒸気圧縮サイ
クルでの潜熱処理量が減少するため、蒸発温度を上げた
高いCOPでの運転が可能になるが、吐出ガス温度をさ
らに上げていくと、今度は蒸気圧縮サイクルのCOPの
低下が著しくなり、さらに除湿能力が飽和状態(頭打ち
状態)となるため、システムのCOPが低下してくるた
めである。
As described above, the COP of the vapor compression cycle
And the dehumidifying capacity (desiccant capacity) are in a trade-off relationship, and it is clear that a peak of the system COP exists when the calculation is performed with the same system capacity while changing the discharge gas temperature. This is because as the discharge gas temperature in the vapor compression cycle increases, the dehumidifying capacity increases, and the amount of latent heat treatment in the vapor compression cycle decreases, making it possible to operate at a high COP with an increased evaporation temperature. If the temperature of the discharge gas is further increased, the COP of the vapor compression cycle will be significantly reduced, and the dehumidifying capacity will be saturated (a plateau state). As a result, the COP of the system will be reduced.

【0020】そして上記のようなCOPの算出を、さら
に細分化された吐出ガス温度Tt 毎に行い、最も高いC
OPの得られる吐出ガス温度Tt にて、空調システムの
運転を行うのであるが、その際のフローチャートを図4
に示している。まず、ステップS20において、センサ
(図示せず)によって、外気条件(温度、湿度)、室内
条件(温度、湿度)を検出すると共に、室内設定温湿度
を把握する。次に、ステップS21において、必要とさ
れる顕熱・潜熱(除湿)処理能力を計算する。また、ス
テップS22では、この空気状態での冷凍機蒸発温度T
e と吐出ガス温度Tt (又は凝縮温度)と成績係数CO
Pとの関係を計算する(図3(a))。次に、ステップ
S23において、除湿機4における吐出ガス温度Tt
(又は凝縮温度)と除湿(潜熱)能力を計算する(図3
(b))。ステップS24では、システムCOPが最大
になる蒸発温度Te と吐出ガス温度Tt (又は凝縮温
度)とを計算し、このような蒸発温度Te と吐出ガス温
度Tt (又は凝縮温度)とが得られるような圧縮機5の
回転数、電動膨張弁8の開度、室内ファン13の風量等
を計算し(ステップS25)、ステップS26におい
て、圧縮機5の回転数、電動膨張弁8の開度、室内ファ
ン13の風量等を、上記計算によって得られた値となる
ように設定し、以下同様の制御を繰り返す。
The above-described calculation of the COP is performed for each further subdivided discharge gas temperature Tt, and the highest C
The operation of the air-conditioning system is performed at the discharge gas temperature Tt at which the OP can be obtained.
Is shown in First, in step S20, a sensor (not shown) detects an outside air condition (temperature and humidity) and an indoor condition (temperature and humidity), and grasps a set indoor temperature and humidity. Next, in step S21, the required sensible heat / latent heat (dehumidification) processing capacity is calculated. In step S22, the evaporating temperature T of the refrigerator in this air state is determined.
e, discharge gas temperature Tt (or condensation temperature) and coefficient of performance CO
The relationship with P is calculated (FIG. 3A). Next, in step S23, the discharge gas temperature Tt in the dehumidifier 4
(Or condensation temperature) and dehumidification (latent heat) capacity are calculated (Fig. 3
(B)). In step S24, the evaporating temperature Te and the discharge gas temperature Tt (or condensing temperature) at which the system COP becomes maximum are calculated, and the evaporating temperature Te and the discharging gas temperature Tt (or condensing temperature) are obtained. The rotation speed of the compressor 5, the opening degree of the electric expansion valve 8, the airflow of the indoor fan 13, and the like are calculated (step S25). In step S26, the rotation speed of the compressor 5, the opening degree of the electric expansion valve 8, the indoor fan 13 is set to a value obtained by the above calculation, and the same control is repeated thereafter.

【0021】以上のような制御を行えば、室内冷房用の
空調機2と室内除湿用の除湿機4とを備えた空調システ
ムにおいて、最も高いCOPの得られる状態での運転が
可能になるので、システム効率を改善することが可能と
なる。
By performing the above-described control, an air-conditioning system including an air conditioner 2 for indoor cooling and a dehumidifier 4 for indoor dehumidification can be operated in a state where the highest COP is obtained. Thus, it is possible to improve system efficiency.

【0022】図5には、上記制御を行うことが可能な蒸
気圧縮式ヒートポンプの他の実施の形態を示している。
これは、複数室の冷暖房を行う複数の空調機2、3と、
室内除湿を行う除湿機4とを備えたマルチ型ヒートポン
プシステムの例である。図5において、1は室外機、2
は室内空調を行うための第1空調機、3は室内空調を行
うための第2空調機、4は室内除湿を行うための除湿機
をそれぞれ示している。室外機1は、圧縮機5と、室外
熱交換器6と、室外ファン7と、主電動膨張弁8とを有
している。また、各空調機2、3は、室内熱交換器1
1、12と、室内ファン13、14と、電動膨張弁1
5、16とを有している。上記除湿機4は、圧縮機5の
下流側に設けた熱交換器(以下、便宜上、凝縮器と称す
る)10と、吸着ロータ17と、顕熱ロータ18とを有
している。なお、この除湿機4の構造及びその作動状態
は、図2において説明したのと同様であるため、ここで
は同一機能部分に同一の符号を付してその説明を省略す
る。また、図5において、21、22は冷媒切替ユニッ
トである。
FIG. 5 shows another embodiment of a vapor compression heat pump capable of performing the above control.
This includes a plurality of air conditioners 2, 3 for cooling and heating a plurality of rooms,
This is an example of a multi-type heat pump system including a dehumidifier 4 for performing indoor dehumidification. In FIG. 5, 1 is an outdoor unit, 2
Denotes a first air conditioner for performing indoor air conditioning, 3 denotes a second air conditioner for performing indoor air conditioning, and 4 denotes a dehumidifier for performing indoor dehumidification. The outdoor unit 1 includes a compressor 5, an outdoor heat exchanger 6, an outdoor fan 7, and a main electric expansion valve 8. Each of the air conditioners 2 and 3 includes an indoor heat exchanger 1.
1, 12; indoor fans 13, 14;
5 and 16. The dehumidifier 4 has a heat exchanger (hereinafter, referred to as a condenser for convenience) 10 provided downstream of the compressor 5, an adsorption rotor 17, and a sensible heat rotor 18. Since the structure and the operation state of the dehumidifier 4 are the same as those described in FIG. 2, the same reference numerals are given to the same functional parts, and the description thereof will be omitted. In FIG. 5, reference numerals 21 and 22 denote refrigerant switching units.

【0023】次に、このマルチ型ヒートポンプシステム
(空調システム)の運転状態について説明する。まず、
各空調機2、3で暖房運転を行う場合の冷媒の流れにつ
いて説明する。このとき、各冷媒切替ユニット21、2
2は、各室内熱交換器11、12を圧縮機5の吐出側に
接続されたガス管20に連通させる状態としておく。ま
た、圧縮機5の吐出側と室外熱交換器6との間の第1開
閉弁23を閉、圧縮機5の吸入側と室外熱交換器6との
間の第2開閉弁24を開として、室外熱交換器6を圧縮
機5の吸入側に連通させておく。そして、圧縮機5から
の吐出冷媒を各室内熱交換器11、12で凝縮させる一
方、主電動膨張弁8を制御しながら室外熱交換器6で蒸
発させて圧縮機5に返流させることにより暖房運転を行
う。次に、各空調機2、3で冷房運転を行う場合の冷媒
の流れについて説明する。このとき、各冷媒切替ユニッ
ト21、22は、各室内熱交換器11、12を圧縮機5
の吸入側に連通させる状態としておく。また、圧縮機5
の吐出側と室外熱交換器6との間の第1開閉弁23を
開、圧縮機5の吸入側と室外熱交換器6との間の第2開
閉弁24を閉として、室外熱交換器6を圧縮機5の吐出
側に連通させておく。そして、圧縮機5からの吐出冷媒
を室外熱交換器6で凝縮させる一方、空調機側の各電動
膨張弁15、16を制御しながら各室内熱交換器11、
12で蒸発させて圧縮機5に返流させることにより冷房
運転を行う。
Next, an operation state of the multi-type heat pump system (air conditioning system) will be described. First,
The flow of the refrigerant when performing the heating operation in each of the air conditioners 2 and 3 will be described. At this time, each of the refrigerant switching units 21, 2
2 is a state in which each of the indoor heat exchangers 11 and 12 communicates with a gas pipe 20 connected to the discharge side of the compressor 5. Further, the first on-off valve 23 between the discharge side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is closed, and the second on-off valve 24 between the suction side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is opened. The outdoor heat exchanger 6 is connected to the suction side of the compressor 5 in advance. The refrigerant discharged from the compressor 5 is condensed in the indoor heat exchangers 11 and 12, while the refrigerant is evaporated in the outdoor heat exchanger 6 and returned to the compressor 5 while controlling the main electric expansion valve 8. Perform heating operation. Next, the flow of the refrigerant when performing the cooling operation in each of the air conditioners 2 and 3 will be described. At this time, each of the refrigerant switching units 21 and 22 connects each of the indoor heat exchangers 11 and 12 to the compressor 5.
In communication with the suction side. The compressor 5
The first on-off valve 23 between the discharge side of the compressor and the outdoor heat exchanger 6 is opened, and the second on-off valve 24 between the suction side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is closed to open the outdoor heat exchanger. 6 is communicated with the discharge side of the compressor 5. Then, while the refrigerant discharged from the compressor 5 is condensed in the outdoor heat exchanger 6, each indoor heat exchanger 11, while controlling the electric expansion valves 15, 16 on the air conditioner side,
A cooling operation is performed by evaporating the refrigerant at 12 and returning it to the compressor 5.

【0024】圧縮機5からの吐出冷媒は、除湿機4の凝
縮器10に対しては、除湿機用開閉弁19を開にしてい
る限りガス管20を介して常時供給されている。そして
この凝縮冷媒は、上記各空調機2、3が冷房運転をして
いる場合には、各空調機2、3において蒸発し、また各
空調機2、3が暖房運転している場合には、各空調機
2、3から流出した凝縮冷媒と共に、室外熱交換器6に
おいて蒸発する。
The refrigerant discharged from the compressor 5 is always supplied to the condenser 10 of the dehumidifier 4 through the gas pipe 20 as long as the dehumidifier on-off valve 19 is open. The condensed refrigerant evaporates in each of the air conditioners 2 and 3 when the air conditioners 2 and 3 perform the cooling operation, and evaporates in each of the air conditioners 2 and 3 when the air conditioners 2 and 3 perform the heating operation. Then, the condensed refrigerant flowing out of each of the air conditioners 2 and 3 evaporates in the outdoor heat exchanger 6.

【0025】また、第1空調機2で冷房運転を、第2空
調機3で暖房運転を行う場合の冷媒の流れについて説明
する。まず、各冷媒切替ユニット21、22は、図のよ
うに、第1室内熱交換器11を圧縮機5の吸入側に、ま
た第2室内熱交換器12を圧縮機5の吐出側にそれぞれ
連通させる状態としておく。このとき、除湿機用開閉弁
19が閉で、除湿機4が非使用の場合には、圧縮機5の
吐出側と室外熱交換器6との間の第1開閉弁23を閉、
圧縮機5の吸入側と室外熱交換器6との間の第2開閉弁
24を閉として、室外熱交換器6と圧縮機5との連通を
遮断しておく。そして、圧縮機5からの吐出冷媒を第2
室内熱交換器12で凝縮させる一方、第1空調機側の電
動膨張弁15を制御しながら第1室内熱交換器11で蒸
発させて圧縮機5に返流させることにより第1空調機2
で冷房運転を、また第2空調機3で暖房運転を行う。一
方、除湿機用開閉弁19が開で、除湿機4が使用中の場
合には、圧縮機5の吐出側と室外熱交換器6との間の第
1開閉弁23を閉、圧縮機5の吸入側と室外熱交換器6
との間の第2開閉弁24を開として、室外熱交換器6を
圧縮機5の吸入側に連通しておく。そして、圧縮機5か
らの吐出冷媒を凝縮器10と第2室内熱交換器12で凝
縮させる一方、主電動膨張弁8と第1空調機側の電動膨
張弁15とを制御しながら室外熱交換器6と第1室内熱
交換器11で蒸発させて圧縮機5に返流させることによ
り第1空調機2で冷房運転を、また第2空調機3で暖房
運転を行う。
The flow of the refrigerant when the first air conditioner 2 performs the cooling operation and the second air conditioner 3 performs the heating operation will be described. First, each of the refrigerant switching units 21 and 22 communicates the first indoor heat exchanger 11 with the suction side of the compressor 5 and the second indoor heat exchanger 12 with the discharge side of the compressor 5 as shown in the figure. State. At this time, when the dehumidifier on-off valve 19 is closed and the dehumidifier 4 is not used, the first on-off valve 23 between the discharge side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is closed,
The second on-off valve 24 between the suction side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is closed to shut off the communication between the outdoor heat exchanger 6 and the compressor 5. The refrigerant discharged from the compressor 5 is supplied to the second
The first air conditioner 2 is condensed in the indoor heat exchanger 12 while being evaporated in the first indoor heat exchanger 11 and returned to the compressor 5 while controlling the electric expansion valve 15 on the first air conditioner side.
Performs the cooling operation, and performs the heating operation with the second air conditioner 3. On the other hand, when the dehumidifier on-off valve 19 is open and the dehumidifier 4 is in use, the first on-off valve 23 between the discharge side of the compressor 5 and the outdoor heat exchanger 6 is closed, and the compressor 5 Suction side and outdoor heat exchanger 6
The second open / close valve 24 is opened to connect the outdoor heat exchanger 6 to the suction side of the compressor 5. The refrigerant discharged from the compressor 5 is condensed in the condenser 10 and the second indoor heat exchanger 12, while controlling the main electric expansion valve 8 and the electric expansion valve 15 on the first air conditioner side to exchange outdoor heat. The cooling operation is performed by the first air conditioner 2 and the heating operation is performed by the second air conditioner 3 by evaporating in the heat exchanger 6 and the first indoor heat exchanger 11 and returning the vapor to the compressor 5.

【0026】上記空調システムによれば、除湿機4と第
1又は第2空調機2、3とを同室に配置することによ
り、冷暖房運転をしながらの除湿運転を行うことが可能
となるが、このような場合においても、上記図3及び図
4に基づいて説明した制御と同様の制御を行うことが可
能である。
According to the above air conditioning system, the dehumidifier 4 and the first or second air conditioners 2 and 3 are arranged in the same room, so that the dehumidifying operation can be performed while performing the cooling and heating operation. In such a case, the same control as the control described with reference to FIGS. 3 and 4 can be performed.

【0027】以上の説明では、蒸気圧縮式ヒートポンプ
の凝縮器10での排熱を利用した例を示しているが、エ
ンジン駆動ヒートポンプにおける凝縮熱やエンジン排
熱、あるいはや吸収式ヒートポンプの凝縮熱や吸収器排
熱のいずれにおいても、排熱温度と冷房COPとはトレ
ードオフの関係にあり、上記と同じ原理で除湿運転と空
調運転の最適ポイントが存在する。以下、エンジン駆動
ヒートポンプと吸収式ヒートポンプへの適用例を説明す
る。
In the above description, an example is shown in which the exhaust heat of the condenser 10 of the vapor compression heat pump is used, but the heat of condensation or exhaust heat of the engine driven heat pump or the heat of condensation of the absorption heat pump is used. In any of the absorber exhaust heat, there is a trade-off relationship between the exhaust heat temperature and the cooling COP, and there is an optimum point for the dehumidifying operation and the air conditioning operation based on the same principle as described above. Hereinafter, examples of application to an engine-driven heat pump and an absorption heat pump will be described.

【0028】図6には、エンジン駆動ヒートポンプにお
けるエンジン排熱を利用する場合の実施の形態を示して
いる。これは、図のように、圧縮機5を駆動するエンジ
ン41の排熱を、配管42、43で上記同様の除湿機4
の凝縮器10に供給して除湿を行うものである。この除
湿機4は、図2において説明したものと同様のものであ
る。なお同図において、空調機2における冷媒回路は図
2に示したものと略同様であり、圧縮機5、四路切換弁
9、室外熱交換器6、電動膨張弁8、室内熱交換器11
を有している。なお、7は室外ファン、13は室内ファ
ンである。この場合の制御フローチャートを図7に示し
ている。まず、ステップS30において、センサ(図示
せず)によって、外気条件(温度、湿度)、室内条件
(温度、湿度)を検出すると共に、室内設定温湿度を把
握する。次に、ステップS31において、必要とされる
顕熱・潜熱(除湿)処理能力を計算する。また、ステッ
プS32では、この空気状態での冷凍機蒸発温度Te と
エンジン排熱温度(又は凝縮温度)と成績係数COPと
の関係を計算する。次に、ステップS33において、除
湿機4におけるエンジン排熱温度(又は凝縮温度)と除
湿(潜熱)能力を計算する。ステップS34では、シス
テムCOPが最大になる蒸発温度Te とエンジン排熱温
度(又は凝縮温度)とを計算し、このような蒸発温度T
e とエンジン排熱温度(又は凝縮温度)とが得られるよ
うなエンジン41の回転数、電動膨張弁8の開度、室内
ファン13の風量等を計算し(ステップS35)、ステ
ップS36において、エンジン41の回転数、電動膨張
弁8の開度、室内ファン13の風量等を、上記計算によ
って得られた値となるように設定し、以下同様の制御を
繰り返す。
FIG. 6 shows an embodiment in which the exhaust heat of the engine in the engine driven heat pump is used. This is because, as shown in the drawing, the exhaust heat of the engine 41 that drives the compressor 5 is supplied to the pipes 42 and 43 through the same dehumidifier
Is supplied to the condenser 10 for dehumidification. This dehumidifier 4 is the same as that described in FIG. 2, the refrigerant circuit in the air conditioner 2 is substantially the same as that shown in FIG. 2, and the compressor 5, the four-way switching valve 9, the outdoor heat exchanger 6, the electric expansion valve 8, the indoor heat exchanger 11
have. In addition, 7 is an outdoor fan and 13 is an indoor fan. FIG. 7 shows a control flowchart in this case. First, in step S30, the outside air condition (temperature and humidity) and the indoor condition (temperature and humidity) are detected by a sensor (not shown), and the indoor set temperature and humidity are grasped. Next, in step S31, the required sensible heat / latent heat (dehumidification) processing capacity is calculated. In step S32, the relationship between the refrigerator evaporation temperature Te in this air state, the engine exhaust heat temperature (or condensation temperature), and the coefficient of performance COP is calculated. Next, in step S33, the engine exhaust heat temperature (or condensation temperature) and the dehumidification (latent heat) capability of the dehumidifier 4 are calculated. In step S34, the evaporating temperature Te and the engine exhaust heat temperature (or condensing temperature) at which the system COP is maximized are calculated.
The number of revolutions of the engine 41, the opening degree of the electric expansion valve 8, the air volume of the indoor fan 13, and the like are calculated so as to obtain e and the engine exhaust heat temperature (or condensation temperature) (step S35). The rotation speed of 41, the opening degree of the electric expansion valve 8, the airflow of the indoor fan 13, and the like are set to values obtained by the above calculation, and the same control is repeated thereafter.

【0029】以上のような制御を行えば、室内冷房用の
空調機2と室内除湿用の除湿機4とを備えたエンジン駆
動ヒートポンプシステムにおいて、最も高いCOPの得
られる状態での運転が可能になるので、システム効率を
改善することが可能となる。
By performing the above control, the engine-driven heat pump system including the air conditioner 2 for indoor cooling and the dehumidifier 4 for indoor dehumidification can be operated in a state where the highest COP is obtained. Therefore, the system efficiency can be improved.

【0030】図8には、吸収式冷凍機44において、吸
収器排熱を利用する場合の実施の形態を図示し、また図
9には、吸収式冷凍機において、現地熱源45を利用す
る場合の実施の形態を図示している。各図において、4
は除湿機であり、また10は凝縮器をそれぞれ示してい
る。この除湿機4は図2に示したものと略同様である。
この場合の制御フローチャートを図10に示している。
まず、ステップS40において、センサ(図示せず)に
よって、外気条件(温度、湿度)、室内条件(温度、湿
度)を検出すると共に、室内設定温湿度を把握する。次
に、ステップS41において、必要とされる顕熱・潜熱
(除湿)処理能力を計算する。また、ステップS32で
は、この空気状態での冷凍機蒸発温度Te と吸収器温度
(又は凝縮温度)と成績係数COPとの関係を計算す
る。次に、ステップS43において、除湿機4における
吸収器温度(又は凝縮温度)と除湿(潜熱)能力を計算
する。ステップS44では、システムCOPが最大にな
る蒸発温度Te と吸収器温度(又は凝縮温度)とを計算
し、このような蒸発温度Te と吸収器温度(又は凝縮温
度)とが得られるような発生器加熱量、電動膨張弁の開
度、室内ファンの風量等を計算し(ステップS45)、
ステップS46において、発生器加熱量、電動膨張弁の
開度、室内ファンの風量等を、上記計算によって得られ
た値となるように設定し、以下同様の制御を繰り返す。
FIG. 8 shows an embodiment in which the exhaust heat of the absorber is used in the absorption refrigerator 44, and FIG. 9 shows a case where the local heat source 45 is used in the absorption refrigerator. FIG. In each figure, 4
Denotes a dehumidifier, and 10 denotes a condenser, respectively. This dehumidifier 4 is substantially the same as that shown in FIG.
FIG. 10 shows a control flowchart in this case.
First, in step S40, a sensor (not shown) detects an outside air condition (temperature and humidity) and an indoor condition (temperature and humidity) and grasps an indoor set temperature and humidity. Next, in step S41, the required sensible heat / latent heat (dehumidification) processing capacity is calculated. In step S32, the relationship between the evaporator temperature Te in this air state, the absorber temperature (or condensation temperature), and the coefficient of performance COP is calculated. Next, in step S43, the absorber temperature (or condensation temperature) and the dehumidification (latent heat) capability of the dehumidifier 4 are calculated. In step S44, the evaporating temperature Te and the absorber temperature (or condensing temperature) at which the system COP is maximized are calculated, and the generator that can obtain the evaporating temperature Te and the absorber temperature (or condensing temperature) is obtained. The heating amount, the opening degree of the electric expansion valve, the air volume of the indoor fan, etc. are calculated (step S45),
In step S46, the heating amount of the generator, the opening degree of the electric expansion valve, the air volume of the indoor fan, and the like are set to the values obtained by the above calculation, and the same control is repeated thereafter.

【0031】以上のような制御を行えば、室内冷房用の
空調機と室内除湿用の除湿機4とを備えた吸収式冷凍機
において、最も高いCOPの得られる状態での運転が可
能になるので、システム効率を改善することが可能とな
る。
By performing the above control, the absorption chiller including the air conditioner for indoor cooling and the dehumidifier 4 for indoor dehumidification can be operated in a state where the highest COP is obtained. Therefore, it is possible to improve system efficiency.

【0032】以上にこの発明の空調システムの実施の形
態について説明したが、この発明は上記実施の形態に限
られるものではなく、種々変更して実施することが可能
である。すなわち上記実施の形態では、除湿機4におい
ては、吸着ロータ17を用いているが、冷却吸着素子を
利用して除湿機4を構成してもよい。なお、上記各実施
の形態での除湿機4において、圧縮機の下流側に設けた
熱交換器を凝縮器と称しているが、この凝縮器10は、
ガス冷媒を液化する凝縮作用を主たる目的とするもので
はなく、その主たる目的は、圧縮機の吐出冷媒の顕熱を
利用し、この顕熱によって空気を加熱することにある点
に留意されたい。
Although the embodiment of the air conditioning system according to the present invention has been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be implemented with various modifications. That is, in the above embodiment, the dehumidifier 4 uses the suction rotor 17, but the dehumidifier 4 may be configured using a cooling and suction element. In the dehumidifier 4 in each of the above embodiments, the heat exchanger provided on the downstream side of the compressor is referred to as a condenser.
It should be noted that the main purpose is not the condensing action for liquefying the gas refrigerant, but the main purpose is to utilize the sensible heat of the refrigerant discharged from the compressor and to heat the air by this sensible heat.

【0033】[0033]

【発明の効果】以上のように請求項1の空調システムで
は、除湿機が負担する潜熱負荷と、空調機が負担する潜
熱・顕熱負荷とを考慮した上で、最も良好な成績係数C
OPが得られる運転条件で空調機と除湿機との運転を行
うようにしているので、エネルギ効率の良い運転を行う
ことが可能となる。
As described above, in the air conditioning system according to the first aspect, the best coefficient of performance C is obtained in consideration of the latent heat load borne by the dehumidifier and the latent heat / sensible heat load borne by the air conditioner.
Since the operation of the air conditioner and the dehumidifier is performed under the operating condition that can obtain the OP, it is possible to perform the operation with high energy efficiency.

【0034】また請求項2の空調システムでは、室内冷
房用の空調機と除湿機とを備えた空調システムにおい
て、最も高いCOPの得られる状態での運転が可能にな
るので、システム効率を改善することが可能となる。
Further, in the air conditioning system according to the second aspect, in an air conditioning system including an air conditioner for indoor cooling and a dehumidifier, it is possible to operate in a state where the highest COP is obtained, thereby improving system efficiency. It becomes possible.

【0035】さらに請求項2の空調システムは、請求項
3のように、多くの種類のヒートポンプに適用可能であ
る。
Further, the air conditioning system of claim 2 is applicable to many types of heat pumps as in claim 3.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図1】本発明の請求項2の概要を説明するためのフロ
ーチャート図である。
FIG. 1 is a flowchart for explaining the outline of claim 2 of the present invention.

【図2】本発明の第1実施形態の空調システムを示す冷
媒回路図である。
FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram illustrating the air conditioning system according to the first embodiment of the present invention.

【図3】上記実施形態の空調システムの制御方法を説明
するためのグラフであり、(a)は吐出ガス温度とCO
Pとの関係を示すグラフ、(b)は吐出ガス温度と除湿
能力との関係を示すグラフである。
FIG. 3 is a graph for explaining a control method of the air-conditioning system according to the embodiment; FIG.
7 is a graph showing the relationship between P and P, and (b) is a graph showing the relationship between the discharge gas temperature and the dehumidifying capacity.

【図4】上記実施形態での制御方法を説明するためのフ
ローチャート図である。
FIG. 4 is a flowchart for explaining a control method in the embodiment.

【図5】本発明の第2実施形態の空調システムを示す冷
媒回路図である。
FIG. 5 is a refrigerant circuit diagram illustrating an air conditioning system according to a second embodiment of the present invention.

【図6】本発明の第3実施形態の空調システムを示す冷
媒回路図である。
FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram illustrating an air conditioning system according to a third embodiment of the present invention.

【図7】上記実施形態での制御方法を説明するためのフ
ローチャート図である。
FIG. 7 is a flowchart for explaining a control method in the embodiment.

【図8】本発明の第4実施形態の空調システムを示す冷
媒回路図である。
FIG. 8 is a refrigerant circuit diagram illustrating an air conditioning system according to a fourth embodiment of the present invention.

【図9】本発明の第5実施形態の空調システムを示す冷
媒回路図である。
FIG. 9 is a refrigerant circuit diagram illustrating an air conditioning system according to a fifth embodiment of the present invention.

【図10】上記各実施形態での制御方法を説明するため
のフローチャート図である。
FIG. 10 is a flowchart for explaining a control method in each of the embodiments.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

2 空調機 4 除湿機 5 圧縮機 10 凝縮器 2 air conditioner 4 dehumidifier 5 compressor 10 condenser

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Fターム(参考) 3L053 BC03 BC09 3L060 AA03 CC01 CC02 CC03 CC04 DD02 DD08 EE01 EE21 EE25 EE45 4D052 AA08 CB02 DA03 DB01 FA06 GA01 GB06 HA01 HA02 HA03 HB02  ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page F term (reference) 3L053 BC03 BC09 3L060 AA03 CC01 CC02 CC03 CC04 DD02 DD08 EE01 EE21 EE25 EE45 4D052 AA08 CB02 DA03 DB01 FA06 GA01 GB06 HA01 HA02 HA03 HB02

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項1】 ヒートポンプの蒸発器を利用して室内冷
房運転を行う空調機(2)と、このヒートポンプの排熱
を利用して室内除湿を行う除湿機(4)とを備えた空調
システムにおいて、顕熱負荷と潜熱負荷に応じて最大の
成績係数(COP)が得られる運転条件で空調機(2)
と除湿機(4)との運転を行うことを特徴とする空調シ
ステム。
An air conditioning system comprising: an air conditioner (2) for performing indoor cooling operation using an evaporator of a heat pump; and a dehumidifier (4) for performing indoor dehumidification by using exhaust heat of the heat pump. The air conditioner (2) under operating conditions in which the maximum coefficient of performance (COP) is obtained according to the sensible heat load and the latent heat load
And an operation of the dehumidifier (4).
【請求項2】 外気条件、室内条件をセンサで検知し、
この空気状態でのヒートポンプ蒸発温度(Te )、排熱
温度(Tt )、成績係数(COP)の関係を計算すると
共に、さらに除湿機(4)において排熱温度(Tt )に
対する除湿能力(Qd )を求め、次にこの除湿能力(Q
d )を前提に空調機(2)が処理すべき潜熱及び顕熱負
荷を求め、この負荷に応じることができ、かつ最大の成
績係数(COP)が得られるヒートポンプ蒸発温度(T
e )と排熱温度(Tt )とで運転を行うことを特徴とす
る請求項1の空調システム。
2. An outside air condition and an indoor condition are detected by a sensor.
In this air state, the relationship between the heat pump evaporation temperature (Te), the exhaust heat temperature (Tt), and the coefficient of performance (COP) is calculated, and the dehumidifier (4) further dehumidifies the exhaust heat temperature (Tt) with respect to the exhaust heat temperature (Tt). And then the dehumidifying capacity (Q
The latent heat and the sensible heat load to be processed by the air conditioner (2) are obtained on the premise of d), and the heat pump evaporation temperature (T) at which the load can be satisfied and the maximum coefficient of performance (COP) is obtained.
2. The air conditioning system according to claim 1, wherein the operation is performed at e) and the exhaust heat temperature (Tt).
【請求項3】 上記ヒートポンプの排熱が、蒸発圧縮式
冷凍機の凝縮熱、エンジン駆動式ヒートポンプの凝縮
熱、吸収式冷凍機の凝縮熱、又はエンジン駆動ヒートポ
ンプのエンジン排熱、又は吸収式冷凍機の吸収器排熱で
あることを特徴とする請求項2の空調システム。
3. The exhaust heat of the heat pump is condensed heat of an evaporative compression refrigerator, condensed heat of an engine driven heat pump, condensed heat of an absorption refrigerator, engine exhaust heat of an engine driven heat pump, or absorption refrigeration. 3. The air conditioning system according to claim 2, wherein the heat is exhaust heat from the absorber of the machine.
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