JP2012141098A - 熱源システムおよびその制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】熱媒に対して直列に接続した２台の熱源機を備えた熱源システムを効率的に運転することを目的とする。
【解決手段】冷熱負荷から導かれた所定の還り温度Ｔｒを有する冷水を、所定の往き温度Ｔｓまで低下させて冷熱熱負荷へ冷水を供給する熱源システム１である。熱源システム１は、冷水を還り温度Ｔｒから中間温度Ｔ２まで低下させる第２ターボ冷凍機ＴＲ２と、第２ターボ冷凍機ＴＲ２にて中間温度Ｔ２まで低下した冷水を往き温度Ｔｓまで低下させる第１ターボ冷凍機ＴＲ１と、中間温度Ｔ２を可変に設定する制御部とを備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は、熱媒に対して熱源機を直列に接続した熱源システムおよびその制御方法に関するものである。

一般に、空調機等の熱負荷に冷水（熱媒）を供給する熱源機（例えばターボ冷凍機、吸収式冷凍機等）は、定格時には、例えば１２℃の冷水を７℃まで冷却して熱負荷に供給するように運転される。このような定格で５℃の温度差よりも大きな温度差の冷水を供給可能とするために、２台の熱源機を冷水に対して直列に接続した構成が知られている（例えば特許文献１参照）。これにより、例えば、上流側熱源機は１７℃から１２℃まで冷却し、下流側熱源機は１２℃から７℃まで冷却して、結果として１７℃から７℃までの１０℃の温度差で運転することができる。

特開２００１−３５５９３８号公報

上述した従来の熱源システムは、それぞれの熱源機が定格の５℃の温度差で運転される前提で設計されている。したがって、冷水還り温度（１７℃）と冷水往き温度（７℃）との中間の中間温度（１２℃）は固定値とされている。また、一般に、熱負荷の要求によって熱源システムから供給する冷水温度が設定値（例えば７℃）とされていることが多い。そして、熱負荷の需要が減少して冷水還り温度が低下した場合には、中間温度が固定されていると、下流側熱源機は１２℃から７℃まで冷水を冷却する運転を行うものの、上流側熱源機は１７℃よりも低下した温度（例えば１５℃）から１２℃までの温度差５℃以下の部分負荷運転と成らざるを得ない。例えば、低下した還り温度を１５℃とすると、負荷率は、（１５℃−１２℃）／５℃＝６０％となる。ところが、本来、上流側熱源機は下流側熱源機よりも出力冷水温度が高いので、高いＣＯＰでの運転が可能である。それにもかかわらず、中間温度を固定値としておくと、熱負荷の需要が減少した場合にはＣＯＰが比較的低い下流側熱源機のみが負荷率１００％で運転し、高いＣＯＰでの運転が可能な上流側熱源機が低い負荷率で殆ど運転できないということになる。
これでは、熱源システム全体として効率的な運転が行われているとは言えず、更なる改善が望まれる。

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、熱媒に対して直列に接続した２台の熱源機を備えた熱源システムを効率的に運転することができる熱源システムおよびその制御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、本発明の熱源システムおよびその制御方法は以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる熱源システムは、熱負荷から導かれた所定の還り温度を有する熱媒を、所定の往き温度まで変化させて前記熱負荷へ熱媒を供給する熱源システムであって、前記熱媒を前記還り温度から中間温度まで変化させる上流側熱源機と、該上流側熱源機にて中間温度まで温度変化した熱媒を前記往き温度まで変化させる下流側熱源機と、前記中間温度を可変に設定する制御部とを備えていることを特徴とする。

本発明の熱源システムは、上流側熱源機および下流側熱源機によって熱媒温度を順次変化（例えば低下）させることによって、大温度差の熱媒供給を実現する。このような熱源システムの場合、上流側熱源機は、還り温度から中間温度まで熱媒温度を変化させるように動作し、下流側熱源機は、中間温度から往き温度まで熱媒温度を変化させるように動作する。つまり、各熱源機は、中間温度との温度差に応じて出力（負荷率）が決定されるようになっている。本発明では、制御部によって、中間温度を可変に設定することとしたので、各熱源機の負荷率を任意に変更することができる。したがって、熱源システム全体として、消費動力や消費電力を少なくする運転、運転コストを少なくする運転等を実現することができる。
熱源機としては、例えば、電動式ターボ冷凍機、吸収式冷凍機、空冷ヒートポンプ等が挙げられる。

さらに、本発明の熱源システムでは、前記上流側熱源機および／または前記下流側熱源機は、電動式ターボ冷凍機とされ、前記制御部は、電動式ターボ冷凍機の負荷率に応じた消費動力が所定値以下となるように、前記中間温度を設定することを特徴とする。

電動式ターボ冷凍機は、負荷率（定格負荷を１００％とする。）に応じて電動圧縮機等の消費動力（消費電力）が変化する。制御部は、消費動力が所定値以下となるように中間温度を設定する。これにより、消費動力が少ない運転が実現される。
なお、中間温度は、電動式ターボ冷凍機が取り得る範囲で変化させた場合に、消費動力が略最小となるように設定されることが好ましい。例えば、電動式ターボ冷凍機が取り得る中間温度を少なくとも３点選び、これら３点における消費動力を得る。そして、これら３点の中間温度及び消費動力の組合せから二次曲線を得て、消費動力が極小値となる中間温度を算出し、この中間温度に設定する。
なお、消費動力の演算の際には、ターボ冷凍機が出力する熱媒温度や、ターボ冷凍機の凝縮器を冷却する冷却水温度を加味することが好ましい。
電動式ターボ冷凍機としては、電動圧縮機が一定速で回転する固定速機であっても、電動圧縮機が任意の速度で回転する可変速機であってもよく、またこれらの組合せであっても良い。

さらに、本発明の熱源システムでは、前記上流側熱源機および／または前記下流側熱源機は、吸収式冷凍機とされ、前記制御部は、前記吸収冷凍機の運転コストが所定値以下となるように前記中間温度を設定することを特徴とする。

吸収冷凍機は、蒸気等の加熱源によって駆動する。制御部は、この加熱源のコストに依存する運転コストが所定値以下となるように中間温度を設定する。これにより、運転コストが少ない運転が実現される。

さらに、本発明の熱源システムでは、前記上流側熱源機は、前記熱媒からの吸熱によって他の温熱負荷へ温熱を出力するヒートリカバリー機とされ、前記制御部は、前記ヒートリカバリー機の温熱出力によって決定される必要吸熱量となるように前記中間温度を設定することを特徴とする。

上流側熱源機がヒートリカバリー機とされている場合、ヒートリカバリー機は熱媒から吸熱し、他の温熱負荷が要求する所定の温熱を出力する。制御部は、要求される所定の温熱出力が得られる必要吸熱量となるように、中間温度を設定することとした。これにより、ヒートリカバリー機は所定の温熱出力を他の温熱負荷に供給することができる。

また、本発明の熱源システムの制御方法は、熱負荷から導かれた所定の還り温度を有する熱媒を、所定の往き温度まで変化させて前記熱負荷へ熱媒を供給する熱源システムの制御方法であって、前記熱源システムは、前記熱媒を前記還り温度から中間温度まで変化させる上流側熱源機と、該上流側熱源機にて中間温度まで温度変化した熱媒を前記往き温度まで変化させる下流側熱源機とを備え、制御部によって、前記中間温度を可変に設定することを特徴とする。

本発明の熱源システムの制御方法は、上流側熱源機および下流側熱源機によって熱媒温度を順次変化（例えば低下）させることによって、大温度差の熱媒供給を実現する。このような熱源システムの場合、上流側熱源機は、還り温度から中間温度まで熱媒温度を変化させるように動作し、下流側熱源機は、中間温度から往き温度まで熱媒温度を変化させるように動作する。つまり、各熱源機は、中間温度との温度差に応じて出力（負荷率）が決定されるようになっている。本発明では、制御部によって、中間温度を可変に設定することとしたので、各熱源機の負荷率を任意に変更することができる。したがって、熱源システム全体として、消費動力や消費電力を少なくする運転、運転コストを少なくする運転等を実現することができる。
熱源機としては、例えば、電動式ターボ冷凍機、吸収式冷凍機、空冷ヒートポンプ等が挙げられる。

中間温度を可変に設定することとしたので、各熱源機の負荷率を任意に変更することができ、熱源システム全体として、消費電力を少なくする運転、運転コストを少なくする運転等を実現することができる。

本発明の第１実施形態にかかる熱源システムを示した概略図である。 図１に示したターボ冷凍機を示した概略構成図である。 負荷率に対するターボ冷凍機のＣＯＰを示したマップである。 中間温度の設定方法を示したフローチャートである。 中間温度の設定方法を示したフローチャートである。 中間温度の演算の実施例を示したグラフである。 本発明の第２実施形態にかかる熱源システムを示した概略図である。 中間温度の設定方法を示したフローチャートである。 中間温度の設定方法を示したフローチャートである。 本発明の第３実施形態にかかる熱源システムを示した概略図である。 図１０の二重冷凍サイクルの動作を示したグラフである。

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。
［第１実施形態］
以下、本発明の第１実施形態について説明する。
図１には、本実施形態にかかる熱源システム１が示されている。熱源システム１は、第１ターボ冷凍機（下流側熱源機）ＴＲ１と、第２ターボ冷凍機（上流側熱源機）ＴＲ２とを備えている。これらターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２は、電動モータによって圧縮機が駆動される電動式ターボ冷凍機とされている。各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２は、図示しない空調機等の冷熱負荷に対して冷水（熱媒）を供給するものであり、この冷水流れに対して上流側から、第２ターボ冷凍機ＴＲ２、第１ターボ冷凍機ＴＲ１の順に接続されている。したがって、定流量冷水ポンプ２によって各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２と冷熱負荷との間で循環する冷水は、還り温度Ｔｒで第２ターボ冷凍機ＴＲ２に流入し、中間温度Ｔ２まで冷却され、次いで、中間温度Ｔ２で第１ターボ冷凍機ＴＲ１に流入し、往き温度Ｔｓまで冷却される。各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２は、定格（負荷率１００％）で冷水を５℃冷却する能力を有しており、同図には、それぞれが定格にて運転している状態の温度が示されている。すなわち、第２ターボ冷凍機ＴＲ２は還り温度１７℃から中間温度１２℃まで冷水を冷却し、第１ターボ冷凍機ＴＲ１は中間温度１２℃から往き温度７℃まで冷水を冷却する。

往き温度Ｔｓは、通常、設計時に冷熱負荷が要求する温度となるように設定される。したがって、熱源システム１は、往き温度Ｔｓが設定温度（典型的には７℃）となるように制御される。一方、還り温度Ｔｒは、冷熱負荷の要求熱量の変動によって変化するが、定格時には、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の定格温度差の和に相当する温度差（典型的には１０℃）が積算された温度（典型的には１７℃）とされる。

本実施形態では、中間温度Ｔ２を固定値とせずに、図示しない制御部が、還り温度Ｔｒ等の各状態量に応じて中間温度Ｔ２を適宜変更できるようになっている。

図２には、第１ターボ冷凍機ＴＲ１の概略構成が示されている。なお、第２ターボ冷凍機ＴＲ２の構成も同様なので、その説明は省略する。
同図に示されているように、第１ターボ冷凍機ＴＲ１は、冷媒を圧縮するターボ圧縮機５と、圧縮された冷媒を凝縮液化させる凝縮器１３と、凝縮された液冷媒を減圧し膨張させる膨張弁３０と、膨張された液冷媒を蒸発させる蒸発器８と、制御部９を備えている。

ターボ圧縮機５は、電動モータ７によって回転駆動される電動式となっている。電動モータ７は、インバータ装置３に電気的に接続されており、このインバータ装置３によって可変速運転が可能となっている。
インバータ装置３は、制御部９の指示に基づき、電動モータ７の回転数を制御するようになっている。

凝縮器１３は、例えばシェル・アンド・チューブ式の熱交換器とされている。凝縮器１３には、冷却水管１３ａ，１３ｂが接続されており、この冷却水管１３ａ，１３ｂ内を流れる水とシェル内の冷媒とが熱交換を行う。冷却水管１３ａ，１３ｂは、冷却塔（図示せず）と接続されている。冷却水配管１３ａには温度センサが設けられており、凝縮器１３に流入する冷却水の入口温度Ｔｃが計測できるようになっている。

蒸発器８は、シェル・アンド・チューブ式の熱交換器とされている。蒸発器８には、冷水管８ａ，８ｂが接続されており、これら冷水管８ａ，８ｂ内を流れる水とシェル内の冷媒とが熱交換を行う。入口冷水管８ａは第２ターボ冷凍機ＴＲ２の冷水出口側に接続されており，出口冷水管８ｂは、冷熱負荷と接続されている。出口冷水管８ｂの上流側には熱交換後の往き温度Ｔｒを計測する冷水入口温度センサが、入口冷水管８ａの下流側には第２ターボ冷凍機ＴＲ２によって冷却された後の中間温度Ｔ２を計測する中間温度センサが、それぞれ設けられている。
なお、第２ターボ冷凍機ＴＲ２の場合には、入口冷水管に還り温度Ｔｒを計測する還り温度センサが設けられている。

ターボ圧縮機５の冷媒吸込側には、入口ベーン３５が設けられている。入口ベーン３５は、ターボ圧縮機５に流入する冷媒流量を調整する。入口ベーン３５の開度は制御部９によって制御される。この入口ベーン３５の開度調整によって、往き温度Ｔｓが制御される。

ターボ圧縮機５の吐出側とターボ圧縮機５の吸込側との間には、ホットガスバイパス管１４ａが設けられている。ホットガスバイパス管１４ａには、冷媒流量を調整するためのホットガスバイパス弁１４が設けられている。このホットガスバイパス弁１４によって流量が調整された高温高圧の吐出冷媒が、ターボ圧縮機５の吸込側へとバイパスされるようになっている。ホットガスバイパス弁１４の開度は、制御部９によって制御されるようになっている。

膨張弁３０は、凝縮器１３と蒸発器８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。
膨張弁３０の開度は、制御部９によって制御されるようになっている。

熱源システム１の制御部は、図３に示したようなマップをその記憶領域に備えている。同図に示したマップは、横軸が負荷率、縦軸がＣＯＰ（成績係数）とされている。各マップには、冷却水入口温度Ｔｃごとに、負荷率に対するＣＯＰが示されており。負荷率は、定格負荷を１００％とし、冷水流量が定流量の場合にはターボ冷凍機によって冷却する冷水の温度差に比例する。したがって、温度差５℃を定格の負荷率１００％とした場合、温度差３℃は負荷率６０％ということになる。同図に示されているように、負荷率（すなわち温度差）及び冷却水入口温度に応じてＣＯＰが変化する。
図３（ａ）は、出口冷水温度を７℃とした場合、図３（ｂ）は、出口冷水温度を１２℃とした場合のマップを示す。これらのマップに示されているように、出口冷水温度によってマップ形状が変わり、最適な負荷率が変化する。例えば、図３（ａ）は、出口冷水温度が７℃なので、第１ターボ冷凍機ＴＲ１のマップに相当し、図３（ｂ）は、出口冷水温度が１２℃なので、第２ターボ冷凍機ＴＲ２に用いるマップの１つに相当する。
なお、冷却水入口温度Ｔｃに代えて、外気湿球温度とすることとしてもよい。

熱源システム１の制御部は、このような電動式ターボ冷凍機の特性を用いて熱源システム１の効率的な運用を実現する。すなわち、中間温度Ｔ２を適宜設定して各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の負荷率を調整することによって、熱源システム１全体として高いＣＯＰでの運転を実現する。この制御方法について以下に説明する。

図４及び図５には、上記構成の熱源システム１による中間温度Ｔ２の設定方法が示されている。
先ず、往き温度Ｔｓを、熱源システム１に要求される冷水出口温度設定値（例えば７℃）に固定する（ステップＳ１）。
次に、ターボ冷凍機とは別とされる冷却塔や冷熱負荷といった設備側から、冷却水入口温度Ｔｃと還り温度Ｔｒを取得する（ステップＳ２）。
そして、３つの基準送水温度ａ，ｂ，ｃを決定する工程に入る（ステップＳ３）。
具体的には、ステップＳ４にて、第２ターボ冷凍機ＴＲ２が取り得る最小温度としてａ［℃］を下式のように決定する。
ａ＝還り温度Ｔｒ−第２ターボ冷凍機の定格温度差 ・・・（１）
このように決定した最小温度ａが往き温度Ｔｓよりも小さい場合（ステップＳ５）は、最小温度ａを往き温度Ｔｓに設定し（ステップＳ６）、それ以外の場合は最小温度ａをそのまま用いる。
同様にステップＳ４では、第２ターボ冷凍機ＴＲ２が取り得る最大温度としてｃ［℃］を下式のように決定する。
ｃ＝往き温度Ｔｓ−第１ターボ冷凍機の定格温度差 ・・・（２）
このように決定した最大温度ｃが還り温度Ｔｒよりも大きい場合（ステップＳ７）は、最大温度ｃを還り温度Ｔｒに設定し（ステップＳ８）、それ以外の場合は最大温度ｃをそのまま用いる。

次に、ステップＳ９にて、以上のように決定された最大温度ａ及び最小温度ｃを用いて、これらの算術平均である平均温度ｂを求める。

そして、ステップＳ１０以降にて、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の消費電力の演算を行う。
先ず、第２ターボ冷凍機ＴＲ２の送水温度である中間温度Ｔ２を最小温度ａと仮定する（ステップＳ１１）。そして、ステップＳ１２にて、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の負荷率を演算する。負荷率は、ターボ冷凍機の定格負荷時の定格温度差に対する冷水温度差の割合とされる。そして、制御部は、記憶領域から、図３に示したマップを参照する。具体的には、ステップＳ１３にて、ターボ冷凍機ＴＲ１の往き温度Ｔｓ（設定値）及び冷却水入口温度Ｔｃにおける性能データ、第２ターボ冷凍機ＴＲ２の出口冷水温度（すなわち中間温度Ｔ２＝ａ［℃］）における性能データを参照し、ステップＳ１４にて、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の消費電力Ｅａを算出する。図３のマップを参照せず、消費電力の算出を特開２０１０−２３６７２８号公報や特願２００９−２６５２９６に記載された方法によって演算することもできる。
また、平均温度ｂ及び最大温度ｃのときの消費電力Ｅｂ，Ｅｃについても同様に算出する（ステップＳ１５及びＳ１６）。

次に、ステップＳ１７にて、（Ｅａ，Ｅｂ，Ｅｃ）＝（ａ，ｂ，ｃ）の関係を用いて、消費電力を下式の二次関数に近似する。
Ｙ＝ｍＸ２＋ｎＸ＋ｓ ・・・（３）
ここで、Ｙは消費電力、Ｘは中間温度を示す。
このように二次関数に近似した後に、ステップＳ１８〜Ｓ２４に示すように、二次関数に関してａ以上ｃ以下の区間で極小値問題を解く。
このようにして、消費電力が最小となる中間温度Ｔ２が決定される。
制御部は、以上のように決定された中間温度Ｔ２に設定し、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２を制御する。

［実施例］
具体的な数値を用いて以下の通り中間温度の演算を行った。
本実施例の場合、２００Ｒｔ（冷凍トン）のインバータ（可変速）ターボ冷凍機２台を直列配置した場合を仮定して演算した。
第１ターボ冷凍機ＴＲ１の定格時の冷水温度は、７℃／１２℃とした。
第２ターボ冷凍機ＴＲ２の定格時の冷水温度は、１２℃／１７℃とした。
１．設備負荷の取得（図４のステップＳ１及びＳ２）
熱源システムの送水温度設定；Ｔｓ＝７℃
設備より取得したデータ；冷却水温度Ｔｃ＝２０℃，還り温度Ｔｒ＝１３℃
２．送水温度を３点抽出（図４のステップＳ４〜Ｓ９）
ａ＝Ｔｒ−ＴＲ２定格温度差＝１３−５＝８℃
ｃ＝Ｔｓ＋ＴＲ１定格温度差＝７＋５＝１２℃
ｂ＝（ａ＋ｃ）／２＝（８＋１２）／２＝１０℃
３．３点における消費電力を演算する（図４のステップＳ１０〜図５のステップＳ１６）。
４．二次関数で近似し、極小値をとるＴ２を中間温度の設定値とする（図５のステップＳ１７〜Ｓ２４）。

以上のように演算を行うと、二次関数は4.071X²-82.392X+481.06となり（図６参照）、X²の係数が正なので下に凸となる。微分関数が0となるXを求めると8.142X-82.392=0よりX≒10.1℃。よって最適な温度設定値は10.1℃となる。
このときの２台のターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の合計消費電力は、74.2kWとなり、第１ターボ冷凍機ＴＲ１の温度設定を定格値のまま(即ちＴ２＝１２℃)としたときの消費電力88.6kWに比べて大きく消費電力を低減できる。

以上の通り、本実施形態によれば、制御部によって、中間温度Ｔ２を可変に設定することとしたので、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の負荷率を任意に変更することができる。したがって、熱源システム１全体として、消費動力すなわち消費電力を少なくする運転を実現することができる。つまり、ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２が取り得る範囲で変化させた場合に、消費動力が略最小となるように中間温度を設定することとしたので、大幅に消費電力を低減できる。
各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２が取り得る中間温度Ｔ２を少なくとも３点選び、これら３点における消費動力を得て、これら３点の中間温度及び消費動力の組合せから二次曲線を得ることによって消費電力が極小値となる中間温度を算出することとしたので、制御部の計算負荷を減らすことができる。

なお、本実施形態では、ターボ冷凍機としてインバータを用いた可変速ターボ冷凍機を各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２に用いた構成を前提として説明したが、電動圧縮機が一定速で回転する固定速ターボ冷凍機であっても本発明を適用することができる。すなわち、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の組合せは、固定速機と固定速機の組合せでも、インバータ機と固定速機との組合せであっても良い。
また、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の容量は同等であっても、例えば５００Ｒｔと１０００Ｒｔといったように異なっていても良い。

また、２台のターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２のうちの一方が故障した場合、故障していない他方のターボ冷凍機の冷水出口設定温度を往き温度Ｔｓの設定値（７℃）へ強制的に変更させて所望温度の冷水を送水可能とすることが好ましい。
また、上述のように演算した結果、最適な中間温度が７℃、すなわち一方のターボ冷凍機を停止させるという判断になった場合、冷水流れの上流側に位置する第２ターボ冷凍機ＴＲ２を停止させる。これは、冷水流れの下流側に位置する第１ターボ冷凍機ＴＲ１を停止させると、第２ターボ冷凍機ＴＲ２から７℃で送水された冷水が第１ターボ冷凍機ＴＲ１で熱交換されてしまい、例えば８℃といったように冷水温度が上昇してしまうからである。

また、第２ターボ冷凍機ＴＲ２がヒートリカバリー機とされていても良い。ヒートリカバリー機は、冷水から吸熱し、他の温熱負荷が要求する所定の温熱を出力するようになっている。したがって、制御部は、温熱負荷から要求される所定の温熱出力が得られる必要吸熱量となるように、中間温度Ｔ２を設定する。これにより、ヒートリカバリー機は所定の温熱出力を他の温熱負荷に供給することができる。

また、本実施形態では熱源機としてターボ冷凍機を一例として説明したが、他の熱源機であっても良く、例えば吸収式冷凍機としてもよい。吸収式冷凍機の場合、最適な中間温度Ｔ２を決定する際には、消費電力は電動式ターボ冷凍機に比べて格段に少ないので、吸収式冷凍機に必要な加熱源に依存する運転コストを指標とすることが好ましい。例えば、加熱バーナで消費される燃料消費量であったり、蒸気加熱の場合には入手する蒸気のコスト等が挙げられる。

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態について説明する。
本実施形態は、図７に示されているように、冷水ポンプ２’がインバータ駆動による可変流量とされている点、及び冷水流量を計測する流量計４を備えている点で、図１に示された第１実施形態と異なる。その他は第１実施形態と同様であるので、その説明は省略する。

本実施形態では、冷水流量が可変となっているので、それに応じた制御が可能となっている。すなわち、第１実施形態では、冷水流量が定流量なので負荷が温度差に比例するとして扱い特別な補正が不要であったが、本実施形態では、冷水流量を可変としたことによる補正が行われている。この補正のために、制御部は、冷水の流量Ｆ［ｍ^３／ｈ］、比熱ｃ［Ｊ／ｇ・Ｋ］及び比重ρ［ｇ／ｍ^３］を取得するようになっている。
冷水流量を可変したことによる補正は、第１実施形態の図４のステップＳ４及びステップＳ１２で用いた定格温度を、図８のステップＳ４’及びステップＳ１２’に示すように流量Ｆ、比熱ｃ及び比重ρで補正した。具体的には、下式の関係を用いて補正する。
温度差ΔＴ＝冷凍能力［ＭＪ］／（流量Ｆ×比熱ｃ×比重ρ） ・・・（４）

このように、本実施形態によれば、冷水流量が変化する場合によっても、熱源システム１を第１実施形態と同様に効率的に制御することができる。

［第３実施形態］
図１０に示すように、本発明は、二重冷凍サイクル式ターボ冷凍機を適用した熱源システムにも適用することができる。第１実施形態や第２実施形態では、各ターボ冷凍機ＴＲ１，ＴＲ２の凝縮器を冷却する冷却水はそれぞれ独立した構成を想定していたが、同図に示すように冷却水に対して凝縮器が直列に接続された二重冷凍サイクルについても本発明を同様に適用することができる。

第１ターボ冷凍機ＴＲ１は、低圧段圧縮機５−１と、低圧段蒸発器８−１と、低圧段凝縮器１３−１とを備えている。第２ターボ冷凍機ＴＲ２は、高圧段圧縮機５−２と、高圧段蒸発器８−２と、高圧段凝縮器１３−２とを備えている。
冷水は、例えば１７℃で流入して高圧段蒸発器８−２にて中間温度まで冷却された後に、低圧段蒸発器８−１にて往き温度（例えば７℃）まで冷却される。冷却水は、例えば３２℃で流入して低圧段凝縮器８−１にて吸熱して昇温した後に、低圧段凝縮器１３−２にて吸熱してさらに昇温（例えば３７℃）される。
このような２重冷凍サイクル式は、図１１に示すように、ΔＬ１とΔＬ２に相当する動力を削減することができるという利点を有している。

熱源システムの制御部が、高圧段蒸発器８−２にて冷却されて低圧段蒸発器８−２に流入する前の冷水の中間温度を適宜設定し、消費電力を最小として制御する点については第１実施形態や第２実施形態と同様なので説明を省略する。

１ 熱源システム
ＴＲ１ 第１ターボ冷凍機（下流側熱源機）
ＴＲ２ 第２ターボ冷凍機（上流側冷凍機）
Ｔｒ 還り温度
Ｔｓ 往き温度
Ｔ２ 中間温度

Claims (5)

1. 熱負荷から導かれた所定の還り温度を有する熱媒を、所定の往き温度まで変化させて前記熱負荷へ熱媒を供給する熱源システムであって、
   前記熱媒を前記還り温度から中間温度まで変化させる上流側熱源機と、
   該上流側熱源機にて中間温度まで温度変化した熱媒を前記往き温度まで変化させる下流側熱源機と、
   前記中間温度を可変に設定する制御部と、
   を備えていることを特徴とする熱源システム。
2. 前記上流側熱源機および／または前記下流側熱源機は、電動式ターボ冷凍機とされ、
   前記制御部は、電動式ターボ冷凍機の負荷率に応じた消費動力が所定値以下となるように、前記中間温度を設定することを特徴とする請求項１に記載の熱源システム。
3. 前記上流側熱源機および／または前記下流側熱源機は、吸収式冷凍機とされ、
   前記制御部は、前記吸収冷凍機の運転コストが所定値以下となるように前記中間温度を設定することを特徴とする請求項１又は２に記載の熱源システム。
4. 前記上流側熱源機は、前記熱媒からの吸熱によって他の温熱負荷へ温熱を出力するヒートリカバリー機とされ、
   前記制御部は、前記ヒートリカバリー機の温熱出力によって決定される必要吸熱量となるように前記中間温度を設定することを特徴とする請求項１に記載の熱源システム。
5. 熱負荷から導かれた所定の還り温度を有する熱媒を、所定の往き温度まで変化させて前記熱負荷へ熱媒を供給する熱源システムの制御方法であって、
   前記熱源システムは、前記熱媒を前記還り温度から中間温度まで変化させる上流側熱源機と、
   該上流側熱源機にて中間温度まで温度変化した熱媒を前記往き温度まで変化させる下流側熱源機と、
   を備え、
   制御部によって、前記中間温度を可変に設定することを特徴とする熱源システムの制御方法。

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