JP6250148B2 - 空気調和システム - Google Patents

Description

本発明は、換気装置を備えた空気調和システムに関するものである。

従来より、冷媒回路（冷凍サイクル）を有する空気調和装置と換気装置とを備えた空気調和システムがある。
空気調和装置の冷媒回路は、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張弁、および室内熱交換器が順次配管で接続されて冷媒が循環するように構成されている。
冷房運転時は、圧縮機で圧縮された高温高圧のガス冷媒を室外熱交換器に送り込み、室外熱交換器で室内空気と熱交換することにより冷媒を液化する。液化した冷媒は、減圧装置で減圧されて気液二相状態となり、室内熱交換器に流入する。室内熱交換器に流入した冷媒は室内空気と熱交換し、室内空気から熱を吸収してガス化する。一方で、室内空気は熱を奪われるため室内空間が冷房される。ガス化した冷媒は圧縮機に戻る。

また、換気装置は、室内の空気を室外の新鮮空気と入れ換える運転を行っている。具体的には、室外の空気を室内に供給する一方、室内の空気を室外に排出している。
このため、この種の換気装置を備えた空気調和システムでは、冷房時、室外から導入される室外空気のエンタルピーが高い場合は、室外空気が冷房負荷（外気負荷）となる。その他の負荷としては、室内で発生する負荷（室内負荷）、建物壁面から侵入する熱負荷がある。

そのため、室内温湿度を一定に保つためには、外気全熱負荷、室内全熱負荷、貫流負荷を処理する必要がある。外気全熱負荷、および室内全熱負荷には、潜熱負荷も含まれる。
このため、従来の空気調和装置では、室内熱交換器の温度（冷媒の蒸発温度）を低温一定にして、潜熱負荷を処理していた。
しかしながら、蒸発温度を低温一定で運転して潜熱負荷を処理する運転では、運転効率が低下してしまうという課題があった。
一方、蒸発温度を高めると運転効率は向上するが、潜熱処理量が不足して室内湿度が上昇し、快適性が低下するという課題があった。

そこで、特許文献１に記載の技術では、室内空気の乾球温度および相対湿度に応じて蒸発温度の上限値を設定し、設定した蒸発温度の上限値以下の範囲で、蒸発温度を制御している。
また、特許文献２に記載の技術では、外気全熱負荷を処理するために、換気装置の吹出空気の温度および湿度を目標値に制御するものがある。

国際公開第２００３／０２９７２８号（要約） 特開２００９−２５７６４９号公報（請求項１）

しかしながら、特許文献１に記載の技術では、外気負荷を考慮していない。このため、外気の湿度が高い場合は、潜熱処理量が不足して室内の湿度が上昇し、快適性が低下するという課題がある。また、外気の湿度が低い場合は、必要以上に潜熱処理量が増大し、消費電力量が増大して省エネルギー性が低下するという課題がある。

一方、特許文献２に記載の技術では、一度冷却除湿した外気を再加熱して、室内に供給している。このため、顕熱処理熱量が増大し、消費電力量が増大して省エネルギー性が低下するという課題がある。

本発明は、上記課題を解決するためになされたもので、快適性の低下を抑制しつつ、省エネギー性の低下を抑制することができる空気調和システムを得ることを目的とする。

本発明に係る空気調和システムは、換気用熱交換器を有し、冷媒が循環する冷媒回路と、室外から室外空気を導入し、蒸発器として機能する前記換気用熱交換器を通過させ、室内へ吹出空気を供給する換気装置と、予め設定された、前記室内の室内空気の目標絶対湿度に基づき、前記冷媒回路の蒸発温度を制御する制御装置と、を備え、前記制御装置は、前記目標絶対湿度における室内空気の露点温度を求め、求めた前記露点温度になるような蒸発温度を最大蒸発温度として求め、前記最大蒸発温度を下回るように前記冷媒回路の蒸発温度を制御するものである。

本発明によれば、潜熱処理不足を回避し、かつ、過剰処理熱量を回避することができ、快適性の低下を抑制しつつ、省エネギー性の低下を抑制することができる。

本発明の実施の形態１における空気調和システムの構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態１における空気調和システムの冷媒系統の概略図である。 本発明の実施の形態１における空気調和システムの換気装置の構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態１における冷媒系統の概略図である。 湿度差ΔＸに応じた目標蒸発温度Ｔｅの決定方法の説明図である。 図１の換気装置の給気通風路Ａにおける空気状態の変化を示す空気線図である。 本発明の実施の形態１における空気調和システムの動作を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態１における第２冷媒系統のｐ−ｈ線図である。 図１の換気装置の給気通風路Ａにおける空気状態の変化を示す空気線図である。 本発明の実施の形態１における空気調和システムの動作の変形例１を示すフローチャートである。 冷却器２６の温度効率ηｔと温度差ΔＴとの関係を示す図である。 冷却器２６の温度効率ηｔと給気通風路Ａの風量との関係を示す図である。 冷却器２６の温度効率ηｔと冷却器２６出口の過熱度ＳＨとの関係を示す図である。 本発明の実施の形態１における空気調和システムの変形例３の動作を説明する図である。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１における空気調和システムの構成を示す概略図である。
図１に示すように、空気調和システム１００は、１個または複数の室内機１と、室内機系統の室外機２と、１個または複数の換気装置３と、換気装置系統の室外機４と、集中コントローラ１０２とを備えている。
１個または複数の室内機１と、室内機系統の室外機２は、冷媒配管１０４で接続されている。室内機１は室内２００に配置され、室内機系統の室外機２は室外に配置されている。
１個または複数の換気装置３と、換気装置系統の室外機４は、冷媒配管１０５で接続されている。換気装置３は室内２００に配置され、換気装置系統の室外機４は室外に配置されている。
集中コントローラ１０２は、室内機１、室内機系統の室外機２、換気装置３、および換気装置系統の室外機４のそれぞれと、伝送線１０３で接続されている。集中コントローラ１０２には、目標温湿度設定手段４４が設けられている。

図２は本発明の実施の形態１における空気調和システムの冷媒系統の概略図である。
図２に示すように、空気調和システム１００は、室内機系統である第１冷媒系統１１と、換気装置系統である第２冷媒系統２１との２つの冷媒系統を備えている。
第１冷媒系統１１は、圧縮機１２、四方弁１３、室外熱交換器１４、膨張弁１５、室内熱交換器１６、室外熱交換器１４用の送風機１７、および室内熱交換器１６用の送風機１８を備える。
圧縮機１２、四方弁１３、室外熱交換器１４、膨張弁１５、および室内熱交換器１６は、順次配管で接続され、冷媒が循環する冷媒回路を構成する。
圧縮機１２、四方弁１３、室外熱交換器１４、および送風機１７は、室外機２に設置されている。
膨張弁１５、室内熱交換器１６、および送風機１８は、室内機１に設置されている。

第２冷媒系統２１は、圧縮機２２、四方弁２３、室外熱交換器２４、膨張弁２５、冷却器２６、および室外熱交換器２４用の送風機２７を備える。
圧縮機２２、四方弁２３、室外熱交換器２４、膨張弁２５、および冷却器２６は、順次配管で接続され、冷媒が循環する冷媒回路を構成する。
圧縮機２２、四方弁２３、室外熱交換器２４、および送風機２７は、室外機４に設置されている。
膨張弁２５、および冷却器２６は、換気装置３に設置されている。

なお、本実施の形態１では、室内機系統である第１冷媒系統１１と、換気装置系統である第２冷媒系統２１との２つの冷媒系統を備えた空気調和システム１００を説明するが、室内機系統である第１冷媒系統１１を備えない構成でも良い。つまり、空気調和システム１００は、第２冷媒系統２１と、換気装置３と、集中コントローラ１０２（制御装置）と、を備える構成であれば良い。

図３は、本発明の実施の形態１における空気調和システムの換気装置の構成を示す概略図である。
図３に示すように、換気装置３は、本体ケーシング内に、冷却器２６と、全熱交換器３０と、給気用送風機２８と、排気用送風機２９とを備えている。また、本体ケーシング内には、給気通風路Ａと排気通風路Ｂとが互いに独立して形成されている。
給気通風路Ａは、給気用送風機２８により室外空気ＯＡを取り入れて全熱交換器３０および冷却器２６に通過させ、吹出空気ＳＡとして室内２００に供給する通風路である。
排気通風路Ｂは、排気用送風機２９により室内空気ＲＡを取り入れて全熱交換器３０に通過させ、排気ＥＡとして室外に排気する通風路である。
なお、以下では、給気通風路Ａにおいて全熱交換器３０を通過した後、冷却器２６に流入する空気を吸込空気ＩＡという。

換気装置３は更に、室外空気ＯＡの乾球温度および絶対湿度を検出する室外空気温湿度検出手段３１と、室内空気ＲＡの乾球温度および絶対湿度を検出する室内空気温湿度検出手段３２とを備えている。

全熱交換器３０は、例えば互いに直交する通風路が交互に積層された構造を成すものであって、その通風路に室内空気ＲＡと室外空気ＯＡとが通過することで両気流の間で全熱交換を行うものである。
冷却器２６は、上述したように冷媒回路の蒸発器で構成され、自身を通過する空気を露点温度以下に冷却して除湿するものである。
換気装置３は、換気の他に上述したように室内２００の潜熱負荷を処理する役割を有しており、全熱交換器３０と冷却器２６とにより室内２００の潜熱負荷を処理する。

なお、全熱交換器３０を省略し、冷却器２６のみによって室内２００の潜熱負荷を処理する構成としても良い。

図４は本発明の実施の形態１における冷媒系統の概略図である。
図１においては図示省略していたが、第１冷媒系統１１および第２冷媒系統２１には、図４に示すように各種検出装置および制御装置が設けられている。
第１冷媒系統１１は、圧縮機周波数制御手段４１と、蒸発温度検出手段４２と、吸込温湿度検出手段４３とを備えている。
蒸発温度検出手段４２は、圧縮機１２に吸入される冷媒の温度を検出する。
吸込温湿度検出手段４３は、複数の室内機１のそれぞれに設けられている。吸込温湿度検出手段４３は、室内機１の吸込空気（室内空気）の温湿度を検出する。
圧縮機周波数制御手段４１は、圧縮機１２の駆動モータの回転数（運転周波数）を制御することで、圧縮機２２の運転容量を可変する。
また、圧縮機周波数制御手段４１は、集中コントローラ１０２から、第１冷媒系統１１の蒸発温度の目標値の情報を取得する。そして、圧縮機周波数制御手段４１は、蒸発温度検出手段４２が検出した温度が、蒸発温度の目標値となるように圧縮機１２の運転周波数を制御する。
さらに、圧縮機周波数制御手段４１は、蒸発温度検出手段４２、および吸込温湿度検出手段４３の検出値の情報を、集中コントローラ１０２へ送信する。

第２冷媒系統２１は、圧縮機周波数制御手段５１と、蒸発温度検出手段５２とを備えている。
蒸発温度検出手段５２は、圧縮機２２に吸入される冷媒の温度を検出する。
圧縮機周波数制御手段５１は、圧縮機２２の駆動モータの回転数（運転周波数）を制御することで、圧縮機２２の運転容量を可変する。
また、圧縮機周波数制御手段５１は、集中コントローラ１０２から、第２冷媒系統２１の蒸発温度の目標値の情報を取得する。そして、圧縮機周波数制御手段５１は、蒸発温度検出手段５２が検出した温度が、蒸発温度の目標値となるように圧縮機２２の運転周波数を制御する。
さらに、圧縮機周波数制御手段５１は、室外空気温湿度検出手段３１、室内空気温湿度検出手段３２、および蒸発温度検出手段５２の情報を集中コントローラ１０２へ送信する。

集中コントローラ１０２は、目標温湿度設定手段４４によって、室内２００内の目標空気の温度である目標温度、および目標空気の絶対湿度である目標絶対湿度を設定する。
また、集中コントローラ１０２は、第２冷媒系統２１の蒸発温度の範囲（以下、蒸発温度範囲）を決定し、この蒸発温度範囲内において蒸発温度の目標値を決定する。詳細は後述する。

なお、室外空気温湿度検出手段３１、室内空気温湿度検出手段３２、蒸発温度検出手段４２、吸込温湿度検出手段４３、および蒸発温度検出手段５２は、センサー装置によって構成されている。
圧縮機周波数制御手段４１、圧縮機周波数制御手段５１、集中コントローラ１０２は、これらの機能を実現する回路デバイスなどのハードウェアで実現することもできるし、マイコンやＣＰＵなどの演算装置上で実行されるソフトウェアとして実現することもできる。
なお、圧縮機周波数制御手段４１、および圧縮機周波数制御手段５１を、集中コントローラ１０２に設けても良い。また、集中コントローラ１０２の機能を圧縮機周波数制御手段４１または圧縮機周波数制御手段５１に設けても良い。

なお、集中コントローラ１０２、および圧縮機周波数制御手段４１、５１は、本発明における「制御装置」に相当する。
また、冷却器２６は、本発明における「換気用熱交換器」に相当する。

次に、冷房運転時と暖房運転時の冷媒回路の動作を説明する。

まず、冷房運転時の動作を説明する。
第１冷媒系統１１において、圧縮機１２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１３を通過して室外熱交換器１４へと流れて室外空気と熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は、膨張弁１５で減圧され低圧の気液二相冷媒となり、室内熱交換器１６へと流れて空気と熱交換してガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁１３を通過して圧縮機１２に吸入される。
これにより、室内熱交換器１６用の送風機１８で送られる室内空気は冷やされて室内２００に吹出され、室内２００を冷房する。

第２冷媒系統２１において、圧縮機２２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２３を通過して室外熱交換器２４へと流れ、給気通風路Ａを通過する室外空気ＯＡと熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は、膨張弁２５で減圧され低圧の気液二相冷媒となり、冷却器２６へと流れて室外空気ＯＡと熱交換してガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁２３を通過して圧縮機２２に吸入される。
これにより、給気通風路Ａを通過する室外空気ＯＡは給気用送風機２８で冷やされ、潜熱負荷が処理されて吹出空気ＳＡとして室内２００へ供給される。

次に、暖房運転時の動作を説明する。
第１冷媒系統１１において、圧縮機１２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１３を通過して室内熱交換器１６へと流れて室内空気と熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は膨張弁１５で減圧され低圧の気液二相冷媒となり、室外熱交換器１４へと流れて空気と熱交換してガス化する。ガス化した冷媒は四方弁１３を通過して圧縮機１２に吸入される。
これにより、室内熱交換器１６用の送風機１８で送られる室内空気は暖められて室内２００に吹出され、室内２００を暖房する。

第２冷媒系統２１において、圧縮機２２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２３を通過して冷却器２６へと流れ、給気通風路Ａを通過する室外空気ＯＡと熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は膨張弁２５で減圧され低圧の気液二相冷媒となり、室外熱交換器２４へと流れて空気と熱交換してガス化する。ガス化した冷媒は四方弁２３を通過して圧縮機２２に吸入される。
これにより、給気通風路Ａを通過する室外空気ＯＡは給気用送風機２８で暖められて、暖められた空気は吹出空気ＳＡとして室内２００へ供給される。

なお、空気調和システム１００は、少なくとも冷房運転を実施するもので良く、四方弁１３、２３は省略可能である。

（第２冷媒系統２１の蒸発温度の調整動作）
次に、空気調和システム１００の第２冷媒系統２１における蒸発温度の調整動作について説明する。

図５は、湿度差ΔＸに応じた目標蒸発温度Ｔｅの決定方法の説明図である。
図５において横軸は湿度差ΔＸ、縦軸は目標蒸発温度Ｔｅである。
図５に示すように、空気調和システム１００の第２冷媒系統２１においては、室内空気温湿度検出手段３２で検出された室内空気の絶対湿度Ｘａ［ｋｇ／ｋｇ’］と、目標温湿度設定手段４４で設定された目標空気の絶対湿度Ｘａ＿ｔｇｔ［ｋｇ／ｋｇ’］との湿度差ΔＸ（潜熱負荷）に応じて、目標蒸発温度Ｔｅ［℃］を決定する。
また、この目標蒸発温度Ｔｅは、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ［℃］と最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ［℃］の間で決定される蒸発温度範囲内で決定する。

また、目標蒸発温度Ｔｅは、湿度差ΔＸが大きいほど、小さく設定される。
例えば図５に示すように、湿度差ΔＸがゼロのとき、目標蒸発温度Ｔｅを最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘに設定し、湿度差ΔＸが許容湿度差Ｘ１のとき、目標蒸発温度Ｔｅを最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎに設定する。なお、湿度差ΔＸと目標蒸発温度Ｔｅとの関係は図５に示すように比例関係（直線）でも良いし、湿度差ΔＸが小さいほど傾斜角が小さくなる関数など、任意に設定できる。

集中コントローラ１０２は、決定した目標蒸発温度Ｔｅの情報を圧縮機周波数制御手段５１へ送信し、圧縮機周波数制御手段５１は、その目標蒸発温度Ｔｅになるように、第２冷媒系統２１の冷媒回路の制御（圧縮機２２の周波数制御、送風機２７の回転数制御等）を行う。

（最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの決定）
次に、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの決定動作について説明する。

図６は、図１の換気装置の給気通風路Ａにおける空気状態の変化を示す空気線図である。
図６の空気線図の縦軸は空気の絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］、横軸は空気の乾球温度［℃］である。
なお、空気状態は、乾球温度と絶対湿度とから空気線図上の１点で表され、図５には、室外空気ＯＡ、吸込空気ＩＡ、吹出空気ＳＡのそれぞれの空気状態を示している。ここでは、室外空気ＯＡが室内空気ＲＡよりも高温高湿の場合を例に説明する。

室外空気ＯＡは、全熱交換器３０通過時に排気通風路Ｂからの室内空気ＲＡと全熱交換し、図６に示すように冷却除湿されて冷却器２６に流入する。
冷却器２６に流入した吸込空気ＩＡは、冷却器２６通過時に露点温度Ｔｄｐ＿０以下まで冷やされて冷却除湿され、吹出空気ＳＡとなって室内２００へ供給される。
このように、給気通風路Ａでは、室外空気ＯＡを全熱交換器３０で室内空気ＲＡと全熱交換して冷却除湿し、更に冷却器２６で冷却除湿してから室内２００に供給する。

ところで、図６の空気線図上において、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標室内空気の露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎ以下の温度であれば、室内２００の潜熱負荷を処理して室内２００を目標絶対湿度以下にすることが可能となる。言い換えれば、室内２００の潜熱負荷を処理して室内２００を目標絶対湿度にするには、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標室内空気の露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと一致すればよい。

また、吹出空気ＳＡの絶対湿度を調整するには、冷却器２６の蒸発温度を調整すればよい。冷却器２６の蒸発温度が高くなれば吹出空気ＳＡの絶対湿度が上がるため、冷却器２６の潜熱処理能力は低下し、冷却器２６の蒸発温度が低くなれば吹出空気ＳＡの絶対湿度が下がるため冷却器２６の潜熱処理能力は上昇する。

以上のことから、室内２００の潜熱負荷を処理して室内２００を目標絶対湿度にするには、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと一致するときの蒸発温度を、冷却器２６の蒸発温度の最大値（以下、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ）として設定すればよい。
つまり、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを下回る範囲で、目標蒸発温度Ｔｅを設定すれば、冷却器２６の潜熱処理が過剰になりすぎることが無く、快適性を維持しつつ、消費エネルギーを低減できる。

具体的には、冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０と、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと、冷却器２６の温度効率ηｔとの関係、に基づいて、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを求める。
ここで、冷却器２６の温度効率ηｔは、以下の式（１）のように定義される。

［数１］
温度効率ηｔ＝（冷却器２６を通過前後の空気温度差）／（吸込空気ＩＡの温度−蒸発温度） …（１）

つまり、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを以下の式（２）ように決定すれば、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと一致する。

［数２］
（Ｔｄｐ＿０−Ｔｅ＿ｍａｘ）：（Ｔｄｐ＿０−Ｔｄｐ＿ｉｎ）＝１：ηｔ …（２）

温度効率ηｔは、第２冷媒系統２１の冷凍能力および冷却器２６の熱交換容量などに応じて、予め設定される。
冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０は、冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの絶対湿度ｘ＿０から換算できる。
吸込空気ＩＡの絶対湿度ｘ＿０は、全熱交換器３０の絶対湿度交換効率ηｌｘと、室内空気ＲＡの絶対湿度ｘ＿ｒａと、室外空気ＯＡの絶対湿度ｘ＿ｏａとから求めることができる。
ここで、全熱交換器３０の絶対湿度交換効率ηｌｘは、全熱交換器３０に固有の値であり、予め設定される。室内空気ＲＡの絶対湿度ｘ＿ｒａは、室内空気温湿度検出手段３２から求まる。室外空気ＯＡの絶対湿度ｘ＿ｏａは、室外空気温湿度検出手段３１から求まる。
なお、絶対湿度交換効率ηｌｘは、全熱交換する空気条件によって変動する場合があるため、室内２００および室外の空気条件等に応じて変えても良い。

なお、上記の説明では、冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの絶対湿度ｘ＿０および露点温度Ｔｄｐ＿０を算出する場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０を検出するセンサーを別途設けても良い。

（最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎの決定）
最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎは、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘから、降下分αを引いた値とする。
降下分αは、予め設定された固定値（例えば５Ｋなど）でも良いし、室内２００の潜熱負荷に応じて決定するようにしても良い。

例えば、室内２００の潜熱負荷に応じて決定する場合、室内２００の在席人数が最大のときに潜熱負荷を処理できる蒸発温度から、降下分αを求める。
具体的には、以下の通りとする。最大在席人数Ｎｐ＿ｍａｘ［人］と、予め設定されている一人あたりの潜熱負荷ｌｌｐ［ｋＷ／人］から、室内２００からの発生潜熱負荷Ｌｌｐを以下の式（３）から求める。

［数３］
Ｌｌｐ＝Ｎｐ＿ｍａｘ×ｌｌｐ［ｋＷ］ …（３）

そして、換気装置３の給気用送風機２８の換気風量Ｖで、発生潜熱負荷Ｌｌｐを処理するための、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘからの蒸発温度の低下分を算出し、算出した低下分を降下分αとする。

（許容湿度差Ｘ１の決定）
許容湿度差Ｘ１は、快適性上許容される湿度差とする。
例えば、目標室内温度／目標相対湿度＝２６℃／５０％（絶対湿度ｘ）に対して、実際の室内温度／実際の相対湿度＝２６℃／５５％（絶対湿度ｘ’）まで許容できるとすると、Ｘ１＝ｘ’−ｘとなる。この許容湿度差Ｘ１は、予め設定した固定値でも良いし、目標室内温度によって変化させても良い。

図５に示したように、湿度差ΔＸが許容湿度差Ｘ１を下回ると、目標蒸発温度Ｔｅが上昇する。つまり、室内２００の快適性を損なうことがない範囲で、目標蒸発温度Ｔｅを上昇させて潜熱処理量を低減させ、消費エネルギーを低減することができる。

図７は、本発明の実施の形態１における空気調和システムの動作を示すフローチャートである。
以下、図７に基づき、集中コントローラ１０２の動作を説明する。
集中コントローラ１０２は、運転指示があると、第２冷媒系統２１の動作を開始し、タイマーをスタートさせる。そして、室外空気温湿度検出手段３１、および室内空気温湿度検出手段３２の検出値から、室内空気ＲＡの温度および絶対湿度、室外空気ＯＡの温度および絶対湿度を取得する（Ｓ−１）。
次に、集中コントローラ１０２は、第２冷媒系統２１の換気装置３が全熱交換器３０を使用しているか否かを判定する（Ｓ−２）

換気装置３が全熱交換器３０を使用している場合、上述したように、全熱交換器３０の絶対湿度交換効率ηｌｘと、室内空気ＲＡの絶対湿度ｘ＿ｒａと、室外空気ＯＡの絶対湿度ｘ＿ｏａとから、吸込空気ＩＡの絶対湿度ｘ＿０を算出し、この絶対湿度ｘ＿０を露点温度に換算して、吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０を求める（Ｓ−３）。

一方、例えばバイパス風路などによって、換気装置３が全熱交換器３０を使用していない場合や、換気装置３が全熱交換器３０を備えていない構成である場合、集中コントローラ１０２は、室外空気ＯＡの絶対湿度を露点温度に換算し、室外空気ＯＡの露点温度を、吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０として求める（Ｓ−４）。

そして、上述したように、吸込空気ＩＡの露点温度Ｔｄｐ＿０と、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと、冷却器２６の温度効率ηｔとの関係、に基づいて、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを決定する（Ｓ−５）。
また、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘから降下分αを減算して最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎを決定する（Ｓ−６）。

次に、集中コントローラ１０２は、図５に示したように、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘと最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎとの間で決定される蒸発温度範囲内で、室内空気ＲＡの絶対湿度Ｘａと目標空気の絶対湿度Ｘａ＿ｔｇｔとの湿度差ΔＸに応じて、目標蒸発温度Ｔｅを決定する（Ｓ−７）。

その後、目標温湿度設定手段４４によって目標室内温度または目標室内湿度が変更したか否か、または、タイマーがある時間Ｔ１以上となったか否かを判断する（Ｓ−８）。Ｓ−８の条件を満たさない場合は、Ｓ−７の動作を繰り返す。
一方、Ｓ−８の条件を満たした場合、タイマーをリセットし（Ｓ−９）、Ｓ−１へ戻る。

（効果）
以上のように本実施の形態においては、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと一致する蒸発温度を、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとして求め、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを下回るように冷媒回路の蒸発温度を制御する。
このため、潜熱負荷に応じて最適な蒸発温度とすることが可能となる。つまり、潜熱負荷を確実に処理するとともに、過剰な潜熱処理量を抑制することが可能となり、快適性を維持しながら省エネギー性の低下を抑制することができる。

また、蒸発温度範囲内で、湿度差ΔＸ（潜熱負荷）に応じて、目標蒸発温度Ｔｅを決定する。このため、快適性を損なわない範囲で蒸発温度を高くすることができる。この効果について、図８を用いて説明する。

図８は、本発明の実施の形態１における第２冷媒系統のｐ−ｈ線図である。
上述した図５に示したように、湿度差ΔＸの低下に伴い目標蒸発温度Ｔｅを上げることで、図８に示すように圧縮機２２入口の冷媒状態が点ａから点ｂに変化する。
これにより、図８に示すｐ−ｈ線図を見ても分かるように、圧縮機２２入力が減少し、高効率運転とすることができる。よって、消費電力の低減を実現できる。

（変形例１）
ここで、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの決定動作の別の例について説明する。
図９は、図１の換気装置の給気通風路Ａにおける空気状態の変化を示す空気線図である。
図９において、吹出空気ＳＡの相対湿度を１００％と仮定し、冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの乾球温度Ｔ０と、目標室内空気の露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと、冷却器２６の温度効率ηｔとから、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを決定する。

つまり、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを以下の式（４）ように決定すれば、吹出空気ＳＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｓａが、目標絶対湿度における室内空気ＲＡの露点温度Ｔｄｐ＿ｉｎと一致する。

［数４］
（Ｔ０−Ｔｅ＿ｍａｘ）：（Ｔ０−Ｔｄｐ＿ｉｎ）＝１：ηｔ …（４）

吸込空気ＩＡの温度Ｔ＿０は、室内空気ＲＡの温度ｔ＿ｒａと、室外空気ＯＡの温度ｔ＿ｏａと、全熱交換器３０の温度交換効率ηｌｔとから求めることができる。
ここで、全熱交換器３０の温度交換効率ηｌｔは、全熱交換器３０に固有の値であり、予め設定される。室内空気ＲＡの温度ｔ＿ｒａは、室内空気温湿度検出手段３２から求まる。室外空気ＯＡの温度ｔ＿ｏａは、室外空気温湿度検出手段３１から求まる。
なお、温度交換効率ηｌｔは、全熱交換する空気条件によって変動する場合があるため、室内２００および室外の空気条件等に応じて変えても良い。

なお、上記の説明では、冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの温度Ｔ＿０を算出する場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。冷却器２６へ流入する吸込空気ＩＡの温度Ｔ＿０を検出するセンサーを別途設けても良い。

なお、最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎの決定方法、許容湿度差Ｘ１の決定方法は、上述した動作と同様である。

図１０は、本発明の実施の形態１における空気調和システムの動作の変形例１を示すフローチャートである。
以下、図１０に基づき、上記図７との相違点について説明する。
Ｓ−２の条件を満たす場合、集中コントローラ１０２は、上述したように、吸込空気ＩＡの温度Ｔ＿０を、室内空気ＲＡの温度ｔ＿ｒａと、室外空気ＯＡの温度ｔ＿ｏａと、全熱交換器３０の温度交換効率ηｌｔとから求める（Ｓ−１３）。
一方、Ｓ−２の条件を満たさない場合、集中コントローラ１０２は、室外空気ＯＡの温度ｔ＿ｏａを、吸込空気ＩＡの温度Ｔ＿０として求める（Ｓ−１４）。
その他の動作は、図７と同様である。
このような動作においても、上述した動作と同様の効果を奏することができる。

（変形例２）
上述した動作では、冷却器２６の温度効率ηｔが予め設定されている場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。冷却器２６の温度効率ηｔを、運転条件などに応じて変化させるようにしても良い。

図１１は、冷却器２６の温度効率ηｔと温度差ΔＴとの関係を示す図である。
図１１に示すように、吸込空気ＩＡの温度と冷却器２６の蒸発温度との温度差ΔＴが大きくなるほど、冷却器２６の温度効率ηｔが大きくなる関係がある。
このようなことから、集中コントローラ１０２は、温度差ΔＴと温度効率ηｔとの関係の情報（テーブル）を記憶しておき、吸込空気ＩＡの温度と冷却器２６の蒸発温度との温度差ΔＴを検出して、温度効率ηｔを決定しても良い。

図１２は、冷却器２６の温度効率ηｔと給気通風路Ａの風量との関係を示す図である。
図１２に示すように、給気通風路Ａの風量（排気用送風機２９の送風量）が大きくなるほど、冷却器２６の温度効率ηｔが小さくなる関係がある。
このようなことから、集中コントローラ１０２は、給気通風路Ａの風量と温度効率ηｔとの関係の情報（テーブル）を記憶しておき、給気通風路Ａの風量（排気用送風機２９の送風量）を検出して、温度効率ηｔを決定しても良い。

図１３は、冷却器２６の温度効率ηｔと冷却器２６出口の過熱度ＳＨとの関係を示す図である。
図１３に示すように、冷却器２６出口の過熱度ＳＨが大きくなるほど、冷却器２６の温度効率ηｔが小さくなる関係がある。
このようなことから、集中コントローラ１０２は、冷却器２６出口の過熱度ＳＨと温度効率ηｔとの関係の情報（テーブル）を記憶しておき、冷却器２６出口の過熱度ＳＨを検出して、温度効率ηｔを決定しても良い。

このように、冷却器２６の温度効率ηｔを、運転条件などに応じて求めることで、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを、より精度良く求めることができる。

（変形例３）
上記の説明では、第２冷媒系統２１の蒸発温度の調整動作を説明したが、主に顕熱負荷を処理する第１冷媒系統１１の蒸発温度の調整動作も同時に行ってもよい。以下、具体例を説明する。

図１４は、本発明の実施の形態１における空気調和システムの変形例３の動作を説明する図である。
図１４において横軸は温度差ΔＴ、縦軸は目標蒸発温度Ｔｅ１である。
図１４に示すように、空気調和システム１００の第１冷媒系統１１においては、吸込温湿度検出手段４３で検出された室内空気の温度Ｔａ［℃］と、目標温湿度設定手段４４で設定された目標空気の温度Ｔａ＿ｔｇｔ［℃］との温度差ΔＴ（顕熱負荷）に応じて、目標蒸発温度Ｔｅ１［℃］を決定する。
また、この目標蒸発温度Ｔｅ１は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ１［℃］と最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ１［℃］の間で決定される蒸発温度範囲内で決定する。

また、目標蒸発温度Ｔｅ１は、温度差ΔＴが大きいほど、小さく設定される。
例えば図１４に示すように、温度差ΔＴがゼロのとき、目標蒸発温度Ｔｅ１を最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ１に設定し、温度差ΔＴが許容温度Ｔ１のとき、目標蒸発温度Ｔｅ１を最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ１に設定する。なお、温度差ΔＴと目標蒸発温度Ｔｅ１との関係は図１４に示すように比例関係（直線）でも良いし、温度差ΔＴが小さいほど傾斜角が小さくなる関数など、任意に設定できる。

集中コントローラ１０２は、決定した目標蒸発温度Ｔｅ１の情報を圧縮機周波数制御手段４１へ送信し、圧縮機周波数制御手段４１は、その目標蒸発温度Ｔｅ１になるように、第１冷媒系統１１の冷媒回路の制御（圧縮機１２の周波数制御、送風機１７、１８の回転数制御等）を行う。

最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ、および最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ１は、予め設定した固定値でも良いし、負荷に応じて変化させても良い。
例えば、負荷が大きい場合は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ、および最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ１を低く設定する。
一方、負荷が小さい場合は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ、および最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ１を高く設定する。
ここで、負荷を判定する方法として、室外空気ＯＡの温度を用いても良いし、その他の負荷検出手段を用いても良い。

以上のように、室内機系統である第１冷媒系統１１によって、顕熱処理の制御を行い、換気装置系統である第２冷媒系統２１によって潜熱処理の制御を独立して行うことで、制御性が高まり、目標温度、目標湿度の両方を目標値にすることが容易となる。

なお、第１冷媒系統１１は、本発明における「第２冷媒回路」に相当する。
また、圧縮機１２、室外熱交換器１４、膨張弁１５は、それぞれ、本発明における「第２圧縮機」、「第２室外熱交換器」、「第２膨張弁」に相当する。

１ 室内機、２ 室内機系統の室外機、３ 換気装置、４ 換気装置系統の室外機、１１ 第１冷媒系統、１２ 圧縮機、１３ 四方弁、１４ 室外熱交換器、１５ 膨張弁、１６ 室内熱交換器、１７ 送風機、１８ 送風機、２１ 第２冷媒系統、２２ 圧縮機、２３ 四方弁、２４ 室外熱交換器、２５ 膨張弁、２６ 冷却器、２７ 送風機、２８ 給気用送風機、２９ 排気用送風機、３０ 全熱交換器、３１ 室外空気温湿度検出手段、３２ 室内空気温湿度検出手段、４１ 圧縮機周波数制御手段、４２ 蒸発温度検出手段、４３ 吸込温湿度検出手段、４４ 目標温湿度設定手段、５１ 圧縮機周波数制御手段、５２ 蒸発温度検出手段、１００ 空気調和システム、１０２ 集中コントローラ、１０３ 伝送線、１０４ 冷媒配管、１０５ 冷媒配管、２００ 室内。

Claims (9)

1. 換気用熱交換器を有し、冷媒が循環する冷媒回路と、
   室外から室外空気を導入し、蒸発器として機能する前記換気用熱交換器を通過させ、室内へ吹出空気を供給する換気装置と、
   予め設定された、前記室内の室内空気の目標絶対湿度に基づき、前記冷媒回路の蒸発温度を制御する制御装置と、
   を備え、
   前記制御装置は、
   前記目標絶対湿度における室内空気の露点温度を求め、
   求めた前記露点温度になるような蒸発温度を最大蒸発温度として求め、
   前記最大蒸発温度を下回るように前記冷媒回路の蒸発温度を制御する
   空気調和システム。
2. 前記制御装置は、
   前記換気用熱交換器へ流入する吸込空気の絶対湿度と、
   前記目標絶対湿度における前記室内空気の露点温度と、
   前記換気用熱交換器の温度効率と、に基づいて、前記最大蒸発温度を求める
   請求項１に記載の空気調和システム。
3. 前記制御装置は、
   前記吸込空気の絶対湿度に基づき、前記吸込空気の露点温度を求め、
   前記吸込空気の露点温度と、前記最大蒸発温度との差分と、
   前記吸込空気の露点温度と、前記目標絶対湿度における前記室内空気の露点温度との差分と、
   前記換気用熱交換器の温度効率と、に基づいて、前記最大蒸発温度を求める
   請求項２に記載の空気調和システム。
4. 前記換気装置は、
   前記室外空気を室内に供給する給気通風路と、
   前記室内空気を室外に排気する排気通風路と、
   前記給気通風路を流れる前記室外空気と前記排気通風路を流れる前記室内空気との間で全熱交換を行う全熱交換器と、
   を備え、
   前記換気用熱交換器は、
   前記給気通風路において前記全熱交換器の下流に配置され、
   前記制御装置は、
   前記室内空気の絶対湿度と、
   前記室外空気の絶対湿度と、
   前記全熱交換器の絶対湿度交換効率と、に基づき、前記吸込空気の絶対湿度を求める
   請求項２または３に記載の空気調和システム。
5. 前記制御装置は、
   前記換気用熱交換器へ流入する吸込空気の温度と、
   前記目標絶対湿度における前記室内空気の露点温度と、
   前記換気用熱交換器の温度効率と、に基づいて、前記最大蒸発温度を求める
   請求項１に記載の空気調和システム。
6. 前記制御装置は、
   前記吸込空気の温度と、前記最大蒸発温度との差分と、
   前記吸込空気の温度と、前記目標絶対湿度における前記室内空気の露点温度との差分と、
   前記換気用熱交換器の温度効率と、に基づいて、前記最大蒸発温度を求める
   請求項５に記載の空気調和システム。
7. 前記換気装置は、
   前記室外空気を室内に供給する給気通風路と、
   前記室内空気を室外に排気する排気通風路と、
   前記給気通風路を流れる前記室外空気と前記排気通風路を流れる前記室内空気との間で全熱交換を行う全熱交換器と、
   を備え、
   前記換気用熱交換器は、
   前記給気通風路において前記全熱交換器の下流に配置され、
   前記制御装置は、
   前記室内空気の温度と、
   前記室外空気の温度と、
   前記全熱交換器の温度交換効率と、に基づき、吸込空気の温度を求める
   請求項５または６に記載の空気調和システム。
8. 前記制御装置は、
   前記最大蒸発温度を上限とした前記蒸発温度の範囲である蒸発温度範囲を設定し、
   前記室内空気の絶対湿度と、前記目標絶対湿度との差に応じて、前記蒸発温度範囲内で前記蒸発温度の目標値を決定し、
   決定した前記目標値となるように前記冷媒回路の蒸発温度を制御する
   請求項１〜７の何れか一項に記載の空気調和システム。
9. 前記室内の顕熱負荷を処理する空気調和装置を、更に備え、
   前記空気調和装置は、
   室内熱交換器を有し、冷媒が循環する第２冷媒回路を備え、
   前記制御装置は、
   前記室内空気の温度と、前記室内空気の目標温度との差に応じて、前記第２冷媒回路の蒸発温度を制御する
   請求項１〜８の何れか一項に記載の空気調和システム。

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