JP2014115024A - 空調機 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮サイクルとポンプサイクルとを切り替え可能な空調機において、ポンプサイクルの運転比率を高めるための運転制御技術を提供する。
【解決手段】基本フローにおいて圧縮サイクルが選択された場合（Ｓ２００）、ポンプサイクル運転比率を高めるため、現在の温度環境が所定の散水ポンプサイクル運転移行条件に該当しているか否かの判定が行われる（Ｓ２０１）。具体的には、室内温度Ｔｒと外気湿球温度Ｔｏ’の温度差ΔＴ’（＝Ｔｒ−Ｔｏ’）が、閾値ΔＴｘ以上か否か（ΔＴ’≧ΔＴｘ）を判定する。当該条件に適合していない場合には（Ｓ２０１においてＮ）、圧縮サイクル運転が継続される。当該条件に適合している場合には（Ｓ２０１においてＹ）、散水ポンプサイクル運転に移行する。
【選択図】図４（ａ）

Description

本発明は、圧縮サイクルとポンプサイクルとを適宜、切り替え可能な空調機に係り、特に散水手段によりポンプサイクルの運転比率を高める制御手段を備えた空調機に関する。

圧縮機を使用して冷媒を循環させる圧縮サイクルと、冷媒ポンプを使用して冷媒を循環させるポンプサイクルを、適宜、切り替えて運転可能な冷媒循環回路（以下、併用冷凍サイクルという）を備えた空調機が公知である。このような空調機においては、夏期等の外気温が高いときは圧縮サイクルにより運転し、冬期等の外気温が低いときはポンプサイクルにより運転することができ、圧縮サイクルのみの通常の空調機と比較して消費電力が少なく、省エネ性に優れた空調機といえる。
また、間接外気冷房方式であるため外気の空気質の影響を受けにくく、電子部品搭載の情報通信機器装置を収容するデータセンター空調に適した空調機といえる。

本願出願人は、このような併用冷凍サイクルにおける圧縮サイクル⇔ポンプサイクルの切り替え条件に関して、外気温と室温との温度差、圧縮サイクルにおける冷房能力、圧縮機周波数等に基づき判定することを内容とする運転制御技術を開示している（特許文献１）。

特開２００２−６１９１８号公報

通常、併用冷凍サイクル空調機は、イニシャルコストを考慮して、従来の圧縮サイクル空調機やＡＨＵ空調機と併設して運用されるケースが多い。この場合、信頼性を確保するため、中央制御ではなく個別分散制御（個々の空調機を独立に能力制御）を採用することが多い。
しかしながら個別分散制御によれば、ポンプサイクルに切り替わった併用冷凍サイクル空調機と、従来タイプ空調機の負荷分担が成り行きとなるため、ポンプサイクルによる高効率運転可能な併用冷凍サイクル空調機の負荷分担が小さく、効率的に劣る圧縮サイクル空調機等の負荷分担が大きくなるケースでは、全体として省エネ性向上が図れないという問題がある。

本発明は、併用冷凍サイクルを備えた空調機において、上記各課題を解決するためのものであって、以下の内容をその要旨とする。すなわち、本発明に係る併用冷凍サイクル空調機は、
（１）圧縮機と、蒸発器及び室内機ファンを備えた室内機と、室外機凝縮器及び室外機ファンを備えた室外機と、を含む回路により構成され、これら要素間に冷媒を循環させる圧縮サイクルと、
冷媒ポンプと、前記室内機と、前記室外機と、を含む回路により構成され、これら要素間に前記冷媒を循環させるポンプサイクルと、を備え、
所定のサイクル切替条件に従って、２つのサイクルを切り替えて運転可能な空調機（以下、併用冷凍サイクル空調機という）であって、
所定の散水運転条件に適合したときに、前記室外機凝縮器に散水しつつポンプサイクルによる運転（以下、散水ポンプサイクル運転という）を行う手段を、
さらに備えて成ることを特徴とする。

本発明において、「圧縮サイクル」とは、圧縮機、蒸発器、凝縮器、膨張弁及びこれらを結ぶ冷媒配管により構成され、以下の冷媒循環によりヒートポンプサイクルを形成するものである。すなわち、圧縮機で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、冷媒配管内流れ凝縮器に導かれ、ここで外気と熱交換して冷却凝縮される。凝縮した液冷媒は、膨張弁を通過する際に断熱膨張し、低圧の液ガス並存状態となって蒸発器に導かれる。ここで冷房対象である室内空気から熱を奪って自らは蒸発し、低圧冷媒ガスとなって冷媒配管を介して圧縮機に戻る。

また、「ポンプサイクル」とは、冷媒ポンプ、蒸発器、凝縮器及びこれらを結ぶ冷媒配管により構成され、以下の冷媒循環によりヒートポンプサイクルを形成するものである。すなわち、冷媒は凝縮器において外気と熱交換して冷却され、液状態で冷媒ポンプに導かれ、ここで昇圧されて蒸発器に導かれる。ここで冷房対象である室内空気から熱を奪って蒸発し、冷媒ガスとなって凝縮器に戻る。

「併用冷凍サイクル」とは、これら２つのサイクルを同一冷媒配管及びバイパス配管により構成し、三方弁又は切り替え弁により冷媒循環経路を変更可能とすることにより実現するものである。

（２）前記サイクル切替条件が、室内機吸込み温度（Ｔｒ）と室外機吸込部における乾球温度（Ｔｏ）との温度差（ΔＴ＝Ｔｒ−Ｔｏ）が、閾値温度差（ΔＴｘ）以上か否かであり、
前記散水運転条件が、室内機吸込み温度（Ｔｒ）と室外機吸込部における湿球温度（Ｔｏ’）との温度差（ΔＴ’＝Ｔｒ−Ｔｏ’）が、該閾値温度差（ΔＴｘ）以上か否かである、ことを特徴とする。

（３）前記サイクル切替条件が、室外機吸込部における乾球温度（Ｔｏ）が閾値温度（Ｔｘ）以上か否かであり、
前記散水運転条件が、室外機吸込部における湿球温度（Ｔｏ’）が該閾値温度（Ｔｘ）以上か否かである、ことを特徴とする。

本発明に係る併用冷凍サイクル空調機の運転方法は、上記（１）乃至（３）の発明において、
（４）前記散水ポンプサイクル運転状態において、
前記室外機ファンが最低回転数で運転している場合には、散水ポンプサイクル運転からポンプサイクル運転に移行し、
前記室外機ファンが最低回転数に至っていない場合には、室内機吸込み温度（Ｔｒ）が上昇傾向とならない限り、前記室外機ファン回転数を低下させつつ、前記散水ポンプサイクル運転を継続する、
ことを特徴とする。

（５）上記発明において、、前記室外機ファン回転数を低下させたときに、室温上昇傾向が継続する場合には、圧縮サイクル運転に切り替えることを特徴とする。

（６）上記（１）乃至（３）の発明において、ポンプサイクル運転中に前記サイクル切替条件が圧縮サイクル運転条件に至ったときは、直ちに圧縮サイクル運転に移行することなく、前記散水ポンプサイクル運転に切り替えることを特徴とする。

（７）上記発明において、前記散水ポンプサイクル運転に切り替えた後に室温上昇傾向が継続する場合には、圧縮サイクル運転に戻すことを特徴とする。

上記各発明によれば、散水によるポンプサイクル運転を加えたため、通常の併用サイクルと比較してポンプサイクルによる運転時間の長時間化が可能となった。これにより、特に通常の圧縮式空調機やＡＨＵ空調機を併用する空調システムにおいて、併用サイクル空調機を優先的に運転させることができるため、省エネ性に優れた空調システムの構築が可能になる。

本発明の一実施形態に係る空調機１の構成を示す図である。 空調機１の圧縮サイクル運転時における冷媒循環の態様を示す図である。 空調機１のポンプサイクル運転時における冷媒循環の態様を示す図である。 空調機１の散水ポンプサイクル運転時における冷媒循環及び散水の態様を示す図である。 空調機１の基本制御フローを示す図である。 空調機１の圧縮サイクル運転制御フローを示す図である。 散水によるポンプサイクル運転時間拡大の１例を示す図である。 空調機１の散水ポンプサイクル運転制御フローを示す図である。 空調機１のポンプサイクル運転制御フローを示す図である。

以下、本発明に係る空調システムの一実施形態について、図１乃至６を参照してさらに詳細に説明する。重複説明を避けるため、各図において同一構成には同一符号を用いて示している。なお、本発明の範囲は特許請求の範囲記載のものであって、以下の実施形態に限定されないことはいうまでもない。

図１を参照して、本実施形態に係る空調機１の圧縮サイクル回路は、圧縮機７、蒸発器５、凝縮器６、膨張弁８及び冷媒配管１０により構成されている。

また、ポンプサイクル回路は、冷媒ポンプ９、減圧弁として機能する膨張弁８、冷媒配管１０及び一部分岐するバイパス配管１１ａ、１１ｂ、分岐用三方弁１２ａ、１２ｂにより構成されている。冷媒配管（含バイパス配管）内部には冷媒が充填されており、冷凍サイクルに従って冷媒が気体又は液体状態で循環するように構成されている。蒸発器５には、室内還気を吸い込んで蒸発器５と熱交換させるための室内機ファン１５が、凝縮器６には外気を吸い込んで凝縮器６と熱交換させるための室外機ファン１６が、それぞれ付設されている。
凝縮器６のフィン（図示せず）上部には、散水装置２が配設されており、ポンプサイクル運転時に、配管２ａを介して供給される水の散水により冷媒冷却を促進するように構成されている。

蒸発器５、圧縮機７、膨張弁８、室内機ファン１５は、一体として室内機３内部に格納されている。同様に、両系統の凝縮器６、室外機ファン１６は一体として室外機４内部に格納されている。室内機３の吸込部近傍には吸込温度（室内温度Ｔｒ）計測のための温度センサＳ１が、室外機４の外気吸込部近傍には室外機吸込温度（外気乾球温度Ｔｏ）計測のための温度センサＳ２、及び散水時の室外機吸込温度（外気湿球温度Ｔｏ’）計測のための温度センサＳ３が、それぞれ配設されている。
各センサの計測値は制御部１４に取り込まれ、後述するように両系統のサイクル切り替え及び室外機、室内機風量を制御するように構成されている。制御部１４には、後述するように散水ポンプサイクル切り替え判定のための、湿り空気線図を内容とするデータテーブルを備えている。
なお、図示を省略するが本実施形態に係る併用サイクル空調機１は、他の通常の圧縮式空調機又はＡＨＵ空調機と共に空調対象空間に設置されている。

次に図２（ａ）、２（ｂ）を参照して、空調機１の圧縮サイクル運転時（１Ａ）及びポンプサイクル運転時（１Ｂ）における冷媒循環の態様について説明する。
圧縮サイクル運転時において、冷媒は図２（ａ）の太線経路により循環する。圧縮機７で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、冷媒配管１０内を流れて凝縮器６に導かれ、ここで外気と熱交換して冷却凝縮される。凝縮した液冷媒は、膨張弁８を通過する際に断熱膨張し、低圧の液ガス並存状態となって蒸発器５に導かれる。ここで冷房対象である室内空気から熱を奪って自らは蒸発し、低圧冷媒ガスとなって冷媒配管１０を介して圧縮機７に戻る。

また、ポンプサイクル運転時には、冷媒は図２（ｂ）の太線経路を辿り冷媒配管１０及びバイパス配管１１ａ、１１ｂ内を循環する。すなわち、凝縮器６において冷媒は、外気との熱交換により冷却され、液状態でバイパス配管１１ａを経由して冷媒ポンプ９に導かれる。ここで昇圧され、減圧弁として機能する膨張弁８を経由して蒸発器５に導かれる。ここで冷房対象である室内空気から熱を奪って蒸発し、冷媒ガスとなって冷媒配管１０、バイパス配管１１ｂを経由して凝縮器６に戻る。

さらに図２（ｃ）を参照して、、ポンプサイクル運転時にスプレー装置４ａからの散水により、散水ポンプサイクル運転（１Ｃ）が形成される。
なお、上記サイクルの切り替えは、制御部１４の指令による

空調機１のサイクル切替制御及び散水ポンプサイクル運転時の散水制御、室外機風量制御は、制御部１４の指令に基づく三方弁１２ａ、１２ｂの流路切り替え操作及びスプレー装置４ａの稼働操作により行われる。
制御部１４は、センサＳ１〜Ｓ３から送られる温度情報に基づいて、以下の運転制御実行を指令するように構成されている。制御部１４とセンサＳ１〜Ｓ３、室内機ファン１５、室外機ファン１６、圧縮機７、冷媒ポンプ９、三方弁１２ａ、１２ｂ等の主要構成要素間は、信号線１４ｂを介して接続されており、以下の制御に必要な情報の授受、運転指令を可能に構成されている。

空調機１は以上のように構成されており、次に図３をも参照して、本実施形態における行われるサイクル切替制御、及び、散水ポンプサイクル運転時における室内機、室外機ファンの送風量制御フローについて説明する。なお、以下の制御は制御部１４からの指令により所定の時間間隔で行われる。

＜基本制御フロー＞
図３を参照して、初期状態において、サイクル切替判定は温度センサＳ１、Ｓ２により計測される室内温度（Ｔｒ）と外気温（Ｔｏ）の差ΔＴ（＝Ｔｒ−Ｔｏ）が、閾値ΔＴｘ（例えば１２deg ）以上か否かに設定されている（Ｓ１０１）。ΔＴ≧ΔＴｘの場合には（Ｓ１０１においてＹ）、ポンプサイクル運転となり（Ｓ１０２）、図６のＳ４００に移行する。また、ΔＴ＜Ｔｘの場合には（Ｓ１０１においてＮ）、圧縮サイクル運転となり（Ｓ１０３）、図４のＳ２００に移行する。

＜圧縮サイクル運転制御フロー＞
次に図４（ａ）を参照して、上述の基本フローにおいて圧縮サイクルが選択された場合（Ｓ２００）、ポンプサイクル運転比率を高めるため、現在の温度環境が所定の散水ポンプサイクル運転移行条件に該当しているか否かの判定が行われる（Ｓ２０１）。
具体的には、室内温度Ｔｒと外気湿球温度Ｔｏ’の温度差ΔＴ’（＝Ｔｒ−Ｔｏ’）が、閾値ΔＴｘ以上か否か（ΔＴ’≧ΔＴｘ）を判定する。
当該条件に適合していない場合には（Ｓ２０１においてＮ）、圧縮サイクル運転が継続される。当該条件に適合している場合には（Ｓ２０１においてＹ）、散水ポンプサイクル運転に移行する（図５のＳ３００）。

Ｓ２０１において、ΔＴ（乾球温度基準）に替えてΔＴ’（湿球温度基準）を用いることにより、ポンプサイクル運転比率を高くすることができる。例えば、図４（ｂ）を参照して、Ｔｒ＝２７℃、ΔＴｘ＝１２deg の場合、外気乾球温度基準ではポンプサイクル→圧縮サイクルへの切り替えは、外気温Ｔｏ＝１５℃以上の場合となる。これに対して湿球温度基準によれば、相対湿度５０％の場合、切り替え温度は外気温Ｔｏ＝２１．５℃以上となる。従って、１５℃〜２１．５℃の温度範囲でポンプサイクル運転時間を拡大することができる。

＜散水ポンプサイクル運転制御フロー＞
次に図５を参照して、散水ポンプサイクル運転フロー移行後（Ｓ３００）の制御フローについて説明する。
本制御中は、室外機ファンが最低回転数で運転されているか否かが判定される（Ｓ３０１）。最低回転数運転の場合には（Ｓ３０１においてＹ）、冷房負荷が小さく能力に余裕があると判断されるため、散水を停止して通常のポンプサイクル運転に移行する（Ｓ３０２）。

最低回転数運転ではない場合には（Ｓ３０１においてＮ）、ファン回転数を１段階下げ（Ｓ３０３）、この運転状態で室温（Ｔｒ）が上昇傾向にあるか否かが判定される（Ｓ３０４）。室温（Ｔｒ）が上昇傾向にない場合には（Ｓ３０４においてＮ）、散水ポンプサイクル運転により冷房負荷に対応可能と判断されるため、さらにＳ３０１以下のフローが繰り返し行われる。

Ｓ３０４においてＹ、すなわち室温（Ｔｒ）が上昇傾向の場合には、冷房能力を増加させるため、室外機ファンが最高回転数に至るまで（Ｓ３０５においてＮ）、ファン回転数を順次１段階づつ上げて（Ｓ３０６）、さらにＳ３０４以下のフローが繰り返し行われる。
また、Ｓ３０５においてＹ，すなわち室外機ファンが最高回転数に至った場合には、散水ポンプサイクル運転では冷房負荷に対応できないと判定されるため、再度、圧縮サイクル運転に移行する（Ｓ３０７）。

＜ポンプサイクル運転制御フロー＞
次に図６を参照して、上述の基本フロー又は散水ポンプサイクル運転においてポンプサイクルが選択された場合（図３のＳ１０２，図３のＳ３０２）の制御フローについて説明する。

本制御中は、ポンプサイクル運転継続可能な温度環境か否か、すなわちΔＴ≧ΔＴｘか否かが判定される（Ｓ４０１）。
ΔＴ≧ΔＴｘの場合には（Ｓ４０１においてＹ）、ポンプサイクル運転が継続される（Ｓ４０５）。
Ｓ４０１においてＮ、すなわちΔＴ＜ΔＴｘの場合には、散水ポンプサイクル運転に移行する（Ｓ４０２）。
この状態で一定時間運転継続後、室温（Ｔｒ）が上昇傾向にあるか否かが判定される（Ｓ４０３）。

室温（Ｔｒ）が上昇傾向にない場合には（Ｓ４０３においてＮ）、冷房負荷に対応できるため、散水ポンプサイクル運転が継続される（Ｓ４０６）。室温（Ｔｒ）が上昇傾向の場合には（Ｓ４０３においてＹ）、散水によってもポンプサイクル運転では冷房負荷に対応できないため、散水を停止して圧縮サイクル運転（図４のＳ２００）に移行する（Ｓ４０４）。

本発明は、熱源、冷媒、空調方式、建築構造等の種類を問わず、併用冷凍サイクル空調機を備えた空調システムに広く適用可能である。

１・・・・併用サイクル空調機
２・・・・散水装置
３・・・・室内機
４・・・・室外機
５・・・・蒸発器
６・・・・凝縮器
７・・・・圧縮機
８・・・・膨張弁
９・・・・冷媒ポンプ
１０・・・冷媒配管
１１ａ、１１ｂ・・・バイパス配管
１２ａ、１２ｂ・・・分岐用三方弁
１４・・・制御部
１５・・・室内機ファン
１６・・・室外機ファン
Ｓ１〜Ｓ３・・・温度センサ

Claims (7)

1. 圧縮機と、蒸発器及び室内機ファンを備えた室内機と、室外機凝縮器及び室外機ファンを備えた室外機と、を含む回路により構成され、これら要素間に冷媒を循環させる圧縮サイクルと、
   冷媒ポンプと、前記室内機と、前記室外機と、を含む回路により構成され、これら要素間に前記冷媒を循環させるポンプサイクルと、を備え、
   所定のサイクル切替条件に従って、２つのサイクルを切り替えて運転可能な空調機（以下、併用冷凍サイクル空調機という）であって、
   所定の散水運転条件に適合したときに、前記室外機凝縮器に散水しつつポンプサイクルによる運転（以下、散水ポンプサイクル運転という）を行う手段を、
   さらに備えて成ることを特徴とする併用冷凍サイクル空調機。
2. 前記サイクル切替条件が、室内機吸込み温度（Ｔｒ）と室外機吸込部における乾球温度（Ｔｏ）との温度差（ΔＴ＝Ｔｒ−Ｔｏ）が、閾値温度差（ΔＴｘ）以上か否かであり、
   前記散水運転条件が、室内機吸込み温度（Ｔｒ）と室外機吸込部における湿球温度（Ｔｏ’）との温度差（ΔＴ’＝Ｔｒ−Ｔｏ’）が、該閾値温度差（ΔＴｘ）以上か否かである、ことを特徴とする請求項１に記載の併用冷凍サイクル空調機。
3. 前記サイクル切替条件が、室外機吸込部における乾球温度（Ｔｏ）が閾値温度（Ｔｘ）以上か否かであり、
   前記散水運転条件が、室外機吸込部における湿球温度（Ｔｏ’）が該閾値温度（Ｔｘ）以上か否かである、ことを特徴とする請求項１に記載の併用冷凍サイクル空調機。
4. 請求項１乃至３のいずれかに記載の併用冷凍サイクル空調機において、
   前記散水ポンプサイクル運転状態において、
   前記室外機ファンが最低回転数で運転している場合には、散水ポンプサイクル運転からポンプサイクル運転に移行し、
   前記室外機ファンが最低回転数に至っていない場合には、室内機吸込み温度（Ｔｒ）が上昇傾向とならない限り、前記室外機ファン回転数を低下させつつ、前記散水ポンプサイクル運転を継続する、
   ことを特徴とする併用冷凍サイクル空調機の運転方法。
5. 請求項４において、前記室外機ファン回転数を低下させたときに、室温上昇傾向が継続する場合には、圧縮サイクル運転に切り替えることを特徴とする併用冷凍サイクル空調機の運転方法。
6. 請求項１乃至３のいずれかに記載の併用冷凍サイクル空調機において、
   ポンプサイクル運転中に前記サイクル切替条件が圧縮サイクル運転条件に至ったときは、直ちに圧縮サイクル運転に移行することなく、前記散水ポンプサイクル運転に切り替えることを特徴とする併用冷凍サイクル空調機の運転方法
7. 請求項６において、前記散水ポンプサイクル運転に切り替えた後に室温上昇傾向が継続する場合には、圧縮サイクル運転に戻すことを特徴とする併用冷凍サイクル空調機の運転方法。

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