JP2004028421A

JP2004028421A - Industrial air conditioner

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Publication number: JP2004028421A
Application number: JP2002183971A
Authority: JP
Inventors: Masakatsu Yamawaki; 山脇　正勝; Kenji Yuda; 湯田　健二; Isamu Sasaki; 佐々木　勇; Masatoshi Yoshioka; 吉岡　正俊; Mitsuyoshi Hashimoto; 橋本　順義
Original assignee: Shinwa Controls Co Ltd
Current assignee: Shinwa Controls Co Ltd
Priority date: 2002-06-25
Filing date: 2002-06-25
Publication date: 2004-01-29
Anticipated expiration: 2022-06-25
Also published as: JP4047639B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an industrial air conditioner for canceling the consumption of energy due to excessive cooling and dehumidification by accurately adjusting intake air to a specific temperature and relative humidity by using a refrigeration cycle. <P>SOLUTION: The industrial air conditioner used for the refrigeration cycle comprises: a measuring means for measuring total pressure in environment, the flow velocity and flow rate of the intake air or the total pressure of a blower, the temperature of the intake air, the relative humidity of the intake air, the temperature of supply air, and the static pressure of the supply air; and an arithmetic means for calculating required cooling/dehumidification temperature, required cooling/dehumidification quantity of heat, required refrigerant evaporating temperature, required amount of heating heat, and required amount of heating/humidification heat by inputting measurement values obtained by using the measuring means. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、取入れ空気を、冷凍サイクルを用いて所定の温度及び所定の関係湿度に精度よく調整して、ユースポイントへ供給する産業用空調装置の改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
冷凍サイクルを用いる産業用空調装置は、屋外及び又は屋内からの取入れ空気を冷媒の蒸発器、すなわち、冷却除湿器内を通過する間で、露点以下に冷却して空気中の水分を凝縮させ、凝縮水として分離する。その後、精度よく所定の温度まで加熱調整及び所定の関係湿度まで加湿調整した空気にして、クリーンルームやクリーンブース、クリーンチャンバに供給する装置であって、半導体はじめ、種々の電子部品や精密部品を製造する産業、食品産業や医薬品産業などにおいて広く用いられている。
【０００３】
従来より、この種の代表的な空調装置の冷凍サイクルは、例えば、図３に示すように、コンプレッサ１４、油分離器１６、凝縮器１７、電子膨脹弁１８、冷媒の蒸発器である冷却除湿器１、アキュームレータ１３などにより構成し、それらを配管で接続して冷媒を循環して形成されている。そして、この装置では、ダクト２２の空気導入口２２ａから空気を取入れ、冷却除湿器１は取入れ空気を流す上流側のダクト２２内に配設・収納されており、一方、送風機１１はその吸込口１１ａが加湿器４の下流側に接続されていて、吐出口１１ｂは調整した供給空気をユースポイントへ送出するダクト２２の下流側出口２２ｂに接続されている。
【０００４】
ダクト２２における冷却除湿器１の下流側には、加熱器２及び加湿器４が設けられていて、ダクト２２の下流側出口２２ｂに配置した供給空気温度センサ８により検出した温度及び供給空気関係湿度センサ６により検出した関係湿度が、それぞれ加熱器温度コントローラ９及び加湿器温度コントローラ７に入力されて、前記加熱器２では加熱器ヒータ３により空気を所定温度まで昇温させ、前記加湿器４では加湿器ヒータ５により水を必要な湿度まで加熱して蒸発・気化させる。
【０００５】
また、別の型式として、特に図示はしないが、基本的に図３の装置と構成上に大きな違いはなく、送風機１１をダクト２２の最も上流側に位置させ、この送風機１１の吐出口１１ｂを冷却除湿器１の上流側に配置するようにした空調装置も知られている。
【０００６】
図３の空調装置では、取入れ空気が左側の矢印の方向からダクト２２内へ流れて、冷却除湿器１内で冷却される。空気は冷却除湿器１内を通過する間に露点以下まで冷却されるため、水分が凝縮水として分離され、この凝縮水は空調装置外へ排出される。また、前記冷却除湿器１内に流入した空気と、冷凍サイクルを循環する冷媒との間では、伝熱管を介して空気は冷媒に冷媒の蒸発熱を与え、自らは露点以下まで冷却される熱交換が行われる。このように、取入れ空気は冷却され、除湿されるので、次の行程として加熱器２及び加湿器４を通過することで、所定の温度及び所定の関係湿度に調整されて、ユースポイントへ供給することのできる空気となる。
【０００７】
冷却除湿器１における冷却除湿熱量、即ち、冷却除湿熱負荷量を変化させる際には、コンプレッサ１４を駆動するモータ１５に接続しているインバータ（図示せず）を制御して、該モータ１５の回転数を変化させ、冷凍サイクルを循環する冷媒量を変化させている。
【０００８】
冷却除湿器１における凝縮冷媒温度を変化させる際には、第１温度センサ２０及び第２温度センサ２１を用いて冷却除湿器１の冷媒流入口温度と冷媒流出口温度とを検出して、設定温度となるように電子膨脹弁コントローラ１９からの制御信号を電子膨脹弁１８に出力して開度を調整して冷媒の蒸発圧力、即ち、冷媒の蒸発温度を変化させている。
【０００９】
また、供給空気の温度及び関係湿度の調整は、ダクト出口２２ｂ付近の内部に配置した供給空気温度センサ８によって温度を検出し、また、供給空気関係湿度センサ６によって関係湿度を検出し、それぞれ加熱器温度コントローラ９及び加湿器温度コントローラ７に入力して、加熱器２及び加湿器４のそれぞれに設けられている加熱器ヒーター３及び加湿器ヒーター５に通電する電力量を制御する。さらに、風量調整は、送風機１１を駆動するモータ１２に接続しているインバータ（図示せず）を制御することによって行う。
【００１０】
【発明が解決すべき課題】
上記のような従来型空調装置の第１の課題は、屋外及び又は屋内からの取入れ空気の全圧力（通常は大気圧）、温度（通常は気温）、関係湿度は、その時点での気象条件の影響を受けており、しかも気象条件は季節の推移も含めて常に変化・変動しているということに関係している。そのため、従来の冷凍サイクルを用いた産業用空調装置における冷却除湿は、気象条件の変化・変動を十分に吸収できる大きさの伝熱面積を保有させるように設計・製作されており、かつ、取入れ空気は確実に露点（＝結露温度）以下から、着霜（乃至結氷）温度以上となる範囲内で、冷媒蒸発温度が設定されて稼働している。そして、殆どの場合、冷凍機を安定稼働させるために、冷却除湿器の冷媒蒸発温度は２乃至７°Ｃに設定されている。
【００１１】
このように、冷凍機には安定稼働に必要な最小限度以上の負荷が常に与えられているが、ユースポイントで要求される温度、及び又は関係湿度から判断すると、取入れ空気は必要以上に過剰に冷却され、かつ、空気中の水分は必要以上に過剰に除湿されるというエネルギー量、即ち、電力量の浪費が行われている。そして必要以上に過剰に冷却された空気と、必要以上に過剰に除湿された水分とは、ユースポイントで要求される温度まで余計に加熱する必要があり、かつ、要求される湿度まで余計に加湿する必要がある。それゆえ、さらに必然的にエネルギーが浪費されることになるという問題を有している。
【００１２】
第２の課題は、従来の産業用空調装置の湿度調整は、冷却除湿後の空気をユースポイントにおいて、要求される関係湿度φ（％）に調整する際に、先ず要求される温度ｔ［℃］に調整し、次いで全圧は常時標準大気圧にあって、変化・変動しないという前提のもとに、図３に示すように、ダクト出口２２ｂ付近の内部に配置した供給空気関係湿度センサ６によって空気中の水蒸気圧ｐ［ｈＰａ］を検知して、ｐ＝φｐ_Ｓ×１０^−　２［ｈＰａ］となるように、加湿器中に滞留する水の加熱温度を制御して、水分を蒸発させるという水蒸気圧制御方式であって、供給空気中の水分量が所定の値となるように、必要な水分量を必要な加湿熱量を消費してｔ［℃］で全量蒸発・気化させる水分量制御方式ではないことである。ここでｐ_Ｓ［ｈＰａ］は温度ｔ［℃］における飽和水蒸気圧である。つまり、前記水蒸気圧制御方式は、全圧が変化・変動しているにもかかわらず、温度に対する水蒸気圧を制御しているにすぎない点にある。
【００１３】
そのため、特に、全圧が標準大気圧より低気圧である場合、並びに大気圧が次第に低下する方向に変動する場合は、調整するべき空気に必要量以上に過剰な水分を加湿器で蒸発・気化させており、その分エネルギー量、即ち、電力量を浪費していることになる。表１に、全圧が、Ａ：１０３３．５ｈＰａの高気圧下、Ｂ：１０１３．３ｈＰａの標準大気圧下、Ｃ：９６０．５ｈＰａの低気圧下において、温度を２５°Ｃ、関係湿度を５０％に調整する際に、絶対湿度［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］が相違する状況を示した。
【００１４】
【表１】

【００１５】
表１の絶対湿度は、その気象条件下において、水分を含まない乾き空気１ｋｇ中に含有されている水分量のｋｇを示しているから、９６０．５ｈＰａの低気圧下、例えば台風通過時には、従来の水蒸気圧制御方式では、乾き空気１ｋｇに対して、確実に｛（１０４．３４−９８．８２）×１０^−４｝（５１．３３×１０^３）＝２８．３３Ｊ／ｋｇ（乾き空気）に相当するエネルギーを浪費している。
【００１６】
また、例えば、海抜（標高）５００ｍの高地において、水蒸気圧制御方式によって湿度調整する従来の産業用空調装置を稼働させると、標準大気圧が９５４．６ｈＰａとなるから、予め湿度計を標高補正していない場合、常に湿度調整にエネルギーを浪費していることになる。この場合は、さらに、前記した気象条件の変化・変動に伴うエネルギー浪費が重ねて加えられることになる。
【００１７】
【表２】

【００１８】
表２に、海抜（標高）Ａ：０ｍ、Ｂ：１００ｍ、Ｃ：２００ｍ、Ｄ：５００ｍ、Ｅ：１０００ｍにおける標準大気圧［ｈＰａ］を温度２２［℃］の条件下において、関係湿度４０（％）に調整した際に、絶対湿度［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］が相違する状況を示した。
【００１９】
一方、エネルギー浪費とはならないが、全圧が標準大気圧より高気圧となった場合は、従来の産業用空調装置を稼働させると、関係湿度は要求値よりも低湿度になり、関係湿度の調整精度が保持できないという課題がある。勿論、全圧が標準大気圧より低気圧の場合も、同様に、調整精度が保持できないという課題がある。
【００２０】
従来から、産業用空調装置に対する関係湿度の調整精度は±２％以下、特に近時は±０．３％以下が要求されているが、全圧が標準大気圧下では、前記精度が満足されたとしても、明らかに、大気圧が±２％程度変化・変動すると、調整精度±２％が保持できないという課題は、未解決のままである。
【００２１】
次に、第３の課題は、空調装置へ取入れる空気の密度、即ち、取入れ空気の密度も気象条件によって影響を受けるということである。当然のことながら、空気の密度は、低気圧、高温度、高湿度時には小さく、逆に高気圧、低温度、低湿度時には大きい。表３に気圧（全圧）、温度、関係湿度が、それぞれ、Ａ：９７０ｈＰａ、３５℃、１００％、Ｂ：１０３５ｈＰａ、７℃、１５％、Ｃ：１０１３．３ｈＰａ、２３℃、４５％における空気の密度を示した。Ｃ：は標準的な気象条件である。
【００２２】
【表３】

【００２３】
表３から分かるように、空気の密度は年間で最大２０％、日間で１０〜１５％程度変化するから、送風機を一定回転数で稼働させる従来の産業用空調装置においては、該送風機モータの回転数をインバータにより制御しても、ユースポイントで必要とする最大空気量の１２０〜１５０％程度で稼働させざるを得ない。つまり、ユースポイント近辺で最終的に必要とする空気量に調整するから、２０〜５０％の余分な空気量を調温、調湿するに要したエネルギー量、即ち、電力量を浪費することになる。
【００２４】
第４の課題は、上記のような状態で送風機を稼働させることにより発生する。即ち、従来の産業用空調装置は、過大な空気量を取入れて冷却除湿器、加熱器、加湿器に流入させるから、冷凍機も過大な負荷状態で稼働させることになり、
加熱器及び加湿器も同様に過大な負荷状態で稼働させることになる。つまり、従来のこの種の装置では、気象条件が設計条件付近にある場合においても、２０〜５０％程度のエネルギー量、即ち、電力量を浪費するという問題点を有している。
【００２５】
第５の課題は、ユースポイントで必要とする空気量を調整するのに必要なエネルギー量、即ち、電力量を算定するためには、取入れ空気の質量が必要とされるが、従来のこの種の装置では、該質量流量を計測するための手段を全く装備していない、ということである。また、加湿器で蒸発・気化させる水分量は、前記した水蒸気圧制御方式であるから、加湿水の温度及び流量を計測するための手段も全く装備していないことである。さらに、必要な空気量に対して必要な冷却除湿温度、必要な冷却除湿熱量、必要な冷媒蒸発温度、必要な加熱熱量、必要な加湿熱量、等のエネルギー量を演算するための手段も全く装備していないことである。
【００２６】
そのため、従来の産業用空調装置では、ユースポイントが真に必要としているエネルギー量は不明のまま、また、ユースポイントが消費しているエネルギー量が不明のまま稼働している、という問題点を有している。
【００２７】
さらに、第６の課題として、従来では、省エネを目的として、取入れ空気の全量を冷却除湿器に通気させるのではなく、主流ダクトと副流ダクトに分岐させて、副流ダクトに流す空気量を取入れ空気量の４５％以下を目安とすることにより、主流ダクトに流す空気量を必要最小限度まで縮減して、主流ダクトから冷却除湿器へ通気させる方式も知られているが、この方式の場合も、必要なエネルギー量を算定するのに必要な主流ダクトを流れる空気質量・流量、副流ダクトを流れる空気質量・流量を計測する手段を全く備えておらず、ユースポイントが真に必要としているエネルギー量がどの程度なのか不明のまま、また、ユースポイントが消費しているエネルギー量がどの程度なのか不明のまま、稼働しているという問題点が指摘される。さらに、加湿水の温度及び流量を計測するための手段も全く装備されていないとうい問題点も指摘される。
【００２８】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記した課題を解決するべく開発されたものであり、変化・変動する気象条件（全圧、温度、関係湿度）並びに加湿水温度と調整する供給空気に対する様々な要求条件に対応でき、かつ、所定の温度及び関係湿度に精度よく調整でき、さらに、効率改善されたモータやインバータの採用、過熱度改善や熱回収等の実施によって達成される省電力化に上乗せした省電力化が可能な産業用空調装置の提供を目的とするものである。
【００２９】
本発明における請求項１の発明は、そのため具体的手段として、冷凍サイクルを用いる産業用空調装置において、環境の全圧力、取入れ空気の流速乃至流量又は送風機全圧、取入れ空気の温度、取入れ空気の関係湿度、供給空気の温度、供給空気の関係湿度、供給空気の静圧、を計測する計測手段と、前記計測手段を用いて得られる計測値を入力して、必要な冷却除湿温度、必要な冷却除湿熱量、必要な冷媒蒸発温度、必要な加熱熱量、必要な加湿熱量を演算させる演算手段とを備え、かつ、前記演算手段を用いて得られる演算値を変換した制御信号により作動するコンプレッサ・モータの回転数制御用インバータと、送風機モータの回転数制御用インバータ及び冷媒の蒸発圧力を制御する電子膨脹弁、ならびに、温度検出制御機能を有する加熱器と、関係湿度検出制御機能を有する加湿器とを備えることを特徴とする。
【００３０】
また、請求項２の発明は、請求項１の冷凍サイクルを用いる産業用空調装置において、冷却除湿器の流入口より上流側に位置するダクトを、主流ダクトと副流ダクトとに分岐させて、主流ダクトは冷却除湿器と接続し、副流ダクトは前記冷却除湿器を迂回したあと、冷却除湿器の流出口と加熱器との中間位置で主流ダクトと合流するように配設し、副流ダクト中には流量調整ダンパと、副流ダクト内を流れる空気の流速乃至流量を計測させる計測手段に設けて、この計測手段を用いて得られる計測値を入力して、主流ダクト内を流れる空気の、必要な冷却除湿温度、必要な冷却除湿熱量、必要な冷媒蒸発温度、必要な加熱熱量、必要な加湿熱量を演算する演算手段とを備えていることを特徴とする。
【００３１】
【作用】
請求項１の発明における計測手段を用いると、設定した時間間隔ごとに環境の全圧力（通常は大気圧）と、取入れ空気の流速乃至流量と、温度、関係湿度を測定しているから、気象条件が変化・変動しても該空気の質量流量、絶対湿度、エンタルピは常に修正される。さらに演算手段によって（Ａ）必要な冷却除湿温度：Ｔ_Ｃ［℃］、（Ｂ）必要な冷却除湿熱量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］、（Ｃ）必要な冷媒蒸発温度：ｔ_Ｒ［℃］、（Ｄ）必要な加熱熱量：Ｑ_２［ｋＪ／ｈ］、（Ｅ）必要な加湿熱量：Ｑ_３［ｋＪ／ｈ］の演算値も常に修正される。
【００３２】
従って、コンプレッサ・モータの回転数を制御するインバータと送風機モータの回転数を制御するインバータ、及び冷媒の蒸発圧力を制御する電子膨脹弁の各コントローラに入力する制御信号も常に修正される。そして、本発明においては、加熱器は温度検出制御機能を有しているから、冷却除湿器を流出する空気の温度が、気象条件によって変化・変動しても、加熱器ヒータに印加する電力量を制御することによって、所定の温度に調整することができる。また、加湿器は関係湿度検出制御機能を有しているから、加湿水の受け入れ温度が気象条件によって変化・変動しても、加湿器ヒータに印加する電力量を制御することによって、所定の水分量を蒸発・気化させることができる。
【００３３】
また、前記計測手段が実行する計測と、それらの計測値をもとにした演算値の演算手段からの出力とに係わる時間間隔と入出力動作は、市販されている通常の工業用計器で用いられている方式によって実施できる。さらにまた、加熱機能とそのシステム及びそれの加熱制御システム、ならびに、加湿機能とそのシステム、及びそれらの加湿制御システムは、従来から用いられている方式を採用することもできる。
【００３４】
請求項２の発明における計測手段を用いると、環境の全圧力（通常は大気圧）と、取入れ空気の流速乃至流量と温度と関係湿度、さらに、副流ダクト内を流れる空気の流速乃至流量を測定しているから、気象条件が変化・変動しても、主流ダクト中を流れる空気の質量流量、絶対湿度、エンタルピは常に修正される。
【００３５】
さらに、演算手段によって（Ａ）必要な冷却除湿温度：Ｔ_Ｃ［℃］、（Ｂ）必要な冷却除湿熱量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］、（Ｃ）必要な冷媒蒸発温度：ｔ_Ｒ［℃］、（Ｄ）必要な加熱熱量：Ｑ_２［ｋＪ／ｈ］、（Ｅ）必要な加湿熱量：Ｑ_３［ｋＪ／ｈ］の演算値も常に修正される。従って、コンプレッサ・モータの回転数を制御するインバータと送風機モータの回転数を制御するインバータ、及び冷媒の蒸発圧力を制御する電子膨脹弁の各コントローラに入力する信号も常に修正される。そして、本発明においては、加熱器は温度検出制御機能を有しているから、冷却除湿器を流出する空気の温度が、気象条件によって変化・変動しても、加熱器ヒータに印加する電力量を制御することによって、所定の温度に調整することができる。また、加湿器は関係湿度検出制御機能を有しているから、加湿水の受入れ温度が、気象条件によって変化・変動しても、加湿器ヒータに印加する電力量を制御することによって、所定の水分量を蒸発・気化させることができる。
【００３６】
これらの数値は、気象条件を全て考慮して算出された値であり、また、一定時間間隔ごとに計測されるから、気象条件の変化・変動に追従して算出される値である。空調装置によっては、流速乃至流量センサを取付けるのが困難である場合があるので、送風機の全圧対風量の関係を演算手段中に予め内蔵しておけば、その時刻における送風機の全圧を算定することにより、風量、即ち、流量が求められる。
【００３７】
【発明の実施の形態】
請求項１の発明に係る空調装置の構成を、図１に示す実施例により説明すると、この空調装置の冷凍サイクルは、コンプレッサ１４、油分離器１６、凝縮器１７、電子膨脹弁１８、アキュウムレータ１３から構成され、それらを配管で接続して冷媒を循環して形成させる。冷却除湿器１は、ダクト上流側の取入れ空気導入口２２ａ側に配設・収納されていて、加熱器２、加熱器ヒータ３、加湿器４、加湿器ヒータ５も前記冷却除湿器１の下流側に位置するダクト２２中に配設・収納されており、送風機１１は加湿器４の下流側のダクト２２がその吸込口１１ａとなっていて、吐出口１１ｂは調整した供給空気を排出するダクト下流側の供給空気排出口２２ｂと接続している。
【００３８】
取入れ空気は、図１の左側の矢印に示すように、ダクト上流側の取入れ空気導入口２２ａ内へ導入されて、冷却除湿器１に流入するまでの間で、取入れ空気流速センサ３４、取入れ空気温度センサ３５、取入れ空気関係湿度センサ３６によって、各々取入れ空気の流速乃至流量、温度、関係湿度が計測される。他方、同時に、供給空気は送風機１１の吐出口１１ｂと供給空気排出口２２ｂまでのダクト下流側内で供給空気温度センサ８、供給空気関係湿度センサ６、供給空気静圧センサ２８によって、各々、供給空気の温度、関係湿度を計測して、演算手段２６に入力する。また、空調装置が設置された場所における環境の全圧力は、本空調装置の外表面に設けた圧力センサ３３により計測して、前記演算手段２６に入力する。
【００３９】
入力された各種の計測値を用いて、演算手段２６により種々の値を演算して、さらに（１）取入れ空気の水分量：Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）［ｋｇ（水）／ｈ］、（２）供給空気の水分量：Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）［ｋｇ（水）／ｈ］、（３）取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］、（４）供給空気の温度：Ｔ_２［℃］、（５）加熱後の空気の温度：ｔ_Ａ［℃］を用いて、（Ｘ）Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）とＭ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）の大小と、（Ｙ）Ｔ_１とＴ_２−Δｔの大小を演算する。（Ｚ）Ｔ_１＜Ｔ_２−Δｔの場合は、さらに、Ｔ_１とｔ_Ａの大小を演算する。ここで、Ｍ_１［ｋｇ（湿り空気）／ｈ］は取入れ空気の質量流量、Ｘ_１［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］は取入れ空気の絶対湿度、Ｍ_２［ｋｇ（湿り空気）／ｈ］は供給空気の質量流量、Ｘ_２［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］は供給空気の絶対湿度である。また、Δｔは該産業用空調装置に取付けた送風機１１の使用条件によって決まる値で、予め測定値が前記演算手段中に内蔵してある。また、ｔ_ＡとＴ_２−Δｔとの温度差は加熱器２の性能によって決まる値で、予め測定値が前記演算手段中に内蔵してある。
【００４０】
これらの演算結果から、取入れ空気条件と供給空気条件との組合せは、表４に示す１〜５の５種類に分類できる。また、エネルギーを消費する箇所は表４に示すＩ〜ＩＶに分類できる。それぞれのケースについて、（Ａ）必要な冷却除湿温度、（Ｂ）必要な冷却除湿熱量、（Ｃ）必要な冷媒蒸発温度、（Ｄ）必要な加熱熱量、（Ｅ）必要な加湿熱量の演算値を変換した制御信号を出力させて、それぞれの制御信号をコンプレッサ・モータ用インバータ３２と、送風機モータ用インバータ３１と、電子膨脹弁コントローラ１９に入力して、各々コンプレッサ・モータ１５の回転数、送風機モータ１２の回転数、電子膨脹弁１８の開度を制御する。
【００４１】
【表４】

【００４２】
冷却除湿器１に流入した空気を必要な温度まで冷却すると同時に、所定の除湿量に相当する熱量を熱交換により冷媒に与えることになるから、前記冷却除湿器１において除湿するべき水分量を凝縮させることができ、分離が可能となる。必要な温度まで冷却できたか否かは、除湿後空気温度センサ２３を用いて検知させる。
【００４３】
さらに、前記冷却除湿器１を流出して、加熱器２に流入した空気は、供給空気排出口２２ｂ付近に設けた供給空気温度センサ８で検知して、演算手段２６に入力する。該供給空気温度センサ８と、該演算手段２６と、加熱器ヒータ３と、加熱器温度コントローラ９とから構成する制御系によって、必要な加熱温度：ｔ_Ａ［℃］となるように加熱器ヒータ３に印加する電気量を制御する。必要な加熱温度となったか否かは、加熱後空気温度センサ２４を用いて検知させる。
【００４４】
加湿器４に流入した空気は、供給空気排出口２２ｂ付近に設けた供給空気関係湿度センサ６で検知して、前記演算手段２６に入力する。該供給空気関係湿度センサ６と、演算手段２６と、加湿器ヒータ５と、加湿器温度コントローラ７とから構成する制御系によって、必要な加湿水分量を蒸発・気化させるように加湿器ヒータ５に印加する電気量を制御する。必要な加湿水分量が蒸発・気化しているか否かは、加湿器４内に設けた加湿器温度センサ２５を用いて検知する。加湿器４を流出して送風機１１の吸込口１１ａに流入した空気は、該送風機１１で昇圧して吐出口１１ｂを経て該空調装置の排出口まで接続しているダクト２２内を流れて排出口２２ｂから排出されて、ユースポイントへ供給される。
【００４５】
図２は、本発明に係る産業用空調装置の別の実施例における構成を示す図である。この図２の空調装置の冷凍サイクルは、基本的には図１の装置と同様の機器から構成されており、また、同様な配管で接続されて冷媒を循環させる。この空調装置では、取入れ空気を導入するダクト２２を、冷却除湿器１の流入口より上流位置において、主流ダクト３９と副流ダクト４０とに分岐させ、取入れ空気をダクト２２の上流側でそれぞれダクト３９，４０内へ流すように構成した点で異なっている。
【００４６】
主流ダクト３９内には、冷却除湿器１が配置されているが、該主流ダクト３９は前記冷却除湿器１の流出口と加熱器２の流入口との中間位置において、前記冷却除湿器１を迂回させた副流ダクト４０の下流端と合体するように構成されている。取入れ空気は、図２の左側の矢印に示すように、取入れ空気導入口２２ａ内へ導入された時点で、取入れ空気流速センサ３４、取入れ空気温度センサ３５、取入れ空気関係湿度センサ３６によって、それぞれ取入れ空気の流速、温度、関係湿度が計測された後、主流ダクト３９と副流ダクト４０内へ分岐流入する。
【００４７】
主流ダクト３９内を流れる取入れ空気は、取入れ空気導入口２２ａにおいて、取入れ空気流速センサ３４、取入れ空気温度センサ３５、取入れ空気関係湿度センサ３６により、各々取入れ空気の流速乃至流量、温度、関係湿度が計測されてから冷却除湿器１に流入する。また、副流ダクト４０内に流れた取入れ空気は、副流ダクト流速センサ４１によって、副流ダクト４０内を流れる空気の流速乃至流量が計測され、主流ダクト３９及び副流ダクト４０内を流れる空気の流速乃至流量の計測値が演算手段２６に入力される。また、送風機１１の吐出口１１ｂと供給空気排出口２２ｂまでのダクト２２内で、供給空気は供給空気温度センサ８と供給空気関係湿度センサ６によって、温度、関係湿度を計測し、前記演算手段１６に入力する。なお、環境の全圧力は、本空調装置の外表面に設置した圧力センサ３３を用いて計測して、演算手段２６に計測値を入力する。
【００４８】
入力された各種の計測値を用いて、演算手段２６によって、種々の値を演算して、さらに（１）取入れ空気の水分量：Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）［ｋｇ（水）／ｈ］、（２）供給空気の水分量：Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）［ｋｇ（水）／ｈ］、（３）取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］、（４）供給空気の温度：Ｔ_２［℃］、（５）加熱後の空気の温度：ｔ_Ａ［℃］を用いて、（Ｘ）Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）とＭ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）の大小と、（Ｙ）Ｔ_１とＴ_２−Δｔの大小を演算したり、（Ｚ）Ｔ_１＜Ｔ_２−Δｔの場合は、さらに、Ｔ_１とｔ_Ａの大小を演算することは、前記第１の実施例の場合と同じである。
【００４９】
さらに、演算結果から、取入れ空気条件と供給空気条件との組合せを、表４の１〜５の５種類、また、エネルギーを消費する箇所は、表４のＩ〜ＩＶによりそれぞれ分類し、それぞれのケースについて、（Ａ）必要な冷却除湿温度、（Ｂ）必要な冷却除湿熱量、（Ｃ）必要な冷媒蒸発温度、（Ｄ）必要な加熱熱量、（Ｅ）必要な加湿熱量の演算値を変換した制御信号を出力させて、それぞれの制御信号をコンプレッサ・モータ用インバータ３２と、送風機モータ用インバータ３１と、電子膨脹弁コントローラ１９に入力して、各々コンプレッサ・モータ１５の回転数、送風機モータ１２の回転数、電子膨脹弁１８の開度を制御することも実施例１の場合と同じである。
【００５０】
なお、主流ダクト３９内で冷却除湿器１に流入した空気を必要な温度まで冷却させ、同時に、所定の除湿量に相当する熱量を熱交換により冷媒に与えることで、前記冷媒除湿器１において除湿するべき水分量を凝縮させて、分離を可能とすること、また、必要な温度まで冷却できたか否かを、除湿後空気温度センサ２３を用いて検知させることも前記実施例と同じである。
【００５１】
さらに、冷却除湿器１を流出し、下流で副流ダクト４０内を流れた空気と合流した空気は、加熱器２に流入するが、そのとき供給空気排出口２２ｂ付近に設けた供給空気温度センサ８で検知して、演算手段２６に入力する。該供給空気温度センサ８と、該演算手段２６と、加熱器ヒータ３と、加熱器温度コントローラ９とから構成する制御系によって、加熱器２に流入した空気を必要な加熱温度：ｔ_Ａ［℃］となるように加熱器ヒータ５に印加する電気量を制御すること、および必要な加熱温度となったか否かを、加熱後空気温度センサ２４を用いて検知することも前記実施例と同じである。
【００５２】
加湿器４に流入した空気は、供給空気排出口２２ｂ付近に設けた供給空気関係湿度センサ６で検知して演算手段２６に入力する。該供給空気関係湿度センサ６と、該演算手段２６と、加湿器ヒータ５と、加湿器温度コントローラ７とから構成される制御系によって、必要な加湿水分量を蒸発・気化させるように加湿器ヒータ５に印加する電気量を制御すること、および、必要な加湿水分量が蒸発・気化しているか否かを、加湿器４内に設けた加湿器温度センサ２５を用いて検知することも前記実施例と同じである。
【００５３】
次に、本発明の空調装置における各計測手段により得られた数値を基礎にする演算方法を説明すると、前記各計測手段によって（１）環境の全圧力（通常は大気圧）、（２）取入れ空気の流速乃至流量又は送風機全圧、（３）取入れ空気の温度、（４）取入れ空気の関係湿度は随時計測でき、さらに、（５）供給空気の温度、（６）供給空気の関係湿度、（７）供給空気の静圧は随時設定できるから、それらの値を演算手段に入力して、取入れ空気の、質量流量：Ｍ_１［ｋｇ（湿り空気）／ｈ］、絶対湿度：Ｘ_１［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］、湿り空気のエンタルピ（以下「エンタルピ」という）：ｉ_１［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］と調整する供給空気の、質量流量：Ｍ_２［ｋｇ（湿り空気）／ｈ］、絶対湿度：Ｘ_２［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］、エンタルピ：ｉ_２［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］を求める。
【００５４】
これらの数値は、気象条件によって全て考慮して算出される値である。空調装置によって、流速乃至流量センサを取付けるのが困難な場合があるので、該送風機の全圧対風量の関係を演算手段中に予め内蔵させておけば、その時刻における該送風機の全圧を算定することにより、風量、即ち、流量が得られる。本発明においては、前記した数値の算出に止まらず、以下の演算を前記演算手段によって行う。
【００５５】
〔１〕取入れ空気の水分量が、調整する供給空気の水分量より多く、かつ、取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］が、供給空気の送風機吸入口における温度Ｔ_２−Δｔ［℃］以上である場合、即ち、Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）≧Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）で、かつ、Ｔ_１≧Ｔ_２−Δｔの場合は、冷却除湿となり、以下に記す（１）式によって必要な除湿量：ΔＷ［ｋｇ（水）／ｈ］を演算手段を用いて演算させる。Δｔ［℃］は送風機によって空気が断熱圧縮されるために生ずる温度上昇分であって、送風機の使用条件によって決まる値である。予めこれらの測定値は前記演算手段中に内蔵してある。そして、ΔＷは必要な除湿量を表しているから、（１）式において、ΔＷ≧０の場合、加湿の必要はない。
【００５６】
【数１】
ΔＷ＝Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）−Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）・・・・・（１）
【００５７】
次に、（２）式によって冷却除湿器出口における空気の絶対湿度：Ｘ_Ｃ［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）］を演算させる。
【００５８】
【数２】
Ｘ_Ｃ＝Ｍ_２Ｘ_２／［（Ｍ_１−ΔＷ）（１＋Ｘ_２）−Ｍ_２Ｘ_２］・・・（２）
【００５９】
さらに、（３）式によって冷却除湿器出口における空気中の水蒸気圧：ｐ［ｋＰａ］を演算させ、続いて（４）式で、必要な冷却除湿温度、即ち冷却除湿器出口における空気の温度：Ｔ_Ｃ［℃］を演算させる。
【００６０】
【数３】
ｐ_Ｃ＝πＸ_Ｃ／（０．６２２０２＋Ｘ_Ｃ）・・・・・・・・・・・・（３）
【００６１】
【数４】
Ｔ_Ｃ＝ｆ^−１（ｐ_Ｃ）・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・（４）
【００６２】
ここで、π［ｋＰａ］は環境の全圧力、ｐ_Ｃ［ｋＰａ］は温度：Ｔ_Ｃ［℃］における飽和水蒸気圧である。ｐ_ＣとＴ_Ｃの関数関係ｐ_Ｃ＝ｆ（Ｔ_Ｃ）は、演算手段中に内蔵させておく。（４）式はＰ_Ｃ＝ｆ（Ｔ_Ｃ）の逆関数である。
【００６３】
続いて、冷却除湿器出口における空気のエンタルピ：ｉ_Ｃ［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］を求めて必要な冷却除湿熱量、即ち、冷却除湿熱負荷量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］を（５）式で演算する。
【００６４】
【数５】
Ｑ_１＝Ｍ_１ｉ_１／（１＋Ｘ_１）−（Ｍ_１−ΔＷ）ｉ_Ｃ／（１＋Ｘ_Ｃ）・・・・　　　　・・・（５）
【００６５】
Ｑ_１を用いれば、必要な冷媒循環量が決定でき、さらに、コンプレッサ・モータ１５の回転数が決定できるから、過剰なエネルギーを消費する必要はない。即ち、省電力化できることになる。
【００６６】
この場合、ΔＷ≧０で、かつ、Ｔ_Ｃ＜Ｔ_２−Δｔとなるから、加熱の必要はあるが、加湿の必要はない。即ち、加湿のための電力は消電力化できる。
【００６７】
必要な冷媒の蒸発温度：Ｔ_Ｒ［℃］は、（６）式により求める。
【００６８】
【数６】
Ｔ_Ｒ＝［Ｔ_１−Ｔ_Ｃｅｘｐ｛（Ｓ／Ｑ_１）（Ｔ_１−Ｔ_Ｃ）｝］／［１−ｅｘｐ｛（Ｓ／Ｑ_１）（Ｔ_１−Ｔ_Ｃ）｝］・・（６）
【００６９】
該（６）式中、Ｓ［ｋＪ／ｈ・℃］は、冷却除湿器によって定まる定数であり、予め測定値が前記演算手段中に内蔵してある。取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］は測定値であり、冷却除湿器出口における空気の温度：Ｔ_Ｃ［℃］は前記（４）式による算出値であり、必要な冷却除湿熱量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］は前記（５）式による算出値である。また、前記したごとく、ｔ_ＡとＴ_２−Δｔとの温度差は、予め測定値が前記演算手段中に内蔵してある。
【００７０】
〔２〕次に、取入れ空気の水分量が、調整する供給空気の水分量より多く、かつ、取入れ空気の温度Ｔ_１［℃］が供給空気の送風機吸入口における温度：Ｔ_２−Δｔ［℃］より低い場合、即ち、Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）＞Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）で、かつ、Ｔ_１＜Ｔ_２−Δｔの場合は、冷却除湿となる。そして、前記（１）式によって、必要な除湿量：ΔＷ［ｋｇ（水）／ｈ］を演算させる。
【００７１】
このようにして、Ｔ_１、Ｔ_２、Ｔ_Ｃ、ｔ_Ａ、Ｘ_１、Ｘ_２、Ｘ_Ｃ、ΔＷの値が決定されるから、冷却除湿器入口におけるエンタルピ：ｉ_１［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］、冷却除湿器出口におけるエンタルピ：ｉ_Ｃ［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］、加熱器出口におけるエンタルピ：ｉ_Ａ［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］：加湿器出口におけるエンタルピ：ｉ_３［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］が演算でき、したがって、必要な冷却除湿熱量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］、空気の冷却に必要な熱量：Ｑ_１１［ｋＪ／ｈ］、水分の凝縮に必要な熱量：Ｑ_１２［ｋＪ／ｈ］、必要な加熱熱量：
Ｑ_２［ｋＪ／ｈ］、必要な加湿熱量：Ｑ_３［ｋＪ／ｈ］が演算できる。なお、前記〔１〕の場合は、加湿の必要はないから、ΔＷ＝０となり、Ｑ_３＝０となる。
【００７２】
次いで（２）式によって、冷却除湿器出口における空気の絶対湿度：Ｘ_Ｃ［ｋｇ（水）／ｋｇ（乾き空気）を演算させる。続いて（３）式によって、冷却除湿器出口における空気中の水蒸気分圧：ｐ_Ｃ［ｋＰａ］を演算させ、さらに、前記（４）式で、必要な冷却除湿温度：Ｔ_Ｃ［℃］を演算させ、続いて冷却除湿器出口における空気のエンタルピ：ｉ_Ｃ［ｋＪ／ｋｇ（乾き空気）］を求めた後、必要な冷却除湿熱量、即ち、冷却除湿の熱負荷量：Ｑ_１［ｋＪ／ｈ］を前記（５）式で演算させる。この場合、ΔＷ＞０で、かつ、Ｔ_Ｃ＜Ｔ_２−Δｔとなるから、加熱は必要であるが、加湿の必要はない。即ち、加湿のための電力は不要となり、省電力化できる。そして前述と同様に、Ｓ、Ｔ_１、Ｔ_Ｃ、Ｑ_１は与えられるから、必要な冷媒温度：Ｔ_Ｒ［℃］は前記（６）式で算定できる。
【００７３】
以下、同様にして、〔３〕取入れ空気の水分量が、調整する供給空気の水分量より少なく、かつ、取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］が供給空気の送風機吸入口における温度：Ｔ_２−Δｔ［℃］よりも高い場合、即ち、Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）＜Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）で、かつ、Ｔ_１≧Ｔ_２−Δｔの場合、および、〔４〕取入れ空気の水分量が、調整する供給空気の水分量より少なく、かつ、取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］が供給空気の送風機吸入口における温度：Ｔ_２−Δｔ［℃］よりも低い場合、即ち、Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）＜Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）で、かつ、Ｔ_１＜Ｔ_２−Δｔ、かつ、Ｔ_１≦ｔ_Ａの場合、さらに、〔５〕取入れ空気の水分量が、調整する供給空気の水分量より少なく、かつ、〔６〕取入れ空気の温度：Ｔ_１［℃］が供給空気の送風機吸入口における温度：Ｔ_２−Δｔ［℃］よりも低い場合、即ち、Ｍ_１Ｘ_１／（１＋Ｘ_１）＜Ｍ_２Ｘ_２／（１＋Ｘ_２）で、かつ、Ｔ_１＜Ｔ_２−Δｔ、かつ、Ｔ_１＞ｔ_Ａの場合について演算して、各機器を制御する。
【００７４】
【発明の効果】
以上に説明したように、従来の冷凍サイクルを用いた空調装置では、冷却除湿器が、季節の推移を含めて変化・変動する気象条件に対して十分対応できるような大きさの伝熱面積が保有されるように設計・製作されていて、冷凍機には、常に安定稼働に必要な最小限度以上の負荷が与えられているために、ユースポイントで要求される温度・関係湿度から判断すると、取入れ空気をたえず必要以上に過剰に冷却し、かつ、空気中の水分を必要以上に過剰に除湿するという、空調装置の稼働にかなりのエネルギー量、即ち、電力量を浪費する点が問題として指摘されていた。
【００７５】
このような従来の空調装置の問題点に対し、本発明では、冷凍サイクルを用いる産業用空調装置において、各種の計測手段と、これらの計測手段により得られた計測値を演算手段に入力して、最終的に、（Ａ）必要な冷却除湿温度、（Ｂ）必要な冷却除湿熱量、（Ｃ）必要な冷媒蒸発温度、（Ｄ）必要な加熱熱量、（Ｅ）必要な加湿熱量を算出させ、これにより得られた演算値を変換した制御信号に基づいて、コンプレッサ・モータの回転数を制御するインバータ、送風機モータの回転数を制御するインバータ、冷媒の蒸発圧力を制御する電子膨脹弁、温度検出制御機能を有する加熱器、関係湿度検出制御機能を有する加湿器を作動させるので、空調装置を構成する回転機器と、これらに接続する他の関連機器のエネルギー効率を大幅に改善し、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）に関連する要因の改善、熱回収で達成される消電力化に、さらに表４に示す上乗せした消電力化を期待することができる。
【００７６】
なお、本発明は上記のように、産業用空調装置を前提にして説明してきたが、本発明は産業用空調装置に限定されるものではなく、温度・関係湿度を精度よく調整する必要のある民生用、業務用、医療用の空調装置に適用可能である。また装置内部、及び又は外部に、除塵、除菌フィルタ、有害成分を除去するフィルタ、さらに、外部に有害成分を除去する空気清浄化装置を備えた産業用空調装置、または、消臭剤または殺菌剤を添加するような機構を備えた産業用空調装置にも適用が可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る産業用空調装置の一つの実施例の構成を示す説明図。
【図２】本発明に係る産業用空調装置の別の実施例の構成を示す説明図。
【図３】従来における産業用空調装置の一例の構成を示す説明図。
【符号の説明】
１：冷却除湿器、
２：加熱器、
３：加熱ヒータ、
４：加湿器、
５：加湿器ヒータ、
６：供給空気関係湿度センサ、
７：加湿器温度コントローラ、
８：供給空気温度センサ、
９：加熱器温度コントローラ、
１１：送風機、
１２：送風機モータ、
１３：アキュームレータ、
１４：コンプレッサ、
１５：コンプレッサ・モータ、
１６：油分離器、
１７：凝縮器、
１８：電子膨脹弁、
１９：電子膨脹弁コントローラ、
２２：ダクト、
２３：除湿後空気湿度センサ、
２４：加熱後空気温度センサ、
２５：加湿器温度センサ、
２６：演算手段、
２７：加湿水制御弁、
２８：供給空気静圧センサ、
３１：送風機モータ用インバータ、
３２：コンプレッサ・モータ用インバータ、
３３：圧力センサ、
３４：取入れ空気流速センサ、
３５：取入れ空気温度センサ、
３６：取入れ空気関係湿度センサ、
３９：主流ダクト、
４０：副流ダクト、
４１：副流ダクト流速センサ、
４２：流量調整ダンパ、
４３：流量調整ダンパアクチュエータ、
４４：流量調整ダンパコントローラ、[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in an industrial air-conditioning apparatus that adjusts intake air to a predetermined temperature and a predetermined relative humidity accurately using a refrigeration cycle and supplies the adjusted air to a use point.
[0002]
[Prior art]
An industrial air conditioner using a refrigeration cycle cools the air taken in from the outdoors and / or indoors to below the dew point while passing through the evaporator of the refrigerant, i.e., the cooling dehumidifier, to condense the moisture in the air, Separate as condensed water. After that, it is a device that supplies air to a clean room, a clean booth, and a clean chamber with high-precision heating adjustment to a predetermined temperature and humidification adjustment to a predetermined relative humidity, and manufactures various electronic components and precision components including semiconductors. Widely used in the food, pharmaceutical and pharmaceutical industries.
[0003]
Conventionally, a refrigeration cycle of a typical air conditioner of this type is, for example, as shown in FIG. 3, a compressor 14, an oil separator 16, a condenser 17, an electronic expansion valve 18, and a cooling dehumidifier which is a refrigerant evaporator. It is formed by a vessel 1, an accumulator 13, and the like, connected by piping, and circulating a refrigerant. In this device, air is taken in from the air inlet 22a of the duct 22, and the cooling and dehumidifying device 1 is disposed and housed in the duct 22 on the upstream side through which the taken-in air flows. 11a is connected to the downstream side of the humidifier 4, and the discharge port 11b is connected to the downstream side outlet 22b of the duct 22 which sends out the adjusted supply air to the use point.
[0004]
A heater 2 and a humidifier 4 are provided on the downstream side of the cooling dehumidifier 1 in the duct 22, and the temperature and supply air-related humidity detected by the supply air temperature sensor 8 arranged at the downstream outlet 22 b of the duct 22 are provided. The relative humidity detected by the sensor 6 is input to the heater temperature controller 9 and the humidifier temperature controller 7, respectively. In the heater 2, the air is heated to a predetermined temperature by the heater 3 in the heater 2, and in the humidifier 4, The water is heated to a required humidity by the humidifier heater 5 to evaporate and vaporize.
[0005]
As another type, although not particularly shown, there is basically no significant difference in configuration from the apparatus of FIG. 3. The blower 11 is located at the most upstream side of the duct 22, and the discharge port 11 b of the blower 11 is An air conditioner arranged on the upstream side of the cooling dehumidifier 1 is also known.
[0006]
In the air conditioner of FIG. 3, the intake air flows into the duct 22 from the direction of the arrow on the left, and is cooled in the cooling dehumidifier 1. Since the air is cooled to the dew point or lower while passing through the cooling dehumidifier 1, the water is separated as condensed water, and the condensed water is discharged out of the air conditioner. Further, between the air flowing into the cooling dehumidifier 1 and the refrigerant circulating in the refrigeration cycle, the air gives heat of evaporation of the refrigerant to the refrigerant via a heat transfer tube, and the air itself is cooled to the dew point or lower. An exchange takes place. In this way, the intake air is cooled and dehumidified, so that the air passes through the heater 2 and the humidifier 4 as the next process, is adjusted to a predetermined temperature and a predetermined relative humidity, and is supplied to the use point. It is air that can be done.
[0007]
When changing the cooling dehumidifying heat amount in the cooling dehumidifier 1, that is, the cooling dehumidifying heat load, an inverter (not shown) connected to a motor 15 for driving the compressor 14 is controlled to control the motor 15 The number of revolutions is changed to change the amount of refrigerant circulating in the refrigeration cycle.
[0008]
When the temperature of the condensed refrigerant in the cooling dehumidifier 1 is changed, the refrigerant inlet temperature and the refrigerant outlet temperature of the cooling dehumidifier 1 are detected and set using the first temperature sensor 20 and the second temperature sensor 21. The control signal from the electronic expansion valve controller 19 is output to the electronic expansion valve 18 so that the temperature becomes the same, and the opening is adjusted to change the evaporation pressure of the refrigerant, that is, the evaporation temperature of the refrigerant.
[0009]
The temperature of the supply air and the relative humidity are adjusted by detecting the temperature by the supply air temperature sensor 8 disposed inside the vicinity of the duct outlet 22b, and by detecting the relative humidity by the supply air relative humidity sensor 6, and controlling the heating. The electric power supplied to the heater temperature controller 9 and the humidifier temperature controller 7 to control the amount of electric power supplied to the heater heater 3 and the humidifier heater 5 provided in the heater 2 and the humidifier 4, respectively. Further, the air volume adjustment is performed by controlling an inverter (not shown) connected to the motor 12 that drives the blower 11.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
The first problem of the conventional air conditioner as described above is that the total pressure (usually atmospheric pressure), temperature (usually air temperature), and relative humidity of the air taken in from the outdoors and / or indoors depend on the current weather conditions. It is related to the fact that weather conditions are constantly changing and fluctuating, including seasonal changes. For this reason, cooling and dehumidification in industrial air conditioners using conventional refrigeration cycles are designed and manufactured to have a heat transfer area large enough to absorb changes and fluctuations in weather conditions. The air is operated with the refrigerant evaporation temperature set within a range where the air is reliably below the dew point (= condensation temperature) and above the frost (or icing) temperature. In most cases, the refrigerant evaporation temperature of the cooling dehumidifier is set to 2 to 7 ° C. in order to stably operate the refrigerator.
[0011]
In this way, the refrigerator is always subjected to a load more than the minimum required for stable operation, but judging from the temperature required at the point of use and / or the relative humidity, the intake air is excessively more than necessary. The amount of energy that is cooled and the moisture in the air is excessively dehumidified more than necessary, that is, the amount of power is wasted. And the air that is excessively cooled and the moisture that is excessively dehumidified need to be heated to the temperature required at the point of use, and further humidified to the required humidity. There is a need to. Therefore, there is a problem that energy is inevitably wasted.
[0012]
The second problem is that the conventional humidity adjustment of an industrial air conditioner is performed by first adjusting a required temperature t [° C.] when adjusting air after cooling and dehumidification to a required relative humidity φ (%) at a use point. Then, on the premise that the total pressure is always at the standard atmospheric pressure and does not change or fluctuate, as shown in FIG. 3, the supply air-related humidity sensor 6 disposed inside the vicinity of the duct outlet 22b. To detect the water vapor pressure p [hPa] in the air, and p = φp _S × 10 ⁻² [HPa] is a water vapor pressure control method of evaporating water by controlling the heating temperature of water staying in the humidifier so that the water content in the humidifier becomes a predetermined value. This is not a water amount control system in which a necessary amount of water is consumed and a necessary amount of heat for humidification is consumed and the whole amount is evaporated and vaporized at t [° C.]. Where p _S [HPa] is a saturated water vapor pressure at a temperature t [° C.]. In other words, the steam pressure control method merely controls the steam pressure with respect to the temperature despite the change and fluctuation of the total pressure.
[0013]
Therefore, particularly when the total pressure is lower than the standard atmospheric pressure and when the atmospheric pressure fluctuates in a gradually decreasing direction, excess moisture in the air to be adjusted more than necessary is evaporated and vaporized by a humidifier. This means that the amount of energy, that is, the amount of power is wasted. Table 1 shows that when the total pressure is A: 1033.5 hPa under high pressure, B: 1013.3 hPa under standard atmospheric pressure, C: 960.5 hPa under low pressure, the temperature is 25 ° C. and the relative humidity is 50%. In this case, the absolute humidity [kg (water) / kg (dry air)] was different.
[0014]
[Table 1]

[0015]
The absolute humidity shown in Table 1 indicates the amount of water contained in 1 kg of dry air containing no water under the climatic conditions. In the steam pressure control method of (1), ｛(104.34-98.82) × 10 ^-4 ｝ (51.33 × 10 ³ ) = 28.33 J / kg (dry air).
[0016]
In addition, for example, when a conventional industrial air conditioner that adjusts humidity by a steam pressure control method is operated at a high altitude of 500 m above sea level (altitude), the standard atmospheric pressure becomes 954.6 hPa. If not, you will always be wasting energy on humidity adjustment. In this case, energy wasting is additionally added due to the above-mentioned change and fluctuation of weather conditions.
[0017]
[Table 2]

[0018]
Table 2 shows the relative atmospheric pressure (hPa) at sea level (altitude) A: 0 m, B: 100 m, C: 200 m, D: 500 m, E: 1000 m at a temperature of 22 [° C.] and a relative humidity of 40 (%). ), The absolute humidity [kg (water) / kg (dry air)] is different.
[0019]
On the other hand, if the total pressure is higher than the standard atmospheric pressure, the related humidity will be lower than the required value when the conventional industrial air conditioner is operated. There is a problem that accuracy cannot be maintained. Of course, when the total pressure is lower than the standard atmospheric pressure, similarly, there is a problem that the adjustment accuracy cannot be maintained.
[0020]
Conventionally, the adjustment accuracy of the relative humidity for the industrial air conditioner has been required to be ± 2% or less, especially ± 0.3% or less recently, but when the total pressure is under the standard atmospheric pressure, the accuracy is satisfied. Even if the atmospheric pressure changes or fluctuates by about ± 2%, the problem that the adjustment accuracy cannot be maintained ± 2% remains unsolved.
[0021]
Next, a third problem is that the density of the air taken into the air conditioner, that is, the density of the taken air is also affected by weather conditions. Naturally, the density of air is low at low pressure, high temperature and high humidity, and high at high pressure, low temperature and low humidity. Table 3 shows air pressure (total pressure), temperature, and relative humidity, A: 970 hPa, 35 ° C., 100%, B: 1035 hPa, 7 ° C., 15%, C: 1013.3 hPa, air at 23 ° C., 45%, respectively. Is shown. C: is a standard weather condition.
[0022]
[Table 3]

[0023]
As can be seen from Table 3, since the density of air changes at a maximum of 20% a year and about 10 to 15% a day, in a conventional industrial air conditioner operating a blower at a constant rotation speed, the rotation of the blower motor is changed. Even if the number is controlled by the inverter, it must operate at about 120 to 150% of the maximum air amount required at the point of use. In other words, since the air amount is finally adjusted near the use point, the amount of energy required for adjusting the temperature and humidity of the excess air amount of 20 to 50%, that is, the amount of electric power is wasted. Become.
[0024]
The fourth problem is caused by operating the blower in the above state. That is, since the conventional industrial air conditioner takes in an excessive amount of air and flows into the cooling dehumidifier, the heater, and the humidifier, the refrigerator is also operated with an excessive load,
The heaters and humidifiers will also be operated under excessive load conditions. In other words, this type of conventional apparatus has a problem that about 20 to 50% of the energy, that is, the power is wasted even when the weather condition is near the design condition.
[0025]
The fifth problem is that, in order to calculate the amount of energy required to adjust the amount of air required at the point of use, that is, the amount of power, the mass of intake air is required. Is that no device for measuring the mass flow rate is provided. In addition, since the amount of water to be evaporated and vaporized by the humidifier is the above-mentioned water vapor pressure control method, there is no means for measuring the temperature and flow rate of the humidification water. In addition, there is no means for calculating the required amount of energy such as the required cooling / dehumidifying temperature, the required cooling / dehumidifying heat amount, the required refrigerant evaporation temperature, the required heating heat amount, and the required humidifying heat amount for the required air amount. That is not.
[0026]
For this reason, conventional industrial air conditioners have a problem in that the amount of energy that the point of use truly needs is unknown and the amount of energy consumed by the point of use is unknown. are doing.
[0027]
Further, as a sixth problem, conventionally, for the purpose of energy saving, the whole amount of intake air is not ventilated to the cooling dehumidifier, but is branched into a main flow duct and a sub flow duct, and the amount of air flowing through the sub flow duct is reduced. It is also known to reduce the amount of air flowing through the mainstream duct to a necessary minimum by setting the intake air amount to 45% or less as a guide, and to allow the air to flow from the mainstream duct to the cooling dehumidifier. Does not have any means to measure the mass and flow of air flowing through the main duct and the mass and flow of air flowing through the sub-flow duct, which are necessary for calculating the required energy amount, and the point of use is truly needed It is pointed out that the system is operating without knowing how much energy is being consumed and how much energy is being consumed by the use point. Furthermore, a problem is pointed out that no means for measuring the temperature and the flow rate of the humidifying water is provided.
[0028]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been developed in order to solve the above-mentioned problems, and can cope with various demanding conditions for supply air to be adjusted with changing and fluctuating weather conditions (total pressure, temperature, relative humidity) and humidification water temperature. In addition, it is possible to adjust the temperature and the relative humidity to a predetermined value with high accuracy, and furthermore, adopting a motor and inverter with improved efficiency, power saving by adding superheat degree improvement and heat recovery, etc. It is intended to provide a possible industrial air conditioner.
[0029]
The invention of claim 1 of the present invention, as a specific means, in an industrial air conditioner using a refrigeration cycle, the total pressure of the environment, the flow rate or flow rate of the intake air or the total pressure of the blower, the temperature of the intake air, the intake air Measurement means for measuring the relative humidity, the temperature of the supply air, the relative humidity of the supply air, the static pressure of the supply air, and a measurement value obtained by using the measurement means, inputting the required cooling dehumidification temperature, Calculating means for calculating the amount of cooling and dehumidifying heat, the necessary refrigerant evaporation temperature, the required amount of heating heat, and the required amount of humidifying heat, and a compressor operated by a control signal obtained by converting a calculated value obtained by using the calculating means. It has an inverter for controlling the rotation speed of the motor, an inverter for controlling the rotation speed of the blower motor, an electronic expansion valve for controlling the evaporation pressure of the refrigerant, and a temperature detection control function. And heat sink, characterized in that it comprises a humidifier having a relative humidity detection control function.
[0030]
According to a second aspect of the present invention, in the industrial air conditioner using the refrigeration cycle of the first aspect, the duct located upstream of the inlet of the cooling dehumidifier is branched into a main flow duct and a sub flow duct, The main flow duct is connected to the cooling dehumidifier, and the sub flow duct is arranged so as to merge with the main flow duct at an intermediate position between the outlet of the cooling dehumidifier and the heater after bypassing the cooling dehumidifier. In the duct, a flow rate adjusting damper and a measuring means for measuring the flow velocity or the flow rate of the air flowing in the sub-flow duct are provided, and a measurement value obtained by using this measuring means is inputted, and the air flowing in the main flow duct is provided. And a calculating means for calculating a required cooling / dehumidifying temperature, a required cooling / dehumidifying heat amount, a required refrigerant evaporation temperature, a required heating heat amount, and a required humidifying heat amount.
[0031]
[Action]
When the measuring means in the first aspect of the invention is used, the total pressure of the environment (normally, atmospheric pressure), the flow rate or flow rate of the intake air, the temperature, and the relative humidity are measured at set time intervals. The mass flow rate, the absolute humidity, and the enthalpy of the air are constantly corrected even if the conditions change or fluctuate. Further, (A) required cooling and dehumidifying temperature: T _C [° C], (B) Required heat of cooling and dehumidification: Q ₁ [KJ / h], (C) Required refrigerant evaporation temperature: t _R [° C], (D) Required heating heat: Q ₂ [KJ / h], (E) required heat of humidification: Q ₃ The calculated value of [kJ / h] is also constantly corrected.
[0032]
Accordingly, the control signals input to the controllers of the inverter for controlling the rotation speed of the compressor motor and the inverter for controlling the rotation speed of the blower motor, and the electronic expansion valve for controlling the evaporation pressure of the refrigerant are constantly corrected. In the present invention, since the heater has a temperature detection control function, even if the temperature of the air flowing out of the cooling dehumidifier changes or fluctuates due to weather conditions, the amount of electric power applied to the heater heater Can be adjusted to a predetermined temperature. Further, since the humidifier has a related humidity detection control function, by controlling the amount of electric power applied to the humidifier heater even when the humidification water receiving temperature changes or fluctuates due to weather conditions, the humidifier has a predetermined water content. The amount can be evaporated and vaporized.
[0033]
A time interval and an input / output operation relating to the measurement performed by the measuring unit and the output of the calculated value based on the measured value from the calculating unit are used in a general industrial instrument that is commercially available. It can be carried out according to the method used. Furthermore, the heating function and its system and its heating control system, as well as the humidifying function and its system and their humidification control system, can adopt the conventionally used methods.
[0034]
By using the measuring means according to the second aspect of the present invention, the total pressure of the environment (usually atmospheric pressure), the flow rate or flow rate of the intake air, the temperature and the relative humidity, and the flow rate or flow rate of the air flowing through the sub-flow duct are determined. Since the measurement is performed, the mass flow rate, absolute humidity, and enthalpy of the air flowing through the mainstream duct are constantly corrected even if the weather conditions change or fluctuate.
[0035]
Further, (A) the required cooling and dehumidifying temperature: T _C [° C], (B) Required heat of cooling and dehumidification: Q ₁ [KJ / h], (C) Required refrigerant evaporation temperature: t _R [° C], (D) Required heating heat: Q ₂ [KJ / h], (E) required heat of humidification: Q ₃ The calculated value of [kJ / h] is also constantly corrected. Therefore, the signals input to the inverter for controlling the rotation speed of the compressor motor and the inverter for controlling the rotation speed of the blower motor, and the electronic expansion valve for controlling the evaporating pressure of the refrigerant are constantly corrected. In the present invention, since the heater has a temperature detection control function, even if the temperature of the air flowing out of the cooling dehumidifier changes or fluctuates due to weather conditions, the amount of electric power applied to the heater heater Can be adjusted to a predetermined temperature. Also, since the humidifier has a related humidity detection control function, even if the humidification water receiving temperature changes or fluctuates due to weather conditions, by controlling the amount of power applied to the humidifier heater, a predetermined amount can be obtained. The amount of water can be evaporated and vaporized.
[0036]
These numerical values are calculated in consideration of all weather conditions, and are measured at regular time intervals, and thus are values that follow changes and fluctuations in weather conditions. Depending on the air conditioner, it may be difficult to install a flow rate or flow rate sensor, so if the relationship between the total pressure of the blower and the air volume is pre-installed in the calculation means, the total pressure of the blower at that time is calculated. By doing so, the air volume, that is, the flow rate is obtained.
[0037]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The configuration of the air conditioner according to the first aspect of the present invention will be described with reference to the embodiment shown in FIG. 1. The refrigeration cycle of this air conditioner includes a compressor 14, an oil separator 16, a condenser 17, an electronic expansion valve 18, an accumulator. It is composed of mullers 13, which are connected by piping to circulate and form a refrigerant. The cooling dehumidifier 1 is disposed and housed on the intake air inlet 22a side on the upstream side of the duct, and the heater 2, the heater heater 3, the humidifier 4, and the humidifier heater 5 are also located downstream of the cooling dehumidifier 1. The air blower 11 has a duct 22 downstream of the humidifier 4 serving as a suction port 11a and a discharge port 11b serving as a duct for discharging adjusted supply air. It is connected to the supply air outlet 22b on the downstream side.
[0038]
The intake air is introduced into the intake air inlet 22 a on the upstream side of the duct and flows into the cooling dehumidifier 1 as shown by the arrow on the left side of FIG. The temperature sensor 35 and the intake air-related humidity sensor 36 measure the flow rate or flow rate of the intake air, the temperature, and the relative humidity, respectively. On the other hand, at the same time, the supply air is supplied by the supply air temperature sensor 8, the supply air-related humidity sensor 6, and the supply air static pressure sensor 28 in the downstream side of the duct from the discharge port 11b of the blower 11 to the supply air discharge port 22b. The temperature of the air and the relative humidity are measured and input to the calculating means 26. Further, the total pressure of the environment at the place where the air conditioner is installed is measured by a pressure sensor 33 provided on the outer surface of the present air conditioner, and is input to the calculating means 26.
[0039]
Using the various measured values input, various values are calculated by the calculating means 26, and (1) the water content of the intake air: M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) [Kg (water) / h], (2) Water content of supply air: M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) [Kg (water) / h], (3) Temperature of intake air: T ₁ [° C], (4) Supply air temperature: T ₂ [° C], (5) Temperature of air after heating: t _A Using [° C.], (X) M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) And M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And (Y) T ₁ And T ₂ The magnitude of −Δt is calculated. (Z) T ₁ <T ₂ In the case of −Δt, T ₁ And t _A Is calculated. Where M ₁ [Kg (humid air) / h] is the mass flow rate of intake air, X ₁ [Kg (water) / kg (dry air)] is the absolute humidity of intake air, M ₂ [Kg (humid air) / h] is the mass flow rate of supply air, X ₂ [Kg (water) / kg (dry air)] is the absolute humidity of the supply air. Δt is a value determined by the operating conditions of the blower 11 attached to the industrial air conditioner, and a measured value is previously stored in the arithmetic means. Also, t _A And T ₂ The temperature difference from -Δt is a value determined by the performance of the heater 2, and a measured value is previously stored in the arithmetic means.
[0040]
From these calculation results, combinations of the intake air condition and the supply air condition can be classified into five types 1 to 5 shown in Table 4. Further, the places where energy is consumed can be classified into I to IV shown in Table 4. For each case, (A) required cooling and dehumidifying temperature, (B) required cooling and dehumidifying heat, (C) required refrigerant evaporation temperature, (D) required heating heat, and (E) calculated value of required humidifying heat Are output to the compressor / motor inverter 32, the blower motor inverter 31, and the electronic expansion valve controller 19, and the rotation speed of the compressor / motor 15, the blower The number of rotations of the motor 12 and the opening of the electronic expansion valve 18 are controlled.
[0041]
[Table 4]

[0042]
The air flowing into the cooling dehumidifier 1 is cooled to a required temperature, and at the same time, a heat amount corresponding to a predetermined dehumidifying amount is given to the refrigerant by heat exchange. And separation becomes possible. It is detected using the air temperature sensor 23 after the dehumidification whether or not the cooling has been performed to the required temperature.
[0043]
Further, the air flowing out of the cooling dehumidifier 1 and flowing into the heater 2 is detected by a supply air temperature sensor 8 provided in the vicinity of a supply air discharge port 22b, and is input to a calculating means 26. A control system including the supply air temperature sensor 8, the arithmetic unit 26, the heater 3 and the heater temperature controller 9 provides a necessary heating temperature: t _A The amount of electricity applied to the heater 3 is controlled so as to be [° C.]. Whether or not the required heating temperature has been reached is detected using the air temperature sensor 24 after heating.
[0044]
The air flowing into the humidifier 4 is detected by a supply air-related humidity sensor 6 provided near the supply air discharge port 22b, and is input to the arithmetic means 26. The humidifier heater 5 is controlled by a control system including the supply air-related humidity sensor 6, the arithmetic means 26, the humidifier heater 5, and the humidifier temperature controller 7 so that a necessary amount of humidified moisture is evaporated and vaporized. The amount of electricity to be applied is controlled. Whether the required amount of humidified moisture is evaporated or vaporized is detected using a humidifier temperature sensor 25 provided in the humidifier 4. The air flowing out of the humidifier 4 and flowing into the suction port 11a of the blower 11 is pressurized by the blower 11, flows through the duct 22 connected to the discharge port of the air conditioner through the discharge port 11b, and is discharged through the discharge port. It is discharged from 22b and supplied to the point of use.
[0045]
FIG. 2 is a diagram showing a configuration of another embodiment of the industrial air conditioner according to the present invention. The refrigeration cycle of the air conditioner shown in FIG. 2 is basically constituted by the same equipment as the apparatus shown in FIG. 1, and is connected by the same piping to circulate the refrigerant. In this air conditioner, a duct 22 for introducing intake air is branched into a main flow duct 39 and a sub-flow duct 40 at a position upstream of the inlet of the cooling dehumidifier 1, and the intake air is ducted upstream of the duct 22. 39 and 40 in that they are configured to flow.
[0046]
The cooling dehumidifier 1 is disposed in the main flow duct 39, and the main flow duct 39 connects the cooling dehumidifier 1 at an intermediate position between the outlet of the cooling dehumidifier 1 and the inlet of the heater 2. It is configured to unite with the downstream end of the bypassed subflow duct 40. The intake air is introduced by the intake air flow rate sensor 34, the intake air temperature sensor 35, and the intake air-related humidity sensor 36 when the intake air is introduced into the intake air inlet 22a, as indicated by the arrow on the left side of FIG. After the flow velocity, temperature, and relative humidity of the air are measured, the air branches and flows into the main flow duct 39 and the sub flow duct 40.
[0047]
The intake air flowing through the main flow duct 39 is supplied to the intake air inlet 22a by an intake air flow rate sensor 34, an intake air temperature sensor 35, and an intake air-related humidity sensor 36, and the flow rate or flow rate of the intake air, the temperature, and the relative humidity, respectively. After being measured, it flows into the cooling dehumidifier 1. The flow rate or flow rate of the air flowing through the sub-flow duct 40 is measured by the sub-flow duct flow rate sensor 41, and the air flowing through the main flow duct 39 and the sub-flow duct 40. The measured value of the flow velocity or flow rate is input to the calculating means 26. Further, in the duct 22 between the discharge port 11b of the blower 11 and the supply air discharge port 22b, the supply air measures the temperature and the relative humidity by the supply air temperature sensor 8 and the supply air relation humidity sensor 6, and the calculation means 16 To enter. The total pressure of the environment is measured using a pressure sensor 33 installed on the outer surface of the present air conditioner, and the measured value is input to the calculating means 26.
[0048]
Using the various measured values input, various values are calculated by the calculating means 26, and (1) the water content of the intake air: M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) [Kg (water) / h], (2) Water content of supply air: M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) [Kg (water) / h], (3) Temperature of intake air: T ₁ [° C], (4) Supply air temperature: T ₂ [° C], (5) Temperature of air after heating: t _A Using [° C.], (X) M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) And M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And (Y) T ₁ And T ₂ Calculating the magnitude of −Δt or (Z) T ₁ <T ₂ In the case of −Δt, T ₁ And t _A Is the same as that in the first embodiment.
[0049]
Further, from the calculation results, the combinations of the intake air condition and the supply air condition are classified into five types of 1 to 5 in Table 4 and the places where energy is consumed are classified according to I to IV in Table 4, respectively. For the case, calculated values of (A) required cooling dehumidification temperature, (B) required cooling dehumidification heat amount, (C) required refrigerant evaporation temperature, (D) required heating heat amount, and (E) required humidification heat amount are converted. The control signals are output to the inverter 32 for the compressor / motor, the inverter 31 for the blower motor, and the electronic expansion valve controller 19, and the rotation speed of the compressor / motor 15 and the blower motor 12 The number of revolutions and the opening of the electronic expansion valve 18 are controlled in the same manner as in the first embodiment.
[0050]
The air that has flowed into the cooling dehumidifier 1 in the mainstream duct 39 is cooled to a required temperature, and at the same time, a heat amount corresponding to a predetermined dehumidification amount is given to the refrigerant by heat exchange. It is the same as in the previous embodiment that the amount of water to be condensed is allowed to be separated and separation is possible, and whether or not cooling to a required temperature is performed using the air temperature sensor 23 after dehumidification is performed.
[0051]
Further, the air flowing out of the cooling dehumidifier 1 and merging with the air flowing downstream in the sub-flow duct 40 flows into the heater 2, but at this time the supply air temperature sensor provided near the supply air outlet 22b. The detection is made at 8 and input to the calculating means 26. The control system including the supply air temperature sensor 8, the calculation means 26, the heater 3 and the heater temperature controller 9 converts the air flowing into the heater 2 into a required heating temperature: t _A It is also possible to control the amount of electricity applied to the heater 5 so that the temperature becomes [° C.], and to detect whether or not the required heating temperature has been reached by using the air temperature sensor 24 after heating, as in the above embodiment. Is the same.
[0052]
The air that has flowed into the humidifier 4 is detected by a supply air-related humidity sensor 6 provided near the supply air discharge port 22b, and is input to the calculation means 26. The humidifier heater is controlled by a control system including the supply air-related humidity sensor 6, the arithmetic means 26, the humidifier heater 5, and the humidifier temperature controller 7 so as to evaporate and vaporize a necessary amount of humidified water. The control of the amount of electricity applied to the humidifier 5 and the detection of whether or not the required amount of humidified water is evaporating or vaporizing using the humidifier temperature sensor 25 provided in the humidifier 4 are also described above. Same as the example.
[0053]
Next, a calculation method based on numerical values obtained by each measuring means in the air conditioner of the present invention will be described. Each of the measuring means (1) total pressure (normally atmospheric pressure) of the environment, (2) intake The flow velocity or flow rate of the air or the total pressure of the blower, (3) the temperature of the intake air, (4) the relative humidity of the intake air can be measured at any time, and (5) the temperature of the supply air, (6) the relative humidity of the supply air, (7) Since the static pressure of the supply air can be set at any time, these values are input to the calculation means, and the mass flow rate of intake air: M ₁ [Kg (humid air) / h], absolute humidity: X ₁ [Kg (water) / kg (dry air)], enthalpy of moist air (hereinafter referred to as “enthalpy”): i ₁ Mass flow rate of supply air adjusted to [kJ / kg (dry air)]: M ₂ [Kg (humid air) / h], absolute humidity: X ₂ [Kg (water) / kg (dry air)], enthalpy: i ₂ [KJ / kg (dry air)] is determined.
[0054]
These numerical values are calculated in consideration of all weather conditions. Depending on the air conditioner, it may be difficult to install a flow rate or flow rate sensor. Therefore, if the relationship between the total pressure of the blower and the flow rate is previously stored in the calculating means, the total pressure of the blower at that time can be calculated. By doing so, the air volume, that is, the flow rate is obtained. In the present invention, the following calculation is performed by the calculation means without being limited to the calculation of the numerical values described above.
[0055]
[1] The moisture content of the intake air is greater than the moisture content of the supply air to be adjusted, and the temperature of the intake air: T ₁ [° C] is the temperature T at the blower inlet of the supply air. ₂ −Δt [° C.] or more, ie, M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) ≧ M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And T ₁ ≧ T ₂ In the case of-[Delta] t, cooling dehumidification is performed, and the required dehumidification amount: [Delta] W [kg (water) / h] is calculated by the calculation means according to the following equation (1). Δt [° C.] is the temperature rise caused by the adiabatic compression of air by the blower, and is a value determined by the use conditions of the blower. These measured values are previously stored in the calculating means. Since ΔW represents the required amount of dehumidification, if ΔW ≧ 0 in the equation (1), there is no need for humidification.
[0056]
[Expression 1]
ΔW = M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) -M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) ・・・・・ (1)
[0057]
Next, the absolute humidity of air at the outlet of the cooling dehumidifier is expressed by the following equation (2): X _C [Kg (water) / kg (dry air)] is calculated.
[0058]
[Expression 2]
X _C = M ₂ X ₂ / [(M ₁ −ΔW) (1 + X ₂ ) -M ₂ X ₂ ] (2)
[0059]
Further, the water vapor pressure in the air at the outlet of the cooling dehumidifier: p [kPa] is calculated by the equation (3), and then the required cooling dehumidification temperature, that is, the temperature of the air at the outlet of the cooling dehumidifier, is calculated by the equation (4): T _C [° C] is calculated.
[0060]
[Equation 3]
p _C = ΠX _C /(0.62202+X _C ) · · · (3)
[0061]
[Expression 4]
T _C = F ^-1 (P _C ・・・・・・・・・（４）
[0062]
Here, π [kPa] is the total pressure of the environment, p _C [KPa] is temperature: T _C It is the saturated steam pressure in [° C.]. p _C And T _C Functional relation p _C = F (T _C ) Is built in the arithmetic means. Equation (4) is P _C = F (T _C ).
[0063]
Subsequently, the enthalpy of air at the outlet of the cooling dehumidifier: i _C [KJ / kg (dry air)] required cooling dehumidification heat amount, that is, cooling dehumidification heat load: Q ₁ [KJ / h] is calculated by equation (5).
[0064]
[Equation 5]
Q ₁ = M ₁ i ₁ / (1 + X ₁ )-(M ₁ −ΔW) i _C / (1 + X _C ) ... (5)
[0065]
Q ₁ By using, the required amount of refrigerant circulation can be determined, and furthermore, the rotation speed of the compressor motor 15 can be determined, so that it is not necessary to consume excessive energy. That is, power can be saved.
[0066]
In this case, ΔW ≧ 0 and T _C <T ₂ Since -Δt, heating is necessary, but humidification is not required. That is, the power for humidification can be reduced.
[0067]
Necessary refrigerant evaporation temperature: T _R [° C.] is determined by equation (6).
[0068]
[Formula 6]
T _R = [T ₁ −T _C exp @ (S / Q ₁ ) (T ₁ −T _C )}] / [1-exp} (S / Q ₁ ) (T ₁ −T _C )｝] ・・ (6)
[0069]
In the equation (6), S [kJ / h · ° C.] is a constant determined by the cooling dehumidifier, and the measured value is previously stored in the arithmetic means. Intake air temperature: T ₁ [° C.] is a measured value, and the temperature of the air at the outlet of the cooling dehumidifier: T _C [° C.] is a value calculated by the above equation (4), and the required cooling and dehumidifying heat amount: ₁ [KJ / h] is a value calculated by the equation (5). As described above, t _A And T ₂ The measured value of the temperature difference from -Δt is previously stored in the calculating means.
[0070]
[2] Next, the moisture content of the intake air is greater than the moisture content of the supply air to be adjusted, and the temperature T of the intake air is ₁ [° C] is the temperature of the supply air at the inlet of the blower: T ₂ −Δt [° C.], that is, M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ )> M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And T ₁ <T ₂ In the case of -Δt, cooling and dehumidification is performed. Then, the required dehumidification amount: ΔW [kg (water) / h] is calculated by the above equation (1).
[0071]
Thus, T ₁ , T ₂ , T _C , T _A , X ₁ , X ₂ , X _C , ΔW are determined, the enthalpy at the inlet of the cooling dehumidifier: i ₁ [KJ / kg (dry air)], enthalpy at outlet of cooling dehumidifier: i _C [KJ / kg (dry air)], enthalpy at heater outlet: i _A [KJ / kg (dry air)]: enthalpy at humidifier outlet: i ₃ [KJ / kg (dry air)] can be calculated. ₁ [KJ / h], heat quantity required for cooling air: Q ₁₁ [KJ / h], calorie required for water condensation: Q ₁₂ [KJ / h], required heat quantity:
Q ₂ [KJ / h], required heat of humidification: Q ₃ [KJ / h] can be calculated. In the case of the above [1], since humidification is not necessary, ΔW = 0 and Q ₃ = 0.
[0072]
Next, according to the equation (2), the absolute humidity of the air at the outlet of the cooling dehumidifier: X _C [Calculate kg (water) / kg (dry air). Subsequently, by the equation (3), the partial pressure of water vapor in the air at the outlet of the cooling dehumidifier: p _C [KPa], and the required cooling and dehumidifying temperature: T _C [° C.] and then the enthalpy of air at the outlet of the cooling dehumidifier: i _C After determining [kJ / kg (dry air)], the required amount of heat for cooling and dehumidification, that is, the heat load for cooling and dehumidification: Q ₁ [KJ / h] is calculated by the equation (5). In this case, ΔW> 0 and T _C <T ₂ Since -Δt, heating is necessary, but humidification is not required. That is, electric power for humidification becomes unnecessary, and power can be saved. Then, as described above, S, T ₁ , T _C , Q ₁ Is given, the required refrigerant temperature: T _R [° C] can be calculated by the above equation (6).
[0073]
Hereinafter, [3] the moisture content of the intake air is smaller than the moisture content of the supply air to be adjusted, and the temperature of the intake air: T ₁ [° C] is the temperature of the supply air at the inlet of the blower: T ₂ -Δt [° C.], that is, M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) <M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And T ₁ ≧ T ₂ -Δt, and [4] the moisture content of the intake air is smaller than the moisture content of the supply air to be adjusted, and the temperature of the intake air: T ₁ [° C] is the temperature of the supply air at the inlet of the blower: T ₂ −Δt [° C.], that is, M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) <M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And T ₁ <T ₂ −Δt and T ₁ ≤t _A In the case of (5), further, [5] the moisture content of the intake air is smaller than the moisture content of the supply air to be adjusted, and [6] the temperature of the intake air: T ₁ [° C] is the temperature of the supply air at the inlet of the blower: T ₂ −Δt [° C.], that is, M ₁ X ₁ / (1 + X ₁ ) <M ₂ X ₂ / (1 + X ₂ ) And T ₁ <T ₂ −Δt and T ₁ > T _A The calculation is performed for the case of and the respective devices are controlled.
[0074]
【The invention's effect】
As described above, in the air conditioner using the conventional refrigeration cycle, the cooling dehumidifier has a heat transfer area large enough to cope with changing and fluctuating weather conditions including seasonal changes. Judging from the temperature and relative humidity required at the point of use, since the refrigerator is designed and manufactured to be retained, and the refrigerator is always given a load more than the minimum necessary for stable operation, The problem is that a considerable amount of energy is consumed in the operation of the air conditioner, that is, the amount of electric power is wasted, as it constantly cools the intake air excessively and dehumidifies the moisture in the air more than necessary. It had been.
[0075]
In order to solve the problems of the conventional air conditioner, in the present invention, in an industrial air conditioner using a refrigeration cycle, various measuring means and measurement values obtained by these measuring means are input to a calculating means. Finally, (A) required cooling and dehumidifying temperature, (B) required cooling and dehumidifying heat, (C) required refrigerant evaporation temperature, (D) required heating heat, and (E) required humidifying heat. An inverter for controlling the number of revolutions of the compressor motor based on the control signal obtained by converting the operation value obtained thereby, an inverter for controlling the number of revolutions of the blower motor, an electronic expansion valve for controlling the evaporation pressure of the refrigerant, and a temperature. Since the heater with the detection control function and the humidifier with the related humidity detection control function are operated, the energy efficiency of the rotating equipment that constitutes the air conditioner and other related equipment connected to them is greatly improved. Improvement of factors related to the coefficient of performance of the refrigeration cycle (COP), the consumption power to be achieved by heat recovery can be further expected plus the consumption power are shown in Table 4.
[0076]
Although the present invention has been described on the premise of an industrial air conditioner as described above, the present invention is not limited to an industrial air conditioner, and it is necessary to precisely adjust the temperature and the relative humidity. It can be applied to air conditioners for consumer use, business use, and medical use. In addition, an industrial air conditioner equipped with a dust remover, a sterilizer filter, a filter for removing harmful components inside and / or outside, and an air purifier for removing harmful components outside, or a deodorant or sterilizer The present invention can be applied to an industrial air conditioner having a mechanism for adding an agent.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing a configuration of one embodiment of an industrial air conditioner according to the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram showing the configuration of another embodiment of the industrial air conditioner according to the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a configuration of an example of a conventional industrial air conditioner.
[Explanation of symbols]
1: cooling dehumidifier,
2: heater,
3: heater,
4: Humidifier,
5: humidifier heater,
6: Supply air-related humidity sensor,
7: Humidifier temperature controller,
8: Supply air temperature sensor,
9: heater temperature controller,
11: blower,
12: blower motor,
13: Accumulator,
14: compressor,
15: Compressor motor
16: oil separator,
17: condenser,
18: Electronic expansion valve,
19: electronic expansion valve controller,
22: duct,
23: Air humidity sensor after dehumidification,
24: air temperature sensor after heating,
25: Humidifier temperature sensor,
26: arithmetic means,
27: Humidification water control valve,
28: Supply air static pressure sensor,
31: Inverter for blower motor,
32: Inverter for compressor / motor,
33: pressure sensor,
34: intake air flow rate sensor
35: intake air temperature sensor,
36: intake air-related humidity sensor,
39: Mainstream duct,
40: sidestream duct,
41: Sub-flow duct flow velocity sensor,
42: flow adjustment damper,
43: flow adjustment damper actuator,
44: Flow control damper controller,

Claims

In an industrial air conditioner using a refrigeration cycle,
Measuring means for measuring the total pressure of the environment, the flow rate or flow rate of the intake air or the total pressure of the blower, the temperature of the intake air, the relative humidity of the intake air, the temperature of the supply air, the relative humidity of the supply air, the static pressure of the supply air, and ,
Inputting a measurement value obtained by using the measurement unit, a required cooling and dehumidifying temperature, a required cooling and dehumidifying heat amount, a required refrigerant evaporation temperature, a required heating heat amount, and a required humidifying heat amount are provided. ,
And an inverter for controlling the rotation speed of the compressor / motor operated by a control signal obtained by converting the operation value obtained by using the operation means, an inverter for controlling the rotation speed of the blower motor, and an electronic expansion valve for controlling the evaporating pressure of the refrigerant. An industrial air conditioner comprising: a heater having a temperature detection control function; and a humidifier having a related humidity detection control function.

In an industrial air conditioner using a refrigeration cycle,
The duct located upstream from the inlet of the cooling dehumidifier is branched into a mainstream duct and a substream duct, the mainstream duct is connected to the cooling dehumidifier, and the substream duct bypasses the cooling dehumidifier, Arranged to merge with the mainstream duct at an intermediate position between the outlet of the cooling dehumidifier and the heater,
A flow control damper and a measuring means for measuring the flow velocity or flow rate of the air flowing in the sub-flow duct are provided in the sub-flow duct, and a measurement value obtained by using the measuring means is inputted, and Calculation means for calculating the required cooling / dehumidifying temperature, the required cooling / dehumidifying heat amount, the required refrigerant evaporation temperature, and the required heating heat amount and the required humidifying heat amount of the air flowing through the merging duct. The industrial air conditioner according to claim 1.