JP2009150640A - パッケージ型空調機による空調システムの冷房能力測定方法 - Google Patents

Abstract

【課題】ＰＡＣシステムの運転を停止することなく、大掛かりな設備を必要とせずに、しかも高精度に運転中のＰＡＣシステムの能力を測定する。
【解決手段】容量制御型の圧縮機と室外側熱交換器を備えた室外機と、室内側熱交換器を備えた室内機を冷媒配管で接続してなるシステムの冷房能力を次のように測定する。室外機から室内機に冷媒が送られる送液管を所定の熱量で加熱または冷却する。それに応じた室外機の前記圧縮機の運転状態の変化、すなわち動力（消費電力）、凝縮圧力、蒸発圧力の変化のデータに基づいて、冷房能力を推定する。データを得るに際しては、送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を用い、このエンタルピー差の算出にあたり、凝縮器での放熱量、冷媒流量、冷媒状態、冷媒流量に係わる凝縮器の伝熱性能から増倍係数α_（ｉ）を定義する。
【選択図】図１

Description

本発明は、ビル用マルチなどのパッケージ型空調機（以下、「ＰＡＣ」と称することがある）による個別空調システム（以下「ＰＡＣシステム」と称することがある）において、その運用中の冷房能力を簡便に測定する方法に関する。より具体的には、ＰＡＣの中でも特にインバータ機などの容量制御機を対象にして、容易に個別空調システムやＰＡＣの現状の性能（能力、効率）が把握でき、現地での運用中に簡便に冷房能力を推定する方法に関するものである。

室内機と室外機からなるパッケージ型空調機は、建物などの空調負荷に設置されまた冷媒配管で接続された後、試運転調整を実施した後に施主等に引き渡される。また引渡し後にも保守管理のために性能の維持を確認する必要がある。このようなＰＡＣの能力測定方法としてはＪＩＳ Ｂ ８６１５−１がある。しかし当該ＪＩＳによる測定法は、環境試験室にＰＡＣを設置して行うべき測定法であり、外乱のある一般建物に設置されたＰＡＣでは正確な測定はできず、運転中のＰＡＣの能力測定には適用できない。

ＰＡＣの能力は前述したＪＩＳによる測定の結果が定格の能力としてカタログに掲載されて選定されているが、前述した引渡し後の性能維持の確認は例えば次の場合に必要がある。
（１）建物の竣工後見込みと比べての負荷の増減、例えば真夏日の増加など気象条件の急変や建物が店舗であれば来客数、工場であれば計画に対する生産実績の乖離などが生じる場合。
（２）間仕切り変更や室割りや模様替え等の建物の使い勝手の変更が生じた場合。また、近時コミッショニングという考え方が注目されているが、引渡しの時点で負荷に対して期待された性能が出ていることを施主や設備運用者自身が確認できれば、責任負担が明瞭化される。
負荷に対して適正な能力のＰＡＣが設置されまたは設置され続けているかを検証し評価ができれば、ＰＡＣの増設や機種変更、運転法の変更など改善策を適切に講じることができる。なおＰＡＣが設置された後ＰＡＣシステムの稼動後に性能を相対的に確認するには、温度計や湿度計の計測値により空調された室の負荷状態を把握することが考えられるが、室ごとに計測する必要があり、労力がかかる。

一般に、空調機や冷却器などの能力（冷却・加熱の熱量）を測定するには、
（Ａ）冷媒の温度・エンタルピー・流量から求める方法、
（Ｂ）空気の温度・エンタルピー・流量から求める方法、
（Ｃ）上記（Ａ）、（Ｂ）を複合した方法
がある。
この中で、（Ａ）の冷媒側から求める方法は高精度ではあるが、ＰＡＣシステムが設置された現地での運用中においては、特に冷媒の流量を計測することが非常に困難である。冷媒の状態を計測するには、いったんＰＡＣシステムを停止して配管内に計器を挿入する必要があるためである。
一方、（Ｂ）の空気側から求める方法は、その温度分布の形成などにより、高精度に熱量を求めることは難しい．冷蔵倉庫用のユニットクーラーについては、ＰＡＣから吹き出される空気側からの正確な能力測定の試みもなされているが（特許文献１）、センサを配置した計測用ダクトの脱着などの作業が必要となるため、多数のＰＡＣによる個別空調システムには適用し難い。

特許第３６０８６５５号公報

前述したように、ＰＡＣによる個別空調システムが設置された現地での運用中に、その能力を測定するための、簡便で有効な方法は見当たらないのが現状である。
本発明はかかる点に鑑みてなされたものであり、ＰＡＣシステムの運転を停止することなく、大掛かりな設備を必要とせずに、しかも高精度に運転中のＰＡＣシステムの能力、特に冷房能力を測定することを目的とする。

かかる課題を解決しようとする本発明は、容量制御型の圧縮機と室外側熱交換器を備えた室外機と、室内側熱交換器を備えた室内機を冷媒配管で接続してなるパッケージ型空調機を用いた空調システムの冷房能力を測定する方法であって、室外機から室内機に冷媒が送られる送液管を加熱または冷却し、それに応じた前記圧縮機の消費電力、凝縮圧力および蒸発圧力の変化のデータに基づいて、冷房能力を推定することを特徴としている。

容量制御型の圧縮機、例えばインバータ付きの圧縮機は空調負荷に応じて回転数が変わる。本発明はＰＡＣシステムに強制的に負荷を与え、圧縮機の動作の変化の傾向をとらえてその時の負荷に対応した能力を推定する。例えば、凝縮圧力と蒸発圧力を計測して圧縮比を求め、これから圧縮機の効率を算出して利用することができる。強制的に与える負荷としては冷房時の液冷媒に模擬負荷として付与するため「加熱」することが実際的だが、液冷媒を「冷却」しても圧縮機の運転状態の変化を把握することができるため、本発明を適用できる。本発明においては、冷房能力の推定は、そのような変化の傾向を把握し、それに基づいて推定する。

前記変化のデータを得るに際しては、送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を用い、少なくとも蒸発器でのエンタルピー差から前記送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を除いたエンタルピー差から、増倍係数α_（ｉ）を定義しその関数形を定めて行うようにしてもよい。これによれば、大掛かりな設備を要せず算術的にＰＡＣの性能を推定することができる。またモリエル線図の応用であるため推定結果の説明が容易である。

請求項２記載の発明を実施する場合、次の演算を、手順１Ａと手順１Ｂの一方→手順１Ａと手順１Ｂの残りの一方→手順３→手順４の手順で実行するようにしてもよい。かかる場合、通常のパソコンが適用できる。
手順１Ａ：蒸発器でのエンタルピー差から送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を除いたエンタルピー差Δｈ_（ｉ）を、増倍係数α_（ｉ）を用いて次式のように定義する。
Δｈ_（ｉ）＝α_（ｉ）・Δｈ_（０）
Δｈ_（０）は通常運転の場合の室内機の蒸発器でのエンタルピー差
手順１Ｂ：冷凍サイクルの一般的な特性から、増倍係数α_（ｉ）を高圧ガスの圧力の変化割合ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ）と指数βを用いて次式のように定義する。
α_（ｉ）＝（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β
但しＰＨは，凝縮圧力である。
手順３：手順１Ａの式を用いて、送液管に冷熱量を付加しない場合の空調システムの運転状態を表す冷房能力Ｑ_（０）と動力Ｗ_（０）と圧縮機の効率η_（０）と圧縮機理論エンタルピー差Δｈｃ_（０）、
送液管に加熱量または冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合の空調システムの運転状態を表す冷房能力Ｑ_（ｉ）と動力Ｗ_（ｉ）と圧縮機の効率η_（ｉ）と圧縮機理論エンタルピー差Δｈｃ_（ｉ）
とを整理して、、Ｑ_（０）＝Ｑ_（ｉ）の条件の下、下記の式を得る。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−α_（ｉ）・（Ｗ_（ｉ）／Ｗ_（０））・（η_（ｉ）／η_（０））・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝
手順４：手順１Ｂの式と圧縮機の効率η_（ｉ）の一般的な関数形（＝ａ・（ＰＨ／ＰＬ）^ｂ）から次の式を得る。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β・（Ｗ_（ｉ）／Ｗ_（０））・（χ_（ｉ）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝
ａおよびｂは、圧縮機で定まる固有の係数、ＰＨは凝縮圧力，ＰＬは蒸発圧力、χは圧縮比（ＰＨ／ＰＬ）である。である。

手順１Ａと手順１Ｂはいずれを先に実施しても良い。本発明によれば、計測値に一定の演算をするだけでよいため、ＰＡＣシステムの規模や用途に関わらず汎用的に利用できる。
前記した手順１〜４は、請求項２の実施に用いる冷房能力Ｑ_（０）の推定式である、
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β・（Ｗ_（０）／Ｗ_（ｉ））・（χ_（０）／χ_（ｉ））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝
ここで、ｉ＝１〜ｎ（ｎは３以上）
を得るための手順である。
請求項３の発明では、動力Ｗ_（０）とＷ_（ｉ）、凝縮圧力ＰＨ_（０）とＰＨ_（ｉ）、蒸発圧力ＰＬ_（０）とＰＬ_（ｉ）の測定値と、Ｗ_（０）、Ｗ_（ｉ）、ＰＨ_（０）、ＰＨ_（ｉ）、ＰＬ_（０）、ＰＬ_（ｉ）から求められるχ_（０）、χ_（ｉ）、Δｈｃ_（０）、Δｈｃ_（ｉ）を上記推定式に代入して連立方程式を解いて冷房能力Ｑ（０）を推定することになる。
したがって、たとえばプログラム化されてパソコン等で利用する場合には、以下のものをプログラム化して、パソコンのハードディスクや適宜の記憶媒体に記録される。
（１） 測定した動力Ｗ_（０）とＷ_（ｉ）、凝縮圧力ＰＨ_（０）とＰＨ_（ｉ）、蒸発圧力ＰＬ_（０）とＰＬ_（ｉ）の入力方法、
（２） （１）で入力したＷ_（０）、Ｗ_（ｉ）、ＰＨ_（０）、ＰＨ_（ｉ）、ＰＬ_（０）、ＰＬ_（ｉ）からχ_（０）、χ_（ｉ）、Δｈｃ_（０）、Δｈｃ_（ｉ）を計算するための冷媒の物性データと計算式、
（３） （１）で入力したＷ_（０）、Ｗ_（ｉ）、ＰＨ_（０）、ＰＨ_（ｉ）と、（２）で計算したχ_（０）、χ_（ｉ）、Δｈｃ_（０）、Δｈｃ_（ｉ）の上記推定式への代入方法、
（４） 上記推定式のｉ＝１〜ｎの連立方程式を満足するβとｂの最確値を求める解法（例えば最小二乗法）

さらに圧縮機に電力を供給する電力線に設けた電力計、圧縮機の冷媒吐出管に設けた圧力計、圧縮機の冷媒吸込管に設けた圧力計で計測した、圧縮機の消費電力、凝縮圧力、蒸発圧力のそれぞれの値を用いて、少なくとも送液管に対する加熱量または冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）とβとｂの関係を求めるようにしてもよい。

本発明によれば、通常のＰＡＣシステムが備えているセンサから計測値を得られるため、冷房能力推定にあたってＰＡＣの設定値の変更などを必要としない。つまり設備保有者・運用者に影響を与えない。Ｑ_（０）、β、ｂは、送液管に付加した３種類以上の加熱量または冷却量Ｑｉｎ_（ｉ）、すなわち｛Ｑｉｎ_（１）、Ｑｉｎ_（２）、Ｑｉｎ_（３）｝での圧縮機の消費電力Ｗ_（ｉ）、凝縮圧力ＰＨ_（ｉ）、蒸発圧力ＰＬ_（ｉ）、の計測値と、χ_（ｉ）、Δｈｃ_（ｉ）の算出値を用いて、上式の３つの連立方程式を満足するように求める。その手法として、例えば最小二乗法を用いた繰り返し計算がある。

本発明によれば、ＰＡＣシステムの運転を停止することなく、大掛かりな設備を必要とせずに、しかも高精度にＰＡＣシステムの冷房能力を測定することができる。

図１では、一台の室外機に対して複数の室内機が接続されているような、ビル用マルチに本発明を適用した場合の例を示している。この図では１室に室内機１ｂが２台設置された空調室Ｒ１、Ｒ２が示され、以降別の空調室への冷媒配管が延長している。ＰＡＣシステム１は室外機１ａと複数の室内機１ｂとそれらを接続する冷媒配管往管１ｃと冷媒配管還管１ｄとから主として構成されている。室外機１ａには圧縮機と室外側熱交換器、その他アキュムレータを備えている（いずれも図示せず）。また室外側熱交換器の排熱には、方式によって対応が異なり、空冷方式の場合には送風機１ｅが機内に備えられ、いわゆる水マルチなどの水冷方式の場合には冷却塔（図示せず）が冷却水配管を介して室外機１ａと接続される。室内機１ｂには室内側熱交換器１ｆが内蔵され、送風機１ｇで室内等の空調負荷に空調空気を給気する。冷媒配管往管（以下「送液管」と称する）１ｃの室内機１ｂ側には、膨張弁１ｈ等の減圧装置が設けられる。液冷媒はかかる減圧装置により室内機１ｂ内の熱交換器１ｆで気化しこれにより空調室Ｒ１、Ｒ２が冷房される。

本実施の形態では、送液管１ｃを所定の熱量で加熱または冷却する熱源装置を用いる。図１に示した２は熱源装置の１例であり、水などの供試液の満たされた恒温槽２ａ、ポンプ２ｂ、送液管１ｃへの液の供給量を計測する流量計２ｃ、および送液管１ｃへの液の送出温度と戻り温度を計測する温度計２ｄと、恒温槽２ａに温熱または冷熱を付与するヒートポンプ２ｅから主として構成される。恒温槽２ａには水またはブラインなどの液流体２ｆが満たされ、ポンプ２ｂにより送出可能になっている。ヒートポンプ２ｅは、恒温槽２ａ内の供試液を加熱または冷却する熱交換器２ｇと、大気中に熱を放出したり採熱する熱交換器２ｈを備え、前者が恒温槽２ａに浸漬され、恒温槽２ａ内の液流体を加熱または冷却する。

さらに本実施形態では、恒温槽２ａ内の液流体によって送液管１ｃの管壁に冷熱または温熱を付与すべく断熱材３ａで外装されたチューブ３を用いる。チューブ３は内側に前記の液流体が流通しうる中空管であり、図示のように送液管１ｃに巻き回せるような柔軟構造で、送液管１ｃに接する部分を残してシート状の断熱材３ａで外装される。チューブ３は熱源装置２と一体化されていてもよいが、別体とされて空調システムが運転される現地でワンタッチジョイントなどを介して接続されてもよい。

この熱源装置２は前述のようにして加熱・冷却されたその熱量を算出するためのデータを測る。つまり温度計２ｄにより求めた送液温度と還液温度の差に流量計２ｃの計測値を乗ずることで熱量が算出される。チューブ３は送液管１ｃを流れる液冷媒に外部から温熱または冷熱を付与する。ここでは加熱する例を挙げるが、加熱量は冷房能力に対して十分に小さいため、液冷媒がガス化することはない。これらの機能は加熱に限れば電気ヒータでもより簡便に代替でき電流計により付与熱量を計測できる。なお、熱源装置の形態により、熱発生手段は直接送液管１ｃを冷却または加熱するものであることもあり、その場合熱量計測手段とは別体となる。

その他、消費電力を計測する電力計Ｗを備え、かつ室外機１ａは通常の室外機と同様、圧縮機の高圧側冷媒と低圧側冷媒の圧力をそれぞれ計測する圧力計ＰＨ、ＰＬを備える。ＰＡＣシステムの室内機側、すなわち空調室Ｒ１、Ｒ２には、室内温度計ＴＲが備えられて室温を計測する。そのほか屋外の適所に外気温を計測する温度センサＴｏｕｔが設けられる。なお、室内温度計ＴＲと温度センサＴｏｕｔは通常のＰＡＣシステムに設けられるもので、本発明による推定法を実施するタイミングを測るために用い、推定の演算には用いない。

以上の構成を備えたＰＡＣシステムの冷房能力測定方法を以下に説明する。なお、インバータなどの容量制御機構を有するパッケージ空調機では、空調負荷に応じた冷房能力Ｑ_（０）で運転がなされている．このＱ_（０）は空調負荷が変化しない限り不変である．

（１）冷房能力推定の手順
まず熱源装置２とつながるチューブ３を送液管１ｃの適所、この場合は送液管１ｃが分岐する前の箇所、すなわち主管部分Ｍに組み付ける。運用中のＰＡＣの能力の推定は、朝方や夕方のように外気負荷の変動が大きい時刻は避け、外気温度Ｔ_ｏｕｔの変動が少ない時間帯、例えば１０時から１４時間で実施時期を選定する。能力推定の実施中は、中間階の２フロアや１フロアの東側と西側など、同一用途の室で室外機が異なる二系統を測定し、一方は送液管に冷熱量を付加した運転を実施して冷房能力を推定し、他方は通常の運転を実施する。すなわち、別の室外機の送液管に対して、前述と同様圧縮機の消費電力量と凝縮圧力と蒸発圧力を計測する。室外機は同一用途の居室や上または下の階を空調する室外機は近接して配置されるのが一般のため、測定値を目視して負荷をかけた側の系統と見比べることも容易である。
外気温度Ｔ_ｏｕｔが変動していないで、かつ通常の運転をする側のＰＡＣの動力が変動していないときに、空調負荷が変化してないと判断する．そして、室外機機内にある圧縮機吐出管の圧力計と圧縮機吸込管の圧力計廻りの弁をそれぞれ開き、表示装置を接続する。なお消費電力は既存の盤から目視することもできる。通常の運転をする側のＰＡＣに急激な変動、または徐々にではあるが大幅な変動がでたら、負荷をかけた側のＰＡＣの測定を中止する。

図２に能力推定を実施する系統の手順を示す。なお、以下の手順はコンピュータを使って行うことができ、計算結果はパソコン画面への表示や印刷によって得ることができ、ただし後述の計算結果からの冷房能力の推定は、対比テーブルをパソコン内に記憶させて対比してもよいし、保守員が目視によって判断してもよい。一例としては圧縮機の高圧側と低圧側にそれぞれ設けた圧力計ＰＨ、ＰＬと電力計Ｗの信号を可搬式のパソコンに送信し、後述の比較、演算をさせることができる。この際外気温度と室温の計測値もパソコンに取り込み表示できるようにすれば、空気温度の変動に伴って作業を中断することができる。
まず、冷房能力推定を実施する系統ともう一方の別の系統の負荷変動が、能力推定の精度に影響を及ぼさない状態にあることを確認する。すなわち、外気温度Ｔ_ｏｕｔと室温Ｔ_Ｒを測定し（ステップＳ１）、外気温度Ｔ_ｏｕｔの経時変化率（δＴ_ｏｕｔ／δｔ）と室温Ｔ_Ｒの経時変化率（δＴ_Ｒ／δｔ）が予め定めた閾値以下となることを確認した後に（ステップＳ２）、運用中のＰＡＣの凝縮圧力（高圧）ＰＨ_（０）、蒸発圧力（低圧）ＰＬ_（０）、動力（消費電力）Ｗ_（０）を測定する（ステップＳ３）。
次に熱源装置２を用いて、図３に示すように段階的に３通り（ｉ＝１〜３）の熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を送液管１ｃに加熱または冷却する（ステップＳ４）。例えば、室外機１ａの圧縮機（図示せず）を出た５０℃の液冷媒に対して、２０℃（ｉ＝１）、１７℃（ｉ＝２）、１４℃（ｉ＝３）の冷熱を付与する。３通りの熱の付与は、後述の能力推定式の未知の数値３つを連立方程式で解くためである。

熱量Ｑｉｎ_（ｉ）の加熱または冷却により変化したＰＡＣのサイクル状態が安定した後に、熱量Ｑｉｎ_（ｉ）ごとの凝縮圧力ＰＨ_（ｉ）、蒸発圧力ＰＬ_（ｉ）、動力Ｗ_（ｉ）を測定する（ステップＳ５）。最後に、外気温度Ｔ_ｏｕｔの経時変化率（δＴ／δｔ）と室温Ｔ_Ｒの経時変化率（δＴ／δｔ）が閾値以下であることを確認し（ステップＳ６）、測定したデータに基づき後述の能力推定式を導出する（ステップＳ７）。能力推定式の導出（ステップＳ７）は、まず、図３に示すように能力推定式に３通り（ｉ＝１〜３）の熱量Ｑｉｎ_（ｉ）ごとの凝縮圧力ＰＨ_（ｉ）、蒸発圧力ＰＬ_（ｉ）、動力Ｗ_（ｉ）を代入して連立させる。
次に、後述の能力推定式の未知の数値３つをパラメータとした収束計算を行い連立解を求める。その結果、求めた解である数値３つの内の１つであるＰＡＣの冷房能力Ｑ_（０）を推定できる。以上の閾値は要求される推定精度による。
すなわち、本発明においては、高い推定精度が要求されるほど、「閾値」を小さく定める必要がある。ｉ＝１から３（またはそれ以上）のＱｉｎ_（ｉ）を付加して，動力，凝縮圧力，蒸発圧力を計測している時間中は，冷房負荷（冷房能力Ｑ_（０））が不変であることが前提条件であり，測定時間中のＱ_（０）の変動は推定精度の低下につながる。ここでは，Ｑ_（０）が測定時間中に変化していないことを，外気温度と室温の経時変化率（δＴ_ｏｕｔ／δｔ，δＴ_Ｒ／δｔ）によって判断する（δＴｏｕｔ／δｔ，δＴ_Ｒ／δｔが大きいことは，冷房負荷変動が大きいことを意味する）。測定時間中のδＴ_ｏｕｔ／δｔ＝０（零），δＴ_Ｒ／δｔ＝０（零）が理想であるが、現実的には困難なので閾値を定めることにした。この「閾値」を小さくすることで，冷房負荷変動が小さい場合での測定データが得られるため，推定精度が向上する。なお、この一連の推定手順を実施している間は、通常の運転を実施している同一用途の室の別系統の運転状態の測定も実施し、空調負荷が変化してないことの確認を行なう。

（２）送液管の冷却および加熱による冷媒状態の変化について
ここでは、図２と図３の冷房能力の推定式算出のステップの前提として、室外機１ａの圧縮機（図示せず）の凝縮圧力と蒸発圧力とエンタルピー差の関連を説明する。
図４のように、送液管１ｃに熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加（冷却の場合はプラス、加熱の場合はマイナス）すると、動力（消費電力）はＷ_（０）からＷ_（ｉ）に変化する。
図５は、このときの冷媒状態をモリエル線図上に示したものである。同図では、通常運転の場合（図５（ａ））と比較して、送液管を冷却した場合（Ｑｉｎ_（ｉ）はプラスの場合：図５（ｂ））の冷媒状態を例示する。
図５（ｂ）に示したように、送液管１ｃを冷却すると、送液（膨張弁の入口）のエンタルピーはｈ３_（０）からｈ４_（ｉ）に変化する．また、凝縮圧力（高圧）はＰＨ_（０）からＰＨ_（ｉ）に変化し、蒸発圧力（低圧）はＰＬ_（０）からＰＬ_（ｉ）に変化する。この高圧や低圧の変化に応じて、室外機１ａの圧縮機（図示せず）吐出のエンタルピーはｈ１_（０）’からｈ１_（ｉ）’に変化する。同時に、冷媒流量はＧ_（０）からＧ_（ｉ）に変化し、圧縮機の効率（総合効率）はη_（０）からη_（ｉ）に変化する。図５（ａ）に示すように、通常運転の場合、蒸発器でのエンタルピー差Δｈ_（０）、ならびに圧縮機でのエンタルピー差Δｈｃ_（０）’は、下記の（１−１）式と（１−２）式である。
Δｈ_（０）＝ｈ２_（０）−ｈ３_（０） ・・・・（１−１）式
Δｈｃ_（０）’＝ｈ１_（０）’−ｈ２_（０） ・・・・（１−２）式
また、図５（ｂ）に示すように、送液管１ｃに冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合、Ｑｉｎ_（ｉ）分のエンタルピー差Δｈｉｎ_（ｉ）、冷房力能力Ｑ_（０）からＱｉｎ_（ｉ）を引いた冷熱量分のエンタルピー差Δｈ_（ｉ）、ならびに圧縮機でのエンタルピー差Δｈｃ_（ｉ）’は、下記の（２−１）式、（２−２）式、（２−３）式である。
Δｈ_（ｉ）＝ｈ２_（ｉ）−ｈ３_（ｉ） ・・・・（２−１）式
Δｈｃ_（ｉ）’＝ｈ１_（ｉ）’−ｈ２_（ｉ） ・・・・（２−２）式
Δｈｉｎ_（ｉ）’＝ｈ３_（ｉ）−ｈ４_（ｉ） ・・・・（２−３）式

ここで、Δｈ_（ｉ）は、増倍係数α_（ｉ）を用いて、下記の（３）式のように書くこととする。
Δｈ_（ｉ）＝α_（ｉ）・Δｈ_（０） ・・・・（３）式
圧縮機理論エンタルピー差（エントロピーｓが一定の下でのエンタルピー差）は、高圧、低圧、および蒸発器出口の過熱度制御（過熱度＝一定）から、冷媒の物性値を用いて求めることができる．
通常運転の場合の圧縮機理論エンタルピー差をΔｈｃ_（０）、冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合の圧縮機理論エンタルピー差をΔｈｃ_（ｉ）と書くと、（１−２）式と（２−２）式のΔｈｃ_（０）’とΔｈｃ_（ｉ）’は下記の（４−１）式と（４−２）式のように書くことができる。
Δｈｃ_（０）’＝ Δｈｃ_（０）／η_（０） ・・・・（４−１）式
Δｈｃ_（ｉ）’＝ Δｈｃ_（ｉ）／η_（ｉ） ・・・・（４−２）式
ここで、η_（０）は通常運転の場合の圧縮機効率であり、η_（ｉ）は冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合の圧縮機効率である。

（３）冷房能力および動力
送液管１ｃに冷熱量を付加しない場合、冷房能力Ｑ_（０）と動力Ｗ_（０）は、下記の（５−１）式と（５−２）式となる。
Ｑ_（０）＝Ｇ_（０）・Δｈ_（０） ・・・・（５−１）式
Ｗ_（０）＝Ｇ_（０）・Δｈｃ_（０）’＝ Ｇ_（０）・Δｈｃ_（０）／η_（０） ・・・・（５−２）式
また、送液管１ｃに冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合、冷房能力Ｑ_（０）と動力Ｗ_（ｉ）は下記の（６−１）式と（６−２）式となる。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）＋Ｇ_（ｉ）・Δｈ_（ｉ）＝ Ｑｉｎ_（ｉ）＋Ｇ_（ｉ）・α_（ｉ）・Δｈ_（０） ・・・・（６−１）式
Ｗ_（ｉ）＝Ｇ_（ｉ）・Δｈｃ_（ｉ）’＝ Ｇ_（ｉ）・Δｈｃ_（ｉ） ／η_（ｉ） ・・・・（６−２）式
これらの（５−１）式、（５−２）式、（６−１）式、（６−２）式を整理すると、下記の（７）式を得る。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−α_（ｉ）・（Ｗ_（ｉ） ／Ｗ_（０））・（η_（ｉ）／η_（０））・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝ ・・・・（７）式

（４）圧縮機の効率およびエンタルピー差の増倍係数の関数形
圧縮機の効率ηをａ・（ＰＨ／ＰＬ）^ｂの一般的な関数形とする。また、ＰＨ／ＰＬを圧縮比χとおくと下記の（８）式を得る。
η_（ｉ）／η_（０）＝（χ_（ｉ）／η_（０））^ｂ ・・・・（８）式
ここで、ａおよびｂは、圧縮機で定まる固有の係数である。
エンタルピー差Δｈ_（ｉ）の増倍係数α_（ｉ）は、ここでは仮に、冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）が冷房能力Ｑ_（０）に比べて十分に小さい場合には、α_（ｉ）は測定値や理論値から定まることを想定する。なお、ここでの課題は、圧縮機の効率のように、エンタルピー差の増倍係数の関数形を定めることにある。
以降の説明を簡単にするため下記の（９）式のように、高圧の変化割合ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ）を用いて定めることとする。
α_（ｉ）＝ｆ（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ）） ・・・・（９）式
ここで、ｆ（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））の関数形を、下記の（９−１）式のように定めることとする。
ｆ（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））＝（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β ・・・・（９−１）式
なお、低圧および蒸発器出口での過熱度制御（過熱度＝一定）から、Δｈ_（ｉ）を定めるための一方のエンタルピー（圧縮機吸入のエンタルピーｈ２_（ｉ））およびΔｈ_（０）を定めるための一方のエンタルピー（圧縮機吸入のエンタルピーｈ２_（０））は、冷媒の物性値を用いて求めることができる。したがって、今まで説明してきたように、（３）式に基づいてΔｈ_（ｉ）を定めるための増倍係数α_（ｉ）でなく、加熱・冷却前のエンタルピーｈ３_（ｉ）を定める増倍係数を採用しても良い。

（５）冷房能力の算出式および試験の種類
以上の（８）式および（９）式を（７）式に代入すると、下記の（１０）式を得る。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β・（Ｗ_（ｉ）／Ｗ_（０））・（χ_（ｉ）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝ ・・・・（１０）式
上記の（１０）式において、ここで求めるべき冷房能力Ｑ_（０）と指数のｂとβの３つが未知であるため、送液管１ｃに冷熱量を付加しない運転とともに、冷熱量Ｑｉｎ_（１）、冷熱量Ｑｉｎ_（２）、冷熱量Ｑｉｎ_（３）の３種類の冷熱量を送液管１ｃに付加した運転を実施すれば、次の３元連立方程式を解くことで冷房能力Ｑ_（０）を推定することができる。
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（１）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（１））^β・（Ｗ_（１）／Ｗ_（０））・（χ_（１）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（１））｝
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（２）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（２））^β・（Ｗ_（２）／Ｗ_（０））・（χ_（２）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（２））｝
Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（３）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（３））^β・（Ｗ_（３）／Ｗ_（０））・（χ_（３）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（３））｝
これを解くことによって、冷房能力Ｑ_（０）、ｂ、βを求めることができる。演算装置によって解く場合のフローを図３に示した。これらは予めプログラム化してパソコン等にインストールしたり、適宜の記憶媒体に記録しておくことができる。
以上の結果が定格能力よりも低く算出されればＰＡＣの増設やＯＡ機器等の発熱への対策を検討し、逆に高く算出されればＰＡＣの別の負荷域への移設等、負荷と空調が適切となるよう対策を検討することができる。

表１は冷房能力演算のツールの一例で、この表（コンピュータ利用の場合はデータテーブル）の各欄に計測値（付熱量加、消費電力、圧縮機の高圧側と低圧側の各圧力）と計算値（圧縮比とエンタルピー差）を、通常運転時と３通りの運転時の４つの運転モードごとに入力しあるいは記入する。ここで圧縮比＝凝縮圧力／蒸発圧力の意であり、測定した蒸発圧力（低圧側冷媒の圧力を計測する圧力計ＰＬ）と凝縮圧力（高圧側冷媒の圧力を計測する圧力計ＰＨ）の計測値を利用する。なお、表１のうち備考欄は入力または記入されるデータの出所を確認的に示している。
表１の実際の運用としては以下が考えられる。表１のうち計測値が埋まればあとの計算は短時間で済む。そこで、計測をＰＡＣシステム試運転中や稼動中の現場（現地）で行い、前記方程式を事務所等で解いてもよい。または、携帯電話等の移動端末に測定値を手入力し、遠隔地のサーバに計算させて結果の送信を前記移動端末に戻し受けても良い。なお、図２の「能力推定式を算出」の処理は判断子（外気温度Ｔ_ｏｕｔと室温Ｔ_Ｒのしきい値との比較）の前に行ってもよい。

（６）冷房能力の推定精度
以上の方法によって求めた冷房能力の推算精度、とくにエンタルピー差の増倍係数の関数形の妥当性を推定精度によって確認するために、室外機１ａのかわりに水熱源ヒートポンプ（水冷チラー）を用いた試験装置で実施した結果を説明する。
図６に汎用水冷チラーを用いた試験装置４０の系統を示す。また、表２に構成機器の仕様を示す。
図６は，試験装置４０における各機器と冷媒配管との系統を模式的に示したものであり、送液管４１を冷却や加熱するために、図１に示したような熱源装置（ヒートポンプ装置）４２を用いている。また図１のチューブ３に代えて熱交換器４２aを用いている。そして熱交換器４２aを経た冷媒は膨張弁４３を経て蒸発器４４から、アキュムレータ４５、圧縮機４６、凝縮器４７を巡るようになっている。送液管４１を流れる冷媒の流量は質量流量計４８によって計測される。蒸発器４４で冷却された冷水は，冷房モードでの模擬負荷となる電気ヒータ４９で熱交換器５０加熱され蒸発器４４に戻される。なお送液管４１を流れる汎用水冷チラーの凝縮圧力は，圧力計５１によって計測され，また蒸発圧力は圧力計５２によって計測され，蒸発器入口温度は温度計５３によって計測され，蒸発器出口温度は温度計５４によって計測され，圧縮機４６の電力は電力計５５によって計測される。
そして熱交換器４２aを介して汎用水冷チラーに付加した冷熱量Ｑｉｎは、熱源水の流量計（図示せず）および温度計（図示せず）によって求めた。ここで推定すべき冷凍能力Ｑ（真値）は、蒸発器４４の冷水の出入口温度差と流量から求めることができる。

推定冷凍能力Ｑ_（０）や推定精度（Ｑ_（０）／Ｑ）の結果を表３、表４に示す。表３は送液管４１を冷却した場合、表４は送液管４１を加熱した場合である。また、送液管４１を冷却した場合の試験装置４０の運転状態の経時変化を図７に示す。送液管４１に付加する冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を３段階に変化させ、各段階において凝縮器４７入口の冷却水の温度・流量、蒸発器４４入口の冷水温度・流量が一定となった後の運転状態を測定した．表３の推定冷凍能力欄からわかるように、冷凍能力の予測精度は±６％、表４は±５％であり、送液管４１を冷却する場合と加熱する場合共に十分な精度で予測できる。併せて、前出（９−１）式のようなエンタルピー差の増倍係数の関数形が妥当であることを確認した。なお、連立方程式で推定した能力Ｑ_（０）と定格能力との差は、表中に推定精度Ｑ_（０）／Ｑと表現している。Ｑ_（０）が通常運転の場合を示しており、冷却による測定時にＱ_（０）＝２．８ｋＷ、加熱による測定時にＱ_（０）＝２．４ｋＷであった。

本発明は前述の実施形態に限らず実施できる。例えば室内外機が各一台のＰＡＣにも本発明は適用できる。また熱源装置は、加熱・冷却を正確に測定できるものであれば、ペルチェ素子なども用いることができる．

本発明の実施形態に係る概略構成図。 本発明の実施形態に係る冷房能力推定手順のフローチャート。 本発明の実施形態に係る冷房能力推定式の導出をするための演算のフローチャート。 本発明の実施形態を実施するに際し、測定中のサイクル変化を示す図。 本発明の実施形態を実施するに際し、送液管に冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加したときの冷媒状態の変化の模式図。 本発明の実施形態の精度を検証するための試験装置図。 本発明の実施形態の精度を検証した際の、試験装置の運転状態の経時変化を示す図。

符号の説明

１ ＰＡＣシステム
１ａ 室外機
１ｂ 室内機
１ｃ 送液管
２ 熱源装置
３ チューブ

Claims (4)

1. 容量制御型の圧縮機と室外側熱交換器を備えた室外機と、室内側熱交換器を備えた室内機を冷媒配管で接続してなるパッケージ型空調機を用いた空調システムの冷房能力を測定する方法であって、
   室外機から室内機に冷媒が送られる送液管を加熱または冷却し、それに応じた前記圧縮機の消費電力、凝縮圧力および蒸発圧力の変化のデータに基づいて、冷房能力を推定することを特徴とする、パッケージ型空調機による空調システムの冷房能力測定方法。
2. 前記変化のデータを得るに際しては、送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を用い、少なくとも蒸発器でのエンタルピー差から前記送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を除いたエンタルピー差から、増倍係数α_（ｉ）を定義しその関数形を定めて行うことを特徴とする、請求項１に記載のパッケージ型空調機による空調システムの冷房能力測定方法。
3. 次の演算を、手順１Ａと手順１Ｂの一方→手順１Ａと手順１Ｂの残りの一方→手順３→手順４の順で実行するプロセスを有することを特徴とする、請求項２に記載のパッケージ型空調機による空調システムの冷房能力測定方法。
   手順１Ａ：蒸発器でのエンタルピー差から送液管を加熱または冷却した後の加熱量または冷却量分のエンタルピー差を除いたエンタルピー差Δｈ_（ｉ）を、増倍係数α_（ｉ）を用いて次式のように定義する。
   Δｈ_（ｉ）＝α_（ｉ）・Δｈ_（０）
   Δｈ_（０）は通常運転の場合の室内機の蒸発器でのエンタルピー差
   手順１Ｂ：冷凍サイクルの一般的な特性から、増倍係数α_（ｉ）を高圧ガスの圧力の変化割合ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ）と指数βを用いて次式のように定義する。
   α_（ｉ）＝（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β
   但しＰＨは，凝縮圧力である。
   手順３：手順１Ａの式を用いて、送液管に冷熱量を付加しない場合の空調システムの運転状態を表す冷房能力Ｑ_（０）と動力Ｗ_（０）と圧縮機の効率η_（０）と圧縮機理論エンタルピー差Δｈｃ_（０）、
   送液管に加熱量または冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）を付加した場合の空調システムの運転状態を表す冷房能力Ｑ_（ｉ）と動力Ｗ_（ｉ）と圧縮機の効率η_（ｉ)と圧縮機理論エンタルピー差Δｈｃ_（ｉ）、
   とを整理して、Ｑ_（０）＝Ｑ_（ｉ）の条件の下、下記の式を得る。
   Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−α_（ｉ）・（Ｗ_（ｉ）／Ｗ_（０））・（η_（ｉ）／η_（０））・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝
   手順４：手順１Ｂの式と圧縮機の効率η_（ｉ）の一般的な関数形であるａ・（ＰＨ／ＰＬ）^ｂから次の式を得る。
   Ｑ_（０）＝Ｑｉｎ_（ｉ）／｛１−（ＰＨ_（０）／ＰＨ_（ｉ））^β・（Ｗ_（ｉ）／Ｗ_（０））・（χ_（ｉ）／χ_（０））^ｂ・（Δｈｃ_（０）／Δｈｃ_（ｉ））｝
   但し、ａおよびｂは、圧縮機で定まる固有の係数、ＰＨは凝縮圧力，ＰＬは蒸発圧力、χは圧縮比（ＰＨ／ＰＬ）である。
4. 圧縮機に電力を供給する電力線に設けた電力計、圧縮機の冷媒吐出管に設けた圧力計、圧縮機の冷媒吸込管に設けた圧力計で計測した、圧縮機の消費電力、凝縮圧力、蒸発圧力のそれぞれの値を用いて、
   少なくとも送液管に対する加熱量または冷熱量Ｑｉｎ_（ｉ）とβとｂの関係を求めることを特徴とする、請求項３に記載のパッケージ型空調機による空調システムの冷房能力測定方法。

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