JP5913066B2 - 熱源システム - Google Patents
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Description
本発明は、容積圧縮型回転式圧縮機を備えた、凝縮器が水冷方式である水冷冷凍機を用いる水を冷凍する熱源システムに関する。
工場やオフィスビル等における、内部発熱、建屋負荷及び外気負荷等の熱負荷があり、それを生産工程上冷却したり、保健空調として冷却したりすることが要求される種々の設備で、生産機器や空調設備等に備わる水−水熱交換器や空気−水熱交換器に対し、冷熱を伴った熱媒体（冷水）を循環供給する熱源システムとして、冷却塔等で大気と熱交換して凝縮器で熱を捨てる、凝縮器が水冷方式である水冷冷凍機を用いる熱源システムが一般に多く用いられている。
その一例を図１０に示す。
水冷冷凍機１は、低温・低圧のフロンガスやアンモニアガス、水等の冷媒ガスを、高温・高圧のガスにし、冷凍サイクル内を循環させる働きをするもので、圧縮機２、凝縮器３、絞り装置（膨張弁やキャピラリ等）４、蒸発器５を備え、冷凍サイクルを構成する。
その一例を図１０に示す。
水冷冷凍機１は、低温・低圧のフロンガスやアンモニアガス、水等の冷媒ガスを、高温・高圧のガスにし、冷凍サイクル内を循環させる働きをするもので、圧縮機２、凝縮器３、絞り装置（膨張弁やキャピラリ等）４、蒸発器５を備え、冷凍サイクルを構成する。
凝縮器３には、冷却塔６からの冷却水を循環する冷却水循環通路７が配置されている。冷却水循環通路７は、冷却塔６からの往き側通路７ａと冷却塔６への還り側通路７ｂとを備え、往き側通路７ａには、冷却水ポンプ８と冷却水入口温度計９とが配置されている。往き側通路７ａと還り側通路７ｂとは、水冷冷凍機１の近傍において流量調整弁１２が配置された通路１１により接続されている。
冷却水入口温度計９は、測定した冷却水入口温度の計測値を指示調節器（ＴＩＣ）１０へ入力し、指示調節器（ＴＩＣ）１０には、水冷冷凍機１の凝縮器３へ導入しても問題ない冷却水温が設定され、冷却水入口温度の計測値と当該問題ない冷却水温設定値との偏差に応じて、流量調整弁１２の電動アクチュエータ１２ａを、冷却水温設定値より計測値が大で偏差が大きければ流量調整弁１２を閉鎖し、冷却水温設定値が計測値より大きいものの偏差が小さくなってくれば流量調整弁１２を開放する方向へ動作させるよう制御する。これにより、冷却水入口温度が前記問題ない冷却水温設定値を下回らないように制御する。
冷却水入口温度計９は、測定した冷却水入口温度の計測値を指示調節器（ＴＩＣ）１０へ入力し、指示調節器（ＴＩＣ）１０には、水冷冷凍機１の凝縮器３へ導入しても問題ない冷却水温が設定され、冷却水入口温度の計測値と当該問題ない冷却水温設定値との偏差に応じて、流量調整弁１２の電動アクチュエータ１２ａを、冷却水温設定値より計測値が大で偏差が大きければ流量調整弁１２を閉鎖し、冷却水温設定値が計測値より大きいものの偏差が小さくなってくれば流量調整弁１２を開放する方向へ動作させるよう制御する。これにより、冷却水入口温度が前記問題ない冷却水温設定値を下回らないように制御する。
また、蒸発器５には、負荷側へ冷水を循環する冷水循環通路１３が接続されている。冷却水循環通路１３は、負荷側への往き側通路１３ａと負荷側からの還り側通路１３ｂとを備えている。
図１０に示す熱源システムでは、水冷冷凍機１は、低温・低圧の冷媒ガスを圧縮機２で高温・高圧のガスにし、凝縮器３で冷却塔６からの冷却水で熱を放出して高圧冷媒液とし、絞り装置（膨張弁等）４で減圧させて低圧冷媒液とした後、蒸発器５で負荷側からの還り冷水の熱を奪い低圧冷媒ガスとして圧縮機２に戻す冷凍サイクル内を循環させる。
ここで、圧縮機の形式は、容積圧縮型、エゼクタ型、遠心型（ターボ）の３種類が知られている。容積圧縮型と遠心型（ターボ）とが現在広く使用されており、エゼクタ型は工業用のごく一部にしか使用されていない。
図１０に示す熱源システムでは、水冷冷凍機１は、低温・低圧の冷媒ガスを圧縮機２で高温・高圧のガスにし、凝縮器３で冷却塔６からの冷却水で熱を放出して高圧冷媒液とし、絞り装置（膨張弁等）４で減圧させて低圧冷媒液とした後、蒸発器５で負荷側からの還り冷水の熱を奪い低圧冷媒ガスとして圧縮機２に戻す冷凍サイクル内を循環させる。
ここで、圧縮機の形式は、容積圧縮型、エゼクタ型、遠心型（ターボ）の３種類が知られている。容積圧縮型と遠心型（ターボ）とが現在広く使用されており、エゼクタ型は工業用のごく一部にしか使用されていない。
容積圧縮型は、ケーシングとそれに内接する可動部材等との間に生じる密閉空間の変化によって冷媒ガスを吸入側から吐出側に圧縮する形式で、往復動式と回転式とがある。
往復動式は、ピストンの往復運動によりシリンダー内でガスを圧縮するもので、全密閉型、半密閉型、開放型がある。
回転式は、ロータリー型、スクロール型、スクリュー型がある。
遠心型（ターボ）は、羽根車の回転運動によって冷媒ガスにエネルギーを与えて圧縮する。
往復動式は、ピストンの往復運動によりシリンダー内でガスを圧縮するもので、全密閉型、半密閉型、開放型がある。
回転式は、ロータリー型、スクロール型、スクリュー型がある。
遠心型（ターボ）は、羽根車の回転運動によって冷媒ガスにエネルギーを与えて圧縮する。
ところで、容積圧縮型回転式の圧縮機は、圧縮ガスの漏れを防ぐため、可動部の隙間を潤滑油でシールする構造を採用し、潤滑油を冷媒の差圧を利用して重要なロータの軸受部等に給油循環する。そのため、冷媒の圧縮機での差圧があまりに少ないと、つまり圧縮機が仕事をしないような前後圧のつかない状況では、潤滑油を重要な箇所に給油循環でき難くなり、軸の焼き付き等が生じる問題がある。
これに対し、容積圧縮型往復動式及び遠心型（ターボ）の圧縮機は、オイルポンプが内蔵され、オイルポンプの駆動に圧縮機駆動力の一部が利用されて潤滑油が必要な各所に給油循環が担保されているため、冷媒の圧力差が少ない場合でも潤滑油の循環が行われるという利点がある。これは、ターボ圧縮機の容量制御のホットガスバイパス機構や、往復動圧縮機のコンロッド部分の圧力差不存在による強制潤滑油循環等を利用しないと各種制御できないからでもあった。
これに対し、容積圧縮型往復動式及び遠心型（ターボ）の圧縮機は、オイルポンプが内蔵され、オイルポンプの駆動に圧縮機駆動力の一部が利用されて潤滑油が必要な各所に給油循環が担保されているため、冷媒の圧力差が少ない場合でも潤滑油の循環が行われるという利点がある。これは、ターボ圧縮機の容量制御のホットガスバイパス機構や、往復動圧縮機のコンロッド部分の圧力差不存在による強制潤滑油循環等を利用しないと各種制御できないからでもあった。
以上の理由から、容積圧縮型回転式の圧縮機２は、凝縮器３の冷却水入口温度に下限温度が存在（例えば、冷水入口温度＋１．０℃）するため、水冷冷凍機１の凝縮器３へ冷却塔６で大気と熱交換した冷却水を導入するにあたり、大気温度が季節のみでなく１日の時間によっても大きく変動することを鑑みて、指示調節器（ＴＩＣ）１０の、水冷冷凍機１の凝縮器３へ導入しても問題ない冷却水温設定値は、冷水温度の還り温度である冷水入口温度が設備の状況で２０数℃になっても良いよう、冷却水側が変動しても良いように、余裕を持った固定値（例えば、２７℃）で運用している。
よって、指示調節器（ＴＩＣ）１０の設定温度は余裕を持った固定値となり、水冷冷凍機１側で規定されている冷却水下限温度よりも実際は高温で冷却水が運用されていることが多い。
よって、指示調節器（ＴＩＣ）１０の設定温度は余裕を持った固定値となり、水冷冷凍機１側で規定されている冷却水下限温度よりも実際は高温で冷却水が運用されていることが多い。
しかし、最近の省エネルギーに対する世間の喫緊の要請により、中間期〜冬期の外気湿球温度低下に伴う冷却塔６の冷却水温度低下によって、水冷冷凍機１の凝縮圧低下が図れることを最大限利用するため、冷凍機メーカでは、冷凍機の凝縮器へ導入できる冷却水の下限温度をますます低下させてきており（例えば、２０℃や１８℃までも）、この温度に近い余裕を持った固定値に年中設定することで、設備費をかけずに冷凍機の成績係数（運転効率）ＣＯＰを向上させられることは広く知られている（例えば、非特許文献１参照。）。
また、水冷冷凍機側の条件を満たしつつ冷却塔の能力を有効活用するために、水冷冷凍機から導出された冷却水を再び水冷冷凍機に流入させる循環管と、循環管を流れる冷却水を流動させる循環ポンプとを備え、冷却塔から導出される冷却水の温度が水冷冷凍機に導入可能な下限温度よりも低い場合、水冷冷凍機が求める下限流量以上の冷却水を循環管及び水冷冷凍機に循環させつつ下限温度よりも低い冷却水を必要な流量に絞って循環管に流入させ、冷却水ポンプの動両区を低減させて省エネルギーを図る熱源システムが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
また、水冷冷凍機側の条件を満たしつつ冷却塔の能力を有効活用するために、水冷冷凍機から導出された冷却水を再び水冷冷凍機に流入させる循環管と、循環管を流れる冷却水を流動させる循環ポンプとを備え、冷却塔から導出される冷却水の温度が水冷冷凍機に導入可能な下限温度よりも低い場合、水冷冷凍機が求める下限流量以上の冷却水を循環管及び水冷冷凍機に循環させつつ下限温度よりも低い冷却水を必要な流量に絞って循環管に流入させ、冷却水ポンプの動両区を低減させて省エネルギーを図る熱源システムが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
「空調自動制御と省エネルギー」（発行日平成２３年４月１０日、発行所株式会社オーム社）第６０頁〜第６２頁
容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１について、遠心式圧縮機を備えた水冷冷凍機のように外気の湿球温度等に応じて冷却水入口温度を自動で設定変更する考え方を採用すれば省エネルギーに貢献できるとする考え方は従来から想定されていた。
しかし、容積圧縮型回転式の圧縮機２は、圧縮ガスの漏れを防ぐため、可動部の隙間を潤滑油でシールする構造を採用し、潤滑油を冷媒の差圧を利用して重要なロータの軸受部等に給油循環する。そのため、冷媒の圧縮機での差圧があまりに少ないと、つまり圧縮機が仕事をしないような前後圧のつかない状況では、潤滑油を重要な箇所に給油循環でき難くなり、軸の焼き付き等が生じ、冷凍サイクルの状態維持に重大な問題が生じることとなる。このため、冷却塔側から送られてくる冷却水入口の実際温度と、水冷冷凍機の凝縮器へ導入できる冷却水下限温度とが近づくと、水冷冷凍機１の制御として備わる高圧側異常低圧として安全回路が動作し、水冷冷凍機１がエラー停止することとなる。水冷冷凍機１は破壊を免れるが熱源システムとしては機能を果たせなくなり、負荷側で重大な不具合が生じてしまう。
しかし、容積圧縮型回転式の圧縮機２は、圧縮ガスの漏れを防ぐため、可動部の隙間を潤滑油でシールする構造を採用し、潤滑油を冷媒の差圧を利用して重要なロータの軸受部等に給油循環する。そのため、冷媒の圧縮機での差圧があまりに少ないと、つまり圧縮機が仕事をしないような前後圧のつかない状況では、潤滑油を重要な箇所に給油循環でき難くなり、軸の焼き付き等が生じ、冷凍サイクルの状態維持に重大な問題が生じることとなる。このため、冷却塔側から送られてくる冷却水入口の実際温度と、水冷冷凍機の凝縮器へ導入できる冷却水下限温度とが近づくと、水冷冷凍機１の制御として備わる高圧側異常低圧として安全回路が動作し、水冷冷凍機１がエラー停止することとなる。水冷冷凍機１は破壊を免れるが熱源システムとしては機能を果たせなくなり、負荷側で重大な不具合が生じてしまう。
以上の理由から、容積圧縮型回転式の圧縮機２は、凝縮器３の冷却水入口温度に下限温度が存在（例えば、冷水入口温度＋１．０℃）するため、水冷冷凍機１の凝縮器３へ冷却塔６で大気と熱交換した冷却水を導入するにあたり、大気温度が季節で大きく変動することを鑑みて、前記の指示調節器（ＴＩＣ）１０の、水冷冷凍機１の凝縮器３へ導入しても問題ない冷却水温設定値は、冷却水側が変動しても良いように、余裕を持った固定値（例えば、２７℃）で運用している。
また、水冷冷凍機１の凝縮圧低下が図れることを最大限利用するため、冷凍機メーカでは、冷凍機の凝縮器へ導入できる冷却水の下限温度をますます低下させてきてはいるものの（例えば、２０℃や１８℃までも）、余裕を持った固定値の余裕代は変えようがなく、少し固定値の値が下がるだけである。
このように、容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１の冷却水入口温度は、年中固定値としていて、冬期等冷却水温度が充分凝縮器の冷却水入口下限温度を下回るまで低下する時期でも、冷却水温を余裕を見た固定値までわざわざ昇温させて導入するような設定となっていた。
また、水冷冷凍機１の凝縮圧低下が図れることを最大限利用するため、冷凍機メーカでは、冷凍機の凝縮器へ導入できる冷却水の下限温度をますます低下させてきてはいるものの（例えば、２０℃や１８℃までも）、余裕を持った固定値の余裕代は変えようがなく、少し固定値の値が下がるだけである。
このように、容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１の冷却水入口温度は、年中固定値としていて、冬期等冷却水温度が充分凝縮器の冷却水入口下限温度を下回るまで低下する時期でも、冷却水温を余裕を見た固定値までわざわざ昇温させて導入するような設定となっていた。
そのため、容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１は、冷却水入口温度設定値を外気条件や空調負荷が低温となって熱負荷も冷却水温も低くなる冬期においては、例えば工務担当者等が、余裕を持った固定値の余裕代を削るため、外気条件や冷水の還り温度等を見ながら手動で冷却水の入口温度設定値を変更していたが、逐一観察して水冷冷凍機１をエラー停止しないようにしなければならず、とても手間がかかる危険性の高い運用が求められた。
特に、中間期〜冬期にかけ、冷却水温度を１℃でも低くすると、冷凍機の成績係数（運転効率）ＣＯＰは大きく改善できるのに、容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１では、普通は余裕を持った固定値で運用され、中途半端な高効率運転となっていた。
特に、中間期〜冬期にかけ、冷却水温度を１℃でも低くすると、冷凍機の成績係数（運転効率）ＣＯＰは大きく改善できるのに、容積圧縮型回転式の圧縮機２を備えた水冷冷凍機１では、普通は余裕を持った固定値で運用され、中途半端な高効率運転となっていた。
冷凍機の成績係数（運転効率：入力（圧縮仕事）に対する出力（冷凍効果）の比）ＣＯＰは、図１１に示す冷凍機の性能線図から明らかなように、またモリエ線図からも明らかなように、冷却水入口温度が低いほど、凝縮圧が低くてすむので、圧縮仕事が小さくて済み、冷凍機の成績係数ＣＯＰが高効率となり、冷却水入口温度が高いほど、凝縮圧が高くなる必要があり圧縮仕事を多く要求するので、冷凍機の成績係数ＣＯＰが低効率となることはよく知られている。
なお、容積圧縮型往復動式及び遠心型（ターボ）の圧縮機は、オイルポンプが内臓されているため、冷媒の圧力差が少ない場合でも潤滑油の循環が行われる。従って、容積圧縮型回転式の圧縮機のように、潤滑油を循環させることができ難くなるという問題は起こらない。
なお、容積圧縮型往復動式及び遠心型（ターボ）の圧縮機は、オイルポンプが内臓されているため、冷媒の圧力差が少ない場合でも潤滑油の循環が行われる。従って、容積圧縮型回転式の圧縮機のように、潤滑油を循環させることができ難くなるという問題は起こらない。
本発明は斯かる従来の問題点を解決するために為されたもので、水冷冷凍機の冷却水入口温度設定値を外気条件や空調負荷によっては、低くできる場合や冷却水入口温度を高くしなければならない場合に自動で冷却水温度設定値を変更することが可能な熱源システムを提供することにある。
請求項１に係る発明は、容積圧縮型回転式の圧縮機、水冷方式の凝縮器、絞り装置及び蒸発器を備え冷凍サイクルを構成する水冷冷凍機と、大気と冷却水とを熱交換する冷却塔と、前記冷却塔に一端を接続し冷却水ポンプ及び冷却水入口温度計の順に配置し、他端を前記凝縮器に接続する冷却水往き側通路と、前記凝縮器に一端を接続し他端を前記冷却塔に接続する冷却水還り側通路と、前記冷却水往き側通路の前記冷却水ポンプ吸込み側と前記冷却水還り側通路との間を冷却水バイパス弁を介して接続するバイパス通路とを有する冷却水循環通路と、負荷側への冷水往き側通路と前記負荷側からの冷水還り側通路とを有し、前記冷水還り側通路に冷水ポンプ及び冷水入口温度計を配置し、前記蒸発器に連絡する冷水循環通路と、前記冷却水入口温度計の冷却水入口温度計測値に基づいて設定冷却水入口温度との偏差を演算し、該偏差に応じた前記冷却水バイパス弁の開度出力をする冷却水バイパス制御回路を有する指示調節器を備え、前記指示調節器には、前記設定冷却水入口温度を、前記冷水入口温度計の計測値に基づいて、前記冷水入口温度計測値＋Ｔα℃となる値として前記冷却水バイパス制御回路の設定値として出力するカスケード回路を備えることを特徴とする。
請求項２に係る発明は、請求項１記載の熱源システムにおいて、前記冷水循環通路には、前記冷水還り側通路の前記冷水ポンプ吸い込み側に還りヘッダと、前記冷水往き側通路に往きヘッダと、前記還りヘッダと前記往きヘッダの間にヘッダ間バイパス管とを備え、負荷側の熱負荷が小さくなると前記ヘッダ間バイパス管を冷水が流れることを特徴とする。
請求項３に係る発明は、請求項１又は２記載の熱源システムにおいて、前記容積圧縮型回転式の圧縮機は、ロータリー型圧縮機、スクロール型圧縮機又はスクリュー型圧縮機であることを特徴とする。
請求項４に係る発明は、請求項１乃至３の何れか記載の熱源システムにおいて、前記負荷は、高温冷水を要求する空調設備又は生産機器冷却用の熱源設備であって、冷水の還り温度が前記水冷冷凍機の冷却水入口下限温度を上回ること場合があることを特徴とする。
請求項５に係る発明は、請求項４記載の熱源システムにおいて、前記空調設備は、データセンターの空調設備であることを特徴とする。
請求項３に係る発明は、請求項１又は２記載の熱源システムにおいて、前記容積圧縮型回転式の圧縮機は、ロータリー型圧縮機、スクロール型圧縮機又はスクリュー型圧縮機であることを特徴とする。
請求項４に係る発明は、請求項１乃至３の何れか記載の熱源システムにおいて、前記負荷は、高温冷水を要求する空調設備又は生産機器冷却用の熱源設備であって、冷水の還り温度が前記水冷冷凍機の冷却水入口下限温度を上回ること場合があることを特徴とする。
請求項５に係る発明は、請求項４記載の熱源システムにおいて、前記空調設備は、データセンターの空調設備であることを特徴とする。
本発明によれば、凝縮器を水冷形式とした水冷冷凍機に対し、季節によって低くなる大気温度に応じて低温にできる冷却水の温度を最大限利用可能となるよう、最大限凝縮圧を低下させて運用できるので、高効率運転を維持できる。
また、水冷冷凍機の冷水還り温度が上昇した場合にも監視をしながら手動で冷却水入口温度を変更する必要がないので、運転管理が容易になる。
また、水冷冷凍機の冷水還り温度が上昇した場合にも監視をしながら手動で冷却水入口温度を変更する必要がないので、運転管理が容易になる。
以下、本発明を図面に示す実施形態に基づいて説明する。
図１は、本実施形態に係る熱源システムを示す。
本実施形態に係る熱源システムは、容積圧縮型回転式の圧縮機を備えた水冷冷凍機として水冷スクリューチラー５０を用いた場合について説明する。
本実施形態では、水冷スクリューチラーの冷却水入口温度下限値１６℃、冷水往還温度設定１３℃−２０℃（Δｔ＝７℃）で、冷水還り温度が一般の事務所ビル等と比較して高温の設備を成立させることを目的としている。
図１は、本実施形態に係る熱源システムを示す。
本実施形態に係る熱源システムは、容積圧縮型回転式の圧縮機を備えた水冷冷凍機として水冷スクリューチラー５０を用いた場合について説明する。
本実施形態では、水冷スクリューチラーの冷却水入口温度下限値１６℃、冷水往還温度設定１３℃−２０℃（Δｔ＝７℃）で、冷水還り温度が一般の事務所ビル等と比較して高温の設備を成立させることを目的としている。
水冷スクリューチラー５０は、低温・低圧の冷媒ガスを高温・高圧のガスにし、冷凍サイクル内を循環させる働きをするもので、スクリュー型圧縮機５１、凝縮器５２、絞り装置（膨張弁等）５３、蒸発器５４を備え、冷凍サイクルを構成する。
凝縮器５２には、冷却塔６０からの冷却水を循環する冷却水循環通路６１が配置されている。冷却水循環通路６１は、冷却塔６０からの冷却水往き側通路６１ａと冷却塔への冷却水還り側通路６１ｂとを備え、冷却水往き側通路６１ａには、冷却塔６０を一端に接続し冷却水ポンプ６２及び水冷スクリューチラー冷却水入口温度を計測する冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３とが順に配置され、他端に凝縮器５２が接続されるよう配置されている。冷却水往き側通路６１ａと冷却水還り側通路６１ｂとは、水冷スクリューチラー５０の近傍において、冷却水往き側通路６１ａの冷却水ポンプ６２吸込み側と冷却水還り側通路６１ｂの間をバイパス通路６４により接続されている。
凝縮器５２には、冷却塔６０からの冷却水を循環する冷却水循環通路６１が配置されている。冷却水循環通路６１は、冷却塔６０からの冷却水往き側通路６１ａと冷却塔への冷却水還り側通路６１ｂとを備え、冷却水往き側通路６１ａには、冷却塔６０を一端に接続し冷却水ポンプ６２及び水冷スクリューチラー冷却水入口温度を計測する冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３とが順に配置され、他端に凝縮器５２が接続されるよう配置されている。冷却水往き側通路６１ａと冷却水還り側通路６１ｂとは、水冷スクリューチラー５０の近傍において、冷却水往き側通路６１ａの冷却水ポンプ６２吸込み側と冷却水還り側通路６１ｂの間をバイパス通路６４により接続されている。
バイパス通路６４には、二方弁から成る冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５が配置されている。冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５は、外部からの入力信号に応じて弁体の開閉を比例制御できるものであり、その弁体の開閉を例えば、古くから有るモジュトロールモータや最近ではステッピングモータ等の電動アクチュエータ６５ａにより外部からの制御信号に応じて動作させる構造になっている。
冷却塔６０は、上部に開口６０ｂを設け、下部に塔底水槽６０ｃを設けたケーシング６０ａと、ケーシング６０ａの開口６０ｂに設けた送風機６０ｄと、送風機６０ｄの下方のケーシング６０ａに設けた冷却水還り側通路６１ｂに接続する散水器６０ｅと、散水器６０ｅの下方側のケーシング６０ａ内に配置した充填物６０ｆと、充填物６０ｆの下方側のケーシング６０ａに設けた外気取り入れ用のルーバ６０ｇとを備えている。
冷却塔６０は、上部に開口６０ｂを設け、下部に塔底水槽６０ｃを設けたケーシング６０ａと、ケーシング６０ａの開口６０ｂに設けた送風機６０ｄと、送風機６０ｄの下方のケーシング６０ａに設けた冷却水還り側通路６１ｂに接続する散水器６０ｅと、散水器６０ｅの下方側のケーシング６０ａ内に配置した充填物６０ｆと、充填物６０ｆの下方側のケーシング６０ａに設けた外気取り入れ用のルーバ６０ｇとを備えている。
また、蒸発器５４には、負荷側へ冷水を循環する冷水循環通路７０が接続されている。冷水循環通路７０は、負荷側への冷水往き側通路７０ａと負荷側からの冷水還り側通路７０ｂとを備えている。冷水還り側通路７０ｂには、冷水ポンプ（ＣＰ）７１と水冷スクリューチラー冷水入口温度を計測する冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２とが配置されている。
冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３は、計測した水冷スクリューチラー冷却水入口温度を冷却水入口温度計測値として、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２は、計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度を冷水入口温度計測値として、それぞれ出力信号を指示調節器（ＴＩＣ）８０に送る。
冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３は、計測した水冷スクリューチラー冷却水入口温度を冷却水入口温度計測値として、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２は、計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度を冷水入口温度計測値として、それぞれ出力信号を指示調節器（ＴＩＣ）８０に送る。
指示調節器（ＴＩＣ）８０は、水冷スクリューチラー５０の冷却水入口温度を、冷却水バイパス制御回路（調節部８２）に入力されて設定される冷却水入口温度設定値と、冷却水入口温度計６３の冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、該偏差に応じた冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度出力を冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａに指令として出力し、冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度を調整し、常に冷却水入口温度設定値に近づけるように制御する。
指示調節器（ＴＩＣ）８０では、さらに、水冷スクリューチラー５０の冷水入口温度として冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２の冷水入口温度計測値がカスケード回路（演算部）８１に入力され、カスケード回路（演算部）８１では、冷水入口温度計測値に基づいて冷水入口温度計測値＋Ｔα℃となる値を演算し、これを冷却水入口温度設定値として、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２の設定入力部へ出力し続ける。
指示調節器（ＴＩＣ）８０では、さらに、水冷スクリューチラー５０の冷水入口温度として冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２の冷水入口温度計測値がカスケード回路（演算部）８１に入力され、カスケード回路（演算部）８１では、冷水入口温度計測値に基づいて冷水入口温度計測値＋Ｔα℃となる値を演算し、これを冷却水入口温度設定値として、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２の設定入力部へ出力し続ける。
つまり、指示調節器（ＴＩＣ）８０は、図２に示すように、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測する水冷スクリューチラー冷水入口温度を、カスケード回路（演算部）８１に入力し、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに基づいて演算する。
式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔα）に基づく演算値として、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に冷却水入口温度設定値として出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、カスケード回路（演算部）８１から入力された冷却水入口温度設定値と、冷却水入口温度計６３の冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、該偏差に応じた冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度出力を冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａに指令として出力し、冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度を調整制御する。
式中、ＴＣＤＳ］ＳＰ：冷却水入口温度設定値、ＳＰは設定の意味、ＴＣＲ］ＰＶ：冷水入口温度計測値 ＰＶは現状値の意味、Ｔα：設定差（制御系の分解能や時定数により決まる値）を表す。
式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔα）に基づく演算値として、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に冷却水入口温度設定値として出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、カスケード回路（演算部）８１から入力された冷却水入口温度設定値と、冷却水入口温度計６３の冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、該偏差に応じた冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度出力を冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａに指令として出力し、冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度を調整制御する。
式中、ＴＣＤＳ］ＳＰ：冷却水入口温度設定値、ＳＰは設定の意味、ＴＣＲ］ＰＶ：冷水入口温度計測値 ＰＶは現状値の意味、Ｔα：設定差（制御系の分解能や時定数により決まる値）を表す。
図３は、Ｔα＝１．０℃の場合の冷却水入口温度設定値を示す。
ここでは、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度２０℃がある時点で入力された場合、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を２０℃＋１．０℃＝２１℃として逐一カスケード回路から冷却水バイパス弁制御回路へ設定変更を行う、冷却水入口温度カスケード制御を行っていることを示している。
図３では、左側に水平になった線分があるが、水冷スクリューチラーの冷却水下限温度が設定下限値として与えられることを示し、冷水還り温度が１５℃以下の場合は設定下限値１６℃であるよう保つことの例を示す。また、右側に水平になった線分があるが、関東地方での夏ピークの外気湿球温度条件２７℃であり、この時冷却塔の入口冷却水温３４℃〜出口水温２９℃の外気冷却ができることなどから、冷却水入口温度の設定上限値を３５℃としている例を示している。
ここでは、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度２０℃がある時点で入力された場合、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を２０℃＋１．０℃＝２１℃として逐一カスケード回路から冷却水バイパス弁制御回路へ設定変更を行う、冷却水入口温度カスケード制御を行っていることを示している。
図３では、左側に水平になった線分があるが、水冷スクリューチラーの冷却水下限温度が設定下限値として与えられることを示し、冷水還り温度が１５℃以下の場合は設定下限値１６℃であるよう保つことの例を示す。また、右側に水平になった線分があるが、関東地方での夏ピークの外気湿球温度条件２７℃であり、この時冷却塔の入口冷却水温３４℃〜出口水温２９℃の外気冷却ができることなどから、冷却水入口温度の設定上限値を３５℃としている例を示している。
図４は、冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度を概念として示している。
この図では横軸を冷却水入口温度として取っていて、実際冷却水入口温度との図４のような関係を取るのだが、冷却水バイパス弁（ＭＶ）開度は、冷却水入口温度設定値と冷却水入口温度測定値との偏差の量に応じて０〜１００％の開度を取る。冷却水入口温度設定値−冷却水入口温度測定値を偏差とすると、偏差０の場合、図４の傾きと縦軸０％との交点となり、偏差がマイナスの場合、その交点から右側の開度出力となる。偏差がプラスに大きくなっていくに従い、傾きを左に動いていく。このような相関で、冷却水バイパス弁制御回路から電動アクチュエータ６５ａへ冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度信号を出力している。
この図では横軸を冷却水入口温度として取っていて、実際冷却水入口温度との図４のような関係を取るのだが、冷却水バイパス弁（ＭＶ）開度は、冷却水入口温度設定値と冷却水入口温度測定値との偏差の量に応じて０〜１００％の開度を取る。冷却水入口温度設定値−冷却水入口温度測定値を偏差とすると、偏差０の場合、図４の傾きと縦軸０％との交点となり、偏差がマイナスの場合、その交点から右側の開度出力となる。偏差がプラスに大きくなっていくに従い、傾きを左に動いていく。このような相関で、冷却水バイパス弁制御回路から電動アクチュエータ６５ａへ冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度信号を出力している。
図１１に示す水冷スクリューチラー性能線図から明らかなように、水冷スクリューチラー冷水入口温度が低いほど、冷凍機の成績係数（運転効率）ＣＯＰが高効率となり、水冷スクリューチラー冷水入口温度が高いほど、冷凍機の成績係数（運転効率）ＣＯＰが低効率となることを示している。
すなわち、水冷スクリューチラー５０の性能を高めるためには、水冷スクリューチラー冷水入口温度を低くして運転することが望ましいことを示している。
すなわち、水冷スクリューチラー５０の性能を高めるためには、水冷スクリューチラー冷水入口温度を低くして運転することが望ましいことを示している。
以上のように、本実施形態によれば、水冷スクリューチラー５０の冷却水入口温度を水冷スクリューチラー５０の冷水入口温度＋Ｔα℃（例えば１．０℃）となるように冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の開度を自動変更し、常に水冷スクリューチラー５０の冷却水下限温度で運用させ、省エネルギーを図ることができる。
特に、データセンターや設備冷却水用のシステムにて冷水往き温度が一般空調用（例えば、５℃−１２℃）と比較して、高温（例えば、１３℃−２０℃）の場合等に大きな省エネルギー効果が得られる。
特に、データセンターや設備冷却水用のシステムにて冷水往き温度が一般空調用（例えば、５℃−１２℃）と比較して、高温（例えば、１３℃−２０℃）の場合等に大きな省エネルギー効果が得られる。
また、水冷スクリューチラー５０の冷水還り温度が上昇した場合も自動で冷却水入口温度設定値を変更するため、冷却水入口温度を高めに（安全側）に設定しておく必要がなくなる。
また、構成機器は、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２、指示調節器（ＴＩＣ）８０及び二方弁から成る冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５であるから、安価で且つ複雑な制御プログラムを必要としない。
また、構成機器は、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２、指示調節器（ＴＩＣ）８０及び二方弁から成る冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５であるから、安価で且つ複雑な制御プログラムを必要としない。
次に、図５〜図７に基づいて、本実施形態に係る熱源システムを二次側冷水ポンプの制御が変流量制御の場合について説明する。
本例では、図１に示す熱源システムの冷却水循環通路７０の熱負荷側の構成を、チラー定格８００ＲＴの生産機器や空調設備等の熱負荷９１に対し、冷水冷水往き側通路７０ａに変流量制御の二次側冷水ポンプ９０を配置している。
図５は、定格運転時の状態を示す図である。
例えば、定格運転時には、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が８００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が８００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
本例では、図１に示す熱源システムの冷却水循環通路７０の熱負荷側の構成を、チラー定格８００ＲＴの生産機器や空調設備等の熱負荷９１に対し、冷水冷水往き側通路７０ａに変流量制御の二次側冷水ポンプ９０を配置している。
図５は、定格運転時の状態を示す図である。
例えば、定格運転時には、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が８００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が８００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
この運転では、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２から水冷スクリューチラー冷水入口温度計測値が２０℃であることを、例えば電流値４〜２０ｍＡに割り付けて指示調節計（ＴＩＣ）８０に入力し、カスケード回路（演算部）８１では入力された信号を温度値に置き換え、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度２０℃を代入して、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を２０℃＋１．０℃＝２１℃と演算した結果を、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、その冷却水入口温度設定値２１℃と、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３からの冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、偏差量に応じて冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａを制御して弁体の開度を調節する。凝縮器５２での冷却水温度差は５℃で運転されるので、水冷スクリューチラー５０からの冷却水出口温度は２６℃となる。
図６は、負荷が減少し、負荷率５０％時の状態を示す図である。
ここで、負荷が減少し、負荷率５０％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が４００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が４００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の２，８８０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
ここで、負荷が減少し、負荷率５０％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が４００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が４００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の２，８８０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
この運転では、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が測定した水冷スクリューチラー冷水入口温度は２０℃であるから、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値は定格運転時と同じく２１℃である。
図７は、負荷が減少し、負荷率３７．５％時の状態を示す図である。
さらに、負荷が減少し、負荷率３７．５％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が３００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が３００ＲＴとして運転される。そして、冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の２，１６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が２次側冷水ポンプ９０の搬送力により還りヘッダまで還される。
図７は、負荷が減少し、負荷率３７．５％時の状態を示す図である。
さらに、負荷が減少し、負荷率３７．５％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９１が３００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が３００ＲＴとして運転される。そして、冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、変流量制御の二次側冷水ポンプ９０から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９１に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の２，１６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が２次側冷水ポンプ９０の搬送力により還りヘッダまで還される。
一般的に、冷凍機の蒸発器を流れる冷水は変流量対応冷凍機でも下限流量は定格流量の５０％とする例が多いので、３７．５％の負荷に応じた３７．５％の熱負荷９１からの還水量よりも冷凍機を流す流量が多いこととなり、ヘッダ間バイパスを流れる流量が５０％−３７．５％＝１２．５％発生する。これにより、ヘッダ間バイパス管９２を介して１３℃の７２０Ｌ／ｍｉｎの冷水が、生産機器や空調設備等の熱負荷９１から２０℃の２，１６０Ｌ／ｍｉｎの冷水と還りヘッダで合流し、還りヘッダでの混合温度は１８．３℃になり、つまり水冷スクリューチラー冷水入口温度は１８．３℃に低下し、２，８８０Ｌ／ｍｉｎの冷水が、冷水ポンプ（ＣＰ）７１により水冷スクリューチラー５０に還される。
そこで、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２から水冷スクリューチラー冷水入口温度計測値が１８．３℃であると指示調節計（ＴＩＣ）８０に入力し、カスケード回路（演算部）８１では、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度１８．３℃を代入して、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を１８．３℃＋１．０℃＝１９．３℃と演算した結果を、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、その冷却水入口温度設定値１９．３℃と、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３からの冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、偏差量に応じて冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａを制御して弁体の開度を調節する。凝縮器５２での冷却水温度差は５℃で運転されるので、水冷スクリューチラー５０からの冷却水出口温度は２４．３℃となる。
そこで、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２から水冷スクリューチラー冷水入口温度計測値が１８．３℃であると指示調節計（ＴＩＣ）８０に入力し、カスケード回路（演算部）８１では、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度１８．３℃を代入して、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を１８．３℃＋１．０℃＝１９．３℃と演算した結果を、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、その冷却水入口温度設定値１９．３℃と、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３からの冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、偏差量に応じて冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａを制御して弁体の開度を調節する。凝縮器５２での冷却水温度差は５℃で運転されるので、水冷スクリューチラー５０からの冷却水出口温度は２４．３℃となる。
このように、水冷スクリューチラー５０の冷水入口温度が低下すると、水冷スクリューチラー５０の冷却水入口温度を低くすることができる。
次に、図８、図９に基づいて本実施形態に係る熱源システムを二次側冷水ポンプの制御が定流量制御の場合について説明する。
本例では、図１に示す熱源システムの冷却水循環通路７０の負荷側の構成を、チラー定格８００ＲＴの生産機器や空調設備等の熱負荷９４に対し、冷水冷水往き側通路７０ａに定流量制御の二次側冷水ポンプ９３を配置している。
次に、図８、図９に基づいて本実施形態に係る熱源システムを二次側冷水ポンプの制御が定流量制御の場合について説明する。
本例では、図１に示す熱源システムの冷却水循環通路７０の負荷側の構成を、チラー定格８００ＲＴの生産機器や空調設備等の熱負荷９４に対し、冷水冷水往き側通路７０ａに定流量制御の二次側冷水ポンプ９３を配置している。
図８は、定格運転時の状態を示す図である。
例えば、定格運転時には、生産機器や空調設備等の熱負荷９４が８００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が８００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、定流量制御の二次側冷水ポンプ９３から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９４に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９４から２０℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
例えば、定格運転時には、生産機器や空調設備等の熱負荷９４が８００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が８００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、定流量制御の二次側冷水ポンプ９３から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷９４に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷９４から２０℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が冷水ポンプ（ＣＰ）７１によって水冷スクリューチラー５０に還される運転を行う。
この運転では、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２から水冷スクリューチラー冷水入口温度計測値が２０℃であると指示調節計（ＴＩＣ）８０に入力し、カスケード回路（演算部）８１では、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度２０℃を代入して、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を２０℃＋１．０℃＝２１℃と演算した結果を、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、その冷却水入口温度設定値２１℃と、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３からの冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、偏差量に応じて冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａを制御して弁体の開度を調節する。凝縮器５２での冷却水温度差は５℃で運転されるので、水冷スクリューチラー５０からの冷却水出口温度は２６℃となる
図９は、負荷が減少し、負荷率５０％時の状態を示す図である。
ここで、負荷が減少し、負荷率５０％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９４が４００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が４００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、定流量の二次側冷水ポンプ９３から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷から１６．５℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が２次側冷水ポンプ９０の搬送力により還りヘッダまで還される運転を行う。
ここで、負荷が減少し、負荷率５０％になると、生産機器や空調設備等の熱負荷９４が４００ＲＴ、水冷スクリューチラー５０が４００ＲＴとして運転される。そして、冷水冷水往き側通路７０ａに１３℃の冷水が水冷スクリューチラー５０から送り出され、定流量の二次側冷水ポンプ９３から１３℃の冷水が生産機器や空調設備等の熱負荷に供給され、生産機器や空調設備等の熱負荷から１６．５℃の５，７６０Ｌ／ｍｉｎの冷水が２次側冷水ポンプ９０の搬送力により還りヘッダまで還される運転を行う。
そこで、冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２から水冷スクリューチラー冷水入口温度計測値が１６．５℃であると指示調節計（ＴＩＣ）８０に入力し、カスケード回路（演算部）８１では、カスケード回路（演算部）８１に格納されている式ＴＣＤＳ］ＳＰ＝ＴＣＲ］ＰＶ＋Ｔαに冷水入口温度計（ＴＣＲ）７２が計測した水冷スクリューチラー冷水入口温度１６．５℃を代入して、水冷スクリューチラー冷却水入口温度の設定値を１６．５℃＋１．０℃＝１７．５℃と演算した結果を、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２に出力し、冷却水バイパス制御回路（調節部）８２では、その冷却水入口温度設定値１９．３℃と、冷却水入口温度計（ＴＣＤＳ）６３からの冷却水入口温度計測値との偏差を演算し、偏差量に応じて冷却水バイパス弁（ＭＶ）６５の電動アクチュエータ６５ａを制御して弁体の開度を調節する。凝縮器５２での冷却水温度差は５℃で運転されるので、水冷スクリューチラー５０からの冷却水出口温度は２２．５℃となる。
還りヘッダから水冷スクリューチラー５０までは冷水ポンプ（ＣＰ）７１の揚程で搬送するのだが、現実的には熱負荷が小さくなっても定格流量を二次側冷水ポンプ９３及び冷水ポンプ（ＣＰ）７１でずっと流し続けるのは得策ではなく、流量で複数に分割した二次側冷水ポンプ９３及び冷水ポンプ（ＣＰ）７１を台数制御することが多い。その場合、ヘッダ間バイパス管９５を往きヘッダから還りヘッダへ一部の流量が流れる時期が発生し、その場合、還りヘッダで、冷水往き温度のままの冷水と、負荷側から昇温して還ってきた還り冷水の混合による還り冷水温度の低下はまま起きる。
このように、負荷減少によって、水冷スクリューチラー５０の冷水入口温度は低下するため、水冷スクリューチラー５０の冷却水入口温度を低くすることができる。
この水冷スクリューチラー５０は、圧縮機インバータ制御のターボ冷凍機よりも小さい定格容量の汎用装置が市販されており、その圧縮機の特性から冷凍能力の部分負荷運転を、例えば２５％程度までとても絞り込める。なおかつ、運転停止後の起動時間が例えば１０分弱で定格温度まで冷水を冷凍できるなど、起動が速いという優れた特徴を有する。このため、夏期以外の中間期や冬期に冷房負荷がある熱負荷を有する熱源システムにおいて、中間期から冬期にかけて、冷水還り温度よりも低い湿球温度となる外気の冷熱を有効利用するため、大型の冷却塔での、冷凍サイクルを用いない外気によるフリークーリング熱源を併用する熱源システムが最近多用されてきているが、この熱源システムの冷水温度補償の冷凍サイクルを用いた補完熱源に最適なのが、水冷スクリューチラー５０なのである。このように、水冷スクリューチラー５０は、中間期から冬期にかけて、熱負荷へ循環させる熱媒体（冷水）の温度差の殆どの部分を、冷却塔による外気との熱交換で賄える時間が多いのだが、僅かに足りない冷水往き設定温度までの僅かな冷凍を、小さい装置容量で、さらに絞り運転に柔軟で、かつ停止起動に追従性の良い冷凍機である、という意味である。
この水冷スクリューチラー５０は、圧縮機インバータ制御のターボ冷凍機よりも小さい定格容量の汎用装置が市販されており、その圧縮機の特性から冷凍能力の部分負荷運転を、例えば２５％程度までとても絞り込める。なおかつ、運転停止後の起動時間が例えば１０分弱で定格温度まで冷水を冷凍できるなど、起動が速いという優れた特徴を有する。このため、夏期以外の中間期や冬期に冷房負荷がある熱負荷を有する熱源システムにおいて、中間期から冬期にかけて、冷水還り温度よりも低い湿球温度となる外気の冷熱を有効利用するため、大型の冷却塔での、冷凍サイクルを用いない外気によるフリークーリング熱源を併用する熱源システムが最近多用されてきているが、この熱源システムの冷水温度補償の冷凍サイクルを用いた補完熱源に最適なのが、水冷スクリューチラー５０なのである。このように、水冷スクリューチラー５０は、中間期から冬期にかけて、熱負荷へ循環させる熱媒体（冷水）の温度差の殆どの部分を、冷却塔による外気との熱交換で賄える時間が多いのだが、僅かに足りない冷水往き設定温度までの僅かな冷凍を、小さい装置容量で、さらに絞り運転に柔軟で、かつ停止起動に追従性の良い冷凍機である、という意味である。
なお、上記実施形態では、水冷スクリューチラー５０について説明したが、本発明はこれに限らず、容積圧縮型回転式の圧縮機、即ち、ロータリー型、スクロール型、スクリュー型の圧縮機を備える冷凍機であれば良い。
また、上記実施形態では、開放型の冷却塔６０を用いた場合について説明したが、本発明はこれに限らず、例えば、密閉型の冷却塔であっても良い。
また、上記実施形態では、開放型の冷却塔６０を用いた場合について説明したが、本発明はこれに限らず、例えば、密閉型の冷却塔であっても良い。
５０ 水冷スクリューチラー
５１ スクリュー型圧縮機
５２ 凝縮器
５３ 絞り装置（膨張弁等）
５４ 蒸発器
６０ 冷却塔
６１ 冷却水循環通路
６１ａ 冷却水往き側通路
６１ｂ 冷却水還り側通路
６２ 冷却水ポンプ
６３ 冷却水入口温度計（ＴCDS）
６４ バイパス通路
６５ 冷却水バイパス弁（ＭＶ）
６５ａ 電動アクチュエータ
７０ 冷水循環通路
７０ａ 冷水往き側通路
７０ｂ 冷水還り側通路
７１ 冷水ポンプ（ＣＰ）
７２ 冷水入口温度計（ＴCR）
８０ 指示調節器（ＴＩＣ）
８１ カスケード回路（演算部）
８２ 冷却水バイパス制御回路（調節部）
５１ スクリュー型圧縮機
５２ 凝縮器
５３ 絞り装置（膨張弁等）
５４ 蒸発器
６０ 冷却塔
６１ 冷却水循環通路
６１ａ 冷却水往き側通路
６１ｂ 冷却水還り側通路
６２ 冷却水ポンプ
６３ 冷却水入口温度計（ＴCDS）
６４ バイパス通路
６５ 冷却水バイパス弁（ＭＶ）
６５ａ 電動アクチュエータ
７０ 冷水循環通路
７０ａ 冷水往き側通路
７０ｂ 冷水還り側通路
７１ 冷水ポンプ（ＣＰ）
７２ 冷水入口温度計（ＴCR）
８０ 指示調節器（ＴＩＣ）
８１ カスケード回路（演算部）
８２ 冷却水バイパス制御回路（調節部）
Claims (5)
- 容積圧縮型回転式の圧縮機、水冷方式の凝縮器、絞り装置及び蒸発器を備え冷凍サイクルを構成する水冷冷凍機と、
大気と冷却水とを熱交換する冷却塔と、
前記冷却塔に一端を接続し冷却水ポンプ及び冷却水入口温度計の順に配置し、他端を前記凝縮器に接続する冷却水往き側通路と、前記凝縮器に一端を接続し他端を前記冷却塔に接続する冷却水還り側通路と、前記冷却水往き側通路の前記冷却水ポンプ吸込み側と前記冷却水還り側通路との間を冷却水バイパス弁を介して接続するバイパス通路とを有する冷却水循環通路と、
負荷側への冷水往き側通路と前記負荷側からの冷水還り側通路とを有し、前記冷水還り側通路に冷水ポンプ及び冷水入口温度計を配置し、前記蒸発器に連絡する冷水循環通路と、
前記冷却水入口温度計の冷却水入口温度計測値に基づいて設定冷却水入口温度との偏差を演算し、該偏差に応じた前記冷却水バイパス弁の開度出力をする冷却水バイパス制御回路を有する指示調節器を
備え、
前記指示調節器には、前記設定冷却水入口温度を、前記冷水入口温度計の計測値に基づいて、前記冷水入口温度計測値＋Ｔα℃となる値として前記冷却水バイパス制御回路の設定値として出力するカスケード回路を備える
ことを特徴とする熱源システム。 - 請求項１記載の熱源システムにおいて、
前記冷水循環通路には、前記冷水還り側通路の前記冷水ポンプ吸い込み側に還りヘッダと、前記冷水往き側通路に往きヘッダと、前記還りヘッダと前記往きヘッダとの間にヘッダ間バイパス管とを備え、負荷側の熱負荷が小さくなると前記ヘッダ間バイパス管を冷水が流れる
ことを特徴とする熱源システム。 - 請求項１又は２記載の熱源システムにおいて、
前記容積圧縮型回転式の圧縮機は、ロータリー型圧縮機、スクロール型圧縮機又はスクリュー型圧縮機である
ことを特徴とする熱源システム。 - 請求項１乃至３の何れか記載の熱源システムにおいて、
前記負荷は、高温冷水を要求する空調設備又は生産機器冷却用の熱源設備であって、冷水の還り温度が前記水冷冷凍機の冷却水入口下限温度を上回る場合がある
ことを特徴とする熱源システム。 - 請求項４記載の熱源システムにおいて、
前記空調設備は、データセンターの空調設備である
ことを特徴とする熱源システム。
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