JP4022842B2 - 空気調和装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明は中規模または大規模建のオフィスまたは商業用建物の空気調和設備の省エネルギー性能の向上と改善をはかることに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来の空気調和設備では外気と室内循環空気を混合して一括で冷却除湿を行うか、外気を予め室内循環空気とは別に冷却除湿する場合でもその露点温度のレベルは、それだけで室内の潜熱負荷を除去するには不十分であるため、室内循環空気についても室内空気の露点温度以下に冷却除湿して潜熱負荷に対応していた。
【０００３】
氷蓄熱を利用する方式において外気系統と室内系統を分けても、異なった温度レベルの冷水を使用せず、同じ温度レベルの冷水を使用していた。
【０００４】
更に、在来の氷蓄熱チラーユニットでは氷を作るための熱交換器の伝熱面積を大きくする必要性から熱交換器の管内容積が増し、冷媒充填量が多くなるのを嫌って、氷蓄熱用熱交換器には不凍液を使用し、冷媒と不凍液との熱交換を経て間接的に冷却をしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする問題点】
近年、オフィスのオートメーション化が進み、室内のＯＡ機器が増えて、逆に在室者数が減る傾向にあり、これに伴って、室内の空調負荷に占める、顕熱負荷の割合が増して、逆に潜熱負荷の割合が減っていて、顕熱負荷が圧倒的大部分を占めている。
【０００６】
潜熱負荷を処理するには室内空気の露点温度、すなわち、乾球温度２５℃、相対湿度５０％の室内空気条件では約１４℃、より数℃低い温度、すなわち１１℃〜１３℃程度の温度まで空気を冷却除湿する必要があるため、１１℃〜１３℃より低い温度、熱交換器における有効温度差６℃程度を配慮すれば５℃〜７℃の冷水または冷媒が必要となるが、顕熱負荷を処理するについては基本的に室温より僅かでも低い温度の空気であれば冷却の役に立つことになり熱交換器における温度差を配慮しても、風量をある程度増すなどの工夫を施せば１５℃〜１７℃の１０℃も高い温度レベルの冷水または冷媒で充分に冷却することが可能である。
【０００７】
それにも拘わらず、在来の空調設備は潜熱と顕熱とを別々に処理できる方式になっていないため、顕熱が圧倒的大部分を占めるに至った近年の空調負荷についても相変わらず５℃〜７℃の低温の冷水を使用しているため、冷凍機の蒸発温度を高くすることが出来ず、エネルギー消費効率の改善が見られない。
【０００８】
更に、ここ数年来、電力の夏季昼間時間のピークを緩和するために夜間時間の電力を使用する氷蓄熱方式が普及しているが、従来の５℃〜７℃の低温の冷水に加えて、夜間、冷凍機を運転して０℃の氷を作るために蒸発温度は当然氷点以下となり、さらに実際には不凍液を使用して間接的に氷を作るために在来に比較して１５℃〜２０℃も蒸発温度のレベルが下がり、ますますエネルギー消費効率が低下している。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明では、高い温度レベルの冷水で冷却処理できる顕熱と、室内空気の露点温度よりさらに低い温度レベルの冷水を必要とする潜熱とを別々に処理することによって、近年その割合が増して来た顕熱負荷を、高い温度レベルの冷水で処理するようにして、この冷水の循環冷却に使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げることによって空気調和設備のエネルギー消費効率を高めることを実現する。また、それに伴って生じる問題をも含めて解決する方法を提供するものである。
【００１０】
【作用】
本発明では、顕熱負荷と潜熱負荷を別々に処理することを可能とするため、在室者のために導入する外気を処理する外気調和器系統の給気を低露点とし潜熱負荷の処理に充て、室内空気を再循環して冷却する再循環空調系統を専ら顕熱の処理に充てる。勿論、外気調和器の系統に再循環空気を混合しても支障はない。
【００１１】
在室者が対象の快感空気調和では当然、在室者１人当たりの必要最小限度の所定の取り入れ外気量があるが、本発明ではこの量の外気を取り入れて除湿して室内へ供給するに際して、空気調和を行う室内空気の絶対湿度と取り入れ外気の除湿後の露点温度における絶対湿度の差と、取り入れ外気量の積による水蒸気量の差が、室内の在室者から発生する水蒸気量を打ち消すことが出来るような露点温度以下にまで除湿するようにした。
【００１２】
これによって、室内の空気を再循環して冷却する再循環空調系統では全く潜熱を処理する必要が無くなるため、室内空気の露点温度より高い温度範囲で冷却を行って室内の顕熱を冷却除去すれば、室内の温度、湿度ともに所定の値に保つことが出来て、圧倒的大部分を占める顕熱負荷の処理に、高い温度レベルの冷水を使用することによって、これに使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げて空調装置全体のエネルギー消費効率を向上することが出来る。
【００１３】
本発明では更に、外気空調系統において冷却除湿をした給気を再熱するために、外気調和器入口と出口に熱交換器もうけてこの間に水を循環し、高温の入り口空気と間接的に熱交換して、逆に外気を予冷し、外気の冷却負荷の一部を室内負荷に移動することによって、外気の高温部分の冷却を、再熱を介して、エネルギー消費効率の高い室内との再循環空調系統へその負荷を転じることも出来る。
【００１４】
外気温度があまり高温ではない場合に前記の再熱を確保するため、本発明では冷却並びに除湿のため作動した冷凍機の冷却水の廃熱を利用して外気調和器出口に設置した熱交換器によって再熱をすることが出来るようにもなる。
【００１５】
冬季外気温度が低く、外気の熱で除湿空気の再熱が出来ない場合は【００１３】による水循環は停止するが、前記、外気調和器の入口と出口に設けた熱交換器より低い位置に開放水槽を設けて、水の循環を停止した場合、熱交換器内部の水が重力によって開放水槽に流下して熱交換器の内部が空になり、外気温度が０℃より低下した場合でも熱交換器が凍結破損を起こさないように配慮した。
【００１６】
さらに、室内との再循環空調系統の冷却に使用した高い温度レベルの冷水をさらに請求項５にのべた第３のプレートフィンチューブ熱交換器に使用して外気の高温部分の予冷却に充てることによって、外気の冷却負荷の一部を高い温度レベルの冷水に負荷を転じると同時にさらに冷水の温度レベルを高めて、エネルギー消費効率の向上に資することも出来る。
【００１７】
この予冷却の回路は冬季には外気の予熱に働き、室内の顕熱負荷を利用して外気による暖房負荷を打ち消す事も出来る。
【００１８】
本発明では更に、主熱交換器を直接接触形の熱交換器として冷水と空気の間で熱伝達に要する温度差を減らして、必要な冷水の温度レベルを少しでも高く保つようにし、それと同時に請求項５に述べた室内の顕熱冷却除去に使用した冷水を利用して外気を予冷または予熱するプレートフィンチューブ熱交換器をその上流側に組み合わせて、複数段に分割し空気流に沿って直列に配列して２０℃程度の冷水で冬季の乾燥した外気の加湿を容易に行えるようにすることも出来る。
【００１９】
本発明では、室内との再循環空調系統において潜熱負荷の処理をする必要を無くして空調負荷の大部分を占める顕熱の冷却処理を専門にし、その冷却系統の冷水温度のレベルを上げることによって、そこに使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げエネルギー消費効率を向上するために、取り入れ外気で室内の潜熱負荷全部を打ち消す事が出来る低露点まで取り入れ外気を冷却除湿するために、氷蓄熱によって得た氷を融解した氷点に極く近い温度の冷水を使用するようにした。
【００２０】
本発明では氷蓄熱運転に際して、冷凍機の蒸発温度が低下してエネルギー消費効率が低下する率を抑える目的で、在来、使用している不凍液の使用を取りやめ、氷を作るための熱伝達の段階を１段減らし、また効率良く氷を作るために伝熱面積を大きく採ることによって生じる冷媒の熱交換器の内容積の増大を抑えて圧縮機とのバランスを良好に保つために、蒸発器の伝熱管として極めて多本数のキャピラリーチューブを並列に使用して在来の蒸発器よりも小さな内容積で大きい伝熱面積を持てるように改良した。
【００２１】
さらに、本発明では実用上、据え付け品質管理の難しい現場での冷媒配管による品質の低下を防止するため、冷媒回路を構成する部品の全てを共通架台上に組立て工場生産を可能にした氷蓄熱チラーを使用するようにした。
【００２２】
本発明に使用するチラーは空調使用時間帯においては通常より高い温度レベルの蒸発温度で運転するために外気温度が高い時間では空冷式凝縮器では圧縮機の過負荷を招く虞れがあり、これを防止するため、本発明では空冷式チラーの凝縮器に散水を掛けてその蒸発潜熱によって凝縮温度を抑えるようにした。
【００２３】
本発明の空気調和装置に使用するチラーは空調非使用時間帯、即ち、夜間時間帯にあっては氷蓄熱運転を行い、空調使用時間帯、即ち、昼間時間帯にあっては冷媒回路を弁操作で切り替えて氷蓄熱運転用の蒸発器とは別に設けた空調用蒸発器を使用して、室内との再循環空調系統での顕熱冷却に使用する温度レベルの高い冷水を循環冷却する。
【００２４】
これによって昼間時間帯の運転では夜間の氷蓄熱運転時間帯よりその蒸発温度を大幅に上げることができるばかりでなく、さらに氷蓄熱によって出来た氷を融解して得られる氷点に極く近い低温冷水を高い温度レベルの冷水のファンコイルユニットまたは空調器への往管部分で混合することによって更に蒸発器での冷媒の蒸発温度を高くすることが可能で、冷凍機のエネルギー消費効率を大幅に改善する事が出来る。
【００２５】
本発明では、冷凍サイクルの凝縮器を散水を掛けて蒸発の潜熱を利用して凝縮温度のレベルを低く抑える様にするが、この凝縮器とは別に直列または並列に第２の凝縮器を必要に応じて設け、中間期、冬季など冷房と同時に部分的に暖房が必要な系統に温水をおくることが出来るようにした。
【００２６】
本発明では前記高い温度レベルの冷水の回路に冷凍機の蒸発器に並列または直列または直・並列切り替え可能に密閉冷却塔を接続して、室内との再循環空調系統からの還管の冷水温度以下の温度の冷却水が前記密閉冷却塔で得られる場合は密閉冷却塔を作動させて、冷凍機の運転を低減するか中止して省エネルギーを図る様にした。
【００２７】
本発明では室内との再循環空調系統に送水する高い温度レベルの冷水の配管を、空調をする部屋の天井懐に通すについて、外気を取り入れて外気調和器で低温の露点まで冷却除湿した給気を前記天井懐をチャンバーとしてここへ導入した後にファンコイルユニットなどから吸い込んで室内に供給するようにしたので、前記天井懐の内部は低露点の空気で満たされていて、前記冷水の配管に結露を生じる虞れがないので断熱、防露を必要としない。
【００２８】
本発明による空気調和装置を複数階の建物に応用し、かつ、各階共通の熱源装置を使用する場合、室内との再循環空調系統に使用する高い温度レベルの冷水循環系統の配管を各階の横走り配管と、各階を縦に貫通して熱源装置に接続する立ち上り主管とを熱交換器を介して間接的に接続し、立ち上り管内部の圧力が横走り管に掛からないようにすることも出来る。
【００２９】
本発明では、前記の様に圧力的に独立した各階の高い温度レベルの冷水循環系統の配管経路について、それぞれ開放水槽を設け、該開放水槽を弁の切り替え操作によって循環ポンプの吸込管と吐出管の双方に別々に接続できるようにしたので、開放水槽を循環ポンプの吸込管に接続している間は冷水循環系統の配管内部の圧力は大気圧より高く、循環ポンプの吐出管に接続している間は冷水循環系統の配管内部の圧力は大気圧より低く保つ事が出来る。
【００３０】
本発明による空気調和装置において使用する天井設置形のファンコイルユニットは、軸垂直の下面開放の輻流式回転翼車の下方に接して同じく下面に開放してドレンパンの無いプレートフィンチューブ熱交換器を置き、その下面に沿って不織布製のフィルター並びに吸込口を設けて天井面に露出させ、前記輻流式回転翼車の上面及び周辺をディフューザー板で囲って、前記吸込口の周囲に同じく天井面に開口露出した空気吹出口へ連接するような構造のものを主とした。
【００３１】
この構造によればファンコイルユニットの中央の天井面から空気を吸い込んで、これをフィルターで濾過、プレートフィンチューブ熱交換器で冷却、輻流式ファンで加圧し周囲の天井面の吹出口へ達する空気の流通経路が極めて短く、屈曲が少なく極めて効率的な空気の循環が可能である。
【００３２】
本発明の空気調和装置で使用する前記ファンコイルユニットはその輻流式回転翼車の回転円盤の中心付近に複数個の穴を空け、さらに上方のケーシング板にも輻流式回転翼車の中心に開口部を設けて、輻流式回転翼車を回転すると、輻流式回転翼車の翼の間にある空気が遠心力によって外周へ移動するにつれて、回転円盤の中心付近に空けた前記複数個の穴を介して上方のケーシングの前記開口部から、該ファンコイルユニットの設置されている天井懐から、外気調和器から給気ダクトを経て供給されている外気を吸い込んで、一方、下方の天井面から空気吸込口、フィルターを経て、プレートフィンチューブ熱交換器で冷却されて吸い込まれて来た室内からの循環空気と、輻流式回転翼車の翼の間で平均的に混合して外周からディフューザー、空気吹出口を経て室内へ給気する。
【００３３】
本発明の空気調和装置に使用するファンコイルユニットに取り付けられる前記フィルターは正方形または長方形の平面形状を持つプレートフィンチューブ熱交換器の下面に接して、ほぼプレートフィンチューブ熱交換器と同じの不織布製のフィルターメディアを配置したものとするが、この長さ方向の両端をロールに巻き付けて両ロールを同一方向に右回転、左回転すると、前記フィルターメディアが両ロールの間の長さを往復するように取り付け、片方のロールに沿ってスリット式または多穴式の真空除塵管をフィルターメディアの空気吸込面にそのスリットまたは穴列を向けて圧接するように設け、ロールを回転させながら真空除塵管に接続した中央式真空除塵装置を駆動するとフィルターメディアに付着した塵埃を吸い取り、フィルターメディアが自動的に逆洗滌、再生されるようにした。
【実施例】
【００３４】
次に本発明による空気調和装置の実施例を図面に沿って説明する。
【図１】は本発明による空気調和装置の系統図を示す。図中１はチラーユニットを示し、冷凍サイクルを構成する圧縮機２、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁３、空冷式凝縮器４、空冷式凝縮器４と弁５、６、７、８の操作により切り替え又は並列使用出来るようにした温水用の第２の凝縮器９、絞り弁１０、極めて多本数のキャピラリーチューブを並列接続して構成した氷蓄熱用蒸発器１１、氷蓄熱用蒸発器１１と切り替え弁１２、１３により並列接続されて切り替え使用出来るようにした空調使用時間帯用蒸発器１４、冷媒接続管１５などと、氷蓄熱水槽１６、空冷式凝縮器に散水を掛ける散水装置１７、凝縮器用送風機１８、低温冷水循環ポンプ１９、低温冷水往管２０、低温冷水還管２１、高い温度レベルの冷水循環ポンプ２２、高い温度レベルの冷水往管２３、高い温度レベルの冷水還管２４、高い温度レベルの冷水と低温冷水の自動混合弁２５、高い温度レベルの往冷水温度のセンサー２６、温水循環ポンプ２７、ケーシング２８などで構成し、これら全てを１つの共通架台２９の上に纏めてユニット化し、建物の屋上３０に設置する。
【００３５】
図中３１は外気調和器で、空気吸込口３２、外気フィルター３３、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６、第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７、主プレートフィンチューブ熱交換器３８、加湿器３９、送風機４０、ドレンパン４１、第１のプレートフィンチューブ熱交換器と第２のプレートフィンチューブ熱交換器を連絡する水循環配管４２、水循環ポンプ４３、開放水槽４４、外気調和器ケーシング４５などで構成し、建物の屋上３０に設置する。
【００３６】
図中４６は外気給気ダクトで屋上３０の外気調和器３１から下方各階に立ち下がり、各階に分岐して各階の空調を行う部屋４７の天井懐をチャンバーとして気密性を持たせた天井懐スペース４８に達して、ここで外気調和器３１からの７℃の低露点まで冷却除湿、かつ、ほぼ室温近い温度２５℃まで再熱調整された外気を吹き出す。
【００３７】
図中４９は顕熱冷却専用のファンコイルユニットで、空調を行う部屋４７の天井面に５４台が設置され、チラーユニット１の高い温度レベル１６℃の冷水往管２３、高い温度レベル２１℃の冷水還管２４とそれぞれに接続された高い温度レベルの冷水往主縦管５０、高い温度レベルの冷水還主縦管５１、各階の熱交換器５２を介して、連結接続された各階の高い温度レベル、往温度１７℃、還温度２２℃の冷水循環系統配管５３に接続され、高い温度レベルの各階冷水循環ポンプ５４によって高い温度レベルの冷水を循環供給され、空調を行う部屋４７の空気を循環冷却して顕熱の除去を行うと同時に、外気調和器３１で調整、外気給気ダクト４６を経て天井懐スペース４８に給気された外気を吸って室内へ供給する。
【００３８】
前記各階の高い温度レベルの冷水循環系統配管５３に関連して各階開放水槽５５を設けて、これを高い温度レベルの各階冷水循環ポンプの吸込側と吐出側に各々設けた弁５６，５７でいずれか一方に切り替えて接続可能とした。
【００３９】
本発明による空気調和装置はチラーユニット１を空調非使用時間帯、即ち、１８時〜翌日８時までの１４時間の夜間時間帯には氷蓄熱運転を行って氷蓄熱水槽１６に氷を作って蓄える。この場合はチラーユニット１の氷蓄熱用蒸発器１１を冷媒が通過するように、切り替え弁１２、１３を操作して、また四方弁を冷房位置にして圧縮機２を運転し、空冷式凝縮器４に散水装置１７を作動させて散水を掛け、凝縮器用送風機１８で放熱冷却用外気を通過させて、氷蓄熱水槽１６内にある水から氷蓄熱用蒸発器１１をへて熱を奪って、散水装置１７によって散水を掛けられ、その蒸発潜熱で温度を低く抑えられた空冷式凝縮器８から放熱する。
【００４０】
本実施例では氷蓄熱用蒸発器を構成するキャピラリーチューブは内径１．５ｍｍ外形２．１ｍｍで４９６０ｍｍの直管を中央部で５Ｒに１８０゜に曲げてヘアピン状に整形加工した銅管で、深さ２６５０ｍｍ、幅１２００ｍｍ、長さ１２５０ｍｍのＦＲＰ製の氷蓄熱水槽１６の内部に垂直に、曲げ部分を下にして縦横１０ｍｍピッチで７５００本を上部両端をそれぞれ直径９ｍｍ、長さ１２００ｍｍの６０本の冷媒出口ヘッダー、同じく６０本の冷媒入口ヘッダーに接続され、全伝熱面積は２４５ｍ２を有する反面、その体積は１２６リットル未満、氷蓄熱水槽１６に２４００ｍｍまで水を収納した有効な容積３６００リットルの僅か３．５％に留まる。また、蒸発器の容積は７０リットルとなり上記圧縮機による冷凍サイクル内部の冷媒保有量の限界に照らして適切であり、冷媒で直接に氷蓄熱水槽の水を冷却することを可能にする。
【００４１】
在来、商品化されている氷蓄熱水槽の熱交換器の様に、直径１６ｍｍの伝熱管を使用すると、同じ２４５ｍ２の伝熱面積を得るには、全長４８８０ｍを要し、体積は９８０リットルにも達して、氷蓄熱水槽の容積を２７％以上狭くしてしまう結果となり、さらに内容積も７５０リットルとなって冷媒で直接冷却を行うには圧縮機２の構造による冷媒量の上限を遥かに超過し、全く適していない。
【００４２】
前記の２４５ｍ２の伝熱面積は蒸発温度−０．５℃でチラーユニット１に組み込まれた冷却能力２６ｋｗ、入力６ｋｗの圧縮機２の運転によってキャピラリーチューブ製の氷蓄用蒸発器１１の外面に着氷を生じることが出来る。運転時間の経過に伴って、着氷の厚さが増し、外径２．１ｍｍのキャピラリーチューブの外周に円筒状の氷が発達するが、キャピラリーチューブの間隔は１０ｍｍになっているので氷の厚さが４ｍｍ未満で隣同志の氷の円筒は接することになる。
【００４３】
さらに圧縮機２の運転を継続して行くと、氷の円筒は互いに接して、つぎの段階では相互の隙間を埋めて行く形となる。氷の体積が氷蓄熱水槽の容積の９５％に達した時点でも氷の厚さは残った隙間に面する部分で僅かに４．５ｍｍしかない。
この時点での氷の体積は３４１０リットルで、この氷の潜熱による蓄熱量は２９０ｋｗｈ、空調時間帯に使用して氷蓄熱水槽１６内の水の温度が１７℃まで上昇することで有効になる水の顕熱による蓄熱量６７ｋｗｈを加えて合計３５７ｋｗｈの蓄熱量となり、これは冷却能力２６ｋｗの圧縮機１の１３．７時間分の運転による冷却能力に当たり、夜間時間帯の１４時間とよく一致している。
【００４４】
氷の熱伝導率は鋼の８５、銅の４００に対して非常に低く僅か２．２に留まっているので氷蓄熱完了時点の氷の厚さが氷蓄熱用蒸発器の性能を大きく左右する。
したがって、氷を含めた管内外の熱伝達率は着氷開始前と蓄熱完了時では異なる値を示し、４．５ｍｍの氷の厚さでは開始前に較べて２８％減に留まり、在来の不凍液を使用する場合の様に、例えば４０ｍｍの氷の厚さでは８０％も減となって、氷と冷媒の温度差が着氷開始初期に０．５℃の場合で、氷蓄熱完了時では前者で０．７℃、後者では５倍の２．５℃も必要となる。
【００４５】
在来、商品化されている不凍液を使用する氷蓄熱チラーの場合は不凍液自身の温度の変化によって熱移動を行うため、伝熱管の入口部分と出口部分では温度差が生じて、この温度差がさらに蒸発器における冷媒の蒸発温度と不凍液との温度差に加わることとなり、本発明の空気調和装置に使用される、直接、冷媒によって氷を作るチラーユニットに比較して蒸発温度が１０℃〜１５℃も低くなるばかりでなく、不凍液の出入口における温度差によって伝熱管表面の着氷の不均一が生じるなどの欠点もあった。
【００４６】
氷蓄熱運転が完了して、空調使用時間帯、即ち、昼間時間帯になると、チラーユニット１の低温冷水循環ポンプ１９を運転し、外気調和器３１の主プレートフィンチューブ熱交換器３８に氷点に極めて近い温度の低温の冷水を循環供給する。
外気調和器３１では、送風機４０を運転し、空気吸込口３２から外気フィルター３３、第１、第３、のレートフィンチューブ熱交換器、３４、３６、主プレートフィンチューブ熱交換器３８、第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５を順次通過して温度調節された外気を吸い込み加圧して、外気給気ダクト４６を経て、空調を行う部屋４７の天井懐スペース４８に給気する。本実施例の外気調和器は風量は１２５０ｍ２／ｈで、各熱交換器の通過面積は０．３ｍ２、高さ５００ｍｍ、幅６００ｍｍとなっている。
【００４７】
夏季には、水循環ポンプ４３を運転し、開放水槽４４から水を吸い上げて第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を通し、水循環配管４２を経て、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５を通して開放水槽４４へ戻し、再循環させる。この水循環によって乾球温度３２℃、相対湿度７０％の外気は第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を通過する際に、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５で７℃の低露点の除湿空気と熱交換して温度が１７℃に下がった循環水と熱交換して７．５ｋｗ熱量を奪われ２３℃の飽和点まで冷却除湿され、循環水は逆に２９℃まで昇温する。
【００４８】
これと引き換えに第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５では主プレートフィンチューブ熱交換器３８でチラーユニットの氷蓄熱水槽１６から低温冷水循環ポンプ１９によって低温冷水往管２０を経て送られてくる氷点に極めて近い低温冷水と熱交換して７℃まで冷却除湿された低温の空気と、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４で２９℃まで昇温して水循環配管４２を経て供給される水と熱交換して出口空気は２５℃まで再熱され、逆に２９℃の循環水は１７℃まで冷却される。この第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５での交換熱量は第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４での交換熱量と同じとなる。
【００４９】
外気温度が低く、７℃の低露点の冷却除湿空気の再熱に役立たない季節には水循環ポンプ４３を停止すると、循環水は当該水循環系統の最下部に位置して設けた開放水槽へ流下し、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４、第２のプレートフィンチューブ熱交換器の中は空になる。
【００５０】
第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６には高い温度レベルの冷水還主縦管５１から、室内との循環空調系統で室内の発生顕熱を冷却除去した熱を各階の熱交換器５２で受けて２１℃まで温度の上昇した高い温度レベルの戻り冷水、１８０ｌｉｔ／ｍｉｎを通水して、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を経て２３℃の飽和空気となった外気と熱交換させて２２℃の飽和点まで１．５ｋｗの冷却除湿を行う。
【００５１】
この第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６での熱交換量は夏季には少ない値であるが冬季には外気温度が０℃の場合、２１℃の高い温度レベルの戻り冷水の熱を受けて６．７ｋｗの熱量を与えられて１６℃まで温度上昇し、超音波式加湿器３９で断熱加湿され６℃の飽和空気となり室内に供給されて室内空気の相対湿度を４０％以上に保つための熱源として十分の加熱量となるのみならず、室内の顕熱除去の約１１％を担うことになる。
【００５２】
第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７は外気温度があまり高温ではなく、第１、第２のプレートフィンチューブ熱交換器、３４、３５による再熱が不足して７℃の低露点の外気の再熱温度が２５℃に達しない場合、チラーユニット１の第２の凝縮器９を弁５、６、７、８を適宜に操作、切り替えて、空冷式凝縮器４と併用出来るようにし、これを通して３５℃の温水を温水循環ポンプ２７により循環供給して２５℃まで７．５ｋｗの再熱を行う能力をもつ。
【００５３】
前記、第２の凝縮器９からの温水は、冬季、一部分に暖房が必要になる空調系統がある場合に、その空調系統へ同じ温水を供給出来るように、弁を切り替えて、建物の大部分が冷房している場合でも、当該空調系続には温水を供給して暖房に供することも出来る。
【００５４】
主プレートフィンチューブ熱交換器３８では第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６で２２℃の飽和点まで予冷却された外気と、氷蓄熱水槽１６から低温冷水循環ポンプ１９によって低温冷水往管２０を経て送られる氷点に近い低温の冷水とを１７．４ｋｗの熱交換を行って、外気を７℃の露点まで冷却除湿する。
【００５５】
前記、主プレートフィンチューブ熱交換器３８は別形式の熱交換器、例えば薄い樹脂製の多数のシートで成型した充填材のような直接接触形熱交換器を使用してもよい。また、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６と前記直接接触形熱交換器を組み合わせて、複数段に分割し、直列に並べて使用してもよく、さらに、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６と主プレートフィンチューブ熱交換器３８とを組み合わせて、複数段に分割し各段に蒸発式加湿器または超音波加湿器などの断熱式加湿器を挟んで直列に並べて使用してもよい。
【００５６】
前記、７℃の低温の露点までの冷却は氷蓄熱による氷点に近い低温冷水で初めて経済的に成り立つもので、在来の５℃〜７℃の冷水では経済的理由により実現出来ない。
【００５７】
この７℃の低温の露点の空気が含む水蒸気量は湿り空気中の乾燥空気１ｋｇ当たり６．２ｇ／ｋｇで、空調を行う部屋４７の室内空気の条件を乾球温度２５℃相対湿度５０％とすると、その室内空気が含む水蒸気量は、同じく乾燥空気１ｋｇ当たり１０ｇ／ｋｇであるため、７℃の露点の空気の方が１０ｇ／ｋｇ−６．２ｇ／ｋｇ＝３．８ｇ／ｋｇ含有水蒸気量が少ない。
【００５８】
この含有水蒸気量の３．８ｇ／ｋｇ少ない露点７℃の空気を１２５０ｍ２／ｈ室内へ給気すれば３．８ｇ／ｋｇ×１２５０ｍ２／ｈ×１．２ｋｇ／ｍ２（空気の密度）＝５７００ｇ／ｈの室内で発生する水蒸気の負荷を打ち消すことが出来る。在室者１名当たりの通常の水蒸気発生量は１００ｇ／ｈ程度とされるので、前記５７００ｇの水蒸気負荷は在室者５７名分に相当し、在室者１名分の慣行的に実用される外気取入量２５ｍ２／ｈで本実施例の外気取入量１２５０ｍ２／ｈを除すると丁度、在室者５０名分に相当することから、除湿能力に１４％程度の余裕を持つ状態で、無駄に外気取入量を増す事なく、室内の潜熱負荷を１００％外気調和器の系統に委ねて、室内との再循環空調系統では顕熱のみを除去すれば済む。
【００５９】
このようにして、室内との再循環空調系統では顕熱の冷却除去のみを行い、潜熱負荷を受け持つことがないので、冷却のための空気を室内空気の露点温度以下に下げる必要がなく、一例を挙げれば室温より６℃低い１９℃程度まで冷却するだけでも済むことになり、この冷却を行うためには露点温度より高い温度レベルの冷水、例えばファンコイルユニット４９の入口で１７℃、出口で２２℃のような高い温度レベルの冷水で間に合う。
【００６０】
本実施例では空調使用時間帯、８時〜１８時の１０時間の昼間時間帯には夜間時間帯と同様圧縮機の運転を行うが、夜間時間帯と異なり、切り替え弁１２、１３により冷媒回路を切り替えて空調使用時間帯用蒸発器１４を使用し、１５℃の高い蒸発温度で圧縮機２を運転して、室内との再循環空調系統のファンコイルユニットから各階冷水循環ポンプ５４によって各階の高い温度レベルの冷水循環系統配管５３を経て送られてくる２２℃の高い温度レベルの冷水を各階熱交換器５２で熱交換して１７℃まで冷却した結果２１℃まで昇温した高い温度レベルの還冷水１８０ｌｉｔ／ｍｉｎの内、２０ｌｉｔ／ｍｉｎを氷蓄熱水槽１６へ戻して、残り１６０ｌｉｔ／ｍｉｎを１８℃まで冷却して、これに氷蓄熱水槽１６からからの氷点に極く近い低温の冷水を自動混合弁２５で混合して、高い温度レベルの冷水温度センサー２６の信号により１６℃になるようにして高い温度レベルの冷水往主縦管５０、同還主縦管５１を経由してチラーユニット１内部の高い温度レベルの冷水循環ポンプ２２によって循環させる。
【００６１】
このようにして、チラーユニット１の圧縮機２は夜間時間帯の１４時間については、蓄熱運転初期においては−０．５℃、氷蓄熱完了時には−０．７℃の蒸発温度となり、平均蒸発温度は−０．６℃で運転され、昼間時間帯の１０時間については、１５℃の蒸発温度で運転されることになる。他方、凝縮温度については空冷式凝縮器４に散水装置１７によって散水を掛けて、散水の蒸発潜熱で凝縮温度を低く抑えているために、昼間時間帯は平均３７℃、夜間時間帯は平均３５℃程度となり、その結果、圧縮機２の高い蒸発温度での運転で起こり勝ちな過負荷運転を回避できると同時に、冷却能力も向上して、昼間時間帯における冷却能力は４４ｋｗ、同入力は６．５ｋｗ、１０時間ではそれぞれ４４０ｋｗｈ、６５ｋｗｈとなり、一方、夜間時間帯での冷却能力は２６ｋｗ、同入力は６．１ｋｗ、１４時間ではそれぞれ３６４ｋｗｈ、８５．４ｋｗｈとなって、１日２４時間では８０４ｋｗｈの冷却効果に対して僅か１５０．４ｋｗｈの電力消費で済む結果となり、エネルギー消費効率は５．４にも達する。
【００６２】
この値に凝縮器用送風機１８の電力０．１ｋｗ、高い温度レベルの冷水循環ポンプ１９と５４の合計の電力０．９ｋｗ、低温冷水循環ポンプ２２の電力０．１ｋｗ、送風機４０の電力０．４ｋｗ、ファンコイルユニット５４台分０．５４ｋｗなどを、その各々の運転時間を乗じて加えた１日の消費電力２１．８ｋｗｈを加味した総合エネルギー消費効率でも４．５より大きい値となる。
【００６３】
図中５８は空調使用時間帯用蒸発器１４と直列または並列にまたは各々単独で使用し得るように２個の３方切り替え弁５９、６０を介して高い温度レベルの冷水管で連結した標準冷却能力４５ｋｗの密閉型冷却塔で、外気温度が低く、密閉型冷却塔５８の出口温度が高い温度レベルの冷水の戻り温度より低い場合はこれに通水、運転して空調時間帯用蒸発器１４の負荷を減少し、圧縮機２の消費電力を節減する。前記、密閉型冷却塔は空冷式凝縮器を水冷式凝縮器に替えてこれと組み合わせてチラーの圧縮機冷凍サイクルの放熱手段として使用してもよい。
【００６４】
外気温度がさらに低下して密閉型冷却塔５８の出口温度が高い温度レベルの冷水の往温度より低くなった場合は切り替え弁５９、６０を操作、切り替えて、空調時間帯用蒸発器１４を使用せず、密閉型冷却塔５８のみで冷却が可能となる。高い温度レベルの冷水往温度を１７℃とする場合、関東地方を例に取れば、平均外気湿球温度が１２℃より低い１１月から翌年の４月までの半年の間は密閉型冷却塔５８のみにて冷却が可能で、さらに大形の密閉型冷却塔を使用すれば１０月から翌年の５月までをこの大形の密閉型冷却塔のみで冷却することが出来る。
【００６５】
また、外気温度が高く、密閉型冷却塔の出口温度が高い温度レベルの冷水戻り温度より高い場合は切り替え弁５９、６０を操作、切り替えて、密閉型冷却塔５８には通水せずに、空調使用時間帯用蒸発器１４を専門に使用する。
【００６６】
【図２】は本発明による空気調和装置に主として使用するファンコイルユニット４９の詳細説明図で、図中６１は直径５００ｍｍの回転円盤６２に放射状に取り付けられた１８０ｍｍ×６０ｍｍの厚さ２ｍｍの３６枚の翼で回転円盤６２とともに樹脂製とし輻流式回転翼車６３を構成する。図中６４は６００ｍｍ×５００ｍｍの平面寸法を持つ高さ４０ｍｍのプレートフィンチューブ熱交換器で、上部中央に軸垂直に取り付けられたファンモーター６５はその軸の先端に前記輻流式回転翼車６３を直結している。なお、本実施例における前記ファンコイルユニットの冷却能力は１．２ｋｗで、風量は１０ｍ２／ｍｉｎ、送風機の消費電力は１０ワットである。
【００６７】
図中６６はプレートフィンチューブ熱交換器６４の下方に隣接して設置したプレートフィンチューブ熱交換器６４とほぼ同じ幅６００ｍｍのフィルターメディアで、両端部をプレートフィンチューブ熱交換器６４の両端部に平行に設置された直径３０ｍｍで駆動モーター６７によって正・逆転を可能にした駆動ロール６８とロールスプリング６９で常にフィルターメディア６６に張力を与えてフィルターメディア６６を平面状に保ちなから、駆動ロール６８の正転、逆転の回転によってフィルターメディア６６をプレートフィンチューブ熱交換器６５の下面に接してその全長５００ｍｍに亙って平行移動できるようにした同じく直径３０ｍｍの巻き取りロール７０とに巻かれている。さらにフィルターメディア６６の下方には天井面に沿って空調を行う部屋４７へ開口する空気吸込口７１が連接している。
【００６８】
図中７２は輻流式回転翼車６３を囲い、周囲をディフューザー７３として成型して輻流式回転翼車６３の周囲から送出される空気を周囲の天井面で空調を行う部屋４７へ開口する空気吹出口７４に導く様に取り付けた上部ケーシングで、中央部に防虫網７５の付いた直径１００ｍｍ開口部７６を持っていて、天井懐スペース４８へ開口している。
【００６９】
輻流式回転翼車６３の回転円盤６２の中央付近には３６枚の翼６１の間隙に位置して３６個の直径１０ｍｍの翼車吸気口７７があり、輻流式回転翼車６３が回転すると、下方の空調を行う部屋４７から空気吸込口７１、フィルターメディア６６を経由してプレートフィンチューブ熱交換器６４で高い温度レベルの冷水で冷却された空気を輻流式回転翼車６３の翼６１の間隙に吸い込むと同時に、天井懐スペース４８から、上部ケーシング７２の中央部の直径１００ｍｍの開口部７６を、さらに輻流式回転翼車６４の中央付近の３６個の直径１０ｍｍの翼車吸気口７７を経て同じく、輻流式回転翼車６４の翼６２の間隙に吸い込み、両方の空気は平均的に混合されながら遠心力により加圧されて周囲のディフューザー７３と空気吹出口７４を経て、空調を行う部屋４７へ吹き出す。
【００７０】
前記フィルターメディア６６はファンコイルユニット４９の運転中は空調を行う部屋４７から吸い込まれる空気を濾過し、空気中の塵埃がここに付着する。この付着した塵埃によってフィルターメディア６６が目詰まりを生じない様に再生するために、駆動ロール６８とフィルーメディア６６を挟んで向いあって、フィルターメディア６６とその多穴列またはスリットを接する状態で取り付け、一端を盲にした真空除塵管７８を設け、他端を電動弁７９を経て、中央式真空除塵装置８０に配管連結する。
【００７１】
駆動ロール６８の正転、逆転により、フィルターメディア６６をプレートフィンチューブ熱交換器６４の全長５００ｍｍに亙って往復平行移動させながら、中央式真空除塵装置８０を運転し、電動弁７９を開放して、フィルターメディア６６に付着した塵埃を吸い取り、逆洗して、フィルターメディア６６を再生する。
【００７２】
本発明による空気調和装置ではファンコイルユニット４９では、天井懐スペース４８を経て外気調和器３１から低露点の給気を供給されているため、室内の潜熱負荷を除去する必要がなく、室内空気の露点温度より高い温度レベルの冷水を使用して顕熱専門に冷却除去を行うため、ドレンパンを付属していない。
【００７３】
然し乍ら、急遽、在室者数が極端に増加するなどの原因で室内空気の水蒸気量が増加し、プレートフィンチューブ熱交換器６４に結露が生じて、漏水事故になるのを防止することが望ましい。そのため、プレートフィンチューブ熱交換器６４の適した箇所に水分を感知する電子回路８１のセンサー８２を取り付けてこの電子回路８１の信号で高い温度レベルの冷水の入口管８３の部分に設けた電磁弁８４を閉じて、高い温度レベルの冷水の流入を停止して、それ以上の結露が生じない様にした。また他の実施例では前記、電子回路８１の信号でファンの回転数を上げ、風量を増加し、入口空気温度と出口空気温度の差を小さくして、結露を生じない様にした。この水分の感知は出口空気の相対湿度の感知に替えても良い。
【００７４】
【発明の効果】
本発明は以上に述べたように構成したので、次のとおり多くの効果を上げることが出来る。まず、近年のＯＡ化に伴って顕熱負荷の割合が増したオフィスビルなどの空調で、取り入れ外気の系統の給気露点温度を７℃程度と十分に低くして、これによって室内の潜熱負荷を１００％処理するようにしたので、室内顕熱負荷については在来より１０℃以上高い温度レベル、すなわち、往温度１６℃程度の冷水で冷却できるようになり、このためにチラーの圧縮機の冷凍サイクルの蒸発温度を大幅に引き上げることが出来、エネルギー消費効率を２倍近く向上した。
【００７５】
本発明ではさらに中間期から冬季にかけても冷房が必要なこれらのインテリジェントビルでは高い温度レベルの冷水循環系統に大形の密閉式冷却塔をチラーの蒸発器に連携して使用出来るように接続したから、１０月から翌年の５月までの半年以上の間を空調使用時間帯の冷凍機の運転をしないで、外気で冷房することが可能で年間のエネルギー消費効率を大幅に高めることが出来た。
【００７６】
本発明では、取り入れ外気の系統の給気露点温度を十分に低くするため、在来の冷却方法と異なり、氷蓄熱による低温の冷水を使用するが、本発明では、在来の氷蓄熱チラーが不凍液を使用して氷を作っているため製氷時の蒸発温度が低く、従って、エネルギー消費効率が低いと言う点を改めて、キャピラリーチューブによる、伝熱面積が大きく容積が極めて小さい蒸発器を使用して冷媒ガスで直接製氷出来るようにして製氷時のエネルギー消費効率をも２倍にも向上させた。
【００７７】
このキャピラリーチューブによる蒸発器の発明は伝熱管のピッチを小さくして着氷の厚さを低減し、熱伝達率向上を図るのみならず、氷蓄熱水槽における蓄氷効率を３０％近く向上し、不凍液の設備を不必要とし、チラーユニット全体を小型化、軽量化することができ、１つの共通架台上に纏めて、チラーユニットを工場生産とし、現場組み立てによる品質管理の難点を除去することも出来た。
【００７８】
本発明のチラーユニットではエネルギー消費効率を向上するため在来より１０℃以上も高い蒸発温度で圧縮機を運転するが、そのため空冷式では、外気温度が高い場合に市販の圧縮機では過負荷となる。これを防止するため空冷式凝縮器に散水装置を取り付け、散水の蒸発潜熱を利用して凝縮温度を低く抑えた。これは水冷式凝縮器の凝縮温度よりさらに５℃以上の凝縮温度引き下げの効果があり、水冷式より設備が簡単、廉価でしかも冷凍サイクルの省エネルギーの向上に大幅に寄与している。
【００７９】
本発明では７℃まで外気給気の露点温度を下げることでその特色を発揮するが、この外気を低温のまま室内へ供給すると、途上のダクトなどで結露による漏水事故を引き起こす可能性があり、温度分布にも影響を与えるなどの虞れがあるのを防止するため、またさらに、高い温度レベルのエネルギー消費効率の高い冷水に負荷を移して装置全体のエネルギー消費効率の向上を図るため、７℃の低露点化した外気を室温の２５℃近くまで再熱する。
【００８０】
そのために本発明では空冷式の凝縮器の他に水冷式の第２の凝縮器を設け、この廃熱を前記再熱の熱源として利用して外気の再熱を行い、さらにそうすることにより、圧縮機の凝縮温度を下げて、両面でエネルギー消費効率の向上を図った。
また前記第２の水冷式凝縮器はその建物の殆どが冷房負荷であるにも拘わらず、一部分の系統で暖房が必要な場合、その系統に温水を供給することも出来る。
【００８１】
本発明では在来より１０℃以上も高い温度レベルの冷水を使用して室内の顕熱冷却を行うので、在来より２倍に近い空調風量を必要とするが、本発明によるファンコイルユニットは輻流式回転翼車を採り入れた輻流ファンを軸垂直に使用して、本発明の空調方式によってドレンパンの必要が無くなった熱交換器との巧みな組み合わせでユニット内部で極めて方向転換の回数が少ない、低速の気流構造を形成し、空気の圧力損失を低減し、送風の機械効率を３倍近くにまで向上した。
【００８２】
その結果、空調風量が２倍近くに増えても、送風動力は逆に低減することが出来て、さらに空調風量が増すことで、室内の風量分布、温度分布が良好となって、在来の空調方式より居住性が向上した。特に在来の氷蓄熱式空調による吹き出し空気の低温化、少量化による居住性の低下を、氷蓄熱を使用しながらも、逆に大幅に改善することが出来た。
【００８３】
本発明によるファンコイルユニットは前記の通り輻流ファンを使用しているがその回転円盤の中央付近に穴を明け、ほぼ同位置に上部ケーシングにも開口部を作り、ファンコイルユニットの設置される天井懐から全く曲折なしに、天井懐の空気を吸込んで室内からの再循環空気と輻流回転翼車のなかで平均的に混合できるようにしたので、外気の流れの機械効率が向上し、外気の分布も良好となり、また、天井懐を外気チャンバーとして機能させるようにしたので、天井懐は低露点の空気で満たされていて、このスペースにあるファンコイルユニットなどへ冷水を供給するための高い温度レベルの冷水管などについては配管の保温・防露を不必要とし、設備費の低減を図ることが出来た。
【００８４】
本発明による空気調和システムは前記の送風の機械効率の高いファンコイルユニットを使用することが経済的に当方式を成り立たせる条件となるが、本発明では在来ファンコイルユニット方式の欠点となっている水配管からの漏水事故の可能性とフィルターの保守交換の問題点を解決した。
【００８５】
すなわち、水配管についてはドレン配管は本発明による空調方式では方式の特性上不必要であるためドレン配管を無くし、冷水循環配管については、上階の熱源装置との圧力関係を切り離すため、各階に熱交換器を設置して、各階を独立した循環回路とし、ここに開放水槽を設けて、循環ポンプの吸入側、吐出側のいずれかに切り替え接続出来るようにしたので、試運転時には開放水槽を循環ポンプの吸入側へ接続し配管系に水を張り、エアを抜いて後、吐出側へ切り替えることによって水循環配管系の内部を大気圧より低い圧力に保ちながら冷水循環を行うことが出来、配管からの漏水事故を完全に防止できる。
【００８６】
本発明によるファンコイルユニットは吸込口に接してロール駆動形の自動再生式フィルターメディアを備え多数設置されるユニットを１系列の中央式真空除塵装置の配管にそれぞれ電動弁を介して接続し，１台ずつ再生操作を可能にしたのでフィルターの交換は不必要となり、全自動で保守できるようになった。
【００８７】
本発明による外気調和器は夏季には、外気の熱で、低露点まで除湿した外気を再熱すると同時に外気を冷却する第１、第２のプレートフィンチューブ熱交換器を設置して、水循環ポンプを運転して双方の熱交換器の間に水を循環して熱交換をさせたので、外気負荷を在来より低減し、高い温度レベルの冷水に外気負荷の一部分を移してエネルギー消費効率を高めることが出来た。
【００８８】
前記装置において外気温度が低く低露点の除湿空気を再熱する効力が無い時季にはポンプを停止すれば、循環水は下方に設置した開放水槽に自然流下して熱交換器内部が空になり冬季、低温の外気による熱交換器の凍結事故を自然に防止出来る。
【００８９】
本発明では第３のプレートフィンチューブ熱交換器を設置することによって、夏季の外気負荷を、高い温度レベルの還冷水を利用してさらに一段温度レベルの高い冷水に移すと同時にさらに温度レベルを向上し、冬季には室内の発生熱を利用して外気の加熱、加湿の熱源に充てることが出来、廃熱利用によってエネルギー消費効率を高めることができる。
【００９０】
また第３のプレートフィンチューブ熱交換器と主熱交換器を組み合わせて数段に分割し、直列に配置し、その各々の間隙に加湿器を備えた本発明による外気調和器の方式を採用すれば、前記室内の発生熱が少なく、高い温度レベルの冷水の還温度があまり上昇しない場合でも、外気を段階的に加熱・加湿する方法で熱源として有効に利用することができる。
【００９１】
本発明の外気調和器において主熱交換器を直接接触形の熱交換器とした方式では、冷水と空気との直接接触により熱交換効率が向上される他、外気の塵埃や水溶性有害ガスを除去し、外気フィルターの保守を簡便にしたり、別途、加湿器の設置を不必要にするなどの大きい効果がある。
【００９２】
【図面の簡単な説明】
【図１】は本発明による空気調和装置の全体を示す系統説明図、
【図２】は本発明による空気調和装置に使用されるファンコイルユニットの詳細説明図である。
【００９３】
【符号の説明】
１． チラーユニット
２ ．圧縮機
３． 四方弁
４． 空冷式凝縮器
５． 冷媒管の弁
６． 同上
７． 同上
８． 同上
９． 第２の凝縮器
１０． 絞り弁
１１． 氷蓄熱用蒸発器
１２． 冷媒切り替え弁
１３． 同上
１４． 空調使用時間帯用蒸発器
１５． 冷媒接続管
１６． 氷蓄熱水槽
１７． 散水装置
１８． 凝縮器用送風機
１９． 低温冷水循環ポンプ
２０． 低温冷水往管
２１． 低温冷水還管
２２． 高い温度レベルの冷水循環ポンプ
２３． 高い温度レベルの冷水往管
２４． 高い温度レベルの冷水還管
２５． 高い温度レベルの冷水と低温冷水の自動混合弁
２６． 高い温度レベルの冷水温度センサー
２７． 温水循環ポンプ
２８． チラーユニットケーシング
２９． 共通架台
３０． 建物の屋上
３１． 外気調和器
３２． 空気吸込口
３３． 外気フィルター
３４． 第１のプレートフィンチューブ熱交換器
３５． 第２のプレートフィンチューブ熱交換器
３６． 第３のプレートフィンチューブ熱交換器
３７． 第４のプレートフィンチューブ熱交換器
３８． 主プレートフィンチューブ熱交換器
３９． 加湿器
４０． 送風機
４１． ドレンパン
４２． 水循環配管
４３． 水循環ポンプ
４４． 開放水槽
４５． 外気調和器ケーシング
４６． 外気給ダクト
４７． 空調を行う部屋
４８． 天井懐スペース
４９． ファンコイルユニット
５０． 高い温度レベルの冷水往主縦管
５１． 高い温度レベルの冷水還主縦管
５２． 各階の熱交換器
５３． 各階の冷水循環系統配管
５４． 高い温度レベルの各階冷水循環ポンプ
５５． 各階の開放水槽
５６． 切り替え弁
５７． 同上
５８． 密閉型冷却塔
５９． 切り替え弁
６０． 同上
６１． 翼
６２． 回転円盤
６３． 輻流式回転翼車
６４． プレートフィンチューブ熱交換器
６５． ファンモーター
６６． フィルターメディア
６７． 駆動モーター
６８． 駆動ロール
６９． ロールスプリング
７０． 巻き取りロール
７１． 空気吸込口
７２． 上部ケーシング
７３． ディフューザー
７４． 空気吹出口
７５． 防虫網
７６． 開口部
７７． 翼車吸気口
７８． 真空除塵管
７９． 電動弁
８０． 中央式真空除塵装置
８１． 電子回路
８２． センサー
８３． 高い温度レベルの冷水入口管
８４． 電磁弁
【産業上の利用分野】
この発明は中規模または大規模建のオフィスまたは商業用建物の空気調和設備の省エネルギー性能の向上と改善をはかることに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来の空気調和設備では外気と室内循環空気を混合して一括で冷却除湿を行うか、外気を予め室内循環空気とは別に冷却除湿する場合でもその露点温度のレベルは、それだけで室内の潜熱負荷を除去するには不十分であるため、室内循環空気についても室内空気の露点温度以下に冷却除湿して潜熱負荷に対応していた。
【０００３】
氷蓄熱を利用する方式において外気系統と室内系統を分けても、異なった温度レベルの冷水を使用せず、同じ温度レベルの冷水を使用していた。
【０００４】
更に、在来の氷蓄熱チラーユニットでは氷を作るための熱交換器の伝熱面積を大きくする必要性から熱交換器の管内容積が増し、冷媒充填量が多くなるのを嫌って、氷蓄熱用熱交換器には不凍液を使用し、冷媒と不凍液との熱交換を経て間接的に冷却をしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする問題点】
近年、オフィスのオートメーション化が進み、室内のＯＡ機器が増えて、逆に在室者数が減る傾向にあり、これに伴って、室内の空調負荷に占める、顕熱負荷の割合が増して、逆に潜熱負荷の割合が減っていて、顕熱負荷が圧倒的大部分を占めている。
【０００６】
潜熱負荷を処理するには室内空気の露点温度、すなわち、乾球温度２５℃、相対湿度５０％の室内空気条件では約１４℃、より数℃低い温度、すなわち１１℃〜１３℃程度の温度まで空気を冷却除湿する必要があるため、１１℃〜１３℃より低い温度、熱交換器における有効温度差６℃程度を配慮すれば５℃〜７℃の冷水または冷媒が必要となるが、顕熱負荷を処理するについては基本的に室温より僅かでも低い温度の空気であれば冷却の役に立つことになり熱交換器における温度差を配慮しても、風量をある程度増すなどの工夫を施せば１５℃〜１７℃の１０℃も高い温度レベルの冷水または冷媒で充分に冷却することが可能である。
【０００７】
それにも拘わらず、在来の空調設備は潜熱と顕熱とを別々に処理できる方式になっていないため、顕熱が圧倒的大部分を占めるに至った近年の空調負荷についても相変わらず５℃〜７℃の低温の冷水を使用しているため、冷凍機の蒸発温度を高くすることが出来ず、エネルギー消費効率の改善が見られない。
【０００８】
更に、ここ数年来、電力の夏季昼間時間のピークを緩和するために夜間時間の電力を使用する氷蓄熱方式が普及しているが、従来の５℃〜７℃の低温の冷水に加えて、夜間、冷凍機を運転して０℃の氷を作るために蒸発温度は当然氷点以下となり、さらに実際には不凍液を使用して間接的に氷を作るために在来に比較して１５℃〜２０℃も蒸発温度のレベルが下がり、ますますエネルギー消費効率が低下している。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明では、高い温度レベルの冷水で冷却処理できる顕熱と、室内空気の露点温度よりさらに低い温度レベルの冷水を必要とする潜熱とを別々に処理することによって、近年その割合が増して来た顕熱負荷を、高い温度レベルの冷水で処理するようにして、この冷水の循環冷却に使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げることによって空気調和設備のエネルギー消費効率を高めることを実現する。また、それに伴って生じる問題をも含めて解決する方法を提供するものである。
【００１０】
【作用】
本発明では、顕熱負荷と潜熱負荷を別々に処理することを可能とするため、在室者のために導入する外気を処理する外気調和器系統の給気を低露点とし潜熱負荷の処理に充て、室内空気を再循環して冷却する再循環空調系統を専ら顕熱の処理に充てる。勿論、外気調和器の系統に再循環空気を混合しても支障はない。
【００１１】
在室者が対象の快感空気調和では当然、在室者１人当たりの必要最小限度の所定の取り入れ外気量があるが、本発明ではこの量の外気を取り入れて除湿して室内へ供給するに際して、空気調和を行う室内空気の絶対湿度と取り入れ外気の除湿後の露点温度における絶対湿度の差と、取り入れ外気量の積による水蒸気量の差が、室内の在室者から発生する水蒸気量を打ち消すことが出来るような露点温度以下にまで除湿するようにした。
【００１２】
これによって、室内の空気を再循環して冷却する再循環空調系統では全く潜熱を処理する必要が無くなるため、室内空気の露点温度より高い温度範囲で冷却を行って室内の顕熱を冷却除去すれば、室内の温度、湿度ともに所定の値に保つことが出来て、圧倒的大部分を占める顕熱負荷の処理に、高い温度レベルの冷水を使用することによって、これに使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げて空調装置全体のエネルギー消費効率を向上することが出来る。
【００１３】
本発明では更に、外気空調系統において冷却除湿をした給気を再熱するために、外気調和器入口と出口に熱交換器もうけてこの間に水を循環し、高温の入り口空気と間接的に熱交換して、逆に外気を予冷し、外気の冷却負荷の一部を室内負荷に移動することによって、外気の高温部分の冷却を、再熱を介して、エネルギー消費効率の高い室内との再循環空調系統へその負荷を転じることも出来る。
【００１４】
外気温度があまり高温ではない場合に前記の再熱を確保するため、本発明では冷却並びに除湿のため作動した冷凍機の冷却水の廃熱を利用して外気調和器出口に設置した熱交換器によって再熱をすることが出来るようにもなる。
【００１５】
冬季外気温度が低く、外気の熱で除湿空気の再熱が出来ない場合は【００１３】による水循環は停止するが、前記、外気調和器の入口と出口に設けた熱交換器より低い位置に開放水槽を設けて、水の循環を停止した場合、熱交換器内部の水が重力によって開放水槽に流下して熱交換器の内部が空になり、外気温度が０℃より低下した場合でも熱交換器が凍結破損を起こさないように配慮した。
【００１６】
さらに、室内との再循環空調系統の冷却に使用した高い温度レベルの冷水をさらに請求項５にのべた第３のプレートフィンチューブ熱交換器に使用して外気の高温部分の予冷却に充てることによって、外気の冷却負荷の一部を高い温度レベルの冷水に負荷を転じると同時にさらに冷水の温度レベルを高めて、エネルギー消費効率の向上に資することも出来る。
【００１７】
この予冷却の回路は冬季には外気の予熱に働き、室内の顕熱負荷を利用して外気による暖房負荷を打ち消す事も出来る。
【００１８】
本発明では更に、主熱交換器を直接接触形の熱交換器として冷水と空気の間で熱伝達に要する温度差を減らして、必要な冷水の温度レベルを少しでも高く保つようにし、それと同時に請求項５に述べた室内の顕熱冷却除去に使用した冷水を利用して外気を予冷または予熱するプレートフィンチューブ熱交換器をその上流側に組み合わせて、複数段に分割し空気流に沿って直列に配列して２０℃程度の冷水で冬季の乾燥した外気の加湿を容易に行えるようにすることも出来る。
【００１９】
本発明では、室内との再循環空調系統において潜熱負荷の処理をする必要を無くして空調負荷の大部分を占める顕熱の冷却処理を専門にし、その冷却系統の冷水温度のレベルを上げることによって、そこに使用する冷凍機の蒸発温度のレベルを上げエネルギー消費効率を向上するために、取り入れ外気で室内の潜熱負荷全部を打ち消す事が出来る低露点まで取り入れ外気を冷却除湿するために、氷蓄熱によって得た氷を融解した氷点に極く近い温度の冷水を使用するようにした。
【００２０】
本発明では氷蓄熱運転に際して、冷凍機の蒸発温度が低下してエネルギー消費効率が低下する率を抑える目的で、在来、使用している不凍液の使用を取りやめ、氷を作るための熱伝達の段階を１段減らし、また効率良く氷を作るために伝熱面積を大きく採ることによって生じる冷媒の熱交換器の内容積の増大を抑えて圧縮機とのバランスを良好に保つために、蒸発器の伝熱管として極めて多本数のキャピラリーチューブを並列に使用して在来の蒸発器よりも小さな内容積で大きい伝熱面積を持てるように改良した。
【００２１】
さらに、本発明では実用上、据え付け品質管理の難しい現場での冷媒配管による品質の低下を防止するため、冷媒回路を構成する部品の全てを共通架台上に組立て工場生産を可能にした氷蓄熱チラーを使用するようにした。
【００２２】
本発明に使用するチラーは空調使用時間帯においては通常より高い温度レベルの蒸発温度で運転するために外気温度が高い時間では空冷式凝縮器では圧縮機の過負荷を招く虞れがあり、これを防止するため、本発明では空冷式チラーの凝縮器に散水を掛けてその蒸発潜熱によって凝縮温度を抑えるようにした。
【００２３】
本発明の空気調和装置に使用するチラーは空調非使用時間帯、即ち、夜間時間帯にあっては氷蓄熱運転を行い、空調使用時間帯、即ち、昼間時間帯にあっては冷媒回路を弁操作で切り替えて氷蓄熱運転用の蒸発器とは別に設けた空調用蒸発器を使用して、室内との再循環空調系統での顕熱冷却に使用する温度レベルの高い冷水を循環冷却する。
【００２４】
これによって昼間時間帯の運転では夜間の氷蓄熱運転時間帯よりその蒸発温度を大幅に上げることができるばかりでなく、さらに氷蓄熱によって出来た氷を融解して得られる氷点に極く近い低温冷水を高い温度レベルの冷水のファンコイルユニットまたは空調器への往管部分で混合することによって更に蒸発器での冷媒の蒸発温度を高くすることが可能で、冷凍機のエネルギー消費効率を大幅に改善する事が出来る。
【００２５】
本発明では、冷凍サイクルの凝縮器を散水を掛けて蒸発の潜熱を利用して凝縮温度のレベルを低く抑える様にするが、この凝縮器とは別に直列または並列に第２の凝縮器を必要に応じて設け、中間期、冬季など冷房と同時に部分的に暖房が必要な系統に温水をおくることが出来るようにした。
【００２６】
本発明では前記高い温度レベルの冷水の回路に冷凍機の蒸発器に並列または直列または直・並列切り替え可能に密閉冷却塔を接続して、室内との再循環空調系統からの還管の冷水温度以下の温度の冷却水が前記密閉冷却塔で得られる場合は密閉冷却塔を作動させて、冷凍機の運転を低減するか中止して省エネルギーを図る様にした。
【００２７】
本発明では室内との再循環空調系統に送水する高い温度レベルの冷水の配管を、空調をする部屋の天井懐に通すについて、外気を取り入れて外気調和器で低温の露点まで冷却除湿した給気を前記天井懐をチャンバーとしてここへ導入した後にファンコイルユニットなどから吸い込んで室内に供給するようにしたので、前記天井懐の内部は低露点の空気で満たされていて、前記冷水の配管に結露を生じる虞れがないので断熱、防露を必要としない。
【００２８】
本発明による空気調和装置を複数階の建物に応用し、かつ、各階共通の熱源装置を使用する場合、室内との再循環空調系統に使用する高い温度レベルの冷水循環系統の配管を各階の横走り配管と、各階を縦に貫通して熱源装置に接続する立ち上り主管とを熱交換器を介して間接的に接続し、立ち上り管内部の圧力が横走り管に掛からないようにすることも出来る。
【００２９】
本発明では、前記の様に圧力的に独立した各階の高い温度レベルの冷水循環系統の配管経路について、それぞれ開放水槽を設け、該開放水槽を弁の切り替え操作によって循環ポンプの吸込管と吐出管の双方に別々に接続できるようにしたので、開放水槽を循環ポンプの吸込管に接続している間は冷水循環系統の配管内部の圧力は大気圧より高く、循環ポンプの吐出管に接続している間は冷水循環系統の配管内部の圧力は大気圧より低く保つ事が出来る。
【００３０】
本発明による空気調和装置において使用する天井設置形のファンコイルユニットは、軸垂直の下面開放の輻流式回転翼車の下方に接して同じく下面に開放してドレンパンの無いプレートフィンチューブ熱交換器を置き、その下面に沿って不織布製のフィルター並びに吸込口を設けて天井面に露出させ、前記輻流式回転翼車の上面及び周辺をディフューザー板で囲って、前記吸込口の周囲に同じく天井面に開口露出した空気吹出口へ連接するような構造のものを主とした。
【００３１】
この構造によればファンコイルユニットの中央の天井面から空気を吸い込んで、これをフィルターで濾過、プレートフィンチューブ熱交換器で冷却、輻流式ファンで加圧し周囲の天井面の吹出口へ達する空気の流通経路が極めて短く、屈曲が少なく極めて効率的な空気の循環が可能である。
【００３２】
本発明の空気調和装置で使用する前記ファンコイルユニットはその輻流式回転翼車の回転円盤の中心付近に複数個の穴を空け、さらに上方のケーシング板にも輻流式回転翼車の中心に開口部を設けて、輻流式回転翼車を回転すると、輻流式回転翼車の翼の間にある空気が遠心力によって外周へ移動するにつれて、回転円盤の中心付近に空けた前記複数個の穴を介して上方のケーシングの前記開口部から、該ファンコイルユニットの設置されている天井懐から、外気調和器から給気ダクトを経て供給されている外気を吸い込んで、一方、下方の天井面から空気吸込口、フィルターを経て、プレートフィンチューブ熱交換器で冷却されて吸い込まれて来た室内からの循環空気と、輻流式回転翼車の翼の間で平均的に混合して外周からディフューザー、空気吹出口を経て室内へ給気する。
【００３３】
本発明の空気調和装置に使用するファンコイルユニットに取り付けられる前記フィルターは正方形または長方形の平面形状を持つプレートフィンチューブ熱交換器の下面に接して、ほぼプレートフィンチューブ熱交換器と同じの不織布製のフィルターメディアを配置したものとするが、この長さ方向の両端をロールに巻き付けて両ロールを同一方向に右回転、左回転すると、前記フィルターメディアが両ロールの間の長さを往復するように取り付け、片方のロールに沿ってスリット式または多穴式の真空除塵管をフィルターメディアの空気吸込面にそのスリットまたは穴列を向けて圧接するように設け、ロールを回転させながら真空除塵管に接続した中央式真空除塵装置を駆動するとフィルターメディアに付着した塵埃を吸い取り、フィルターメディアが自動的に逆洗滌、再生されるようにした。
【実施例】
【００３４】
次に本発明による空気調和装置の実施例を図面に沿って説明する。
【図１】は本発明による空気調和装置の系統図を示す。図中１はチラーユニットを示し、冷凍サイクルを構成する圧縮機２、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁３、空冷式凝縮器４、空冷式凝縮器４と弁５、６、７、８の操作により切り替え又は並列使用出来るようにした温水用の第２の凝縮器９、絞り弁１０、極めて多本数のキャピラリーチューブを並列接続して構成した氷蓄熱用蒸発器１１、氷蓄熱用蒸発器１１と切り替え弁１２、１３により並列接続されて切り替え使用出来るようにした空調使用時間帯用蒸発器１４、冷媒接続管１５などと、氷蓄熱水槽１６、空冷式凝縮器に散水を掛ける散水装置１７、凝縮器用送風機１８、低温冷水循環ポンプ１９、低温冷水往管２０、低温冷水還管２１、高い温度レベルの冷水循環ポンプ２２、高い温度レベルの冷水往管２３、高い温度レベルの冷水還管２４、高い温度レベルの冷水と低温冷水の自動混合弁２５、高い温度レベルの往冷水温度のセンサー２６、温水循環ポンプ２７、ケーシング２８などで構成し、これら全てを１つの共通架台２９の上に纏めてユニット化し、建物の屋上３０に設置する。
【００３５】
図中３１は外気調和器で、空気吸込口３２、外気フィルター３３、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６、第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７、主プレートフィンチューブ熱交換器３８、加湿器３９、送風機４０、ドレンパン４１、第１のプレートフィンチューブ熱交換器と第２のプレートフィンチューブ熱交換器を連絡する水循環配管４２、水循環ポンプ４３、開放水槽４４、外気調和器ケーシング４５などで構成し、建物の屋上３０に設置する。
【００３６】
図中４６は外気給気ダクトで屋上３０の外気調和器３１から下方各階に立ち下がり、各階に分岐して各階の空調を行う部屋４７の天井懐をチャンバーとして気密性を持たせた天井懐スペース４８に達して、ここで外気調和器３１からの７℃の低露点まで冷却除湿、かつ、ほぼ室温近い温度２５℃まで再熱調整された外気を吹き出す。
【００３７】
図中４９は顕熱冷却専用のファンコイルユニットで、空調を行う部屋４７の天井面に５４台が設置され、チラーユニット１の高い温度レベル１６℃の冷水往管２３、高い温度レベル２１℃の冷水還管２４とそれぞれに接続された高い温度レベルの冷水往主縦管５０、高い温度レベルの冷水還主縦管５１、各階の熱交換器５２を介して、連結接続された各階の高い温度レベル、往温度１７℃、還温度２２℃の冷水循環系統配管５３に接続され、高い温度レベルの各階冷水循環ポンプ５４によって高い温度レベルの冷水を循環供給され、空調を行う部屋４７の空気を循環冷却して顕熱の除去を行うと同時に、外気調和器３１で調整、外気給気ダクト４６を経て天井懐スペース４８に給気された外気を吸って室内へ供給する。
【００３８】
前記各階の高い温度レベルの冷水循環系統配管５３に関連して各階開放水槽５５を設けて、これを高い温度レベルの各階冷水循環ポンプの吸込側と吐出側に各々設けた弁５６，５７でいずれか一方に切り替えて接続可能とした。
【００３９】
本発明による空気調和装置はチラーユニット１を空調非使用時間帯、即ち、１８時〜翌日８時までの１４時間の夜間時間帯には氷蓄熱運転を行って氷蓄熱水槽１６に氷を作って蓄える。この場合はチラーユニット１の氷蓄熱用蒸発器１１を冷媒が通過するように、切り替え弁１２、１３を操作して、また四方弁を冷房位置にして圧縮機２を運転し、空冷式凝縮器４に散水装置１７を作動させて散水を掛け、凝縮器用送風機１８で放熱冷却用外気を通過させて、氷蓄熱水槽１６内にある水から氷蓄熱用蒸発器１１をへて熱を奪って、散水装置１７によって散水を掛けられ、その蒸発潜熱で温度を低く抑えられた空冷式凝縮器８から放熱する。
【００４０】
本実施例では氷蓄熱用蒸発器を構成するキャピラリーチューブは内径１．５ｍｍ外形２．１ｍｍで４９６０ｍｍの直管を中央部で５Ｒに１８０゜に曲げてヘアピン状に整形加工した銅管で、深さ２６５０ｍｍ、幅１２００ｍｍ、長さ１２５０ｍｍのＦＲＰ製の氷蓄熱水槽１６の内部に垂直に、曲げ部分を下にして縦横１０ｍｍピッチで７５００本を上部両端をそれぞれ直径９ｍｍ、長さ１２００ｍｍの６０本の冷媒出口ヘッダー、同じく６０本の冷媒入口ヘッダーに接続され、全伝熱面積は２４５ｍ２を有する反面、その体積は１２６リットル未満、氷蓄熱水槽１６に２４００ｍｍまで水を収納した有効な容積３６００リットルの僅か３．５％に留まる。また、蒸発器の容積は７０リットルとなり上記圧縮機による冷凍サイクル内部の冷媒保有量の限界に照らして適切であり、冷媒で直接に氷蓄熱水槽の水を冷却することを可能にする。
【００４１】
在来、商品化されている氷蓄熱水槽の熱交換器の様に、直径１６ｍｍの伝熱管を使用すると、同じ２４５ｍ２の伝熱面積を得るには、全長４８８０ｍを要し、体積は９８０リットルにも達して、氷蓄熱水槽の容積を２７％以上狭くしてしまう結果となり、さらに内容積も７５０リットルとなって冷媒で直接冷却を行うには圧縮機２の構造による冷媒量の上限を遥かに超過し、全く適していない。
【００４２】
前記の２４５ｍ２の伝熱面積は蒸発温度−０．５℃でチラーユニット１に組み込まれた冷却能力２６ｋｗ、入力６ｋｗの圧縮機２の運転によってキャピラリーチューブ製の氷蓄用蒸発器１１の外面に着氷を生じることが出来る。運転時間の経過に伴って、着氷の厚さが増し、外径２．１ｍｍのキャピラリーチューブの外周に円筒状の氷が発達するが、キャピラリーチューブの間隔は１０ｍｍになっているので氷の厚さが４ｍｍ未満で隣同志の氷の円筒は接することになる。
【００４３】
さらに圧縮機２の運転を継続して行くと、氷の円筒は互いに接して、つぎの段階では相互の隙間を埋めて行く形となる。氷の体積が氷蓄熱水槽の容積の９５％に達した時点でも氷の厚さは残った隙間に面する部分で僅かに４．５ｍｍしかない。
この時点での氷の体積は３４１０リットルで、この氷の潜熱による蓄熱量は２９０ｋｗｈ、空調時間帯に使用して氷蓄熱水槽１６内の水の温度が１７℃まで上昇することで有効になる水の顕熱による蓄熱量６７ｋｗｈを加えて合計３５７ｋｗｈの蓄熱量となり、これは冷却能力２６ｋｗの圧縮機１の１３．７時間分の運転による冷却能力に当たり、夜間時間帯の１４時間とよく一致している。
【００４４】
氷の熱伝導率は鋼の８５、銅の４００に対して非常に低く僅か２．２に留まっているので氷蓄熱完了時点の氷の厚さが氷蓄熱用蒸発器の性能を大きく左右する。
したがって、氷を含めた管内外の熱伝達率は着氷開始前と蓄熱完了時では異なる値を示し、４．５ｍｍの氷の厚さでは開始前に較べて２８％減に留まり、在来の不凍液を使用する場合の様に、例えば４０ｍｍの氷の厚さでは８０％も減となって、氷と冷媒の温度差が着氷開始初期に０．５℃の場合で、氷蓄熱完了時では前者で０．７℃、後者では５倍の２．５℃も必要となる。
【００４５】
在来、商品化されている不凍液を使用する氷蓄熱チラーの場合は不凍液自身の温度の変化によって熱移動を行うため、伝熱管の入口部分と出口部分では温度差が生じて、この温度差がさらに蒸発器における冷媒の蒸発温度と不凍液との温度差に加わることとなり、本発明の空気調和装置に使用される、直接、冷媒によって氷を作るチラーユニットに比較して蒸発温度が１０℃〜１５℃も低くなるばかりでなく、不凍液の出入口における温度差によって伝熱管表面の着氷の不均一が生じるなどの欠点もあった。
【００４６】
氷蓄熱運転が完了して、空調使用時間帯、即ち、昼間時間帯になると、チラーユニット１の低温冷水循環ポンプ１９を運転し、外気調和器３１の主プレートフィンチューブ熱交換器３８に氷点に極めて近い温度の低温の冷水を循環供給する。
外気調和器３１では、送風機４０を運転し、空気吸込口３２から外気フィルター３３、第１、第３、のレートフィンチューブ熱交換器、３４、３６、主プレートフィンチューブ熱交換器３８、第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５を順次通過して温度調節された外気を吸い込み加圧して、外気給気ダクト４６を経て、空調を行う部屋４７の天井懐スペース４８に給気する。本実施例の外気調和器は風量は１２５０ｍ２／ｈで、各熱交換器の通過面積は０．３ｍ２、高さ５００ｍｍ、幅６００ｍｍとなっている。
【００４７】
夏季には、水循環ポンプ４３を運転し、開放水槽４４から水を吸い上げて第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を通し、水循環配管４２を経て、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５を通して開放水槽４４へ戻し、再循環させる。この水循環によって乾球温度３２℃、相対湿度７０％の外気は第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を通過する際に、第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５で７℃の低露点の除湿空気と熱交換して温度が１７℃に下がった循環水と熱交換して７．５ｋｗ熱量を奪われ２３℃の飽和点まで冷却除湿され、循環水は逆に２９℃まで昇温する。
【００４８】
これと引き換えに第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５では主プレートフィンチューブ熱交換器３８でチラーユニットの氷蓄熱水槽１６から低温冷水循環ポンプ１９によって低温冷水往管２０を経て送られてくる氷点に極めて近い低温冷水と熱交換して７℃まで冷却除湿された低温の空気と、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４で２９℃まで昇温して水循環配管４２を経て供給される水と熱交換して出口空気は２５℃まで再熱され、逆に２９℃の循環水は１７℃まで冷却される。この第２のプレートフィンチューブ熱交換器３５での交換熱量は第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４での交換熱量と同じとなる。
【００４９】
外気温度が低く、７℃の低露点の冷却除湿空気の再熱に役立たない季節には水循環ポンプ４３を停止すると、循環水は当該水循環系統の最下部に位置して設けた開放水槽へ流下し、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４、第２のプレートフィンチューブ熱交換器の中は空になる。
【００５０】
第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６には高い温度レベルの冷水還主縦管５１から、室内との循環空調系統で室内の発生顕熱を冷却除去した熱を各階の熱交換器５２で受けて２１℃まで温度の上昇した高い温度レベルの戻り冷水、１８０ｌｉｔ／ｍｉｎを通水して、第１のプレートフィンチューブ熱交換器３４を経て２３℃の飽和空気となった外気と熱交換させて２２℃の飽和点まで１．５ｋｗの冷却除湿を行う。
【００５１】
この第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６での熱交換量は夏季には少ない値であるが冬季には外気温度が０℃の場合、２１℃の高い温度レベルの戻り冷水の熱を受けて６．７ｋｗの熱量を与えられて１６℃まで温度上昇し、超音波式加湿器３９で断熱加湿され６℃の飽和空気となり室内に供給されて室内空気の相対湿度を４０％以上に保つための熱源として十分の加熱量となるのみならず、室内の顕熱除去の約１１％を担うことになる。
【００５２】
第４のプレートフィンチューブ熱交換器３７は外気温度があまり高温ではなく、第１、第２のプレートフィンチューブ熱交換器、３４、３５による再熱が不足して７℃の低露点の外気の再熱温度が２５℃に達しない場合、チラーユニット１の第２の凝縮器９を弁５、６、７、８を適宜に操作、切り替えて、空冷式凝縮器４と併用出来るようにし、これを通して３５℃の温水を温水循環ポンプ２７により循環供給して２５℃まで７．５ｋｗの再熱を行う能力をもつ。
【００５３】
前記、第２の凝縮器９からの温水は、冬季、一部分に暖房が必要になる空調系統がある場合に、その空調系統へ同じ温水を供給出来るように、弁を切り替えて、建物の大部分が冷房している場合でも、当該空調系続には温水を供給して暖房に供することも出来る。
【００５４】
主プレートフィンチューブ熱交換器３８では第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６で２２℃の飽和点まで予冷却された外気と、氷蓄熱水槽１６から低温冷水循環ポンプ１９によって低温冷水往管２０を経て送られる氷点に近い低温の冷水とを１７．４ｋｗの熱交換を行って、外気を７℃の露点まで冷却除湿する。
【００５５】
前記、主プレートフィンチューブ熱交換器３８は別形式の熱交換器、例えば薄い樹脂製の多数のシートで成型した充填材のような直接接触形熱交換器を使用してもよい。また、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６と前記直接接触形熱交換器を組み合わせて、複数段に分割し、直列に並べて使用してもよく、さらに、第３のプレートフィンチューブ熱交換器３６と主プレートフィンチューブ熱交換器３８とを組み合わせて、複数段に分割し各段に蒸発式加湿器または超音波加湿器などの断熱式加湿器を挟んで直列に並べて使用してもよい。
【００５６】
前記、７℃の低温の露点までの冷却は氷蓄熱による氷点に近い低温冷水で初めて経済的に成り立つもので、在来の５℃〜７℃の冷水では経済的理由により実現出来ない。
【００５７】
この７℃の低温の露点の空気が含む水蒸気量は湿り空気中の乾燥空気１ｋｇ当たり６．２ｇ／ｋｇで、空調を行う部屋４７の室内空気の条件を乾球温度２５℃相対湿度５０％とすると、その室内空気が含む水蒸気量は、同じく乾燥空気１ｋｇ当たり１０ｇ／ｋｇであるため、７℃の露点の空気の方が１０ｇ／ｋｇ−６．２ｇ／ｋｇ＝３．８ｇ／ｋｇ含有水蒸気量が少ない。
【００５８】
この含有水蒸気量の３．８ｇ／ｋｇ少ない露点７℃の空気を１２５０ｍ２／ｈ室内へ給気すれば３．８ｇ／ｋｇ×１２５０ｍ２／ｈ×１．２ｋｇ／ｍ２（空気の密度）＝５７００ｇ／ｈの室内で発生する水蒸気の負荷を打ち消すことが出来る。在室者１名当たりの通常の水蒸気発生量は１００ｇ／ｈ程度とされるので、前記５７００ｇの水蒸気負荷は在室者５７名分に相当し、在室者１名分の慣行的に実用される外気取入量２５ｍ２／ｈで本実施例の外気取入量１２５０ｍ２／ｈを除すると丁度、在室者５０名分に相当することから、除湿能力に１４％程度の余裕を持つ状態で、無駄に外気取入量を増す事なく、室内の潜熱負荷を１００％外気調和器の系統に委ねて、室内との再循環空調系統では顕熱のみを除去すれば済む。
【００５９】
このようにして、室内との再循環空調系統では顕熱の冷却除去のみを行い、潜熱負荷を受け持つことがないので、冷却のための空気を室内空気の露点温度以下に下げる必要がなく、一例を挙げれば室温より６℃低い１９℃程度まで冷却するだけでも済むことになり、この冷却を行うためには露点温度より高い温度レベルの冷水、例えばファンコイルユニット４９の入口で１７℃、出口で２２℃のような高い温度レベルの冷水で間に合う。
【００６０】
本実施例では空調使用時間帯、８時〜１８時の１０時間の昼間時間帯には夜間時間帯と同様圧縮機の運転を行うが、夜間時間帯と異なり、切り替え弁１２、１３により冷媒回路を切り替えて空調使用時間帯用蒸発器１４を使用し、１５℃の高い蒸発温度で圧縮機２を運転して、室内との再循環空調系統のファンコイルユニットから各階冷水循環ポンプ５４によって各階の高い温度レベルの冷水循環系統配管５３を経て送られてくる２２℃の高い温度レベルの冷水を各階熱交換器５２で熱交換して１７℃まで冷却した結果２１℃まで昇温した高い温度レベルの還冷水１８０ｌｉｔ／ｍｉｎの内、２０ｌｉｔ／ｍｉｎを氷蓄熱水槽１６へ戻して、残り１６０ｌｉｔ／ｍｉｎを１８℃まで冷却して、これに氷蓄熱水槽１６からからの氷点に極く近い低温の冷水を自動混合弁２５で混合して、高い温度レベルの冷水温度センサー２６の信号により１６℃になるようにして高い温度レベルの冷水往主縦管５０、同還主縦管５１を経由してチラーユニット１内部の高い温度レベルの冷水循環ポンプ２２によって循環させる。
【００６１】
このようにして、チラーユニット１の圧縮機２は夜間時間帯の１４時間については、蓄熱運転初期においては−０．５℃、氷蓄熱完了時には−０．７℃の蒸発温度となり、平均蒸発温度は−０．６℃で運転され、昼間時間帯の１０時間については、１５℃の蒸発温度で運転されることになる。他方、凝縮温度については空冷式凝縮器４に散水装置１７によって散水を掛けて、散水の蒸発潜熱で凝縮温度を低く抑えているために、昼間時間帯は平均３７℃、夜間時間帯は平均３５℃程度となり、その結果、圧縮機２の高い蒸発温度での運転で起こり勝ちな過負荷運転を回避できると同時に、冷却能力も向上して、昼間時間帯における冷却能力は４４ｋｗ、同入力は６．５ｋｗ、１０時間ではそれぞれ４４０ｋｗｈ、６５ｋｗｈとなり、一方、夜間時間帯での冷却能力は２６ｋｗ、同入力は６．１ｋｗ、１４時間ではそれぞれ３６４ｋｗｈ、８５．４ｋｗｈとなって、１日２４時間では８０４ｋｗｈの冷却効果に対して僅か１５０．４ｋｗｈの電力消費で済む結果となり、エネルギー消費効率は５．４にも達する。
【００６２】
この値に凝縮器用送風機１８の電力０．１ｋｗ、高い温度レベルの冷水循環ポンプ１９と５４の合計の電力０．９ｋｗ、低温冷水循環ポンプ２２の電力０．１ｋｗ、送風機４０の電力０．４ｋｗ、ファンコイルユニット５４台分０．５４ｋｗなどを、その各々の運転時間を乗じて加えた１日の消費電力２１．８ｋｗｈを加味した総合エネルギー消費効率でも４．５より大きい値となる。
【００６３】
図中５８は空調使用時間帯用蒸発器１４と直列または並列にまたは各々単独で使用し得るように２個の３方切り替え弁５９、６０を介して高い温度レベルの冷水管で連結した標準冷却能力４５ｋｗの密閉型冷却塔で、外気温度が低く、密閉型冷却塔５８の出口温度が高い温度レベルの冷水の戻り温度より低い場合はこれに通水、運転して空調時間帯用蒸発器１４の負荷を減少し、圧縮機２の消費電力を節減する。前記、密閉型冷却塔は空冷式凝縮器を水冷式凝縮器に替えてこれと組み合わせてチラーの圧縮機冷凍サイクルの放熱手段として使用してもよい。
【００６４】
外気温度がさらに低下して密閉型冷却塔５８の出口温度が高い温度レベルの冷水の往温度より低くなった場合は切り替え弁５９、６０を操作、切り替えて、空調時間帯用蒸発器１４を使用せず、密閉型冷却塔５８のみで冷却が可能となる。高い温度レベルの冷水往温度を１７℃とする場合、関東地方を例に取れば、平均外気湿球温度が１２℃より低い１１月から翌年の４月までの半年の間は密閉型冷却塔５８のみにて冷却が可能で、さらに大形の密閉型冷却塔を使用すれば１０月から翌年の５月までをこの大形の密閉型冷却塔のみで冷却することが出来る。
【００６５】
また、外気温度が高く、密閉型冷却塔の出口温度が高い温度レベルの冷水戻り温度より高い場合は切り替え弁５９、６０を操作、切り替えて、密閉型冷却塔５８には通水せずに、空調使用時間帯用蒸発器１４を専門に使用する。
【００６６】
【図２】は本発明による空気調和装置に主として使用するファンコイルユニット４９の詳細説明図で、図中６１は直径５００ｍｍの回転円盤６２に放射状に取り付けられた１８０ｍｍ×６０ｍｍの厚さ２ｍｍの３６枚の翼で回転円盤６２とともに樹脂製とし輻流式回転翼車６３を構成する。図中６４は６００ｍｍ×５００ｍｍの平面寸法を持つ高さ４０ｍｍのプレートフィンチューブ熱交換器で、上部中央に軸垂直に取り付けられたファンモーター６５はその軸の先端に前記輻流式回転翼車６３を直結している。なお、本実施例における前記ファンコイルユニットの冷却能力は１．２ｋｗで、風量は１０ｍ２／ｍｉｎ、送風機の消費電力は１０ワットである。
【００６７】
図中６６はプレートフィンチューブ熱交換器６４の下方に隣接して設置したプレートフィンチューブ熱交換器６４とほぼ同じ幅６００ｍｍのフィルターメディアで、両端部をプレートフィンチューブ熱交換器６４の両端部に平行に設置された直径３０ｍｍで駆動モーター６７によって正・逆転を可能にした駆動ロール６８とロールスプリング６９で常にフィルターメディア６６に張力を与えてフィルターメディア６６を平面状に保ちなから、駆動ロール６８の正転、逆転の回転によってフィルターメディア６６をプレートフィンチューブ熱交換器６５の下面に接してその全長５００ｍｍに亙って平行移動できるようにした同じく直径３０ｍｍの巻き取りロール７０とに巻かれている。さらにフィルターメディア６６の下方には天井面に沿って空調を行う部屋４７へ開口する空気吸込口７１が連接している。
【００６８】
図中７２は輻流式回転翼車６３を囲い、周囲をディフューザー７３として成型して輻流式回転翼車６３の周囲から送出される空気を周囲の天井面で空調を行う部屋４７へ開口する空気吹出口７４に導く様に取り付けた上部ケーシングで、中央部に防虫網７５の付いた直径１００ｍｍ開口部７６を持っていて、天井懐スペース４８へ開口している。
【００６９】
輻流式回転翼車６３の回転円盤６２の中央付近には３６枚の翼６１の間隙に位置して３６個の直径１０ｍｍの翼車吸気口７７があり、輻流式回転翼車６３が回転すると、下方の空調を行う部屋４７から空気吸込口７１、フィルターメディア６６を経由してプレートフィンチューブ熱交換器６４で高い温度レベルの冷水で冷却された空気を輻流式回転翼車６３の翼６１の間隙に吸い込むと同時に、天井懐スペース４８から、上部ケーシング７２の中央部の直径１００ｍｍの開口部７６を、さらに輻流式回転翼車６４の中央付近の３６個の直径１０ｍｍの翼車吸気口７７を経て同じく、輻流式回転翼車６４の翼６２の間隙に吸い込み、両方の空気は平均的に混合されながら遠心力により加圧されて周囲のディフューザー７３と空気吹出口７４を経て、空調を行う部屋４７へ吹き出す。
【００７０】
前記フィルターメディア６６はファンコイルユニット４９の運転中は空調を行う部屋４７から吸い込まれる空気を濾過し、空気中の塵埃がここに付着する。この付着した塵埃によってフィルターメディア６６が目詰まりを生じない様に再生するために、駆動ロール６８とフィルーメディア６６を挟んで向いあって、フィルターメディア６６とその多穴列またはスリットを接する状態で取り付け、一端を盲にした真空除塵管７８を設け、他端を電動弁７９を経て、中央式真空除塵装置８０に配管連結する。
【００７１】
駆動ロール６８の正転、逆転により、フィルターメディア６６をプレートフィンチューブ熱交換器６４の全長５００ｍｍに亙って往復平行移動させながら、中央式真空除塵装置８０を運転し、電動弁７９を開放して、フィルターメディア６６に付着した塵埃を吸い取り、逆洗して、フィルターメディア６６を再生する。
【００７２】
本発明による空気調和装置ではファンコイルユニット４９では、天井懐スペース４８を経て外気調和器３１から低露点の給気を供給されているため、室内の潜熱負荷を除去する必要がなく、室内空気の露点温度より高い温度レベルの冷水を使用して顕熱専門に冷却除去を行うため、ドレンパンを付属していない。
【００７３】
然し乍ら、急遽、在室者数が極端に増加するなどの原因で室内空気の水蒸気量が増加し、プレートフィンチューブ熱交換器６４に結露が生じて、漏水事故になるのを防止することが望ましい。そのため、プレートフィンチューブ熱交換器６４の適した箇所に水分を感知する電子回路８１のセンサー８２を取り付けてこの電子回路８１の信号で高い温度レベルの冷水の入口管８３の部分に設けた電磁弁８４を閉じて、高い温度レベルの冷水の流入を停止して、それ以上の結露が生じない様にした。また他の実施例では前記、電子回路８１の信号でファンの回転数を上げ、風量を増加し、入口空気温度と出口空気温度の差を小さくして、結露を生じない様にした。この水分の感知は出口空気の相対湿度の感知に替えても良い。
【００７４】
【発明の効果】
本発明は以上に述べたように構成したので、次のとおり多くの効果を上げることが出来る。まず、近年のＯＡ化に伴って顕熱負荷の割合が増したオフィスビルなどの空調で、取り入れ外気の系統の給気露点温度を７℃程度と十分に低くして、これによって室内の潜熱負荷を１００％処理するようにしたので、室内顕熱負荷については在来より１０℃以上高い温度レベル、すなわち、往温度１６℃程度の冷水で冷却できるようになり、このためにチラーの圧縮機の冷凍サイクルの蒸発温度を大幅に引き上げることが出来、エネルギー消費効率を２倍近く向上した。
【００７５】
本発明ではさらに中間期から冬季にかけても冷房が必要なこれらのインテリジェントビルでは高い温度レベルの冷水循環系統に大形の密閉式冷却塔をチラーの蒸発器に連携して使用出来るように接続したから、１０月から翌年の５月までの半年以上の間を空調使用時間帯の冷凍機の運転をしないで、外気で冷房することが可能で年間のエネルギー消費効率を大幅に高めることが出来た。
【００７６】
本発明では、取り入れ外気の系統の給気露点温度を十分に低くするため、在来の冷却方法と異なり、氷蓄熱による低温の冷水を使用するが、本発明では、在来の氷蓄熱チラーが不凍液を使用して氷を作っているため製氷時の蒸発温度が低く、従って、エネルギー消費効率が低いと言う点を改めて、キャピラリーチューブによる、伝熱面積が大きく容積が極めて小さい蒸発器を使用して冷媒ガスで直接製氷出来るようにして製氷時のエネルギー消費効率をも２倍にも向上させた。
【００７７】
このキャピラリーチューブによる蒸発器の発明は伝熱管のピッチを小さくして着氷の厚さを低減し、熱伝達率向上を図るのみならず、氷蓄熱水槽における蓄氷効率を３０％近く向上し、不凍液の設備を不必要とし、チラーユニット全体を小型化、軽量化することができ、１つの共通架台上に纏めて、チラーユニットを工場生産とし、現場組み立てによる品質管理の難点を除去することも出来た。
【００７８】
本発明のチラーユニットではエネルギー消費効率を向上するため在来より１０℃以上も高い蒸発温度で圧縮機を運転するが、そのため空冷式では、外気温度が高い場合に市販の圧縮機では過負荷となる。これを防止するため空冷式凝縮器に散水装置を取り付け、散水の蒸発潜熱を利用して凝縮温度を低く抑えた。これは水冷式凝縮器の凝縮温度よりさらに５℃以上の凝縮温度引き下げの効果があり、水冷式より設備が簡単、廉価でしかも冷凍サイクルの省エネルギーの向上に大幅に寄与している。
【００７９】
本発明では７℃まで外気給気の露点温度を下げることでその特色を発揮するが、この外気を低温のまま室内へ供給すると、途上のダクトなどで結露による漏水事故を引き起こす可能性があり、温度分布にも影響を与えるなどの虞れがあるのを防止するため、またさらに、高い温度レベルのエネルギー消費効率の高い冷水に負荷を移して装置全体のエネルギー消費効率の向上を図るため、７℃の低露点化した外気を室温の２５℃近くまで再熱する。
【００８０】
そのために本発明では空冷式の凝縮器の他に水冷式の第２の凝縮器を設け、この廃熱を前記再熱の熱源として利用して外気の再熱を行い、さらにそうすることにより、圧縮機の凝縮温度を下げて、両面でエネルギー消費効率の向上を図った。
また前記第２の水冷式凝縮器はその建物の殆どが冷房負荷であるにも拘わらず、一部分の系統で暖房が必要な場合、その系統に温水を供給することも出来る。
【００８１】
本発明では在来より１０℃以上も高い温度レベルの冷水を使用して室内の顕熱冷却を行うので、在来より２倍に近い空調風量を必要とするが、本発明によるファンコイルユニットは輻流式回転翼車を採り入れた輻流ファンを軸垂直に使用して、本発明の空調方式によってドレンパンの必要が無くなった熱交換器との巧みな組み合わせでユニット内部で極めて方向転換の回数が少ない、低速の気流構造を形成し、空気の圧力損失を低減し、送風の機械効率を３倍近くにまで向上した。
【００８２】
その結果、空調風量が２倍近くに増えても、送風動力は逆に低減することが出来て、さらに空調風量が増すことで、室内の風量分布、温度分布が良好となって、在来の空調方式より居住性が向上した。特に在来の氷蓄熱式空調による吹き出し空気の低温化、少量化による居住性の低下を、氷蓄熱を使用しながらも、逆に大幅に改善することが出来た。
【００８３】
本発明によるファンコイルユニットは前記の通り輻流ファンを使用しているがその回転円盤の中央付近に穴を明け、ほぼ同位置に上部ケーシングにも開口部を作り、ファンコイルユニットの設置される天井懐から全く曲折なしに、天井懐の空気を吸込んで室内からの再循環空気と輻流回転翼車のなかで平均的に混合できるようにしたので、外気の流れの機械効率が向上し、外気の分布も良好となり、また、天井懐を外気チャンバーとして機能させるようにしたので、天井懐は低露点の空気で満たされていて、このスペースにあるファンコイルユニットなどへ冷水を供給するための高い温度レベルの冷水管などについては配管の保温・防露を不必要とし、設備費の低減を図ることが出来た。
【００８４】
本発明による空気調和システムは前記の送風の機械効率の高いファンコイルユニットを使用することが経済的に当方式を成り立たせる条件となるが、本発明では在来ファンコイルユニット方式の欠点となっている水配管からの漏水事故の可能性とフィルターの保守交換の問題点を解決した。
【００８５】
すなわち、水配管についてはドレン配管は本発明による空調方式では方式の特性上不必要であるためドレン配管を無くし、冷水循環配管については、上階の熱源装置との圧力関係を切り離すため、各階に熱交換器を設置して、各階を独立した循環回路とし、ここに開放水槽を設けて、循環ポンプの吸入側、吐出側のいずれかに切り替え接続出来るようにしたので、試運転時には開放水槽を循環ポンプの吸入側へ接続し配管系に水を張り、エアを抜いて後、吐出側へ切り替えることによって水循環配管系の内部を大気圧より低い圧力に保ちながら冷水循環を行うことが出来、配管からの漏水事故を完全に防止できる。
【００８６】
本発明によるファンコイルユニットは吸込口に接してロール駆動形の自動再生式フィルターメディアを備え多数設置されるユニットを１系列の中央式真空除塵装置の配管にそれぞれ電動弁を介して接続し，１台ずつ再生操作を可能にしたのでフィルターの交換は不必要となり、全自動で保守できるようになった。
【００８７】
本発明による外気調和器は夏季には、外気の熱で、低露点まで除湿した外気を再熱すると同時に外気を冷却する第１、第２のプレートフィンチューブ熱交換器を設置して、水循環ポンプを運転して双方の熱交換器の間に水を循環して熱交換をさせたので、外気負荷を在来より低減し、高い温度レベルの冷水に外気負荷の一部分を移してエネルギー消費効率を高めることが出来た。
【００８８】
前記装置において外気温度が低く低露点の除湿空気を再熱する効力が無い時季にはポンプを停止すれば、循環水は下方に設置した開放水槽に自然流下して熱交換器内部が空になり冬季、低温の外気による熱交換器の凍結事故を自然に防止出来る。
【００８９】
本発明では第３のプレートフィンチューブ熱交換器を設置することによって、夏季の外気負荷を、高い温度レベルの還冷水を利用してさらに一段温度レベルの高い冷水に移すと同時にさらに温度レベルを向上し、冬季には室内の発生熱を利用して外気の加熱、加湿の熱源に充てることが出来、廃熱利用によってエネルギー消費効率を高めることができる。
【００９０】
また第３のプレートフィンチューブ熱交換器と主熱交換器を組み合わせて数段に分割し、直列に配置し、その各々の間隙に加湿器を備えた本発明による外気調和器の方式を採用すれば、前記室内の発生熱が少なく、高い温度レベルの冷水の還温度があまり上昇しない場合でも、外気を段階的に加熱・加湿する方法で熱源として有効に利用することができる。
【００９１】
本発明の外気調和器において主熱交換器を直接接触形の熱交換器とした方式では、冷水と空気との直接接触により熱交換効率が向上される他、外気の塵埃や水溶性有害ガスを除去し、外気フィルターの保守を簡便にしたり、別途、加湿器の設置を不必要にするなどの大きい効果がある。
【００９２】
【図面の簡単な説明】
【図１】は本発明による空気調和装置の全体を示す系統説明図、
【図２】は本発明による空気調和装置に使用されるファンコイルユニットの詳細説明図である。
【００９３】
【符号の説明】
１． チラーユニット
２ ．圧縮機
３． 四方弁
４． 空冷式凝縮器
５． 冷媒管の弁
６． 同上
７． 同上
８． 同上
９． 第２の凝縮器
１０． 絞り弁
１１． 氷蓄熱用蒸発器
１２． 冷媒切り替え弁
１３． 同上
１４． 空調使用時間帯用蒸発器
１５． 冷媒接続管
１６． 氷蓄熱水槽
１７． 散水装置
１８． 凝縮器用送風機
１９． 低温冷水循環ポンプ
２０． 低温冷水往管
２１． 低温冷水還管
２２． 高い温度レベルの冷水循環ポンプ
２３． 高い温度レベルの冷水往管
２４． 高い温度レベルの冷水還管
２５． 高い温度レベルの冷水と低温冷水の自動混合弁
２６． 高い温度レベルの冷水温度センサー
２７． 温水循環ポンプ
２８． チラーユニットケーシング
２９． 共通架台
３０． 建物の屋上
３１． 外気調和器
３２． 空気吸込口
３３． 外気フィルター
３４． 第１のプレートフィンチューブ熱交換器
３５． 第２のプレートフィンチューブ熱交換器
３６． 第３のプレートフィンチューブ熱交換器
３７． 第４のプレートフィンチューブ熱交換器
３８． 主プレートフィンチューブ熱交換器
３９． 加湿器
４０． 送風機
４１． ドレンパン
４２． 水循環配管
４３． 水循環ポンプ
４４． 開放水槽
４５． 外気調和器ケーシング
４６． 外気給ダクト
４７． 空調を行う部屋
４８． 天井懐スペース
４９． ファンコイルユニット
５０． 高い温度レベルの冷水往主縦管
５１． 高い温度レベルの冷水還主縦管
５２． 各階の熱交換器
５３． 各階の冷水循環系統配管
５４． 高い温度レベルの各階冷水循環ポンプ
５５． 各階の開放水槽
５６． 切り替え弁
５７． 同上
５８． 密閉型冷却塔
５９． 切り替え弁
６０． 同上
６１． 翼
６２． 回転円盤
６３． 輻流式回転翼車
６４． プレートフィンチューブ熱交換器
６５． ファンモーター
６６． フィルターメディア
６７． 駆動モーター
６８． 駆動ロール
６９． ロールスプリング
７０． 巻き取りロール
７１． 空気吸込口
７２． 上部ケーシング
７３． ディフューザー
７４． 空気吹出口
７５． 防虫網
７６． 開口部
７７． 翼車吸気口
７８． 真空除塵管
７９． 電動弁
８０． 中央式真空除塵装置
８１． 電子回路
８２． センサー
８３． 高い温度レベルの冷水入口管
８４． 電磁弁
Claims (2)
- 空気調和を行う部屋の在室者１名当たりに必要最小限度の外気の取り入れ量で、同じく在室者１名分の潜熱負荷を処理吸収できるより以上の除湿能力を保持するような低露点まで外気調和器で取り入れ外気を冷却除湿して室内に送風し、それによって室内空気の絶対湿度を所定の値に保ち、室内側では空調使用時の室内空気の露点温度より高い範囲でファンコイルユニットなどの空調器によって空気を冷却し、室内と循環して室内の顕熱負荷を処理吸収して室内空気の温度を所定の値に保つことによって、室内空気の乾球温度・相対湿度を所定の値に保つ空気調和装置であって，
当該外気調和器の空気入口に第１のプレートフィンチューブ熱交換器を設けて、これに温湿度未調整の外気を通し、同じく外気調和器の出口に第２のプレートフィンチューブ熱交換器を設け、第１のプレートフィンチューブ熱交換器の後位にある主冷却器で低露点まで冷却除湿された外気を通すようにして、かつ、第１と第２のプレートフィンチューブ熱交換器双方の間に水循環回路を設けて、循環ポンプによって水を循環し、夏季、高温の外気と低露点の除湿空気の間で、循環水を介して間接的に熱交換を行い、外気を冷却すると同時に低露点の除湿空気を再熱すること，
当該第１のプレートフィンチューブ熱交換器の次位に第３のプレートフィンチューブ熱交換器を設けて、室内空気の循環冷却のためにファンコイルユニットなどの空調機で使用して温度の上昇した冷水をこれに通して夏季は外気を予冷し、冬季は外気を予熱すること，
当該第３のプレートフィンチューブ熱交換器の次位に低露点までの冷却除湿を目的とする主プレートフィンチューブ熱交換器を設置し、氷蓄熱によって得た氷点に究めて近い温度の冷水で外気の冷却除湿を行うこと，
当該主プレートフィンチューブ熱交換器を散水式の直接接触形の主熱交換器に入れ替えたこと，
当該第３のプレートフィンチューブ熱交換器と当該直接接触形の主熱交換器を同数の複数段に分割して、交互に気流に沿って直列に配置したことを特徴とする空気調和装置。 - 空気調和を行う部屋の在室者１名当たりに必要最小限度の外気の取り入れ量で、同じく在室者１名分の潜熱負荷を処理吸収できるより以上の除湿能力を保持するような低露点まで外気調和器で取り入れ外気を冷却除湿して室内に送風し、それによって室内空気の絶対湿度を所定の値に保ち、室内側では空調使用時の室内空気の露点温度より高い範囲でファンコイルユニットなどの空調器によって空気を冷却し、室内と循環して室内の顕熱負荷を処理吸収して室内空気の温度を所定の値に保つことによって、室内空気の乾球温度・相対湿度を所定の値に保つ空気調和装置であって，
中間期または冬季に大部分の室内を冷房しながら、外周に面した室内を暖房する必要がある場合に応じ、冷水を大部分の配管系統に送水すると同時に温水を外周に面したファンコイルユニットの配管系統に送水するため、空冷式凝縮器に並列または直列に水冷式凝縮器を設けて前記配管系統の温水を加熱するようにしたチラーユニットを使用することを特徴とする空気調和装置。
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