JP4555097B2

JP4555097B2 - クリーン室空調装置

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Publication number: JP4555097B2
Application number: JP2005017028A
Authority: JP
Inventors: 和明飯嶋; 卓巳小川; 和政島田
Original assignee: Sanki Engineering Co Ltd
Current assignee: Sanki Engineering Co Ltd
Priority date: 2005-01-25
Filing date: 2005-01-25
Publication date: 2010-09-29
Anticipated expiration: 2025-01-25
Also published as: JP2006207856A

Description

この発明は、外気を取入れて温度と湿度の両方を調整する除湿再熱制御用の空調装置の技術分野に属する。

従来から湿度変化に対して敏感な化学繊維工場の空調や半導体工場の空調には温度と湿度の両方を制御する除湿再熱制御方式が採用されている。即ち、これらの工場の空調は、外気を多量に導入することから夏季のように湿度の高い時期には温度を下げる（冷房）と共に湿度を下げる除湿空調が必要であり，冬季のように乾燥した時期には温度を上昇させる（暖房）だけでなく加湿空調を行う必要がある。温度と湿度の両方を満足させる空調方式には、２重ダクト方式や除湿再熱制御方式などがあるが、２重ダクト方式は設備コスト、スペースが大きくなるという欠点があり，近年は除湿再熱制御方式が採用されている。

除湿再熱制御方式を採用し、本願発明に最も近似していると思われる従来装置（従来装置１という）の基本的構成について以下に説明する。図８は従来装置１を使用するシステムの構成図であり、図９は従来装置１の構成図を示し，図１０は湿り空気線図における挙動を示す。図８において、空調室５０の内部にクリーン室５１が設けられており、クリーン室５１内に半導体製造装置等が設置されている。クリーン室５１の天井壁にはファンフィルタユニット５２が設けられ、クリーン室５１の適当な個所、例えば床面にパンチング孔からなる開放口５３が設けられている。クリーン室５１内の空気の一部は開放穴５３から出て、コイルユニット５４、ファンフィルタユニット５２を経由して循環するように構成されている。クリーン室５１内の残り空気の一部はダンパ付ファン５５によって外部に放出される。また、外気空調機６０から調整された空気がコイルユニット５４の上流側に供給され，開放穴５３からの還気と混合し、コイルユニット５４で冷却した後にクリーン室５１内に供給される。なお、コイルユニット５４には冷凍機５７からの冷水の一部が分岐管路Ａを経由して循環するように構成されている。

外気調整用空調機６０は外気取入れ口６２、調整空気供給ダクト接続口６３を両端に備えたケース６１内に予冷用冷水コイル６４、予熱用温水コイル６５、加湿器６６、除湿用冷水コイル６７、再熱用蒸気コイル６８及び送風ファン６９が下流に向かって順次配置されている。冷凍機５７からの冷水はパイプ５７ａを介して除湿用冷水コイル６７の入口に流入し，除湿用冷水コイル６７の出口から流出する冷水はパイプ５７ｂを経由して予冷用冷水コイル６４の入口に流入し，予冷用冷水コイル６４の出口から流出した冷水はパイプ５７ｃ、ポンプ５８を経由して冷凍機５７に還流される。

ボイラー７０によって生成された蒸気は分岐器７１によって分岐された蒸気の一部はそのまま、再熱用蒸気コイル６８の入口側に流入する。一部の蒸気は熱交換器７２を経由して予熱用温水コイル６５を流れる水を温める。熱交換器７２で温められた温水はポンプ７３、予熱用温水コイル６５を経由して循環する。図９は外気空調機６０の詳細を示す拡大図である。図９に示すように，温水コイル６５の入口側パイプには流量調節弁６５ａが設けられており、除湿用冷水コイル６７の入口側パイプには流量調節弁６７ａが設けられており、再熱用蒸気コイル６８の入口側パイプには流量調節弁６８ａが設けられ、出口側パイプには図示省略のトラップが設けられている。また、加湿器６６の噴霧水はポンプ６６ａによって循環、噴霧される。流量調節弁６５ａ、６７ａ、６８ａはコントローラ８０によって開閉及び流量が制御されている。また、循環用ポンプ６６ａ、送風ファン６９の回転数を制御するインバータ６９ａもコントローラ８０によって制御されている。

このシステムにおいて、夏季等のように外気の湿度が高い場合は除湿を必要とし、予熱用温水コイル６５及び加湿器６６の運転は停止し（調節弁を閉じて）、予冷用冷水コイル６４、除湿用冷水コイル６７、再熱用蒸気コイル６８及び送風ファン６９を運転する。なお、加湿器６６は絶対温度が低く、エンタルピが高い場合は加湿運転をする。この他に、外気中のガス成分を加湿器の水中に吸収して除去したい場合も加湿運転をする。また、冬季等のように外気の湿度が低い場合は予冷用冷水コイル６４、除湿用冷水コイル６７の運転は停止し，予熱用温水コイル６５、加湿器６６、再熱用蒸気コイル６８を運転する。

図１０はクリーン室の空気条件（Ｒ）として温度摂氏２３度（乾球温度）、相対湿度４５％の場合で、夏季の外気（Ｓ）が温度摂氏３２度、相対湿度６３％の場合、及び冬季の外気（Ｗ）が乾球温度摂氏０度、湿球温度摂氏（−３）度の場合について空調機による外気の状態変化を空気線図（湿り空気線図）で示したものである。空気条件Ｒ（目標空気に相当）の露点温度（Ｄ）は摂氏１０度である。

先ず，夏季の外気（Ｓ）が空気条件（Ｒ）を満たすように調整するために、最初に取入れた外気（Ｓ）を予冷用冷水コイル６４によって点Ａを経由して点Ｂまで冷却する。即ち、外気（Ｓ）を冷却すると飽和曲線上の点Ａに達し、さらに冷却を続けると飽和曲線に沿って移動し、点Ｂに達する。点Ｂに達した外気を除湿用冷水コイル６７によって冷却し，目標空気の露点Ｄまで冷却する。点Ｄの外気を再熱用蒸気コイル６８によって点Ｒまで加熱してもよいが，空調室５０の内部を循環する空気と混合するために点Ｐの温度まで加熱すれば十分である。なお、混合前の循環空気温度は目標空気温度と略同じで、調整外気と混合した後の循環空気は摂氏２３度より低くなるが、室内発熱や建物熱負荷により、そのままでは目標空気温度より高くなる。このためにコイルユニット５４により室内目標空気が摂氏２３度になるように冷却する。次に，冬季の外気（Ｗ）が空気条件（Ｒ）を満たすように調整するために、最初に取入れた外気（Ｗ）を予熱用温水コイル６５によって点Ｅまで加熱する。点Ｅの外気を点Ｄの外気となるように加湿器６６によって水加湿する。以後は夏季の場合と同様に再熱用蒸気コイル６８で加熱する。

以上に、本願の改良発明と比較を容易にするために従来装置１について詳述した。この他にも外気空調機について公開されている。例えば、特許文献１にもクリーンルーム空調用の外気処理を行う空調装置（従来装置２という）が開示されている。従来装置２は、本願発明と用途は同じであるが、ランアラウンド回路を設けて予冷、予熱を同一のコイルで行うなど本願発明とは構成が異なっており，本願との共通点は少ない。又、直膨式（直接膨張式）冷却コイルを利用した従来技術としては特許文献２、特許文献３等がある。しかし、本願発明の構成と関連性は低いので、説明は省略する。
公開特許公報、特開平１０―２６７３２１（空調装置）公開特許公報、特開平５―８７３６５（外気処理空調機）特許公報、第２６４１０５８号（三管式ヒートポンプユニット）

以上に説明した従来装置１で、例えば、クリーン室５１内の空気条件を乾球温度摂氏２３度、相対湿度４５％とすると、この条件を満たす空気の露点温度は摂氏１０度となる。除湿再熱制御方式によって露点温度が摂氏１０度となる空気を実現するためには除湿用冷水コイル（６７）の入口における冷水（冷媒）の温度は摂氏７度以下（例えば摂氏６度）にする必要がある。一方、空調室（５０）を循環する空気の絶対湿度は変化していない（空調室内の人員による変化は無視できる）ので、この空気がクリーン室５１内の空気条件（温度摂氏２３度、相対湿度４５％）を満たすためには循環空気と外気空調装置によって得られた調整空気の混合空気を温度摂氏２３度まで冷却すればよい。この冷却のためにはコイルユニット（５４）の入口における冷水は略摂氏１１度の冷水で十分である。しかし、従来装置１では両者（除湿用冷水とコイルユニット用冷水）を１個の冷凍機（５７）で賄っているために該冷凍機の冷水温度を摂氏７度以下にする必要があった。このために、冷凍機の効率が著しく悪化していた。

本願発明は冷凍機の効率を高めると共に他の部分の熱エネルギ（冷熱及び温熱エネルギ）の回収を図って省エネルギ化した外気空調システムを提供することを課題としている。

上記課題を解決するために本発明は以下の手段を採用している。即ち、
請求項１に記載の発明は、温度と湿度の両方を精密に制御するクリーン室の乾球温度及び相対湿度条件である目標空気条件を保持することを目的とし、クリーン室内の熱負荷を冷却する前記クリーン室循環空気の冷却用コイルユニットと、該冷却用コイルユニットに冷水を供給する冷凍機と、外気を取入れ、取り入れた外気を除湿再熱制御により前記目標空気条件と同じ露点温度に調整し、該調整空気をクリーン室に供給する外気調整用空調装置を備えたクリーン室空調装置において、
前記外気調整用空調装置は、外気取入口と調整空気吹出口とを具備した風路ケース内に予冷用冷水コイル、予熱用温水コイル、加湿器、直膨式冷却コイル、再熱用コイル及び供給ファンを下流に向けて順次配置し、
前記予冷用冷水コイルには前記冷凍機から冷水を供給すると共に、
前記冷凍機で冷凍される冷水の温度は、夏季の外気状態の空気を、前記予冷用冷水コイルにて前記目標空気条件と同一の比エンタルピを持つ飽和曲線上の点まで冷却できるだけの、前記目標空気条件の露点温度より高い温度に設定し、
前記直膨式冷却コイルは、前記予冷用冷水コイル出口の前記目標空気条件と同一の比エンタルピを持つ飽和曲線上の点から前記目標空気条件の露点温度まで冷却可能な能力を持たせると共に、前記再熱用コイルを含み、前記冷凍機のサイクルとは独立の冷凍サイクルを構成し、
該冷凍サイクルは、圧縮機、第１膨張弁、第１凝縮器を具備し、前記圧縮機の出力側と前記第１膨張弁の入力側との間に、前記第１凝縮器を経由する閉回路に並行して前記再熱コイルを経由するバイパス路を、前記第１凝縮器の入口側、前記再熱コイルの入口側にそれぞれ調節弁を介して備え、前記外気調整用空調装置での温調に再熱が必要な際には、各調節弁を調整して前記圧縮機で圧縮した高温ガスの一部を再熱用コイルに流すことで外気の加熱が可能なように構成したことを特徴としている。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記冷凍サイクルは、更に、蒸発器、第２膨張弁を具備し、前記蒸発器の入口側に第２膨張弁を有する第２閉回路を、前記圧縮機の入力側と前記第１膨張弁の入力側との間に、前記第１凝縮器を経由する閉回路に並行して前記蒸発器を経由するバイパス路として、前記第１凝縮器の入口側、前記再熱コイルの入口側にそれぞれ調節弁を介して備え、前記外気調整用空調装置で加湿運転になる際には、各調節弁を調整して前記蒸発器で液化した低圧の冷媒を蒸発させて前記エネルギー回収用管路を流れる熱媒にて冷熱エネルギーを回収できるように構成したことを特徴としている。

本発明は予冷用冷水コイルと前記空調室を循環させる空気の冷却用コイルユニットに同一の冷凍機から直接に冷水を供給し、外気除湿をしないで冷却器の冷水温度を大幅に高温に設定することで冷凍機の高効率化を図ると共に、直膨式冷却コイルは予冷用冷水コイルと独立に構成し、取入れた外気の該直膨式冷却コイルで冷却する温度差を極力少なくしたことにより、システム全体の熱エネルギの省エネが可能になるという効果が得られる。
また、除湿運転時には、圧縮機の出力側と第１膨張弁の入力側との間に再熱コイルを経由するバイパス路を構成し、直膨式冷却コイルと同じ冷媒サイクルのホットガス冷媒を使用してヒートポンプとして利用したのでシステム全体の熱エネルギの省エネが可能になるという効果が得られる。
さらに、加湿運転時には、再熱用コイル、第２膨張弁、蒸発器及び圧縮機を含む第２閉回路を構成し、（再熱過程において）液化した低圧の冷媒を蒸発器で蒸発させ、その際の冷熱エネルギを回収できるようにしたので、このエネルギを使用することで省エネが可能になるという効果が得られる。

図１は本発明を実施した実施形態の要部の詳細図を示す。図２は本実施形態のシステムの全体図を示す。図３は本実施形態における各運転状態の調節の開閉を示す。図４は本実施形態の湿り空気線図における挙動を示す。図５〜図７は実施例について熱効率のデータを示す。

図２は本実施形態のシステムの全体図で、前記した従来装置１（図８）と同一の構成要素を含んでいる。同一の構成要素には同一の参照番号を付して詳細な説明は省略し、異なる点について詳述する。本実施形態においては除湿用冷水コイル６７の代わりに直膨式冷却コイル１１が採用されており，直膨式冷却コイル１１は予冷用冷水コイル６４とは独立に構成されており、従ってランアラウンド回路５７ｂを省いて、予冷用冷水コイル６４の入口側に流量調節弁６４ａを設けている。また、図１に示すように、再熱用コイル１２は直膨式冷却コイル１１と一体的に配管されており，ボイラ７０で発生した蒸気を使用していない。構成上は以上が主なる相違点であり，他は類似又は同一である。しかし，以下に述べるように、従来装置１とは機能、作用及び効果の点で異なっている。

図１に示すように，直膨式コイル１１は、圧縮機１３、第１凝縮器１４、第１膨張弁１５を含む第１閉回路が構成されている。第１閉回路は冷房サイクルを構成しており，液化した冷媒が第１膨張弁１５から急膨張してガス化した冷媒が直膨式コイル１１を流れる際に蒸発潜熱を奪って冷却するもので、容易に低温を作り出せるという特徴はあるがエネルギ消費効率はターボ冷凍機に比べてよくないという欠点がある。また、第１回路を制御し、かつ、以下に述べる他の機能を持たせるために、直膨式コイル１１と圧縮機１３の間に調整弁１６を挿入し，圧縮機１３と第１凝縮器１４との間に調節弁１７を挿入し，第１凝縮器１４と膨張弁１５との間に調節弁１８を挿入している。

第１閉回路の調節弁１７の上流側と調節弁１８の上流側との間にバイパス路を設けて、このバイパス路に調節弁１９と再熱用コイル１２を設けている。このバイパス路によって圧縮機１３で圧縮した高温ガスの一部を再熱用コイル１２に流すことにより、そこを通過する外気の加熱が可能になっている。また、再熱用コイル１２は調節弁１８の上流側の一部管路を通過して膨張弁２０、蒸発器２１、調整弁１６，圧縮機１３、調節弁１９を経由する第２閉回路を構成している。第２閉回路の膨張弁２０の上流側に調節弁２２が挿入されている。更に、第１凝縮器１４及び蒸発器２１を連通するエネルギ回収用管路２３が設けられている。なお、第２閉回路はヒートポンプを構成し、再熱用コイル１２に高温ガスを流すと共に圧縮機１３による余剰の圧縮エネルギ冷熱エネルギとして回収するための回路である。

調節弁１７、１８、１９、２２はコントローラ３０によって開閉、流量制御が行われている。なお、コントローラ３０は予熱用温水コイル６５の調節弁６５ａ、循環用ポンプ６６ａ、予冷用冷水コイル６４の流量調節弁６４ａを制御するように構成してもよい。図３は調節弁１７、１８、１９、２２の開閉による制御例を示す。例えば、夏季のような湿度の高いウエットシーズンでは調節弁１７，１８，１９を開き、調節弁２２を閉じる。この場合には図１の２重の矢印（実線及び点線）の流路を冷媒が矢印方向に流れる。実線は直膨式コイル１１を流れる流路で、点線は再熱用コイル１２を流れる流路を示す。また、冬季のような湿度の低いドライシーズンでは調節弁１９、２２を開き、調節弁１７、１８は閉じる。この場合冷媒は（１重の）実線の矢印に示す流路を矢印方向に流れる。

なお、図３の表中のウエットシーズン、ドライシーズンの区別は、夏季とか冬季等の季節によらないで、外気の比エンタルピ（又は絶対湿度）が目標空気の露点温度における比エンタルピ（又は絶対湿度）よりも大きい場合をウエットシーズンとし、小さい場合をドライシーズンとしてもよい。ウエットシーズンでは除湿運転を行い、ドライシーズンでは加湿運転を行う。調節弁１７，１８，１９、２２は開閉制御だけでなく、流量制御も行う。

図４に本実施形態の運転による外気の状態変化を従来装置１の場合と比較して示す。図４において、目標空気条件Ｒは（摂氏２３度、４５％）とし、夏季の外気状態Ｓを（摂氏３２度、６３％）と仮定する。先ず、取入れられた外気の状態Ｓは予冷用冷水コイル６４によって露点Ａまで冷やされ，更に飽和曲線に沿って露点Ｅ（摂氏１５度、１００％）まで冷却される。露点Ｅは目標空気条件Ｒと同一の比エンタルピを持つ飽和曲線上の点である。露点Ｅの空気（外気）は更に直膨式冷却コイル１１によって露点Ｄまで冷却される。露点Ｄまで冷却された外気は、従来装置１の場合と同様にして、再熱用コイル１２によって点Ｑ（又は点Ｒ）まで加熱される。点Ｑは線分ＤＲ上の点であり、点Ｑは従来装置１の点Ｐと同一であってもよいし、異なる点であってもよい。なお、露点Ｅの温度は、従来装置１の露点Ｂの温度よりも低く、従って，直膨式冷却コイル１１によって冷却される温度差は従来装置１の除湿用冷水コイル６６で冷却される温度差に比べてできる限り小さな値となるように構成されている。これは、直膨式冷却装置が冷凍装置５７（例えばターボ冷凍機）に比べて効率が悪いという欠点をカバーするためである。一方、冷凍装置５７で冷却された冷水はコイルユニット５４にも供給されているために露点Ｅの温度をあまり小さくすることはできない。

次に、従来装置１の消費エネルギと本願発明による実施形態の消費エネルギとの差について実験データ（図５〜図７）を用いて比較し、本実施形態の消費エネルギが少ないことを示す。以下に実験に使用した仮定条件について説明する。

・延べ床面積：４，２００ｍ2
・外気導入量：２１０，０００m3／ｈ（クリーンルーム実物件より）
・外気のピーク時の条件：ＤＢ３３℃、ＷＢ２７℃、エンタルピ８４．６KJ／Kg
・室内条件：２３℃,４５％,エンタルピ,４３．５６KJ／Kg
・吹き出し温度：１７℃
・室内露点温度：１１℃
・室内での冷房顕熱負荷：１０，８００ＭＪ／ｈ＝３，０００ＫＷ（クリーンルーム実物件より）
・建物が受ける外気からの伝熱、：輻射熱は原単位３０Ｗ／ｍ2で、ピーク時を最大として気象データ（過去10年の平均）より算出し、結果を図５中の建物伝熱として表す。なお、外気からの伝熱量は、床面積（４，２００ｍ2）×原単位（３０Ｗ／ｍ2）×その時間での乾球温度／ピーク時の乾球温度（３３℃）で与えられる。
・外気の比エンタルピを室内露点温度の比エンタルピまでの冷却除湿熱量は気象データから図５中の冷熱合計として示す。
・外気予熱量：従来と同じより省略する。
・再熱負荷：外気導入量×（吹き出し温度−露点温度）×比熱として計算すると、
再熱負荷＝２１０００m3／ｈ×（１７−１１）×０．３３÷１０００＝４１５．８KW
＝４１５．８KW×２４×（２８〜３１）日×３．６＝１，０８０ＭＪ／月
となる。結果を図５中の再熱負荷として示す。

（従来装置１の場合）年間の冷却熱量（図５の冷却合計）は９５，０００ＧＪ／年より、７℃冷水での冷凍機の成績係数（ＣＯＰ）は６．０なので中央熱源のターボ冷凍機が冷却するための消費エネルギは、
９５，０００ＧＪ／年÷６．０＝１５，８３３ＧＪ／年・・・（ａ）となる。
また、年間の再熱量（図５の加熱合計）は１２、９６０ＭＪ／年であり、ボイラーの効率は０．９なので、ボイラーの加熱するための消費エネルギは、
１２、９６０ＭＪ／年÷０．９＝１４，４００ＭＪ／年＝１４ＧＪ／年・・・（ｂ）となる。

（本実施形態の場合）年間の直膨コイルの冷却する比エンタルピは最大で１２．２４ＫＪ／Ｋｇなので直膨コイル全体では、
２１０，０００ｍ3／ｈ×１．２ＫｇＤＡ／ｍ3×１２．２４ＫＪ／Ｋｇ＝３，０８４ＭＪ／ｈとなる。また、月の最大負荷は、
３、０８４ＭＪ×２４ｈ／日×（２８〜３１）日＝２，０７２〜２，２９４ＭＪ／月
となる。よって、直膨コイルの負荷は図６中の直膨コイル冷却熱量に表すようになる。
また、直膨コイル除湿冷却熱量合計は１３、７０２ＭＪで、冷凍成績係数（ＣＯＰ）は４．０なので、直膨冷凍コンプレッサが消費したエネルギは、
１３７、０２ＭＪ／年÷４．０＝３、４２５ＭＪ／年＝３ＧＪ／年 -----（ｃ）
その他の１１℃冷水で冷却される熱量は、全熱量−直膨コイル冷却熱量であるから、
９５，０００ＧＪ／年−３ＧＪ／年＝９４，９９７ＧＪ／年である。
１１℃冷水の冷凍成績係数（ＣＯＰ）は７．０なので中央冷凍機であるターボ冷凍機が冷却した省費エネルギは、以下に与えられる。
９４，９９７ＧＪ／年÷７．０＝１３，５７１ＧＪ／年 ----（ｄ）
従って，冷却に費やしたエネルギ合計｛（ｃ）＋（ｄ）｝は、
３ＧＪ／年＋１３，５７１ＧＪ／年＝１３、５７４ＧＪ／年となる。

除湿主体時に再熱として熱利用出来る熱量は、除湿冷却熱量（７、２７９ＭＪ）にコンプレッサが冷媒に加えた仕事量（この場合はコンプレッサ消費エネルギ３、４２３ＭＪの５０％とすると、３、４２３ＭＪ×５０％＝１，７１１ＭＪ）を加えた量なので、８，９９０ＭＪの熱利用ができることになる。しかし、月の最大再熱熱量は１，０８０ＭＪと利用上の上限がある。図７に除湿主体の再熱利用できる月間の熱量を表す。また、除湿の熱量が再熱熱量より小さい１〜４月、１１〜１２月は再熱としての熱量が必要となる。その場合は蒸発器としての余剰冷熱コイルは冷水または冷却水へと冷熱回収が再熱として必要な熱量の８０％が回収可能となる。

以上のデータから以下のような結論が得られる。
（１）従来の冷却装置１に対して
省エネルギ量は、１５，８３３−１３，５７４＝２，２５９ＧＪであり、
省エネルギ-率は２，２５９／１５，８３３＝０．１４＝１４％となる。
（２）除湿主体で再熱へ熱利用し、省エネ出来た熱量合計は、図７の再熱へ利用出来た熱量合計から７，２７９ＭＪとなり、省エネルギ率は７、２７９／１４，４００＝０．５０＝５０％となる。
従って、全体として省エネルギ量は、２，２５９ＧＪ＋７ＧＪ＝２，２６６ＧＪとなり、省エネルギ率は、２，２６６／（１５，８３３＋１４）＝０．１４＝１４％となる。
（３）再熱主体で余剰冷熱として冷水、冷却水へ回収可能な冷熱量の合計は再熱主体でヒートポンプとして加熱した熱量の８０％なので、５，６８１ＭＪ（図７の再熱主体で必要な熱量合計より）×０．８＝４，５４４ＭＪとなる。即ち、回収出来た冷熱量は４，５４４ＭＪとなる。

以上に説明したように、本実施形態の装置によれば，全体として１４％の省エネルギが可能になるという効果が得られる。

以上、この発明の実施形態、実施例を図面により詳述してきたが、具体的な構成はこの実施例に限られるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲の設計の変更等があってもこの発明に含まれる。

本発明を実施した実施形態の要部の回路図を示す。本実施形態の全体構成図を示す。本実施形態の第１、第閉２回路を確立する調節弁の制御状態を示す。本実施形態の空気線図における状態図を示す。本実施形態のシミュレーション例のデータを示す。本実施形態のシミュレーション例のデータを示す。本実施形態のシミュレーション例のデータを示す。従来装置１の全体構成図を示す。従来装置１の要部詳細図を示す。従来装置１の空気線図における状態図を示す。

符号の説明

１１直膨式冷却コイル
１２再熱用コイル
１３圧縮機
１４第１凝縮器
１５、２０第１、第２膨張弁
１７、１８、１９、２２調節弁
２１蒸発器
３０コントローラ
５０空調室
５１クリーン室
５４コイルユニット
５７冷凍機
６４予例用冷水コイル
６５予熱用温水コイル
６６噴霧器
７０ボイラー
７２熱交換器

Claims

温度と湿度の両方を精密に制御するクリーン室の乾球温度及び相対湿度条件である目標空気条件を保持することを目的とし、クリーン室内の熱負荷を冷却する前記クリーン室循環空気の冷却用コイルユニットと、該冷却用コイルユニットに冷水を供給する冷凍機と、外気を取入れ、取り入れた外気を除湿再熱制御により前記目標空気条件と同じ露点温度に調整し、該調整空気をクリーン室に供給する外気調整用空調装置を備えたクリーン室空調装置において、
前記外気調整用空調装置は、外気取入口と調整空気吹出口とを具備した風路ケース内に予冷用冷水コイル、予熱用温水コイル、加湿器、直膨式冷却コイル、再熱用コイル及び供給ファンを下流に向けて順次配置し、
前記予冷用冷水コイルには前記冷凍機から冷水を供給すると共に、
前記冷凍機で冷凍される冷水の温度は、夏季の外気状態の空気を、前記予冷用冷水コイルにて前記目標空気条件と同一の比エンタルピを持つ飽和曲線上の点まで冷却できるだけの、前記目標空気条件の露点温度より高い温度に設定し、
前記直膨式冷却コイルは、前記予冷用冷水コイル出口の前記目標空気条件と同一の比エンタルピを持つ飽和曲線上の点から前記目標空気条件の露点温度まで冷却可能な能力を持たせると共に、前記再熱用コイルを含み、前記冷凍機のサイクルとは独立の冷凍サイクルを構成し、
該冷凍サイクルは、圧縮機、第１膨張弁、第１凝縮器を具備し、前記圧縮機の出力側と前記第１膨張弁の入力側との間に、前記第１凝縮器を経由する閉回路に並行して前記再熱コイルを経由するバイパス路を、前記第１凝縮器の入口側、前記再熱コイルの入口側にそれぞれ調節弁を介して備え、前記外気調整用空調装置での温調に再熱が必要な際には、各調節弁を調整して前記圧縮機で圧縮した高温ガスの一部を再熱用コイルに流すことで取り入れた外気の加熱が可能なように構成したことを特徴とするクリーン室空調装置。
前記冷凍サイクルは、更に、蒸発器、第２膨張弁を具備し、前記蒸発器の入口側に第２膨張弁を有する第２閉回路を、前記圧縮機の入力側と前記第１膨張弁の入力側との間に、前記第１凝縮器を経由する閉回路に並行して前記蒸発器を経由するバイパス路として、前記第１凝縮器の入口側、前記再熱コイルの入口側にそれぞれ調節弁を介して備え、前記外気調整用空調装置で加湿運転になる際には、各調節弁を調整して前記蒸発器で液化した低圧の冷媒を蒸発させて前記エネルギー回収用管路を流れる熱媒にて冷熱エネルギーを回収できるように構成したことを特徴とする請求項１に記載のクリーン室空調装置。