JP2006284057A - 空気調和装置およびその運転方法 - Google Patents

Abstract

【課題】 ファン動力の低減を実現する空気調和装置を提供することを目的とする。
【解決手段】 冷房運転時には蒸発器となり暖房運転時には凝縮器となるとともに、負荷との間で熱の授受を行う負荷側熱交換器６と、冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるとともに、外気である空気と熱交換を行う空気熱交換器５と、空気熱交換器５に空気を導入するためのファン５ｃと、冷房運転時に空気熱交換器５ｃに冷却用の水を散布する散水ヘッダ３２と、ファン５ｃの回転数を制御するファン制御部とを備えた空気調和装置において、ファン制御部は、冷房運転または暖房運転かのいずれかの運転状態と、負荷側熱交換器６で熱交換される熱量と、散水ヘッダ３２による散水の有無と、に応じてファンに与える回転数を変更することを特徴とする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、中間冷却器を備えた空気調和装置およびその運転方法に関するものである。

従来より、空気調和装置に設けられた空気熱交換器に水を散布する散水装置を備えたものが知られている（例えば特許文献１参照）。
この散水装置は、冷房運転時において凝縮器として用いられる空気熱交換器に、水を散布することによって冷媒の凝縮圧力を低下させて冷凍機の性能を向上させるものである。

特開２０００−２０５６６５号公報（第４頁、図１）

特許文献１に記載の技術は、空気熱交換器に対して単に散水するだけであって、空気熱交換器に空気を導入するファンの回転数制御については何ら考慮されていない。
一方、ファンを駆動するために消費するファン動力は、空気調和装置を運転するために消費する電力の１０％程度に及ぶので、ファン動力の低減が望まれている。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、ファン動力の低減を実現する空気調和装置およびその運転方法を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の空気調和装置およびその運転方法は以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる空気調和装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷房運転時には蒸発器となり暖房運転時には凝縮器となるとともに、負荷との間で熱の授受を行う負荷側熱交換器と、冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるとともに、外気である空気と熱交換を行う空気熱交換器と、該空気熱交換器に空気を導入するためのファンと、冷房運転時に前記空気熱交換器に冷却用の水を散布する散水手段と、前記ファンの回転数を制御するファン制御部と、を備えた空気調和装置において、前記ファン制御部は、冷房運転または暖房運転かのいずれかの運転状態と、前記負荷側熱交換器で熱交換される熱量と、前記散水手段による散水の有無と、に応じて前記ファンに与える回転数を変更することを特徴とする。

ファンの回転数は、空気熱交換器に要求される交換熱量、すなわち負荷側熱交換器における交換熱量との間で相関を有する。また、空気熱交換器における交換熱量は、冷房運転または暖房運転化のいずれかの運転状態や、散水手段による水の散布の有無によって変化する。
具体的には、負荷側熱交換器で熱交換される熱量が大きくなれば、多くの交換熱量が空気熱交換器に要求される。また、空気熱交換器は冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるので要求される交換熱量が異なる。また、空気熱交換器に冷却水が散水されているか否かによっても交換熱量が変化する。
そこで、ファン制御部によって、各条件に応じた最適なファン回転数とすることにより、ファン動力の低減を実現する。

さらに、前記ファン制御部は、前記散水手段による散水が行われている場合の散水時ファン回転数と、前記散水手段による散水が行われていない場合の非散水時ファン回転数とをそれぞれ算出し、前記散水時ファン回転数は、前記非散水時ファン回転数よりも小さいことを特徴とする。

散水手段による散水が行われている場合には、散水が行われていない場合に比べて、空気熱交換器における交換熱量が大きい。そこで、散水時ファン回転数を非散水時ファン回転数よりも小さくし、ファン動力の低減を図ることとした。

さらに、本発明の空気調和装置は、冷房運転時に外気温度が所定値以下となった場合には、前記散水手段による散水が停止され、前記ファン制御部は、散水時ファン回転数に代えて非散水時ファン回転数を指示することを特徴とする。

冷房運転時に外気温度が所定値以下（例えば５℃以下）となった場合には、散水による交換熱量の増大は期待できない。そこで、散水手段による散水を停止し、ファン回転数を散水時ファン回転数から非散水時ファン回転数に変化させることとした。

さらに、前記ファン制御部は、露点温度と外気温度との差が所定値以下となった場合に、前記散水手段による散水を継続しつつ、前記散水時ファン回転数よりも大きく前記非散水時ファン回転数よりも小さいファン回転数を指示することを特徴とする。

露点温度と外気温度との差が所定値以下となると、散水による空気熱交換器における交換熱量が減少する。そこで、ファン回転数の指示値を増大させることにより、交換熱量の増大を図ることとした。

さらに、本発明の空気調和装置は、前記ファンを複数備え、前記ファン制御部は、いずれかのファンが停止している場合、他のファンによって所望風量を確保するようにファン回転数を増大させることを特徴とする。

故障などにより一部のファンが停止した場合には、他のファンによって所望風量を確保するようにファン回転数を増大させる。
本発明では負荷側熱交換器の交換熱量に応じたファン回転数を与えることとしているので、最大回転数よりも低い最適な回転数で運転されている。したがって、各ファンは回転数を増大させるだけの余裕代を有しており、これによりファン回転数の増大が可能となる。

さらに、本発明の空気調和装置は、前記ファンを複数備え、前記ファン制御部は、冷房運転時に、前記空気熱交換器の凝縮温度が低下して前記散水手段による散水が停止され、さらに前記凝縮温度が低下して所定値以下となった場合に、運転中のファンの回転数を低下させるファン回転数低下運転を行い、さらに前記凝縮温度がさらに低下した場合に、前記ファン回転数低下運転に続いて、一台ずつ前記ファンを停止させるファン減数運転を行うことを特徴とする。

冷房運転時に例えば外気温が低下して凝縮温度が低下した場合に、散水手段による散水を停止した後に、先ずファン回転数を低下させる。そして、さらに凝縮温度が低下した場合に、ファンの運転台数を減少させる。このように、複数のファンを可能な限り同時に運転させるようにすることで、ファンの起動停止に伴うファン動力の低減を図る。

また、本発明の空気調和装置の運転方法は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷房運転時には蒸発器となり暖房運転時には凝縮器となるとともに、負荷との間で熱の授受を行う負荷側熱交換器と、冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるとともに、外気である空気と熱交換を行う空気熱交換器と、該空気熱交換器に空気を導入するためのファンと、冷房運転時に前記空気熱交換器に冷却用の水を散布する散水手段と、を備えた空気調和装置の運転方法において、冷房運転または暖房運転かのいずれかの運転状態と、前記負荷側熱交換器で熱交換される熱量と、前記散水手段による散水の有無と、に応じて前記ファンに与える回転数を変化させることを特徴とする。

ファンの回転数は、空気熱交換器に要求される交換熱量、すなわち負荷側熱交換器における交換熱量との間で相関を有する。また、空気熱交換器における交換熱量は、冷房運転または暖房運転化のいずれかの運転状態や、散水手段による水の散布の有無によって変化する。
具体的には、負荷側熱交換器で熱交換される熱量が大きくなれば、多くの交換熱量が空気熱交換器に要求される。また、空気熱交換器は冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるので要求される交換熱量が異なる。また、空気熱交換器に冷却水が散水されているか否かによっても交換熱量が変化する。
そこで、各条件に応じた最適なファン回転数とすることにより、ファン動力の低減を実現する。

本発明によれば、運転条件に応じてファン回転数を制御することとしたので、ファン動力の少ない省エネルギーに適した空気調和装置およびその運転方法を提供することができる。

以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
図１及び図２には、ターボ式の圧縮機（以下単に「圧縮機」という。）を用いたターボ冷凍機１の概略構成図が示されている。図１には冷房運転時が示されており、図２にはヒートポンプ運転による暖房運転時が示されている。これらの図に示されたターボ冷凍機（空気調和装置）１は、２段圧縮２段膨張のサイクルを構成している。

ターボ冷凍機１は、冷媒を圧縮する圧縮機３と、外気である空気と冷媒が熱交換する空気熱交換器５と、冷温水管１１が接続された水熱交換器（負荷側熱交換器）６と、空気熱交換器５と水熱交換器６との間に設けられた中間冷却器７とを備えている。また、中間冷却器７と空気熱交換器５との間の冷媒配管には第１膨張弁９が、中間冷却器７と水熱交換器６との間の冷媒配管には第２膨張弁１０が、それぞれ設けられている。また、暖房時（図２参照）における空気熱交換器５と圧縮機３との間には、空気熱交換器５から流出した冷媒の液分を貯留するレシーバ１３が設けられている。

圧縮機３は、高圧力比が得られる遠心圧縮機となっている。圧縮機３は、軸線周りに回転する羽根車を備えている。
羽根車の冷媒流れ上流側には、流入する冷媒の流量を調節する入口ベーン１５が設けられている。この入口ベーン１５は、制御部によって制御される入口ベーン駆動モータ（図示せず）によって回転角が変更されるようになっており、これにより流入する冷媒流量が調節される。
圧縮機３は、電動機１７によって駆動される。電動機１７は、インバータによる周波数制御によって回転数が適宜変更され得るようになっている。

空気熱交換器５は、チューブ５ａにフィン５ｂが取り付けられたフィン・アンド・チューブ式の熱交換器とされており、チューブ５ａ内を冷媒が流通するようになっている。チューブ５ａは、水平方向に延在しており、上下方向に複数本設けられている。各チューブ５ａの両端（左右端）は、ヘッダ５ｅに接続されている。したがって、各チューブ５ａを流れる冷媒は上下のチューブ５ａと同様に平行に流れる。

空気熱交換器５の上方には、ファン５ｃが設けられており、このファン５ｃによってチューブ５ａ及びフィン５ｂ周りを流れる空気の流れを促進し、熱交換を向上させるようになっている。ファン５ｃは、制御部（ファン制御部）によって回転数制御されるインバータモータ５ｄによって回転駆動させられる。
なお、ファン５ｃ前後の差圧や外部からの風の巻き込みによって、停止しているファン５ｃが逆回転してしまうことを防止する制御が制御部によって行われている。これにより、停止時から起動時に移行する際のファン動力の低減を図っている。

空気熱交換器５には、外気温度（乾球温度）Ｔａを測定するための外気温度センサ２５と、露天温度Ｔｒを測定するための相対湿度センサ２６とが設けられている。これらセンサ２５，２６の各出力は、制御部へ送られる。
空気熱交換器５には、散水ポンプ３１と散水ヘッダ３２を備えた散水手段が設けられている。散水ポンプ３１は、制御部によって運転制御され、空気熱交換器５の底部に貯留された冷却水を散水ヘッダ３２へと汲み上げる。散水ヘッダ３２から、チューブ５ａ及びフィン５ｂに向けて冷却水が散布される。

空気熱交換器５は、冷房時（図１参照）には凝縮器となり、暖房時（図２参照）には蒸発器となる。

水熱交換器６は、シェル・アンド・チューブ式の熱交換器とされている。水熱交換器６には、冷温水管１１が接続されており、この冷温水管１１内を流れる水とシェル内の冷媒とが熱交換を行う。冷温水管１１は、室内機等の負荷と接続されており、冷房時には冷水が、暖房時には温水が流れる。冷温水管１１の上流側には熱交換前の流入水温度Ｔ０を計測する流入水温度センサ１１ａが、冷温水管１１の下流側には熱交換後の流出水温度Ｔ１を計測する流出水温度センサ１１ｂが、それぞれ設けられている。一般に、冷房時の流入水温度Ｔ０は１２℃に、流出水温度Ｔ１は７℃に設定される。また、暖房時の流入水温度Ｔ０は４０℃に、流出水温度Ｔ１は４５℃に設定される。
冷温水管１１の下流側には、流量計１１ｃが設けられており、冷温水管１１内を流れる冷温水の流量Ｆが計測される。
流入水温度センサ１１ａ、流出水温度センサ１１ｂ及び流量計１１ｃの出力は、制御部へと送られる。
水熱交換器６は、冷房時（図１参照）には蒸発器となり、暖房時（図２参照）には凝縮器となる。

中間冷却器７は、空気熱交換器５と水熱交換器６との間に設けられ、内部に凝縮した液冷媒が貯留される容器となっている。中間冷却器７の内容積は、空気熱交換器５の冷媒流路の内容積の１／１０程度、或いは、水熱交換器６の内容積の１／１０程度となっている。
中間冷却器７には、圧縮機３の中間段との間に、中間圧冷媒配管７ａが接続されている。中間圧冷媒配管７ａの下端（冷媒流れの上流端）は、中間冷却器７内の上方空間に位置しており、中間冷却器７内のガス冷媒を吸い込むようになっている。
中間冷却器７では、凝縮器（冷房運転時は空気熱交換器、暖房運転時は水熱交換器）からの高圧液冷媒が蒸発するようになっており、この蒸発潜熱によって蒸発器へと導かれる液冷媒が冷却される。そして、蒸発して飽和温度付近とされたガス冷媒は、圧縮機３において低圧から中間段まで圧縮されたガス冷媒と混合され、中間段から圧縮されるガス冷媒を冷却している。

第１膨張弁９は、空気熱交換器５と中間冷却器７との間に設けられており、液冷媒を絞ることによって等エンタルピー膨張させるものである。第１膨張弁９は、冷房時（図１参照）には、高圧の凝縮器（空気熱交換器５）と中間圧の中間冷却器７との間に位置するので高圧膨張弁となり、暖房時（図２参照）には、中間圧の中間冷却器７と低圧の蒸発器（空気熱交換器５）との間に位置するので低圧膨張弁となる。

第２膨張弁１０は、水熱交換器６と中間冷却器７との間に設けられており、液冷媒を絞ることによって等エンタルピー膨張させるものである。第２膨張弁１０は、冷房時（図１参照）には、低圧の蒸発器（水熱交換器６）と中間圧の中間冷却器７との間に位置するので低圧膨張弁となり、暖房時（図２参照）には、高圧の凝縮器（水熱交換器６）と中間圧の中間冷却器７との間に位置するので高圧膨張弁となる。

第１膨張弁９および第２膨張弁１０は、それぞれ、制御部によってその開度が制御されるようになっている。

制御部は、ターボ冷凍機１の制御盤内の制御基板に設けられており、ＣＰＵおよびメモリを備えている。制御部は、外気温、冷媒圧力、冷温水出入口温度等に基づき制御周期ごとにデジタル演算により各制御量が算出されるようになっている。

制御部では、負荷側熱交換器である水熱交換器６における出力熱量Ｑについては、次のように算出される。
１．冷房運転の場合
Ｑ＝（Ｔ０−Ｔ１）×γ×λ×Ｆ ［ｋｗ］ ・・・（１）
ここで、Ｔ０［℃］は、流入水温度センサ１１ａによって計測される流入冷水温度である。
Ｔ１［℃］は、流出水温度センサ１１ｂによって計測される流出冷水温度である。
γ［ｋｇ／ｍ^３］は比重であり、冷水の平均温度に基づいて算出される。
λ［ｋＪ／ｋｇ］は比熱であり、冷水の平均温度に基づいて算出される。
Ｆ［ｍ^３／ｓｅｃ］は冷水流量であり、流量計１１ｃによって計測される。
２．暖房運転の場合
Ｑ＝（Ｔ１−Ｔ０）×γ×λ×Ｆ ［ｋｗ］ ・・・（１）
ここで、Ｔ０［℃］は、流入水温度センサ１１ａによって計測される流入温水温度である。
Ｔ１［℃］は、流出水温度センサ１１ｂによって計測される流出温水温度である。
γ［ｋｇ／ｍ^３］は比重であり、温水の平均温度に基づいて算出される。
λ［ｋＪ／ｋｇ］は比熱であり、温水の平均温度に基づいて算出される。
Ｆ［ｍ^３／ｓｅｃ］は温水流量であり、流量計１１ｃによって計測される。

制御部は、上記熱量Ｑ等に基づいてファン５ｃの起動・停止や回転数を制御するファン制御部としての機能も備えている。

次に、上記構成のターボ冷凍機１の動作について説明する。
（１）冷房運転（図１参照）
圧縮機３は、電動機１７によって駆動され、制御部によるインバータ制御により所定周波数で回転させられる。入口ベーン１５は、制御部によって、設定温度（例えば、流入水温度１２℃、流出水温度７℃）を達成するようにその開度が調整されている。

蒸発器（水熱交換器６）から吸い込まれた低圧ガス冷媒（図３の状態Ａ）は、圧縮機３によって圧縮され、中間圧まで圧縮される（図３の状態Ｂ）。中間圧まで圧縮されたガス冷媒は、中間圧冷媒配管７ａから流入する中間圧ガス冷媒によって冷却される（図３の状態Ｃ）。中間圧ガス冷媒によって冷却されたガス冷媒は、圧縮機３によって更に圧縮され高圧ガス冷媒となる（図３の状態Ｄ）。

圧縮機３から吐出された高圧ガス冷媒は、冷媒配管１９ａを通り、レシーバ１３を通過して凝縮器（空気熱交換器５）へと導かれる、
凝縮器（空気熱交換器５）において、ファン５ｃに誘引された外気によって高温高圧のガス冷媒は略等圧に冷却され、高圧低温の液冷媒となる（図３の状態Ｅ）。高圧低温の液冷媒は、冷媒配管１９ｂを通り高圧膨張弁（第１膨張弁９）へと導かれ、この高圧膨張弁によって等エンタルピー的に中間圧まで膨張させられる（図３の状態Ｆ）。中間圧まで膨張させられた冷媒は、冷媒配管１９ｃを介して中間冷却器７へと導かれる。中間冷却器７において、一部の冷媒は蒸発し（図３の状態Ｆから状態Ｃ）、中間圧冷媒配管７ａを介して圧縮機３の中間段へと導かれる。中間冷却器７において蒸発せずに凝縮したままの液冷媒は、中間冷却器７内に貯留される。中間冷却器７内に貯留された中間圧の液冷媒は、冷媒配管１９ｄを介して低圧膨張弁（第２膨張弁１０）へと導かれる。中間圧の液冷媒は、低圧膨張弁によって等エンタルピー的に低圧まで膨張させられる（図３の状態Ｇ）。
低圧まで膨張させられた冷媒は、蒸発器（水熱交換器６）において蒸発し（図３の状態Ｇから状態Ａ）、冷温水管１１から熱を奪う。これにより、１２℃で流入した冷水は７℃で負荷側に返送されることになる。
蒸発器（水熱交換器６）において蒸発した低圧ガス冷媒は、圧縮機３の低圧段へと導かれ、再び圧縮される。

（２）暖房運転（図２参照）
圧縮機３は、電動機１７によって駆動され、制御部によるインバータ制御により所定周波数で回転させられる。入口ベーン１５は、制御部によって、設定温度（例えば、流入水温度４０℃、流出水温度４５℃を達成するようにその開度が調整されている。

蒸発器（空気熱交換器５）から吸い込まれた低圧ガス冷媒（図３の状態Ａ）は、圧縮機３によって圧縮され、中間圧まで圧縮される（図３の状態Ｂ）。中間圧まで圧縮されたガス冷媒は、中間圧冷媒配管７ａから流入する中間圧ガス冷媒によって冷却される（図３の状態Ｃ）。中間圧ガス冷媒によって冷却されたガス冷媒は、圧縮機３によって更に圧縮され高圧ガス冷媒となる（図３の状態Ｄ）。
圧縮機３から吐出された高圧ガス冷媒は、冷媒配管２１ａを通り、凝縮器（水熱交換器６）へと導かれる、
凝縮器（水熱交換器６）において、高温高圧のガス冷媒は略等圧的に凝縮し、高圧低温の液冷媒となる（図３の状態Ｅ）。この際に得られる凝縮熱によって、冷温水管１１内を流れる水が加熱される。これにより、４０℃で流入した温水は４５℃で負荷側に返送されることになる。

凝縮器（水熱交換器６）において高圧低温とされた液冷媒は、冷媒配管２１ｂを通り高圧膨張弁（第２膨張弁１０）へと導かれ、この高圧膨張弁によって等エンタルピー的に中間圧まで膨張させられる（図３の状態Ｆ）。中間圧まで膨張させられた冷媒は、冷媒配管２１ｃを介して中間冷却器７へと導かれる。中間冷却器７において、一部の冷媒は蒸発し（図３の状態Ｆから状態Ｃ）、中間圧冷媒配管７ａを介して圧縮機３の中間段へと導かれる。中間冷却器７において蒸発せずに凝縮したままの液冷媒は、中間冷却器７内に貯留される。中間冷却器７内に貯留された中間圧の液冷媒は、冷媒配管２１ｄを介して低圧膨張弁（第１膨張弁９）へと導かれる。中間圧の液冷媒は、低圧膨張弁によって等エンタルピー的に低圧まで膨張させられる（図３の状態Ｇ）。
低圧まで膨張させられた冷媒は、蒸発器（空気熱交換器５）において蒸発する（図３の状態Ｇから状態Ａ）。
蒸発器（空気熱交換器５）において蒸発した低圧ガス冷媒は、レシーバ１３を通過した後、圧縮機３の低圧段へと導かれ、再び圧縮される。レシーバ１３では、蒸発せずに凝縮したままの液冷媒が貯留される。

次に、制御部（ファン制御部）による、ファン５ｃの制御について説明する。
ファン５ｃは、大きく分けて、次の３つの運転モードによって運用される。
１．散水冷房
冷房運転時に空気熱交換器５に冷却水を散水する場合である。この場合には、ファン回転数は、散水される冷却水による蒸発潜熱による熱量に依存するので、熱量に応じたファン回転数制御が行われる。なお、蒸発潜熱による熱移動と顕熱による熱移動の比は約９対１である。
２．乾式冷房
冷房運転時であって散水を行わない（非散水）場合である。この場合には、空気熱交換器５を通過する空気の顕熱によって熱交換されるので、ファン回転数は比較的大きな風量で固定的（ほぼ一定）に運用される。
３．乾式暖房
暖房時であって散水を行わない場合である。暖房時には、空気熱交換器５は蒸発器となるので散水は行わない。この場合には、空気熱交換器５を通過する空気の顕熱によって熱交換されるので、ファン回転数は比較的大きな風量で固定的（ほぼ一定）に運用される。

図４には、空気熱交換器５に用いられるファン５ｃの一般的な特性が示されている。図４において、横軸は風量Ａ、縦軸はヘッドＨである。
ファン５ｃは、モータ５ｄの仕様等によって定まる最低回転数Ｎｍｉｎと最大回転数Ｎｍａｘとの間で回転する。これら最低回転数Ｎｍｉｎ及び最大回転数Ｎｍａｘが一定とされる曲線が図４中に示されている。これら曲線の間でファン５ｃは運転される。
図４における曲線Ｗ及び曲線Ｄは、それぞれ、空気熱交換器５の散水時抵抗線および乾式時抵抗線である。散水時の方が冷却水の抵抗により風量Ｑが流れにくくなるで、散水時抵抗線Ｗの方が乾式時抵抗線Ｄよりも傾きが大きくなる。
散水冷房の定格時には、ファン５ｃの定格回転数Ｎ１が一定とされた曲線と、散水時抵抗線Ｗとの交点で、ファン５ｃは運転される。
冷房乾式の定格時には、ファン５ｃの定格回転数Ｎ２が一定とされた曲線と、乾式時抵抗線Ｄとの交点で、ファン５ｃは運転される。
暖房（乾式）の定格時は、ファン５ｃの定格回転数Ｎ３が一定とされた曲線と、乾式時抵抗線Ｄとの交点で、ファン５ｃは運転される。

図５には、負荷側熱交換器における出力熱量Ｑに対する各運転モードにおけるファン回転数Ｎを示したものである。
曲線Ｗ１は、散水冷房時を示し、冷房時の定格熱量Ｑ１において定格回転数Ｎ１となるように運転される。同図から分かるように、散水冷房時のファン回転数Ｎは熱量Ｑに依存する。これは、上述のように、散水時の熱移動は蒸発潜熱が支配的だからである。
曲線Ｄ１は、乾式冷房時を示し、冷房時の定格熱量Ｑ１において定格回転数Ｎ２となるように運転される。同図から分かるように、乾式冷房時のファン回転数Ｎは熱量Ｑにあまり依存しない。
曲線Ｄ２は、暖房時を示し、暖房時の定格熱量Ｑ２において定格回転数Ｎ３となるように運転される。同図から分かるように、暖房時のファン回転数Ｎは熱量Ｑにあまり依存しない。

以上のように、ファン５ｃの回転数は、制御部によって各運転モードに応じて最適な回転数が与えられる。
散水冷房の場合は、定格時にファン回転数がＮ１となるように運転される。
乾式冷房の場合は、定格時に、散水冷房時の定格回転数Ｎ１よりも大きな回転数であるＮ２となるようにファン回転数が制御される。
暖房の場合は、定格時に、散水冷房時の定格回転数Ｎ１及び乾式冷房時の定格回転数Ｎ２よりも大きな回転数であるＮ３となるようにファン回転数が制御される。ただし、暖房時の定格回転数Ｎ３は乾式冷房時の定格回転数Ｎ２に近い値となる。
このように、散水冷房時では乾式時に比べてファン回転数を落とすこととしたので、ファン動力が削減することができる。

また、熱量Ｑが変動した場合は、散水冷房時には、図５に示した関係に基づいてファン回転数が最適値に制御される。つまり、熱量Ｑが低い場合は低いファン回転数とし、熱量Ｑが高い場合は高いファン回転数とする。これにより、熱量Ｑに応じた最適なファン回転数が与えられるので、過大な回転数を与えることがなく、ひいてはファン動力が削減される。

次に、外気温度が変化した場合のファン５ｃの制御について説明する。
基本的な運転は、冷房時には散水冷房を行い、暖房時には乾式で暖房運転を行う。
ただし、以下のように外気温度等の環境条件が変化した場合には、異なるファン制御運転が選択される。
［冷房運転における低外気温時］
冷房運転において例えば５℃以下といった低外気温となった場合、散水による交換熱量の増大は期待できない。そこで、散水ポンプ３１を停止することによって散水を停止し、乾式冷房に切り換える。乾式冷房に切り換えることに伴い、ファン回転数を図５に基づいて上昇させ、定格時にはＮ１からＮ２まで回転数を上昇させる。これにより、空気熱交交換器５における交換熱量を確保する。

［冷房運転における多湿時］
雨天のように空気の相対湿度が上昇し、相対湿度センサ２６によって算出された露点温度Ｔｒと外気温センサ２５によって測定された外気温度（乾球温度）との差が所定値以下となると、冷却水と外気との間の物質移動が低下するので、蒸発潜熱による交換熱量が減少する。この場合には、散水は継続したまま、ファン５ｃの回転数を増大させる。すなわち、定格時には、下式のように、乾式冷房時の定格回転数Ｎ２との間で、回転数を増大させる。
ファン回転数Ｎ＝（Ｎ２−Ｎ１）×ｋｋ＋Ｎ１
ｋｋは、凝縮温度と熱量Ｑから算出される係数であって、１よりも小さい値をとる。これにより、蒸発潜熱による熱交換が比較的期待できない場合であっても、交換熱量の増大を図ることができる。

次に、ファン５ｃが複数台備わっている場合の制御について説明する。
図１及び図２では、模式的にファン５ｃを１台のみ示しているが、一般には一つの空気熱交換器５に複数台のファン５ｃが設けられている。ここでは、一例として、一つの空気熱交換器５に６台のファン５ｃが設けられている場合を想定して説明する。なお、各ファン５ｃに応じてそれぞれモータ５ｄが設けられており、個別に制御部によって回転数制御が行われる。
［一部のファンが停止した場合］
故障等によって一部のファンが停止した場合、下式に基づいて、所望風量を確保するために稼働している残りのファンによって増速運転が行われる。
Ｑ’＝Ｑ×Ｎ０／Ｎ’×ｋｋｋ
ここで、Ｎ０は、正常状態におけるファン台数を示す。
Ｎ’は、停止したファンを除いた残りのファン台数を示す。
Ｑは、負荷側熱交換器における熱量である（式（１）参照）。
Ｑ’は、ファン制御用に演算された相対熱量である。
ｋｋｋは、停止した台数分の損失係数を示し、Ｎ’に依存する。１よりも大きな値をとる。
ファン回転数は、図５に示した熱量Ｑとの関係に基づいて最適な値が与えられているので、非常時にはファン回転数を増大させることができる余裕代を有している。したがって、ファン回転数の増大が可能となる。

［ファンの台数制御］
冷房時に外気温度が低下すると、空気熱交換器５における凝縮温度が低下してくる。凝縮温度が所定値を下回ると、上述のように散水を停止する。さらに凝縮温度が低下してきた場合には、交換熱量を下げるために、ファン５ｃの運転台数を減少させていく。この場合には、先ず全台（例えば６台）の回転数を同時に順次下げて行き、最低回転数Ｎｍｉｎまで下げる。そして、凝縮温度の低下に応じて一台ずつファン５ｃを停止していく。
例えば、図６に示すように、凝縮温度が下がり乾式冷房となった後で凝縮温度が所定値Ｔ６以上の場合には、６台のファン５ｃは定格回転数Ｎ２で運転されている。そして、凝縮温度が下がり始め、所定温度Ｔ６以下になると、全台である６台のファン回転数を同時に徐々に下げる。そして、温度Ｔ５において全台の回転数が最低回転数Ｎｍｉｎに達したら、先ず１台を停止させ、５台運転に移行する。さらに凝縮温度がＴ４→Ｔ３→Ｔ２→Ｔ１と下がるに伴い、１台ずつファン５ｃを停止させ、４台運転、３台運転というように徐々に減台していく。
このように、先ず最低回転数Ｎｍｉｎまで回転数を減少させることとして、可能な限り全台運転を維持することとしたので、ファン５ｃの起動停止に伴うファン動力の低減が実現される。
一方、ファン５ｃの増台については、１台ずつファン回転数を上げていき、増大する度に最低回転数Ｎｍｉｎをとるようにする。

本発明のターボ冷凍機の冷房時における冷媒回路構成を示した概略図である。 本発明のターボ冷凍機の暖房時における冷媒回路構成を示した概略図である。 本発明のターボ冷凍機の圧力−エンタルピー線図である。 ファンの特性を示した図である。 熱量に対する各運転モードにおける回転数を示した図である。 ファンの減台および贈台を示した図である。

符号の説明

１ ターボ冷凍機（空気調和装置）
３ 圧縮機
５ 空気熱交換器（凝縮器，蒸発器）
５ｃ ファン
６ 水熱交換器（蒸発器，凝縮器）
７ 中間冷却器
９ 第１膨張弁（高圧膨張弁，低圧膨張弁）
１０ 第２膨張弁（低圧膨張弁，高圧膨張弁）

Claims (7)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
   冷房運転時には蒸発器となり暖房運転時には凝縮器となるとともに、負荷との間で熱の授受を行う負荷側熱交換器と、
   冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるとともに、外気である空気と熱交換を行う空気熱交換器と、
   該空気熱交換器に空気を導入するためのファンと、
   冷房運転時に前記空気熱交換器に冷却用の水を散布する散水手段と、
   前記ファンの回転数を制御するファン制御部と、
   を備えた空気調和装置において、
   前記ファン制御部は、冷房運転または暖房運転かのいずれかの運転状態と、前記負荷側熱交換器で熱交換される熱量と、前記散水手段による散水の有無と、に応じて前記ファンに与える回転数を変更することを特徴とする空気調和装置。
2. 前記ファン制御部は、前記散水手段による散水が行われている場合の散水時ファン回転数と、前記散水手段による散水が行われていない場合の非散水時ファン回転数とをそれぞれ算出し、
   前記散水時ファン回転数は、前記非散水時ファン回転数よりも小さいことを特徴とする請求項１記載の空気調和装置。
3. 冷房運転時に外気温度が所定値以下となった場合には、前記散水手段による散水が停止され、
   前記ファン制御部は、散水時ファン回転数に代えて非散水時ファン回転数を指示することを特徴とする請求項１又は２に記載の空気調和装置。
4. 前記ファン制御部は、露点温度と外気温度との差が所定値以下となった場合に、前記散水手段による散水を継続しつつ、前記散水時ファン回転数よりも大きく前記非散水時ファン回転数よりも小さいファン回転数を指示することを特徴とする請求項２又は３に記載の空気調和装置。
5. 前記ファンを複数備え、
   前記ファン制御部は、いずれかのファンが停止している場合、他のファンによって所望風量を確保するようにファン回転数を増大させることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の空気調和装置。
6. 前記ファンを複数備え、
   前記ファン制御部は、冷房運転時に、前記空気熱交換器の凝縮温度が低下して前記散水手段による散水が停止され、さらに前記凝縮温度が低下して所定値以下となった場合に、運転中のファンの回転数を低下させるファン回転数低下運転を行い、
   さらに前記凝縮温度がさらに低下した場合に、前記ファン回転数低下運転に続いて、一台ずつ前記ファンを停止させるファン減数運転を行うことを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の空気調和装置。
7. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
   冷房運転時には蒸発器となり暖房運転時には凝縮器となるとともに、負荷との間で熱の授受を行う負荷側熱交換器と、
   冷房運転時には凝縮器となり暖房運転時には蒸発器となるとともに、外気である空気と熱交換を行う空気熱交換器と、
   該空気熱交換器に空気を導入するためのファンと、
   冷房運転時に前記空気熱交換器に冷却用の水を散布する散水手段と、
   を備えた空気調和装置の運転方法において、
   冷房運転または暖房運転かのいずれかの運転状態と、前記負荷側熱交換器で熱交換される熱量と、前記散水手段による散水の有無と、に応じて前記ファンに与える回転数を変化させることを特徴とする空気調和装置の運転方法。

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