JP6449009B2 - 空調システム - Google Patents
空調システム Download PDFInfo
- Publication number
- JP6449009B2 JP6449009B2 JP2014253946A JP2014253946A JP6449009B2 JP 6449009 B2 JP6449009 B2 JP 6449009B2 JP 2014253946 A JP2014253946 A JP 2014253946A JP 2014253946 A JP2014253946 A JP 2014253946A JP 6449009 B2 JP6449009 B2 JP 6449009B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- outside air
- cooling
- cold water
- air
- air cooling
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Landscapes
- Other Air-Conditioning Systems (AREA)
- Air Conditioning Control Device (AREA)
Description
本発明は、外気をサーバ室に導入する直接型外気冷房と、冷却塔を介して外気の熱を冷水に変換して利用する間接型外気冷房を備えた空調システムに関する。
データセンタの発熱量は増加傾向にあり、この冷却に要する空調エネルギーを低減することが社会的に求められている。この手段として、冬期や中間期に外気冷房することは有効である。
外気冷房には大きく分けて二種類あり、外気をサーバ室に直接導入する方式と、外気の熱を冷却塔で冷水に変換して間接的に利用する方式がある。これらに空気熱源式のパッケージ型空調機による方式も加え、比較検討が行われている（例えば、非特許文献１参照）。
外気冷房には大きく分けて二種類あり、外気をサーバ室に直接導入する方式と、外気の熱を冷却塔で冷水に変換して間接的に利用する方式がある。これらに空気熱源式のパッケージ型空調機による方式も加え、比較検討が行われている（例えば、非特許文献１参照）。
しかしながら、非特許文献１の直接外気冷房方式では加湿熱源を電気式としている点、間接外気冷房方式では冷凍機との同時運転を行わないシステムとしている点から、外気冷房の効率をさらに向上できることが指摘できる。
この他にも、データセンタの外気冷房に関する研究は幾つかあるが、直接外気冷房方式と間接外気冷房方式とを同じ室内条件で比較した例はほとんどない。さらに、負荷の一部しか処理できない外気条件でも、冷凍機と同時運転することで外気エネルギーをできるだけ利用するよう、検討した例も少ない。
この他にも、データセンタの外気冷房に関する研究は幾つかあるが、直接外気冷房方式と間接外気冷房方式とを同じ室内条件で比較した例はほとんどない。さらに、負荷の一部しか処理できない外気条件でも、冷凍機と同時運転することで外気エネルギーをできるだけ利用するよう、検討した例も少ない。
従来、空調機に、フリークーリングで冷却される冷却水コイルと冷凍機で冷却される冷水コイルとを上下２段に備えると共に、還気を加湿する１段目加湿器と、外気と還気の混合気を加湿する２段目加湿器とを備え、外気条件に応じて、外気と還気の混合気を２段目加湿器で加湿する運転モード１と、１段目加湿器で加湿した還気を外気と混合した後２段目加湿器で加湿する運転モード２と、１段目加湿器で加湿した還気を外気と混合した後２段目加湿器で加湿し、冷却水コイル、又は冷却水コイルと冷水コイルとで冷却する運転モード３と、外気をそのまま２段目加湿器で加湿し、冷却水コイル、又は冷却水コイルと冷水コイルとで冷却する運転モード４と、還気を冷水コイルで冷却する運転モード５に切り替える技術が知られている（例えば、特許文献１参照）。
また、室内ユニットに、室外ユニットで冷却される冷却コイルと、加湿器と、還気導入用ダンパと、外気導入用ダンパとを備え、低エンタルピ（ｈ＜３５ｋＪ／ｋｇ）のとき還気導入用ダンパと外気導入用ダンパを開いて外気と還気との混合気を加湿器で加湿し、中エンタルピ（３５ｋＪ／ｋｇ＜ｈ＜５０ｋＪ／ｋｇ）のとき外気導入用ダンパを開いて外気を加湿器で加湿し、高エンタルピ（ｈ＞５０ｋＪ／ｋｇ）のとき還気導入用ダンパを開いて還気を冷却水コイルで冷却する技術が知られている（例えば、特許文献２参照）。
また、熱交換ユニット、冷暖房ユニット、除湿ユニット及び加湿ユニットを有する室内機と、冷媒管を介して室内機に接続された室外機と、外気を室内機に取り入れる吸気ファンとを備えた空調機において、外気の温度が設定温度範囲の範囲外、あるいは外気の湿度が設定湿度範囲の範囲外のとき、利用者が設定した温度及び湿度となるよう空調機を運転し、外気の温度が設定温度範囲の範囲内、あるいは外気の湿度が設定湿度範囲の範囲内のとき、外気をそのまま取り入れることで快適性を向上し省エネルギー化を図る技術が知られている（例えば、特許文献３参照）。
また、チリングユニットと冷却塔から構成された熱源装置と、熱源装置の冷水によって室内の顕熱負荷を処理するＦＣＵと、熱源装置の冷水を放熱源として利用し外気負荷を処理する水冷式ＰＡＣとを備え、中間期には、熱源装置の管路を切り替えてフリークーリングを行い、外気をそのまま導入する技術が知られている（例えば、特許文献４参照）。
また、冷凍機で製造した低温の冷水を貯留する低温の冷水槽と、その低温の冷水槽に低温冷水循環路を介して接続された外調機と、冷却塔で製造した高温の冷水を貯留する高温の冷水槽と、その高温の冷水槽に高温冷水循環路を介して接続されたドライコイルとを備え、高温冷水循環路の途中に熱交換器を設けると共に、低温冷水循環路に、低温冷水循環路の低温の冷水を熱交換器に送り、熱交換後の冷水を低温冷水循環路に戻す冷水冷却回路を接続し、外気の湿球温度（℃ＷＢ）＞高温の冷水設定温度（１６℃）のとき、冷凍機で製造し低温の冷水槽に貯留した低温の冷水を外調機に供給すると共に、冷温の冷水との熱交換によって冷却された後高温の冷水槽に貯留した高温の冷水をドライコイルに供給する夏期モード運転に切り替え、高温の冷水設定温度＞外気の湿球温度（℃ＷＢ）＞低温の冷水設定温度（６℃）のとき、冷凍機で製造し低温の冷水槽に貯留した低温の冷水を外調機に供給すると共に、冷却塔で製造し高温の冷水槽に貯留した高温の冷水をドライコイルに供給する中間期モード運転に切り替え、外気の湿球温度（℃ＷＢ）＜低温の冷水設定温度のとき、冷却塔で製造し低温の冷水槽に貯留した低温の冷水を外調機に供給すると共に、冷温の冷水との熱交換によって冷却された後高温の冷水槽に貯留した高温の冷水をドライコイルに供給する冬期モード運転に切り替える技術が知られている（例えば、特許文献５参照）。
空気調和・衛生工学会論文集（Ｎｏ．１８９（２０１２−１２）、ｐｐ．１〜１２に記載の『データセンタにおける外気冷房型空調システムに関する研究』
しかし、特許文献１では、冷却水コイルと冷水コイルとの２つのコイルで冷却するため、部品点数が多くなることに加えて圧力損失が多くなるという問題がある。
また、特許文献２では、フリークーリングで予冷する技術がないため、室外ユニットで冷却コイルを冷却しなければならず、省エネルギーを図ることができない。
また、特許文献３では、フリークーリングで予冷する技術がないため、省エネルギーを図ることができない。また、特許文献３では、夏季の夜等、外気の温湿度が低下したときに外気をそのまま取り入れるため、外気の温湿度に応じて直接型外気冷房と間接型外気冷房とに切り替えることができない。
また、特許文献２では、フリークーリングで予冷する技術がないため、室外ユニットで冷却コイルを冷却しなければならず、省エネルギーを図ることができない。
また、特許文献３では、フリークーリングで予冷する技術がないため、省エネルギーを図ることができない。また、特許文献３では、夏季の夜等、外気の温湿度が低下したときに外気をそのまま取り入れるため、外気の温湿度に応じて直接型外気冷房と間接型外気冷房とに切り替えることができない。
また、特許文献４では、冷水により室内空気を冷却して室内顕熱負荷のみを処理する主空調機と、冷熱源水を利用して外気負荷を処理する副空調機とを必要とするため、部品点数が多くなるという問題がある。
また、特許文献５では、高温の冷水をドライコイルに供給する高温冷水槽と、低温の冷水を供給する低温冷水槽とを必要とするため、部品点数が多くなるという問題がある。しかも、冷水を高温冷水槽と低温冷水槽とに溜めるため、操作が煩雑になるという問題がある。
また、特許文献５では、高温の冷水をドライコイルに供給する高温冷水槽と、低温の冷水を供給する低温冷水槽とを必要とするため、部品点数が多くなるという問題がある。しかも、冷水を高温冷水槽と低温冷水槽とに溜めるため、操作が煩雑になるという問題がある。
本発明は、これらの課題点を解消し、外気冷房の高効率化を追求することを目的とし、気化式加湿により水の蒸発熱も有効利用した直接外気冷房方式と、冷凍機との同時運転を行い易い配管構成とした間接外気冷房方式と、両方式を混合させた混合方式とを切り替えることを可能とした空調システムを提案するものである。
請求項１に係る発明は、開閉自在なダンパを設け、外気を導入する外気通路と、還気取入口を介し空調対象空間に連通する還気通路と、前記外気通路及び前記還気通路に前記外気通路及び前記還気通路とは区画された混合部を介して連通すると共に、前記混合部に冷水コイルを設け給気風路を介して前記空調対象空間に連通する空調機と、前記還気通路内の室内空気の一部又は全部を排気するための排気ファンと、前記還気取入口からの還気を水により断熱加湿する気化式加湿器と、冷水二次ポンプを設け、前記冷水コイルに冷水を供給する冷水循環路と、冷却塔冷水ポンプを設けた冷水往き路と、第一切替弁を設けた冷水還り路とを介して前記冷水循環路に接続される密閉式の外気冷房専用冷却塔と、冷水一次ポンプを設けた冷水導入路と、冷水導出路とを介して前記冷水循環路に接続される冷凍機と、前記冷凍機に冷却水ポンプを設ける冷却水往き路と、前記第一切替弁の開閉と同期して開閉する第四切替弁を設ける冷却水還り路とを介して前記冷凍機に接続される密閉式の外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔と、前記冷水還り路の第一切替弁より上流側で分岐すると共に前記第一切替弁の開閉とは逆開閉する第二切替弁を設け、前記冷却水ポンプより下流側で前記冷却水往き路に接続される冷水分岐往き路と、前記冷水還り路の第一切替弁より下流側で分岐すると共に前記第一切替弁の開閉とは逆開閉する第三切替弁を設け、前記第四切替弁より上流側で前記冷却水還り路に接続される冷水分岐還り路と、相対湿度を測定し、絶対湿度を演算する外気温湿度計と、前記外気を前記外気通路を介して前記空調対象空間内に直接導入する直接外気冷房運転と、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記密閉式の外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを直列に連結し、前記外気を冷水に変換して間接的に利用する間接外気冷房運転と、前記直接外気冷房運転と前記間接外気冷房運転とを組み合わせた混合外気冷房運転と、前記冷凍機で生成した冷水を前記冷水コイルへ供給する冷凍機単独運転との何れかを前記外気温湿度計で求められる外気条件に応じて切替制御する制御装置とを備え、前記制御装置は、前記直接外気冷房運転時に、前記ダンパを開放し、前記冷水コイルへの冷水の供給を停止し、前記間接外気冷房運転時に、前記ダンパを閉止し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、前記混合外気冷房運転時に、前記ダンパを開放し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、前記冷凍機単独運転時に、前記ダンパを閉止し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、前記制御装置は、前記外気温湿度計で求められる外気条件に基づいて、複数の運転モードに切り替える条件をｈ−ｘ線図を用いて規定する運転モード切替マップを格納しており、前記運転モード切替マップは、前記冷水二次ポンプを停めて前記冷水コイルへの冷水を停止し、外気を前記空調機から前記空調対象空間に導入する直接型外気冷房運転モードと、前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、前記空調機の外気導入を停止し、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを前記冷水分岐往き路及び前記冷水分岐往き路を介して直列にして前記冷水循環路の冷水を冷却して前記冷水コイルに供給する間接型外気冷房運転モードと、前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、外気を前記空調機に導入し、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを前記冷水分岐往き路及び前記冷水分岐往き路を介して直列にして前記冷水循環路の冷水を冷却して前記冷水コイルに供給する混合型外気冷房運転モードと、前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、前記空調機の外気導入を停止し、前記冷凍機の冷却水を前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔で冷却し、前記冷水循環路の冷水を前記冷凍機で生成して前記冷水コイルに供給する冷凍機単独運転モードとを備え、前記直接型外気冷房運転モードと前記混合型外気冷房運転モードとの境界は、等エンタルピ線ｈ 13 によって規定され、前記間接型外気冷房運転モードと前記混合型外気冷房運転モードとの境界は、等エンタルピ線ｈ 23 によって規定され、前記混合型外気冷房運転モードと前記冷凍機単独運転モードとの境界は、運転モード境界絶対湿度ｘ 34 及び等エンタルピ線ｈ 34 によって規定され、前記直接型外気冷房運転モードと前記間接型外気冷房運転モードとの境界は、温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂ（ここで、ｔ OA は前記外気温湿度計で求められる乾球温度）によって規定されることを特徴とする。
請求項２に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記外気温湿度計で求められる外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ13と同等又は前記等エンタルピ線ｈ13より低く、かつ前記外気温湿度計で求められる絶対湿度ｘOAが、前記温度判定式ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂと同等又は前記温度判定式ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂより高いと判定すると、前記直接型外気冷房運転モードを選択し、前記外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ23と同等又は前記等エンタルピ線ｈ23より低く、かつ前記絶対湿度ｘOAが、前記温度判定式ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂより低いと判定すると、前記間接型外気冷房運転モードを選択し、前記外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ13より高く、かつ前記絶対湿度ｘOAが、前記温度判定式ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂと同等又は前記温度判定式ｘ＝ａｔ＋ｂより高く、前記外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ23より高く、かつ前記絶対湿度ｘOAが、前記温度判定式ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂより低く、前記外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ34と同等又は前記等エンタルピ線ｈ34より低く、前記絶対湿度ｘOAが、前記絶対湿度ｘ34と同等又は前記絶対湿度ｘ34より低いと判定すると、前記混合型外気冷房運転モードを選択し、前記外気温湿度計で求められる外気エンタルピｈOAが、前記等エンタルピ線ｈ34より高く、前記絶対湿度ｘOAが、前記絶対湿度ｘ34より高いと判定すると、前記冷凍機単独運転モードを選択することを特徴とする。
請求項３に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記直接外気冷房運転又は前記間接外気冷房運転の何れか単独で負荷を処理できると判断すると、両者の消費電力が少ない方を選択することを特徴とする。
請求項４に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、外気の相対湿度が所定の相対湿度以上のときには前記直接外気冷房運転を選択し、外気の相対湿度が所定の相対湿度未満のときには前記間接外気冷房運転を選択することを特徴とする。
請求項４に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、外気の相対湿度が所定の相対湿度以上のときには前記直接外気冷房運転を選択し、外気の相対湿度が所定の相対湿度未満のときには前記間接外気冷房運転を選択することを特徴とする。
請求項５に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記直接外気冷房運転又は前記間接外気冷房運転の何れか単独で負荷を処理できないと判断すると、前記直接外気冷房運転と前記間接外気冷房運転とを混合した前記混合外気冷房運転を選択することを特徴とする。
請求項６に係る発明は、請求項５記載の空調システムにおいて、 前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ13を境に、前記直接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替え、前記等エンタルピ線ｈ23を境に、前記間接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替えることを特徴とする。
請求項６に係る発明は、請求項５記載の空調システムにおいて、 前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ13を境に、前記直接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替え、前記等エンタルピ線ｈ23を境に、前記間接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替えることを特徴とする。
請求項７に係る発明は、請求項１記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記混合外気冷房運転又は前記冷凍機単独運転の何れか単独で負荷を処理できると判断すると、両者の消費電力が少ない方を選択することを特徴とする。
請求項８に係る発明は、請求項７記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ34（＞ｈ23、ｈ13）を境に、前記混合外気冷房運転と前記冷凍機単独運転とに切り替えることを特徴とする。
請求項８に係る発明は、請求項７記載の空調システムにおいて、前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ34（＞ｈ23、ｈ13）を境に、前記混合外気冷房運転と前記冷凍機単独運転とに切り替えることを特徴とする。
本発明によれば、冬期において、外気条件に応じて、直接外気冷房運転と間接外気冷房運転とのうち、消費電力上有利な方を選択することができるので、省エネルギーとなると共にデータセンタにおける外気冷房の高効率化を図ることが可能となる。
本発明によれば、中間期において、直接外気冷房運転と間接外気冷房運転との混合運転を行うことで、冷凍機廻りの機器を停止することができるので、省エネルギーとなると共にデータセンタにおける外気冷房の高効率化を図ることが可能となる。
本発明によれば、中間期において、直接外気冷房運転と間接外気冷房運転との混合運転を行うことで、冷凍機廻りの機器を停止することができるので、省エネルギーとなると共にデータセンタにおける外気冷房の高効率化を図ることが可能となる。
本発明によれば、間接外気冷房運転、又は直接外気冷房運転と間接外気冷房運転との混合運転では、冷却塔２台の直列で所定温度の冷水を得ることができるので、冷却塔を予冷（設定温度までは下げられないがそれに近づけること）に使用でき、外気冷房の利用時間を延長できる。
本発明によれば、従来から省エネルギー機器として広く採用されている高効率インバータターボ冷凍機による水熱源システムを比較した場合、混合外気冷房運転では８０％〜９０％の消費電力になることが確認できた。
本発明によれば、従来から省エネルギー機器として広く採用されている高効率インバータターボ冷凍機による水熱源システムを比較した場合、混合外気冷房運転では８０％〜９０％の消費電力になることが確認できた。
本発明によれば、冷凍機単独外気冷房運転では、切替弁により、冷却塔１台を冷凍機用として使用することができる。また、外気条件のときに、外冷用冷却塔１台で予冷した後、冷凍機により所定温度の冷水を得る運転も選択可能となる。
本発明によれば、間接外気冷房運転及び直接外気冷房運転と間接外気冷房運転との混合運転では、密閉式の冷却塔を２台直列にすることで、冷却塔の冷却能力が向上し、フリークーリング期間が延び省エネルギーになる。加えて、外気冷房専用の冷却塔の冷却水を外気冷房運転、冷凍機運転兼用の冷却塔に送水するためのポンプが不要になる。更に、冷却塔を外気冷房運転、冷凍機運転兼用にすることで、冷却塔の個数が削減できる。
本発明によれば、間接外気冷房運転及び直接外気冷房運転と間接外気冷房運転との混合運転では、密閉式の冷却塔を２台直列にすることで、冷却塔の冷却能力が向上し、フリークーリング期間が延び省エネルギーになる。加えて、外気冷房専用の冷却塔の冷却水を外気冷房運転、冷凍機運転兼用の冷却塔に送水するためのポンプが不要になる。更に、冷却塔を外気冷房運転、冷凍機運転兼用にすることで、冷却塔の個数が削減できる。
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
（第一実施形態）
図１は、本発明に係る空調システム１の第一実施形態を示す概要図である。
本実施形態に係る空調システム１は、データセンタ１０に適用した場合について説明する。
（第一実施形態）
図１は、本発明に係る空調システム１の第一実施形態を示す概要図である。
本実施形態に係る空調システム１は、データセンタ１０に適用した場合について説明する。
データセンタ１０は、サーバ室などの空調対象空間１１と、空調対象空間１１に隣接する機械室２０とを有する。空調対象空間１１内には、情報処理機器（例えば、サーバ、ルータ、ゲートウエイ、サーバの周辺機器であるネットワークデバイス等）をそれぞれ収容する複数台のラック１２の列が、通路１２ａを挟んで対向配置されている。空調対象空間１１には、図中に矢印で示す給気風路１１ａを形成するための二重床が備えられている。空調対象空間１１の床１３には複数の吹出口１４が設けられており、二重床による床下空間１５からは空調機２１により給気される空調空気が吹出口１４から空調対象空間１１に導入される。また、空調対象空間１１は、二重天井を備えている。空調対象空間１１内の排熱は、空調対象空間１１側の天井１６に設けた複数の還気口１７を介して、天井１６よりも上側に位置する天井空間１８内へ排出される。これにより、空調対象空間１１内にはコールドアイルおよびホットアイルが形成される。
天井空間１８には、温湿度を計測する温湿度計１９ｂが設けてある。
床下空間１５と天井空間１８とは、機械室２０に配置した空調機２１に繋がっている。空調対象空間１１から排出される排熱を帯びた還気ＲＡは、空調機２１が内蔵するファン２２により、天井１６に設けた複数の還気口１７を介して天井空間１８内に吸引される。排熱を帯びた還気ＲＡは、天井空間１８から空調機２１に吸い込まれ、その後に空調機２１の冷却コイル２３によって冷却される。
空調機２１は、冷却コイル２３とファン２２とを内蔵する混合室２１ａを備えている。空調機２１の混合室２１ａには、天井空間１８から還気ＲＡを取り込む吸入口２４と、外気ＯＡを取り込む外気取込口２５とが繋がっている。吸入口２４には、フィルタ２６が設けられており、吸入口２４は、取り込んだ還気ＲＡを、モータダンパ２７が設けられた空調機２１の還気導入室２８内に流入させる。外気取込口２５には、外気ガラリ２９とモータダンパ３０とフィルタ３１とが設けられている。外気取込口２５は、天井空間１８に連なる機械室２０に設けられており、空調機２１のファン２２によって、空調機２１の混合室２１ａ内に外気ＯＡを吸引する。
床下空間１５と天井空間１８とは、機械室２０に配置した空調機２１に繋がっている。空調対象空間１１から排出される排熱を帯びた還気ＲＡは、空調機２１が内蔵するファン２２により、天井１６に設けた複数の還気口１７を介して天井空間１８内に吸引される。排熱を帯びた還気ＲＡは、天井空間１８から空調機２１に吸い込まれ、その後に空調機２１の冷却コイル２３によって冷却される。
空調機２１は、冷却コイル２３とファン２２とを内蔵する混合室２１ａを備えている。空調機２１の混合室２１ａには、天井空間１８から還気ＲＡを取り込む吸入口２４と、外気ＯＡを取り込む外気取込口２５とが繋がっている。吸入口２４には、フィルタ２６が設けられており、吸入口２４は、取り込んだ還気ＲＡを、モータダンパ２７が設けられた空調機２１の還気導入室２８内に流入させる。外気取込口２５には、外気ガラリ２９とモータダンパ３０とフィルタ３１とが設けられている。外気取込口２５は、天井空間１８に連なる機械室２０に設けられており、空調機２１のファン２２によって、空調機２１の混合室２１ａ内に外気ＯＡを吸引する。
空調機２１のファン２２から冷気を床下空間１５に吹き出す吹出口２２ａの近傍には、室内設定湿度（室内設定露点温度）を計測する温湿度計１９ａが設けられている。
機械室２０において、加湿が乗り易い高温の還気側には、気化式加湿器３２と排気ファン３３とが設けられている。気化式加湿器３２は、室内湿度条件を満たすよう運転される。気化式加湿器３２は、ファン３２ａを内蔵し、天井空間１８内に設けた温湿度計１９ｂの計測結果に基づいて還気に加湿し、加湿した空気を機械室２０内に排出する。気化式加湿器３２の加湿能力は、気化式加湿器３２の飽和効率とファン３２ａの能力、及び室内湿度条件から求められる。
機械室２０において、加湿が乗り易い高温の還気側には、気化式加湿器３２と排気ファン３３とが設けられている。気化式加湿器３２は、室内湿度条件を満たすよう運転される。気化式加湿器３２は、ファン３２ａを内蔵し、天井空間１８内に設けた温湿度計１９ｂの計測結果に基づいて還気に加湿し、加湿した空気を機械室２０内に排出する。気化式加湿器３２の加湿能力は、気化式加湿器３２の飽和効率とファン３２ａの能力、及び室内湿度条件から求められる。
排気ファン３３は、外気条件に応じてデータセンタ１０への導入外気量を変化させ、導入外気量と同量の空気をガラリ３５から排気する。また、排気ファン３３は、最小風量（定格３０％）で運転されると共に、導入外気量が排気ファン３３の最小風量未満のときに、一部を機械室２０に還流する排気バイパス３４が設けられている。
空調機２１の冷水コイル２３は、冷水循環路４０に接続されている。
冷水循環路４０は、冷水コイル２３に冷水を供給する冷水往き路４１と、冷水コイル２３で暖められた冷水を冷水往き路４１に戻す冷水還り路４３とを備えている。冷水往き路４１には、冷水二次ポンプ４２が設けられている。
空調機２１の冷水コイル２３は、冷水循環路４０に接続されている。
冷水循環路４０は、冷水コイル２３に冷水を供給する冷水往き路４１と、冷水コイル２３で暖められた冷水を冷水往き路４１に戻す冷水還り路４３とを備えている。冷水往き路４１には、冷水二次ポンプ４２が設けられている。
冷水循環路４０には、冷水往き路４６と冷水還り路４８とを介して外気冷房専用の密閉式冷却塔４４が接続されている。冷水往き路４６には冷却塔冷水ポンプ４５が設けられており、冷水還り路４８には第一切替弁４７が設けられている。
また、冷水循環路４０には、冷水往き路５１と冷水還り路５２とを介して冷凍機４９が接続されている。冷水往き路５１には、冷水一次ポンプ５０が設けられている。
冷凍機４９は、冷却水往き路５４と冷却水還り路５７とを介して外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５に接続されている。冷却水往き路５４には冷却水ポンプ５３が設けられており、冷却水還り路５７には第四切替弁５６が設けられている。
冷却水往き路５４には、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８から分岐する冷水往きバイパス路５８が接続されている。冷水往きバイパス路５８は、第一切替弁４７よりも冷水還り路４８の上流側から分岐しており、冷水往きバイパス路５８の途中には、第二切替弁５９が設けられている。
また、冷水循環路４０には、冷水往き路５１と冷水還り路５２とを介して冷凍機４９が接続されている。冷水往き路５１には、冷水一次ポンプ５０が設けられている。
冷凍機４９は、冷却水往き路５４と冷却水還り路５７とを介して外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５に接続されている。冷却水往き路５４には冷却水ポンプ５３が設けられており、冷却水還り路５７には第四切替弁５６が設けられている。
冷却水往き路５４には、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８から分岐する冷水往きバイパス路５８が接続されている。冷水往きバイパス路５８は、第一切替弁４７よりも冷水還り路４８の上流側から分岐しており、冷水往きバイパス路５８の途中には、第二切替弁５９が設けられている。
外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８に設けられた第一切替弁４７は、冷水往きバイパス路５８に設けられた第二切替弁５９が開の場合には閉となるように設定され、第二切替弁５９が閉の場合には開となるように設定されている。
冷却水還り路５７には、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８から分岐する冷水還りバイパス路６０が接続されている。冷水還りバイパス路６０は、第一切替弁４７よりも冷水還り路４８の下流側から分岐し、冷却水還り路５７の第四切替弁５６よりも冷却水還り路５７の上流側に接続されている。
外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８に設けられた第一切替弁４７は、冷水還りバイパス路６０に設けられた第三切替弁６１が開の場合には閉となるように設定され、第三切替弁６１が閉の場合には開となるように設定されている。
冷却水還り路５７には、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８から分岐する冷水還りバイパス路６０が接続されている。冷水還りバイパス路６０は、第一切替弁４７よりも冷水還り路４８の下流側から分岐し、冷却水還り路５７の第四切替弁５６よりも冷却水還り路５７の上流側に接続されている。
外気冷房専用の密閉式冷却塔４４の冷水還り路４８に設けられた第一切替弁４７は、冷水還りバイパス路６０に設けられた第三切替弁６１が開の場合には閉となるように設定され、第三切替弁６１が閉の場合には開となるように設定されている。
外気冷房専用の密閉式冷却塔４４及び外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５の近傍には温湿度計測部６２が配置されている。温湿度計測部６２は、外気温度ｔOA（乾球温度［℃]）及び相対湿度ＲＨ[％]を測定し、絶対湿度ｘOA（絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］）を演算する。温湿度計測部６２は、外気ＯＡの温湿度が日射や風の影響を受けずに計測できるよう設けられている。
データセンタ１０の監視室には、図３に示すように、温湿度計測部６２で演算された絶対湿度に基づいて、運転モードの切り替えを行う外気冷房コントローラ（制御装置）６３が設置されている。外気冷房コントローラ（制御装置）６３は、図２に示すｈ−ｘ線図に規定する運転モード切替マップＭの情報を記憶するメモリ（ＲＯＭ６６）を備えている。そして、外気冷房コントローラ（制御装置）６３は、運転モード切替マップＭ上に対応付けされた複数の運転モードのうち、演算された絶対湿度の条件に対応する運転モードを求める。なお、本実施形態では、運転モード切替マップＭの情報を記憶するメモリとしてＲＯＭ６６を用いる場合について説明したが、随時書き換えることが可能なＲＡＭを用いても良い。
データセンタ１０の監視室には、図３に示すように、温湿度計測部６２で演算された絶対湿度に基づいて、運転モードの切り替えを行う外気冷房コントローラ（制御装置）６３が設置されている。外気冷房コントローラ（制御装置）６３は、図２に示すｈ−ｘ線図に規定する運転モード切替マップＭの情報を記憶するメモリ（ＲＯＭ６６）を備えている。そして、外気冷房コントローラ（制御装置）６３は、運転モード切替マップＭ上に対応付けされた複数の運転モードのうち、演算された絶対湿度の条件に対応する運転モードを求める。なお、本実施形態では、運転モード切替マップＭの情報を記憶するメモリとしてＲＯＭ６６を用いる場合について説明したが、随時書き換えることが可能なＲＡＭを用いても良い。
運転モード切替マップＭには、図２に示すように、運転モード１（直接）と、運転モード２（間接）と、運転モード３（混合）と、運転モード４（冷凍機単独）との４つの運転モードが実験により予め求められている。
運転モード１（直接）は、直接型外気冷房運転を表す。直接型外気冷房運転では、図５に示すように、冷水二次ポンプ４２を停めて空調機２１の冷水コイル２３への冷水を停止し、外気ＯＡを空調機２１から空調対象空間１１に導入する。運転モード１（直接）は、低エンタルピかつ高湿度の条件で運転される。
運転モード１（直接）は、直接型外気冷房運転を表す。直接型外気冷房運転では、図５に示すように、冷水二次ポンプ４２を停めて空調機２１の冷水コイル２３への冷水を停止し、外気ＯＡを空調機２１から空調対象空間１１に導入する。運転モード１（直接）は、低エンタルピかつ高湿度の条件で運転される。
運転モード２（間接）は、間接型外気冷房運転を表す。間接型外気冷房運転では、図６に示すように、空調機２１の冷水コイル２３に冷水循環路４０の冷水を供給し、空調機２１への外気ＯＡの導入を停止する。また、間接型外気冷房運転では、密閉式の外気冷房専用冷却塔４４と外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔５５とを、冷水分岐往き路５８及び冷水分岐往き路６０を介して直列にして冷水循環路４０の冷水を冷却して空調機２１の冷水コイル２３に供給する。運転モード２（間接）は、低エンタルピかつ低湿度の条件で運転される。
運転モード３（混合）は、混合型外気冷房運転を表す。混合型外気冷房運転では、図７に示すように、空調機２１の冷水コイル２３に冷水循環路４０の冷水を供給し、外気ＯＡを空調機２１に導入する。また、混合型外気冷房運転では、密閉式の外気冷房専用冷却塔４４と外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔５５とを、冷水分岐往き路５８及び冷水分岐往き路６０を介して直列にして冷水循環路４０の冷水を冷却して空調機２１の冷水コイル２３に供給する。運転モード３（混合）は、中エンタルピかつ室内設定湿度以下で運転される。
運転モード４（冷凍機単独）は、冷凍機単独運転を表す。冷凍機単独運転では、図８に示すように、空調機２１の冷水コイル２３に冷水循環路４０の冷水を供給し、空調機２１への外気０Ａの導入を停止する。また、冷凍機単独運転では、冷凍機４９の冷却水を外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔５５で冷却し、冷水循環路４０の冷水を冷凍機４９で生成して空調機２１の冷水コイル２３に供給する。
また、図２に示すように、運転モード切替マップＭには、運転モード１（直接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ13と、運転モード２（間接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ23と、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界上の等エンタルピ線ｈ34と、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界絶対湿度ｘ34と、運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との温度判定式ｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂ（ここで、ｘは絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］、ｔは乾球温度［℃]）、ａは勾配、ｂは切片を表す）が実験により予め求められている。
運転モード切替マップＭにおいて、ｈ13は、（９℃（乾球温度）、０．００７００ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度））、エンタルピが２７ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）である。ｈ23は、（１３℃（乾球温度）、０．００４８０ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）〜２０℃（乾球温度）、０．００２００ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度））、エンタルピ２５ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）である。ｈ34は、（２７℃（乾球温度）、０．００４６０ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度））、エンタルピ３９ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）である。ｘ34は、１２．４℃（乾球温度）、０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）〜１６℃（乾球温度）、０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）である。ｘ12は、０℃（乾球温度）、０．００２４８ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）〜１４℃（乾球温度）、０．００５００ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）である。給気ＳＡは１９℃（乾球温度）、０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）、還気ＲＡは２７℃（乾球温度）、０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’（絶対湿度）である。
次に、運転モード１（直接）と運転モード３（混合）との境界上のエンタルピｈ13の設定について説明する。
ｈ13は、全負荷が直接外気冷房で処理できる場合の外気エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）］である。
全負荷が冷却可能な外気量 Ｖh[ｍ3／ｈ]は、次式（１）で求められる。
Ｖh＝3600(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)／ρα△ｈ ・・・（１）
ここに、
Ｖh ：全負荷が冷却可能な外気量 [ｍ3／ｈ]
Ｑ ：空調機１台あたりのラック発熱負荷 [ｋＷ]
ＱAC：空調機電力 [ｋＷ]
ＱF ：加湿器ファンと排気ファンの発熱負荷 [ｋＷ]
ρα：空気密度（１．２） [ｋｇ／ｍ3]
△ｈ：室内外等エンタルピ線差 [ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）]
ｈ13は、全負荷が直接外気冷房で処理できる場合の外気エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）］である。
全負荷が冷却可能な外気量 Ｖh[ｍ3／ｈ]は、次式（１）で求められる。
Ｖh＝3600(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)／ρα△ｈ ・・・（１）
ここに、
Ｖh ：全負荷が冷却可能な外気量 [ｍ3／ｈ]
Ｑ ：空調機１台あたりのラック発熱負荷 [ｋＷ]
ＱAC：空調機電力 [ｋＷ]
ＱF ：加湿器ファンと排気ファンの発熱負荷 [ｋＷ]
ρα：空気密度（１．２） [ｋｇ／ｍ3]
△ｈ：室内外等エンタルピ線差 [ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）]
導入外気量の最大値は、ＶEF（排気ファン風量[ｍ3／ｈ]）であるため、Ｖh＝ＶEFとおき、
そのときの△ｈ＝ｈRA−ｈ13（ｈRA：室内等エンタルピ線[ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）]）とおくと、
式（１）は、下式（１’）になる。
ｈ13＝ｈRA−3600(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)／ραＶEF ・・・（１’）
本実施形態では、(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)＝６０ｋＷ、ＶEF＝８，０００ｍ3／ｈ、ｈRA＝４９．８ｋＪ／ｋｇ’のとき、ｈ13＝２７．３ｋＪ／ｋｇ’となる。
そのときの△ｈ＝ｈRA−ｈ13（ｈRA：室内等エンタルピ線[ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）]）とおくと、
式（１）は、下式（１’）になる。
ｈ13＝ｈRA−3600(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)／ραＶEF ・・・（１’）
本実施形態では、(Ｑ＋ＱAC＋ＱF)＝６０ｋＷ、ＶEF＝８，０００ｍ3／ｈ、ｈRA＝４９．８ｋＪ／ｋｇ’のとき、ｈ13＝２７．３ｋＪ／ｋｇ’となる。
次に、運転モード２（間接）と運転モード３（混合）との境界上のエンタルピｈ23の設定について説明する。
冷却塔の特性、冷却水入口温度（１９℃）、冷却水流量（２，０００Ｌ／ｍｉｎ）、冷却水温度設定値（１２℃））より、湿球温度を変化させた場合の冷却塔出口温度を計算し、図２２のようなグラフを得る。
図２２から、冷却塔２台直列のときの、出口温度１２℃となる湿球温度は８．４℃と読み取れる。
空気線図より湿球温度８．４℃のとき、エンタルピは２６ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）と読み取れる。これをｈ23とする。
冷却塔の特性、冷却水入口温度（１９℃）、冷却水流量（２，０００Ｌ／ｍｉｎ）、冷却水温度設定値（１２℃））より、湿球温度を変化させた場合の冷却塔出口温度を計算し、図２２のようなグラフを得る。
図２２から、冷却塔２台直列のときの、出口温度１２℃となる湿球温度は８．４℃と読み取れる。
空気線図より湿球温度８．４℃のとき、エンタルピは２６ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）と読み取れる。これをｈ23とする。
次に、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界上のエンタルピｈ34の設定について説明する。
厳密には、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との電力比較をして決定すべきであるが、下記の手順で判定することにより、ほぼ電力上有利な方を選択できる。
先ず、間接外気冷房を１００％運転するときの間接冷却量を計算する。
次に、残りの負荷（負荷−間接冷却量）を直接外気冷房で処理する。
次に、必要外気量が排気ファン３３の能力を超えたり、必要加湿量が気化式加湿器３２の能力を超える場合は、運転モード４（冷凍機単独）に変更する。
以上より、運転モードの計算結果を図１３のように作成し、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界エンタルピを読み取り、ｈ34とする。
厳密には、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との電力比較をして決定すべきであるが、下記の手順で判定することにより、ほぼ電力上有利な方を選択できる。
先ず、間接外気冷房を１００％運転するときの間接冷却量を計算する。
次に、残りの負荷（負荷−間接冷却量）を直接外気冷房で処理する。
次に、必要外気量が排気ファン３３の能力を超えたり、必要加湿量が気化式加湿器３２の能力を超える場合は、運転モード４（冷凍機単独）に変更する。
以上より、運転モードの計算結果を図１３のように作成し、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界エンタルピを読み取り、ｈ34とする。
次に、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界絶対湿度ｘ34の設定について説明する。
室内設定温度を入力する。例えば、乾球温度２７℃、相対湿度４０％のとき、ｘ34＝０．０８９ｋｇ／ｋｇ’である。運転モード３（混合）が外気ＯＡを取り入れる方式であるため、外気ＯＡの絶対湿度ｘOAが給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度（０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’）を超えると、給気ＳＡや還気ＲＡの絶対湿度も給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度を超えてしまう。よって、給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度を運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界絶対湿度ｘ34とする。
室内設定温度を入力する。例えば、乾球温度２７℃、相対湿度４０％のとき、ｘ34＝０．０８９ｋｇ／ｋｇ’である。運転モード３（混合）が外気ＯＡを取り入れる方式であるため、外気ＯＡの絶対湿度ｘOAが給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度（０．００８８８ｋｇ／ｋｇ’）を超えると、給気ＳＡや還気ＲＡの絶対湿度も給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度を超えてしまう。よって、給気ＳＡや還気ＲＡの設定絶対湿度を運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界絶対湿度ｘ34とする。
次に、運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との温度判定式ｘの定数ａ，ｂの設定について説明する。
電力が間接外気冷房＝直接外気冷房のときの温度、図１３から読み取って計算する。図１３は、計算ツールとして国土交通省官庁営繕部監修のＬＣＥＭツールVer.3.03を用い、外気条件として拡張アメダス設計用気象データ（ｔ[℃]，ｘ[kg/kg’]）（東京における１時間ごとの標準年データ）を用いて各運転モード１〜４の消費電力を計算し、各設計用気象データにおいて最も消費電力が小さい運転モードをプロットした結果を示すものである。例えば、乾球温度４℃、絶対湿度０．００３２ｋｇ／ｋｇ’、乾球温度１４℃、絶対湿度０．００５ｋｇ／ｋｇ’の場合、東京では、ｘ＝０．０００１８ｔ＋０．００２４８である。
電力が間接外気冷房＝直接外気冷房のときの温度、図１３から読み取って計算する。図１３は、計算ツールとして国土交通省官庁営繕部監修のＬＣＥＭツールVer.3.03を用い、外気条件として拡張アメダス設計用気象データ（ｔ[℃]，ｘ[kg/kg’]）（東京における１時間ごとの標準年データ）を用いて各運転モード１〜４の消費電力を計算し、各設計用気象データにおいて最も消費電力が小さい運転モードをプロットした結果を示すものである。例えば、乾球温度４℃、絶対湿度０．００３２ｋｇ／ｋｇ’、乾球温度１４℃、絶対湿度０．００５ｋｇ／ｋｇ’の場合、東京では、ｘ＝０．０００１８ｔ＋０．００２４８である。
外気冷房コントローラ（制御装置）６３は、図３に示すように、ＣＰＵ６４と、運転モード算出部６５と、ＲＯＭ６６と、外気温度、外気湿度入力部６７と、外気比エンタルピ算出部６８と、室内設定湿度入力部６９と、ｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34入力部７０と、直接外気冷房機器に対して運転信号を出力するモード１（直接）出力部７１と、直接外気冷房機器に対して運転信号を出力するモード２（間接）出力部７２と、混合外気冷房機器に対して運転信号を出力するモード３（混合）出力部７３と、冷凍機廻りの機器に対して運転信号を出力するモード（冷凍機単独）出力部７４と、バス７５とを備えている。
ＲＯＭ６６は、運転モード切替マップＭの情報を格納する。外気温度、外気湿度入力部６７は、温湿度計測部６２から乾球温度及び絶対湿度の情報を受け付ける。外気比エンタルピ算出部６８は、外気温度、外気湿度入力部６７に入力された乾球温度及び絶対湿度を演算処理する。室内設定湿度入力部６９は、外部入力手段によって入力される、事前に計算した室内設定湿度の情報又は人為的に設定変更した室内設定湿度の情報を受け付ける。ｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34入力部７０は、外部入力手段によって入力される、ｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34の情報を受け付ける。バス７５は、ＣＰＵ６４、運転モード算出部６５、ＲＯＭ６６、外気比エンタルピ算出部６８、モード１（直接）出力部７１、モード２（間接）出力部７２、モード３（混合）出力部７３及びモード４（冷凍機単独）出力部７４を繋ぐ。
ＣＰＵ６４は、運転モード切替マップＭや各算出部６５、６８からの情報をもとに各出力部７１〜７４に対して制御信号を出力する。尚、外気冷房コントローラ６３に備え付けられた外部入力手段の一例としてのタッチパネルからｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34を入力してもよく、外気冷房コントローラ６３に接続された外部入力手段の一例としてのＰＣを通してｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34を入力しても良い。
モード１（直接）出力部７１は、気化式加湿器３２、排気ファン３３，外気導入用のモータダンパ３０及び空調機用のモータダンパ２７の発停を行う信号を出力する。
モード２（間接）出力部７２は、冷却塔冷水ポンプ４５、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１及び冷水二次ポンプ４２の発停を行う信号を出力する。
モード２（間接）出力部７２は、冷却塔冷水ポンプ４５、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１及び冷水二次ポンプ４２の発停を行う信号を出力する。
モード３（混合）出力部７３は、気化式加湿器３２、排気ファン３３，外気導入用のモータダンパ３０、空調機用のモータダンパ２７、冷却塔冷水ポンプ４５、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１及び冷水二次ポンプ４２の発停を行う信号を出力する。
モード４（冷凍機単独）出力部７４は、冷凍機４９、冷水一次ポンプ５０、冷却水ポンプ５３、冷却塔冷水ポンプ４５、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１及び冷水二次ポンプ４２の発停を行う信号を出力する。
モード４（冷凍機単独）出力部７４は、冷凍機４９、冷水一次ポンプ５０、冷却水ポンプ５３、冷却塔冷水ポンプ４５、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１及び冷水二次ポンプ４２の発停を行う信号を出力する。
次に、本実施形態の作用を説明する。
本実施形態に係る空調システム１が始動すると、制御装置６３は、図４に示すフロー図に基づいて以下のように運転する。
先ず、制御装置６３は、温湿度計測部６２から入力される外気温度ｔOA（乾球温度［℃]）及び外気湿度ｘOA（絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］）を外気比エンタルピ算出部６８で演算処理する。制御装置６３は、ステップＳ１で読み込まれた外気エンタルピｈOAが、ステップＳ２において、エンタルピｈ13と同等又はエンタルピｈ13より低く、かつ温湿度計測部６２から入力される外気の絶対湿度ｘOAが、温度判定式ｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂに外気の乾球温度ｔOAを代入した値ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂと同等又はｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂより高い（ｈOA≦ｈ13，ｘOA≧ｘ12（ｔOA））と判定する（ステップＳ２のＹｅｓ）と、モード１（直接）を選択する（ステップＳ１〜Ｓ３）。
本実施形態に係る空調システム１が始動すると、制御装置６３は、図４に示すフロー図に基づいて以下のように運転する。
先ず、制御装置６３は、温湿度計測部６２から入力される外気温度ｔOA（乾球温度［℃]）及び外気湿度ｘOA（絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］）を外気比エンタルピ算出部６８で演算処理する。制御装置６３は、ステップＳ１で読み込まれた外気エンタルピｈOAが、ステップＳ２において、エンタルピｈ13と同等又はエンタルピｈ13より低く、かつ温湿度計測部６２から入力される外気の絶対湿度ｘOAが、温度判定式ｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂに外気の乾球温度ｔOAを代入した値ｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂと同等又はｘ12（ｔOA）＝ａｔOA＋ｂより高い（ｈOA≦ｈ13，ｘOA≧ｘ12（ｔOA））と判定する（ステップＳ２のＹｅｓ）と、モード１（直接）を選択する（ステップＳ１〜Ｓ３）。
次に、制御装置６３は、ステップＳ２の条件が成立しないと判定する（ステップＳ２のＮｏ）と、ステップＳ４での判定を行う。ステップＳ４において、外気比エンタルピ算出部６８で演算処理した外気エンタルピｈOAが、エンタルピｈ23と同等又はエンタルピｈ23より低い（ｈOA≦ｈ23）と判定する（ステップＳ４のＹｅｓ）と、モード２（間接）を選択する（ステップＳ５）。
次に、制御装置６３は、ステップＳ４の条件が成立しないと判定する（ステップＳ４のＮｏ）と、ステップＳ６での判定を行う。ステップＳ６において、外気比エンタルピ算出部６８で演算処理した外気エンタルピｈOAが、エンタルピｈ34と同等又はエンタルピｈ34より低く、かつ温湿度計測部６２から入力される絶対湿度ｘOAが、境界絶対湿度ｘ34と同等又は境界絶対湿度ｘ34より低い（ｈOA≦ｈ34，ｘOA≦ｘ34）と判定する（ステップＳ６のＹｅｓ）と、モード３（混合）を選択する（ステップＳ７）。
次に、制御装置６３は、ステップＳ６において、外気温湿度計６２で求められる外気エンタルピｈOAが、エンタルピｈ34より高く、、温湿度計測部６２から入力される絶対湿度ｘOAが、絶対湿度ｘ34より高い（ｈOA＞ｈ34，ｘOA＞ｘ34）と判定する（ステップＳ６のＮｏ）と、運転モード４（冷凍機単独）を選択する（ステップＳ８）。
次に、図５に基づいて運転モード１（直接）の運転状態を説明する。
運転モード１（直接）は、図４のステップＳ２において、空調対象空間１１内の等エンタルピ線２５ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）に比べて外気ＯＡの等エンタルピ線が低く、外気ＯＡの絶対湿度が０．００２４８ｋｇ／ｋｇ’（ＤＡ）〜０．００５００ｋｇ／ｋｇ’（ＤＡ）より低いと判定された場合に運転される。
運転モード１（直接）は、図４のステップＳ２において、空調対象空間１１内の等エンタルピ線２５ｋＪ／ｋｇ（ＤＡ）に比べて外気ＯＡの等エンタルピ線が低く、外気ＯＡの絶対湿度が０．００２４８ｋｇ／ｋｇ’（ＤＡ）〜０．００５００ｋｇ／ｋｇ’（ＤＡ）より低いと判定された場合に運転される。
制御装置６３のモード１（直接）出力部７１は、直接外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード１（直接）出力部７１からの指令に基づいて、冷水二次ポンプ４２を停止して空調機２１の冷水コイル２３への冷水供給を停止すると共に、モータダンパ３０を開き、空調機２１のファン２２を運転して外気取込口２５から外気ＯＡを空調機２１の混合室２１ａ内に導入する。同時に、空調システム１は、冷却塔冷水ポンプ４５を停止、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４を停止、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１を閉、冷水一次ポンプ５０を停止、冷凍機４９を停止、冷却水ポンプ５３を停止、外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５を停止とする。
空調機２１から導入された外気ＯＡは、床下空間１５から床１３に設けた複数の吹出口１４を介して矢印で示す給気風路１１ａを形成しながら空調対象空間１１内に流入しコールドアイルからラック１２の列内に通過し熱を奪ってホットアイル側へ流出される。そして、ホットアイル側に流出する空気は、天井１６の複数の還気口１７を介して空調対象空間１１から天井空間１８内に排出され、排気ファン３３によってガラリ３５から外部へ排気される。排気ファン３３は、外気条件に応じて導入外気量を変化させ、同量をガラリ３５から排気する。また、排気ファン３３は最小風量（定格３０％）で運転され、要求外気量が排気ファン３３の最小風量未満のときに、排気バイパス３４を介して一部を機械室２０に還流する。
また、気化式加湿器３２は、温湿度計１９ｂに基づいて還気に加湿し、内蔵するファン３２ａによって加湿した空気を機械室２０内に排出する。気化式加湿器３２の加湿能力は、気化式加湿器３２の飽和効率とファン３２ａの能力、及び室内湿度条件から求められる。
次に、図６に基づいて運転モード２（間接）の運転状態を説明する。
制御装置６３のモード２（間接）出力部７２は、直接外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード２（間接）出力部７２からの指令に基づいて、モータダンパ３０は閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
制御装置６３のモード２（間接）出力部７２は、直接外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード２（間接）出力部７２からの指令に基づいて、モータダンパ３０は閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
同時に、空調システム１は、冷却塔冷水ポンプ４５を運転し、第一切替弁４７を閉、第二切替弁５９を開、第四切替弁５６を閉、第三切替弁６１を開にして、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４と外気冷房、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５とをバイパス往き路５８とバイパス還り路６０を介して直列に連結し、冷水循環路４０の還り路４３の冷水を、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４と外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５との直列で冷却した後、冷水循環路４０の往き路４１へ供給し、冷水二次ポンプ４２を運転して空調機２１の冷水コイル２３へ冷水を供給し、還気ＲＡを冷却する。
冷却された還気ＲＡは、床下空間１５から床１３に設けた複数の吹出口１４を介して矢印で示す給気風路１１ａを形成しながら空調対象空間１１内に流入しコールドアイルからラック１２の列内に通過し熱を奪ってホットアイル側へ流出される。そして、ホットアイル側に流出する空気は、天井１６の複数の還気口１７を介して空調対象空間１１から天井空間１８内に排出され、吸入口２４から還気導入室２８を経由して空調機２１の混合室２１ａ内にファン２２によって吸引させる。
なお、運転モード２（間接）では、空調システム１は、制御装置６３からの指令に基づいて、冷水一次ポンプ５０を停止、冷凍機４９を停止、冷却水ポンプ５３を停止、第四切替弁５６を閉とする。
なお、運転モード２（間接）では、空調システム１は、制御装置６３からの指令に基づいて、冷水一次ポンプ５０を停止、冷凍機４９を停止、冷却水ポンプ５３を停止、第四切替弁５６を閉とする。
次に、図７に基づいて運転モード３（混合）の運転状態を説明する。
制御装置６３のモード３（混合）出力部７３は、混合外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード３（混合）出力部７３からの指令に基づいて、モータダンパ３０を開いて外気ＯＡの導入を行い、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を運転させる。
制御装置６３のモード３（混合）出力部７３は、混合外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード３（混合）出力部７３からの指令に基づいて、モータダンパ３０を開いて外気ＯＡの導入を行い、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を運転させる。
同時に、空調システム１は、冷却塔冷水ポンプ４５を運転し、第一切替弁４７を閉、第二切替弁５９を開、第四切替弁５６を閉、第三切替弁６１を閉にして、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４と外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５とをバイパス往き路５８とバイパス還り路６０を介して直列に連結し、冷水循環路４０の還り路４３の冷水を、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４と外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５との直列で冷却した後、冷水循環路４０の往き路４１へ供給し、冷水二次ポンプ４２を運転して空調機２１の冷水コイル２３へ冷水を供給する。ファン２２によって外気ＯＡと還気ＲＡを混合部２１ａに吸引することにより、冷水コイル２３で熱交換された冷気は空調機２１から床下空間１５から床１３に設けた複数の吹出口１４を介して矢印で示す給気風路１１ａを形成しながら空調対象空間１１内に流入し、コールドアイルからラック１２の列内に通過し熱を奪ってホットアイル側へ流出される。そして、ホットアイル側に流出する空気は、天井１６の複数の還気口１７を介して空調対象空間１１から天井空間１８内に排出され、排気ファン３３によってガラリ３５から外部へ排気される。排気ファン３３は、外気条件に応じて導入外気量を変化させ、同量をガラリ３５から排気する。また、排気ファン３３は最小風量（定格３０％）で運転され、要求外気量が排気ファン３３の最小風量未満のときに、排気バイパス３４を介して一部を機械室２０に還流する。
また、気化式加湿器３２は、温湿度計１９ｂに基づいて還気に加湿し、内蔵するファン３２ａによって加湿した空気を機械室２０内に排出する。気化式加湿器３２の加湿能力は、気化式加湿器３２の飽和効率とファン３２ａの能力、及び室内湿度条件から求められる。
なお、運転モード２（間接）では、空調システム１は、制御装置６３からの指令に基づいて、冷水一次ポンプ５０を停止、冷凍機４９を停止、冷却水ポンプ５３を停止、第四切替弁５６を閉とする。
なお、運転モード２（間接）では、空調システム１は、制御装置６３からの指令に基づいて、冷水一次ポンプ５０を停止、冷凍機４９を停止、冷却水ポンプ５３を停止、第四切替弁５６を閉とする。
次に、図８に基づいて運転モード４（冷凍機単独）の運転状態を説明する。
制御装置６３のモード４（冷凍機単独）出力部７４は、冷凍機廻りの機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード４（冷凍機単独）出力部７４からの指令に基づいて、モータダンパ３０を閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
同時に、空調システム１は、冷水一次ポンプ５０を運転し、冷凍機４９を運転することで冷水循環路４０の冷水還り路４３の冷水を冷却した後、冷水循環路４０の往き路４１に供給し、冷水二次ポンプ４２を運転して空調機２１の冷水コイル２３へ冷水を供給し、ファン２２によって還気ＲＡを吸引し、還気ＲＡを冷却する。
制御装置６３のモード４（冷凍機単独）出力部７４は、冷凍機廻りの機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード４（冷凍機単独）出力部７４からの指令に基づいて、モータダンパ３０を閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
同時に、空調システム１は、冷水一次ポンプ５０を運転し、冷凍機４９を運転することで冷水循環路４０の冷水還り路４３の冷水を冷却した後、冷水循環路４０の往き路４１に供給し、冷水二次ポンプ４２を運転して空調機２１の冷水コイル２３へ冷水を供給し、ファン２２によって還気ＲＡを吸引し、還気ＲＡを冷却する。
冷却された還気ＲＡは、床下空間１５から床１３に設けた複数の吹出口１４を介して矢印で示す給気風路１１ａを形成しながら空調対象空間１１内に流入しコールドアイルからラック１２の列内に通過し熱を奪ってホットアイル側へ流出される。そして、ホットアイル側に流出する空気は、天井１６の複数の還気口１７を介して空調対象空間１１から天井空間１８内に排出され、吸入口２４から還気導入室２８経由して空調機２１の混合室２１ａ内にファン２２によって吸引させる。
なお、モード４（冷凍機単独）では、空調システム１は、制御装置６３からの指令に基づいて、冷却塔冷水ポンプ４５を停止、外気冷房専用の密閉式冷却塔４４を停止、第一切替弁４７、第二切替弁５９、第三切替弁６１を閉とする。
以上のように、本実施形態によれば、直接外気冷房機器（排気ファン、気化式加湿器）と間接外気冷房機器(外気冷房専用冷却塔，冷却塔冷水ポンプ)を設置したので、外気条件に応じて運転モード１〜４の何れかにを切り替えることができる。
以上のように、本実施形態によれば、直接外気冷房機器（排気ファン、気化式加湿器）と間接外気冷房機器(外気冷房専用冷却塔，冷却塔冷水ポンプ)を設置したので、外気条件に応じて運転モード１〜４の何れかにを切り替えることができる。
次に、本実施形態における各パラメータについて詳述する。なお、下記の説明における電力の計算は、第二実施形態で説明するように、国土交通省大臣官房官庁営繕部設備・環境課が発行した『ＬＣＥＭツールVer3.03 主要オブジェクトの計算アルゴリズム（中央熱源編）』（以下、ＬＣＥＭツールと称する）を用いた。
先ず、図４のステップＳ２及びステップ４における運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との判別について説明する。
先ず、図４のステップＳ２及びステップ４における運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との判別について説明する。
冷却塔は入口の水温と外気ＯＡの湿球温度（ＷＢ）の差によって冷却する装置であるから、外気ＯＡが低湿度になるほど外気湿球温度が下がり冷却塔の効率が向上し、レンジ一定（１２℃〜１９℃）の場合ファン電力が少なくなる。また、外気ＯＡが高湿度になるほど気化式加湿器３２の加湿量が少なくなり、気化式加湿器３２の消費電力が少なくなる。
よって、低湿度の場合は、冷却塔を通した外気との熱交換により間接的に冷却する間接外気冷房に切り替え、高湿度の場合は、外気を取り入れると共に気化式加湿器３２により直接的に冷却する直接外気冷房に切り替えることで、全体として省エネルギーを図ることができる。
よって、低湿度の場合は、冷却塔を通した外気との熱交換により間接的に冷却する間接外気冷房に切り替え、高湿度の場合は、外気を取り入れると共に気化式加湿器３２により直接的に冷却する直接外気冷房に切り替えることで、全体として省エネルギーを図ることができる。
そこで、外気ＯＡのｘOA（絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］）、tOA（乾球温度［℃]）が、ｘOA＜ａｔOA＋ｂ（式中、ａは傾き、ｂは切片）の関係式を満たすとき低湿度と判別して間接外気冷房に切替え、ｘOA≧ａｔOA＋ｂの関係式を満たすとき高湿度と判別して直接外気冷房に切り替える。
また、外気ＯＡの相対湿度ＲＨが６０％未満のとき低湿度と判別して間接外気冷房に切り替え、外気ＯＡの相対湿度ＲＨが６０％以上のとき高湿度と判別して直接外気冷房に切り替えても良い。
また、外気ＯＡの相対湿度ＲＨが６０％未満のとき低湿度と判別して間接外気冷房に切り替え、外気ＯＡの相対湿度ＲＨが６０％以上のとき高湿度と判別して直接外気冷房に切り替えても良い。
次に、図４のステップ２におけるｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂ、相対湿度ＲＨの具体的な導出方法について説明する。
図１２は、直接外気冷房と間接外気冷房とのシステム電力（消費電力）が記載されている。図中、○点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ＞７０％）が、点線で表される間接外気冷房の下側に散在し、△点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ＜４０％）が、点線で表される間接外気冷房の上側に散在している。また、点線で表される間接外気冷房によって◇点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ４０〜７０％）が上下に分断されている。
図１２は、直接外気冷房と間接外気冷房とのシステム電力（消費電力）が記載されている。図中、○点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ＞７０％）が、点線で表される間接外気冷房の下側に散在し、△点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ＜４０％）が、点線で表される間接外気冷房の上側に散在している。また、点線で表される間接外気冷房によって◇点で表される直接外気冷房（相対湿度ＲＨ４０〜７０％）が上下に分断されている。
図１２のグラフから所定の相対湿度として相対湿度ＲＨ４０％〜７０％の間の値である相対湿度ＲＨ６０％を読み取ることができる。点線が境界と完全に一致しないことからも相対湿度ＲＨはあまりよい指標とはいえないが、相対湿度ＲＨに基づいて直接外気冷房と間接外気冷房とに切り替える制御はシンプルで複雑な演算がいらないため、本実施形態では相対湿度ＲＨに基づく制御も盛り込んである。
直接外気冷房と間接外気冷房の境界に直線を引くことでｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂが読み取れる。
図１３から、４℃（乾球温度）のときの絶対湿度は、０．００３２ｋｇ／ｋｇ’、１４℃のときの絶対湿度は、０．００５ｋｇ／ｋｇ’であるから、ｘ12（ｔ）＝０．０００１８ｔ＋０．００２４８となり、判定式の勾配ａは０．０００１８、切片ｂは０．００２４８と求められる。すなわち、ＬＣＥＭツールVer.3.03を用いて各設計用気象データにおける各運転モード１〜４の消費電力を比較し、消費電力が一番小さい運転モードをプロットした図１３より、直接外気冷房と間接外気冷房の境界に直線を引いたり、直接外気冷房と間接外気冷房の境界に位置する点（ｔ，ｘ）を２つとり、それら点を結ぶ直線を引くことでｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂが読み取れる。
直接外気冷房と間接外気冷房の境界に直線を引くことでｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂが読み取れる。
図１３から、４℃（乾球温度）のときの絶対湿度は、０．００３２ｋｇ／ｋｇ’、１４℃のときの絶対湿度は、０．００５ｋｇ／ｋｇ’であるから、ｘ12（ｔ）＝０．０００１８ｔ＋０．００２４８となり、判定式の勾配ａは０．０００１８、切片ｂは０．００２４８と求められる。すなわち、ＬＣＥＭツールVer.3.03を用いて各設計用気象データにおける各運転モード１〜４の消費電力を比較し、消費電力が一番小さい運転モードをプロットした図１３より、直接外気冷房と間接外気冷房の境界に直線を引いたり、直接外気冷房と間接外気冷房の境界に位置する点（ｔ，ｘ）を２つとり、それら点を結ぶ直線を引くことでｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂが読み取れる。
次に、間接外気冷房と直接外気冷房の判定式(ｘ12（ｔ）＝ａｔ＋ｂ)の定式化について考察する。
システム構成は、図１に示されている通りである。
（空調機２１＋排気ファン３３＋気化式加湿器３２）に要する電力と、（冷却塔冷水ポンプ４５＋冷却塔（外気冷房専用）４４＋冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５＋冷水二次ポンプ４２＋空調機２１）に要する電力とのどちらが大きいかによるが、冷水二次ポンプ４２、冷却塔（外気冷房専用）４４、冷却塔冷水ポンプ４５、冷凍機４９，冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５、冷却水ポンプ５３のいずれも機器固有の特性値が影響する。空調機２１は、外気を導入することで生じる圧損を含める。
システム構成は、図１に示されている通りである。
（空調機２１＋排気ファン３３＋気化式加湿器３２）に要する電力と、（冷却塔冷水ポンプ４５＋冷却塔（外気冷房専用）４４＋冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５＋冷水二次ポンプ４２＋空調機２１）に要する電力とのどちらが大きいかによるが、冷水二次ポンプ４２、冷却塔（外気冷房専用）４４、冷却塔冷水ポンプ４５、冷凍機４９，冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５、冷却水ポンプ５３のいずれも機器固有の特性値が影響する。空調機２１は、外気を導入することで生じる圧損を含める。
冷水二次ポンプ４２、冷却塔冷水ポンプ４５、空調機２１、外気を導入することで生じる圧損を含める空調機２１の動力は、乾球温度ｔ（ＤＢ）と絶対湿度ｘの関数ではなく、気化式加湿器３２、排気ファン３３は、エンタルピｈと絶対湿度ｘの関数であり、冷却塔（外気冷房専用）４４、冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５は湿球温度ＷＢの関数であることから、下記の式（２ａ）のように整理し、ｆやｇを１次式で近似することを試みた。
Ｃ２１’＋ｆ３３（ｈ）＋ｆ３２（ｈ、ｘ）＝Ｃ４５＋Ｃ４２＋Ｃ２１＋ｆ４４（ＷＢ）＋ｆ５５（ＷＢ）・・・（２ａ）
式中、Ｃは定数、ｆ，ｇは関数、ＷＢ＝ｇ（ＤＢ、ｘ）、
Ｃ２１は、空調機２１の定数
Ｃ２１’は、外気を導入することで生じる圧損を含める空調機２１の定数
Ｃ４５は、冷却塔冷水ポンプ４５の定数
Ｃ４２は、冷水二次ポンプ４２の定数
ｆ３３は、排気ファン３３の関数
ｆ３２は、気化式加湿器の関数
ｆ４４は、冷却塔（外気冷房専用）４４の関数
ｆ５５は、冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５の関数
式中、Ｃは定数、ｆ，ｇは関数、ＷＢ＝ｇ（ＤＢ、ｘ）、
Ｃ２１は、空調機２１の定数
Ｃ２１’は、外気を導入することで生じる圧損を含める空調機２１の定数
Ｃ４５は、冷却塔冷水ポンプ４５の定数
Ｃ４２は、冷水二次ポンプ４２の定数
ｆ３３は、排気ファン３３の関数
ｆ３２は、気化式加湿器の関数
ｆ４４は、冷却塔（外気冷房専用）４４の関数
ｆ５５は、冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５の関数
Ｃ４５、Ｃ５０、Ｃ５３、Ｃ４２のポンプ電力は、ＬＣＥＭツールの第９頁〜第１１頁に記載の３．ポンプに基づいて求めた。Ｃ２１、Ｃ２１’の空調機電力は、ＬＣＥＭツールの第１３頁〜第１４頁に記載の４．空気調和機における４．１送風機（給気用送風機、給気・還気用送風機）に基づいて求めた。
Ｃ４５、Ｃ５０、Ｃ５３、Ｃ４２は、主に、圧力、流量、流体密度、効率の関数であるが、効率は機器によって定まり、圧力は揚程と流量によって定まり、本実施形態では冷却水ポンプ５３の流量は、定格（３８０３Ｌ／ｍｉｎ）から電力が最小になる所定の流量（２６６２Ｌ／ｍｉｎ）に低減され、冷水一次・二次ポンプ５０、４２の流量は、定格（３２１８Ｌ／ｍｉｎ）から冷水往き路４１と冷水還り路４３の温度差が約７℃になる所定の流量（２０００Ｌ／ｍｉｎ）に低減され、基本的に外気条件に対して変更しないので、定数とする。
負荷が小さくなった場合は、流量を減らす運転を行うことはあるが、本実施形態では負荷はほぼ一定としているので、流量は一定としても給気温度が一定に保たれるため問題はない。実際のデーターセンタもラック発熱負荷が主であり負荷の変動は小さい。
Ｃ４５、Ｃ５０、Ｃ５３、Ｃ４２は、主に、圧力、流量、流体密度、効率の関数であるが、効率は機器によって定まり、圧力は揚程と流量によって定まり、本実施形態では冷却水ポンプ５３の流量は、定格（３８０３Ｌ／ｍｉｎ）から電力が最小になる所定の流量（２６６２Ｌ／ｍｉｎ）に低減され、冷水一次・二次ポンプ５０、４２の流量は、定格（３２１８Ｌ／ｍｉｎ）から冷水往き路４１と冷水還り路４３の温度差が約７℃になる所定の流量（２０００Ｌ／ｍｉｎ）に低減され、基本的に外気条件に対して変更しないので、定数とする。
負荷が小さくなった場合は、流量を減らす運転を行うことはあるが、本実施形態では負荷はほぼ一定としているので、流量は一定としても給気温度が一定に保たれるため問題はない。実際のデーターセンタもラック発熱負荷が主であり負荷の変動は小さい。
Ｃ２１は、主に、圧力、流量（風量）、空気密度、効率の関数であり、本実施形態では、基本的に外気条件に対して変更しないので、定数である。
負荷が小さくなった場合に流量を減らす運転を行うことはあるが、本実施形態では負荷をほぼ一定としているので、風量は一定としても給気温度が一定に保たれるしている。
Ｃ２１の電力は、５．５０ｋＷである。Ｃ２１’の電力は、６．４２ｋＷであり、Ｃ２１の電力よりやや高めになる。これは、外気を導入することで生じる圧損の分だけ電力を消費するためである。
ｆ３２の気化式加湿器のファンの電力は、圧力、風量、空気密度、効率の関数であることは、Ｃ２１と同様である。
負荷が小さくなった場合に流量を減らす運転を行うことはあるが、本実施形態では負荷をほぼ一定としているので、風量は一定としても給気温度が一定に保たれるしている。
Ｃ２１の電力は、５．５０ｋＷである。Ｃ２１’の電力は、６．４２ｋＷであり、Ｃ２１の電力よりやや高めになる。これは、外気を導入することで生じる圧損の分だけ電力を消費するためである。
ｆ３２の気化式加湿器のファンの電力は、圧力、風量、空気密度、効率の関数であることは、Ｃ２１と同様である。
しかしながら、外気条件により風量は変化するため、外気等エンタルピ線ｈの関数となる。
運転モード１（直接）では、上述した式（１）により、外気量Ｖが外気等エンタルピ線ｈより求まる。
空調対象空間１１の湿度を一定とするためには、外気量及び内外絶対湿度差Δｘに比例して加湿量を確保する必要がある。気化式加湿器３２の風量は加湿量の関数となるため、ｆ３２は絶対湿度と等エンタルピ線ｈの関数ｆ３２（ｈ、ｘ）となる。
運転モード１（直接）では、上述した式（１）により、外気量Ｖが外気等エンタルピ線ｈより求まる。
空調対象空間１１の湿度を一定とするためには、外気量及び内外絶対湿度差Δｘに比例して加湿量を確保する必要がある。気化式加湿器３２の風量は加湿量の関数となるため、ｆ３２は絶対湿度と等エンタルピ線ｈの関数ｆ３２（ｈ、ｘ）となる。
運転モード３（混合）では、間接冷房による冷却部分があるため、ｆ３２（ｈ、ｘ）≠ｆ３２’（ｈ、ｘ）である。運転モード１（直接）≠運転モード３（混合）となる。
ｆ３３の排気ファンの電力は、圧力、風量、空気密度、効率の関数であることは、ｆ３３と同様である。
しかしながら、外気条件により風量は変化するため、外気等エンタルピ線ｈの関数ｆ３３（ｈ）となる。
運転モード１（直接）では、全負荷と排気冷房で冷却するため、風量ＶはＶｈとイコールとし、上述の式（１）より求めることができる。
風量が等エンタルピ線ｈの関数となるため、排気ファン３３の電力もｈの関数となる。Ｑ、ＱAC、ＱF、ραはほぼ一定である。
ｆ３３の排気ファンの電力は、圧力、風量、空気密度、効率の関数であることは、ｆ３３と同様である。
しかしながら、外気条件により風量は変化するため、外気等エンタルピ線ｈの関数ｆ３３（ｈ）となる。
運転モード１（直接）では、全負荷と排気冷房で冷却するため、風量ＶはＶｈとイコールとし、上述の式（１）より求めることができる。
風量が等エンタルピ線ｈの関数となるため、排気ファン３３の電力もｈの関数となる。Ｑ、ＱAC、ＱF、ραはほぼ一定である。
運転モード３（混合）では、間接冷房による冷却部分があるため、式（１）の負荷Ｑより冷却分を差し引いて風量を求める。このため、ｆ３３（ｈ）≠ｆ３３’（ｈ）である。運転モード１（直接）≠運転モード３（混合）となる。
Ｃ４５は、運転モード２（間接）で冷却塔が、冷却塔（外気冷房専用）４４と冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５との２段と、冷却塔（外気冷房専用）４４の１段と異なるため、圧力も異なる。
Ｃ４５は、運転モード２（間接）で冷却塔が、冷却塔（外気冷房専用）４４と冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５との２段と、冷却塔（外気冷房専用）４４の１段と異なるため、圧力も異なる。
例えば、冷却塔が２段の場合、Ｃ４５のポンプ電力は８．３１ｋＷ、冷却塔が１段の場合、Ｃ４５のポンプ電力は５．８７ｋＷである。
また、Ｃ４２のポンプ電力は３．４６ｋＷである。
ｆ４４、ｆ５５は、主に、外気湿球温度ＷＢ、冷却水入口温度、冷却水流量、冷却水温度設定値、冷却塔特性値の関数である。本実施形態では、外気湿球温度ＷＢ以外は、ほぼ一定となるため、外気条件に対してＷＢの関数、ｆ４４（ＷＢ）、ｆ５５（ＷＢ）となる。
また、Ｃ４２のポンプ電力は３．４６ｋＷである。
ｆ４４、ｆ５５は、主に、外気湿球温度ＷＢ、冷却水入口温度、冷却水流量、冷却水温度設定値、冷却塔特性値の関数である。本実施形態では、外気湿球温度ＷＢ以外は、ほぼ一定となるため、外気条件に対してＷＢの関数、ｆ４４（ＷＢ）、ｆ５５（ＷＢ）となる。
運転モード２（間接）では、ｆ４４（ＷＢ）となるが、後段の冷却水入口温度が前段と異なるため、ｆ４４（ＷＢ）＝ｆ５５（ＷＢ）とはならない。
なお、湿球温度は、乾球温度ｔと絶対湿度ｘとの関数である。ＷＢ＝ｇ（ｔ、ｘ）となる。また、等エンタルピ線ｈは、ほぼ湿球温度ＷＢの関数であるから、ｈ＝ｇ’（ＷＢ）＝ｇ’（ｇ（ｔ、ｘ））となる。
これらを式（２ａ）に外気条件（設計用気象データ）を入力し、この式（２ａ）をほぼ満たす点（ｔ，ｘ）を一次式で最小二乗フィッティングすることで傾きａや切片ｂを求めることができる。また、式（２ａ）のうちＷＢ又はｈ及びｘの関数であるｆ３３（ｈ）、ｆ３２（ｈ、ｘ）、ｆ４４（ＷＢ）、ｆ５５（ＷＢ）にｈ＝ｇ’（ｇ（ｔ、ｘ））、ＷＢ＝ｇ（ｔ、ｘ）を代入してｔとｘの関数とし、その関数を一次式で近似すれば、傾きａや切片ｂを求めることができる。
なお、湿球温度は、乾球温度ｔと絶対湿度ｘとの関数である。ＷＢ＝ｇ（ｔ、ｘ）となる。また、等エンタルピ線ｈは、ほぼ湿球温度ＷＢの関数であるから、ｈ＝ｇ’（ＷＢ）＝ｇ’（ｇ（ｔ、ｘ））となる。
これらを式（２ａ）に外気条件（設計用気象データ）を入力し、この式（２ａ）をほぼ満たす点（ｔ，ｘ）を一次式で最小二乗フィッティングすることで傾きａや切片ｂを求めることができる。また、式（２ａ）のうちＷＢ又はｈ及びｘの関数であるｆ３３（ｈ）、ｆ３２（ｈ、ｘ）、ｆ４４（ＷＢ）、ｆ５５（ＷＢ）にｈ＝ｇ’（ｇ（ｔ、ｘ））、ＷＢ＝ｇ（ｔ、ｘ）を代入してｔとｘの関数とし、その関数を一次式で近似すれば、傾きａや切片ｂを求めることができる。
次に、図４のステップＳ３に示す運転モード１（直接）と同ステップＳ７に示す運転モード３（混合）との判別について説明する。
低エンタルピ（ｈ＜ｈ13）の場合は、直接外気冷房を選択し、中エンタルピ（ｈ13＜ｈ＜ｈ34）の場合は、直接外気冷房と間接外気冷房を混合した混合外気冷房を選択することで、冷凍機廻り機器を長期間停止でき、冷凍機廻りの機器の電力を減らして省エネルギーを図ることができる。
低エンタルピ（ｈ＜ｈ13）の場合は、直接外気冷房を選択し、中エンタルピ（ｈ13＜ｈ＜ｈ34）の場合は、直接外気冷房と間接外気冷房を混合した混合外気冷房を選択することで、冷凍機廻り機器を長期間停止でき、冷凍機廻りの機器の電力を減らして省エネルギーを図ることができる。
次に、図４のステップＳ２におけるｈ13の具体的な導出方法について説明する。
全負荷が冷却可能な外気は、上述の式（１）で表される。
ここで、式（１）に、Ｖh（排気ファンの定格風量）＝８，０００ｍ3／ｈを代入し、Ｑ＋ＱAC＋ＱF（発熱負荷）＝６０，０００Ｗを代入し、ρ。（空気密度）＝１．２ｋｇ／ｍ3を代入すると、△ｈ（室内外等エンタルピ線差）＝２ ２．５ｋＪ／ｋｇとなる。ＲＡ（還気の温度＝２７℃、相対湿度＝４０％）の等エンタルピ線は５０ｋＪ／ｋｇなので、ＯＡの等エンタルピ線（＝ｈ13）は２ ７．５（＝５０−２２．５）ｋＪ／ｋｇとなる。このように、還気ＲＡのエンタルピから、排気ファンの定格風量と発熱負荷に基づいて求められた室内外等エンタルピ線差を差し引くことで、運転モード１（直接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ13を求めることができる。
全負荷が冷却可能な外気は、上述の式（１）で表される。
ここで、式（１）に、Ｖh（排気ファンの定格風量）＝８，０００ｍ3／ｈを代入し、Ｑ＋ＱAC＋ＱF（発熱負荷）＝６０，０００Ｗを代入し、ρ。（空気密度）＝１．２ｋｇ／ｍ3を代入すると、△ｈ（室内外等エンタルピ線差）＝２ ２．５ｋＪ／ｋｇとなる。ＲＡ（還気の温度＝２７℃、相対湿度＝４０％）の等エンタルピ線は５０ｋＪ／ｋｇなので、ＯＡの等エンタルピ線（＝ｈ13）は２ ７．５（＝５０−２２．５）ｋＪ／ｋｇとなる。このように、還気ＲＡのエンタルピから、排気ファンの定格風量と発熱負荷に基づいて求められた室内外等エンタルピ線差を差し引くことで、運転モード１（直接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ13を求めることができる。
本実施形態では、外気ＯＡを増やすと還気ＲＡが減りレタン加湿できなくなるので、ＳＡ（空調機２１からの給気の温度＝１９℃）を通る等エンタルピ線のところまで直接外気冷房できない。排気ファン３３の定格風量程度の外気導入量であれば、ファン電力もそれほど大きくならないので、直接外気冷房できるのならば直接外気冷房した方が省エネルギーになる。
次に、図４のステップＳ７の運転モード３（混合）の判別について説明する。
低エンタルピ（ｈ＜ｈ23）の場合は、間接外気冷房を選択し、中エンタルピ（ｈ23＜ｈ＜ｈ34）の場合は、混合外気冷房を選択することで、冷凍機廻り機器を長期揚停止でき、冷凍機廻りの機器の電力を減らして省エネルギーを図ることができる。
低エンタルピ（ｈ＜ｈ23）の場合は、間接外気冷房を選択し、中エンタルピ（ｈ23＜ｈ＜ｈ34）の場合は、混合外気冷房を選択することで、冷凍機廻り機器を長期揚停止でき、冷凍機廻りの機器の電力を減らして省エネルギーを図ることができる。
次に、図４のステップＳ４のｈ23の具体的な導出方法について説明する。
間接外気冷房で冷水が１２℃を超える場合、間接外気冷房でできるだけ負荷を処理し、残りの負荷を直接外気冷房で処理する。外気ＯＡの等エンタルピ線が２５ｋＪ／ｋｇ（８℃ＷＢ）以上だと出口水温が１２℃を超えてしまうので、ｈ23は２５ｋＪ／ｋｇとなる。
このように、冷却塔２台直列のときの、出口水温が１２℃を超えない湿球温度、言い換えると、冷却水温度設定値を維持できる上限の湿球温度に対応するエンタルピを、運転モード２（間接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ23として求めることができる。
一般的に、冷却塔のメーカーから冷却塔性能予想曲線が配布されており、冷却塔性能予想曲線は出口水温と湿球温度の関数になっていることから、この曲線を使って出口水温（１２℃）から湿球温度を読み取ることでＯＡの等エンタルピ線を求めている。
運転モード３（混合）は、間接冷房による冷却分があるため、ｆ３２（ｈ、ｘ）≠ｆ３２’（ｈ、ｘ）である。
間接外気冷房で冷水が１２℃を超える場合、間接外気冷房でできるだけ負荷を処理し、残りの負荷を直接外気冷房で処理する。外気ＯＡの等エンタルピ線が２５ｋＪ／ｋｇ（８℃ＷＢ）以上だと出口水温が１２℃を超えてしまうので、ｈ23は２５ｋＪ／ｋｇとなる。
このように、冷却塔２台直列のときの、出口水温が１２℃を超えない湿球温度、言い換えると、冷却水温度設定値を維持できる上限の湿球温度に対応するエンタルピを、運転モード２（間接）と運転モード３（混合）との境界上の等エンタルピ線ｈ23として求めることができる。
一般的に、冷却塔のメーカーから冷却塔性能予想曲線が配布されており、冷却塔性能予想曲線は出口水温と湿球温度の関数になっていることから、この曲線を使って出口水温（１２℃）から湿球温度を読み取ることでＯＡの等エンタルピ線を求めている。
運転モード３（混合）は、間接冷房による冷却分があるため、ｆ３２（ｈ、ｘ）≠ｆ３２’（ｈ、ｘ）である。
次に、図４のステップＳ８に示す運転モード４（冷凍機単独）の判別について説明する。
外気ＯＡの絶対湿度がＳＡ以上だと絶対湿度をＳＡに合わせられないので、外気ＯＡの絶対湿度が給気ＳＡ以上のときは冷凍機単独冷房とする。
高エンタルピ（ｈ＞ｈ34）の場合は、外気から取り入れることができるエンタルピが少なくなるので、冷凍機単独冷房を選択して作動機器を減らしたほうがむしろ省エネルギーになる。
ｈ34は給気ＳＡの湿球温度（１５（℃ＷＢ））〜ＳＡの湿球温度から１（〜２）ＷＢ低い温度（１３〜１４℃ＷＢ）の範囲内であればよい。
外気ＯＡの絶対湿度がＳＡ以上だと絶対湿度をＳＡに合わせられないので、外気ＯＡの絶対湿度が給気ＳＡ以上のときは冷凍機単独冷房とする。
高エンタルピ（ｈ＞ｈ34）の場合は、外気から取り入れることができるエンタルピが少なくなるので、冷凍機単独冷房を選択して作動機器を減らしたほうがむしろ省エネルギーになる。
ｈ34は給気ＳＡの湿球温度（１５（℃ＷＢ））〜ＳＡの湿球温度から１（〜２）ＷＢ低い温度（１３〜１４℃ＷＢ）の範囲内であればよい。
次に、図４のステップＳ６における間接外気冷房、直接外気冷房、混合外気冷房のそれぞれにおける、ｈ34の具体的な導出方法について説明する。
間接外気冷房の場合、図１５に示すように、冷凍機単独運転（基準方式）と間接外気冷房と冷凍機との併用運転（冷凍機同時運転あり）における湿球温度とシステム電力の関係から、外気ＯＡの湿球温度が１５℃ＷＢを超えると単独運転のほうが省エネルギーになることが読み取れる。
間接外気冷房の場合、図１５に示すように、冷凍機単独運転（基準方式）と間接外気冷房と冷凍機との併用運転（冷凍機同時運転あり）における湿球温度とシステム電力の関係から、外気ＯＡの湿球温度が１５℃ＷＢを超えると単独運転のほうが省エネルギーになることが読み取れる。
もう少し考察してみると、単独運転のシステム電力は、冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５＋冷水一次ポンプ５０＋冷凍機４９＋冷却水ポンプ５３＋冷水二次ポンプ４２＋空調機２１＝（ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ５０＋Ｃ４９＋Ｃ５３＋Ｃ４２＋Ｃ２１）であり、併用運転のシステム電力は、冷却塔冷水ポンプ４５＋冷却塔（外気冷房専用）４４＋冷却塔（外気冷房運転、冷凍機運転兼用）５５＋冷水一次ポンプ５０＋冷凍機４９＋冷却水ポンプ５３＋冷水二次ポンプ４２＋空調機２１＝（Ｃ４５＋ｆ４４（ＷＢ）’＋ｆ５５（ＷＢ）’＋Ｃ５０’＋Ｃ４９’＋Ｃ５３’＋Ｃ４２＋Ｃ２１）であり、どちらのシステム電力も湿球温度ＷＢのみの関数となることが判る。
ここで、併用運転のＣ５０、Ｃ４９、Ｃ５３にカンマがついているのは、単独運転と併用運転ではポンプや冷凍機の電力が異なると考えられるためである。
単独運転のとき使用する冷却塔は１つだが、併用運転のとき使用する冷却塔は２つである。図１４をみても、８℃ＷＢ〜１５℃ＷＢの範囲において、単独運転に比べて併用運転のほうがグラフの傾きが２倍強になっている。よって、外気ＯＡの湿球温度が１５℃ＷＢを超えると、冷却塔を２つ使用する併用運転のほうがシステム電力は大きくなってしまうと考えられる。
単独運転のとき使用する冷却塔は１つだが、併用運転のとき使用する冷却塔は２つである。図１４をみても、８℃ＷＢ〜１５℃ＷＢの範囲において、単独運転に比べて併用運転のほうがグラフの傾きが２倍強になっている。よって、外気ＯＡの湿球温度が１５℃ＷＢを超えると、冷却塔を２つ使用する併用運転のほうがシステム電力は大きくなってしまうと考えられる。
以上により、単独運転と併用運転のグラフの線が交わる点、つまり、ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ５０＋Ｃ４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋Ｃ４２＋Ｃ２１＝Ｃ４５’＋ｆ５５（ＷＢ）’＋ｆ４４（ＷＢ）’＋Ｃ５０’＋Ｃ４９’（ＷＢ）＋Ｃ５３’＋Ｃ４２＋Ｃ２１となる点の外気ＯＡのエンタルピｈ34は４ ２．５ｋＪ／ｋｇ（１５℃ＷＢ）となる。
ｈ34は、厳密には、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との電力比較をして決定すべきであるが、下記の手順で判定することにより、ほぼ電力上有利な方を選択できる。
ｈ34は、厳密には、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との電力比較をして決定すべきであるが、下記の手順で判定することにより、ほぼ電力上有利な方を選択できる。
（１）間接外気冷房を１００％運転する。間接冷却量を計算する。
（２）残りの負荷（負荷−間接冷却量）を直接外気冷房で処理する。
（３）必要外気量が排気ファン３３の能力を超えたり、必要加湿量が気化式加湿器３２の能力を超える場合は、運転モード４（冷凍機単独）にする。
（４）以上より運転モードの計算結果を図１３のように作成し、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）の境界エンタルピを読み取り、ｈ34とする。
なお、図１３は、混合外気冷房方式の運転状態を空気線図上に示したものである。約２７ｋＪ／ｋｇ以下の低い等エンタルピ線のときは、外気冷房の単独運転である。概ね相対湿度６０％を境として、高湿度時は直接外気冷房、低湿度時は間接外気冷房となる。間接冷房の方が運転時間は長い。これ以外の条件では、室内絶対湿度より低く、かつ等エンタルピ線が約３９ｋＪ／ｋｇ以下のとき、混合外気冷房となっている。
（２）残りの負荷（負荷−間接冷却量）を直接外気冷房で処理する。
（３）必要外気量が排気ファン３３の能力を超えたり、必要加湿量が気化式加湿器３２の能力を超える場合は、運転モード４（冷凍機単独）にする。
（４）以上より運転モードの計算結果を図１３のように作成し、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）の境界エンタルピを読み取り、ｈ34とする。
なお、図１３は、混合外気冷房方式の運転状態を空気線図上に示したものである。約２７ｋＪ／ｋｇ以下の低い等エンタルピ線のときは、外気冷房の単独運転である。概ね相対湿度６０％を境として、高湿度時は直接外気冷房、低湿度時は間接外気冷房となる。間接冷房の方が運転時間は長い。これ以外の条件では、室内絶対湿度より低く、かつ等エンタルピ線が約３９ｋＪ／ｋｇ以下のとき、混合外気冷房となっている。
次に、図４のステップＳ６におけるｈ34の厳格な決定方法を説明する。
この場合のｈ34は、ＬＣＥＭツールの第１４頁〜第１５頁に記載の４．空気調和機における４．４空気調和機（気化式加湿器・蒸気加湿器・加湿なし）に基づいて求めた。
運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）とが等しくなる点を下式（２ｂ）により求める。
Ｃ４５＋ｆ４４（ＷＢ）＋ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ４２＋Ｃ２１’＋ｆ３２（ｈ、ｘ）＋ｆ３３（ｈ、ｘ）＝Ｃ５０＋ｆ４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋ｆ５５’（ＷＢ）＋Ｃ２１＋Ｃ４２・・・（２ｂ）
なお、図１７は、基本方式と間接冷房方式と混合外気冷房方式との運転状態を空気線図上に消費電力を湿球温度との関係として示したものである。
図１７によると、混合方式は基準方式や間接方式よりも消費電力が少ないことが分かる。
この場合のｈ34は、ＬＣＥＭツールの第１４頁〜第１５頁に記載の４．空気調和機における４．４空気調和機（気化式加湿器・蒸気加湿器・加湿なし）に基づいて求めた。
運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）とが等しくなる点を下式（２ｂ）により求める。
Ｃ４５＋ｆ４４（ＷＢ）＋ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ４２＋Ｃ２１’＋ｆ３２（ｈ、ｘ）＋ｆ３３（ｈ、ｘ）＝Ｃ５０＋ｆ４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋ｆ５５’（ＷＢ）＋Ｃ２１＋Ｃ４２・・・（２ｂ）
なお、図１７は、基本方式と間接冷房方式と混合外気冷房方式との運転状態を空気線図上に消費電力を湿球温度との関係として示したものである。
図１７によると、混合方式は基準方式や間接方式よりも消費電力が少ないことが分かる。
このように、ＬＣＥＭツールVer.3.03を用いて各設計用気象データにおける各運転モード１〜４の消費電力を比較し、消費電力が一番小さい運転モードをプロットした図１３より、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）との境界上の等エンタルピ線ｈ34を読み取るだけでなく、運転モード３（混合）および運転モード４（冷凍機単独）における消費電力と湿球温度の関係を示す図１７より、運転モード３（混合）と運転モード４（冷凍機単独）の消費電力がほぼ等しくなる湿球温度、言い換えると、運転モード３（混合）の１４℃ＷＢ近傍で急上昇する部分を右側に外挿したグラフの線と運転モード４（冷凍機単独）のグラフの線が交わる湿球温度に対応するエンタルピを、等エンタルピ線ｈ34として求めたり、式（３）に外気条件（設計用気象データ）を入力し、この式をほぼ満たすエンタルピを、等エンタルピ線ｈ34として求めることができる。なお、図１２や図１７のおおよそ１４℃ＷＢ以上の湿球温度において運転モード１〜３と運転モード４の消費電力が一致しているが、これは外気冷房で冷房できなくなって冷凍機単独冷房になっているだけである。また、湿球温度１４℃ＷＢで基準方式と混合方式がほぼ同じ電力となっており、閾値として３９ｋＪ／ｋｇを確認することができた。
（第二実施形態）
本実施形態では、データセンタ１０における外気冷房の高効率化を追求するために、空調対象空間１１に外気を導入して気化式加湿により水の蒸発熱も有効利用する直接型外気冷房（運転モード１（直接））、冷却塔を介して冷水として利用する間接型外気冷房（運転モード２（間接））、運転モード３（混合）及び運転モード４（冷凍機単独）の年間消費電力を計算した。
本実施形態では、データセンタ１０における外気冷房の高効率化を追求するために、空調対象空間１１に外気を導入して気化式加湿により水の蒸発熱も有効利用する直接型外気冷房（運転モード１（直接））、冷却塔を介して冷水として利用する間接型外気冷房（運転モード２（間接））、運転モード３（混合）及び運転モード４（冷凍機単独）の年間消費電力を計算した。
本実施形態では、データセンタ消費電力の計算対象モデルは、空気調和・衛生工学会論文集（Ｎｏ．１８９（２０１２−１２）、ｐｐ．１〜１２に記載の『データセンタにおける外気冷房型空調システムに関する研究』（以下、参考文献と称する）を参考に設定し、表１に示すものとした。ラック発熱負荷は８４０ｋＷである。外皮、照明、人体等の負荷は、これに比べ充分小さいとして無視した。サーバ室では、ラック列が対向してコールドアイル、ホットアイルを形成する一般的な配置を想定した。
計算は、ＬＣＥＭツールを用いた。ただし、空調機の給気温度と室内負荷を一定として扱ったため、室内温度変化と空調機との未処理負荷の発生は無かった。外気条件は、ＬＣＥＭツール付属の拡張アメダス２０００年版における、１時間毎の標準年データを用いた。地域は東京を主用とし、札幌、大阪、鹿児島も比較検討した。
外気冷房のない水熱源システムを基準方式として設定し、その系統を図９に示す。図９において、８０は還りヘッド、８１は冷水一次ポンプ、８２は冷凍機、８３は冷却水ポンプ、８４は冷却塔、８５は往き一次ヘッダ、８６は冷水二次ポンプ、８７は往き二次ヘッダ、８８はデータセンタ、８９はデータセンタ室、９０は空調機、９１は二重床をそれぞれ示す。
外気冷房のない水熱源システムを基準方式として設定し、その系統を図９に示す。図９において、８０は還りヘッド、８１は冷水一次ポンプ、８２は冷凍機、８３は冷却水ポンプ、８４は冷却塔、８５は往き一次ヘッダ、８６は冷水二次ポンプ、８７は往き二次ヘッダ、８８はデータセンタ、８９はデータセンタ室、９０は空調機、９１は二重床をそれぞれ示す。
冷凍機８２は高効率インバータターボ冷凍機とし、出口温度設定を１２℃とする。機械室の下吹き空調機２１から二重床９１を経由して１９℃で給気され、熱処理して２７℃で還る。
基準方式と、直接方式（運転モード１（直接））、間接方式（運転モード２（間接））及び混合方式（運転モード３（混合））との共通の機器仕様を表２に示す。冷凍機の定格能力がまかなえるよう、冷却塔やポンプを選定した。機器は、基本的にＬＣＥＭツールのオブジェクトから選定した。ただし、ファンについては、メーカカタログから選定した仕様値を、オブジェクトシートに設定入力した。
基準方式と、直接方式（運転モード１（直接））、間接方式（運転モード２（間接））及び混合方式（運転モード３（混合））との共通の機器仕様を表２に示す。冷凍機の定格能力がまかなえるよう、冷却塔やポンプを選定した。機器は、基本的にＬＣＥＭツールのオブジェクトから選定した。ただし、ファンについては、メーカカタログから選定した仕様値を、オブジェクトシートに設定入力した。
ここで、表２では、ポンプの運転条件を定格値から変更し、水搬送動力を低減した。この理由は、計画時に選定した機器能力と運転時の状態には一般的に差異が生じることから、システム成績係数の過小評価を避けるためである。冷却水ポンプは、冷凍機と冷却塔も含む消費電力と外気湿球温度の関係を事前に計算し、電力が最小になる流量へ低減した。冷水一次・二次ポンプは、本負荷条件での冷水往還温度差が、約７℃になる流量へ低減した。これには、空調機コイルが所定の温度で給気できることを、事前に確認している。以上のポンプ運転揚程は、運転流量と定格流量の比の二乗に定格揚程を掛けて求めた。
計算にあたって、冷凍機など熱源に掛かる負荷は、ラック発熱負荷のほか、空調機ファンと冷水ポンプの消費電力分を加算した。
なお、各方式の詳細な計算条件は後述するが、一覧として別途整理し、表３の基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ１〜Ｂ３）、間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ１〜Ｃ３）、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）に示した。
なお、各方式の詳細な計算条件は後述するが、一覧として別途整理し、表３の基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ１〜Ｂ３）、間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ１〜Ｃ３）、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）に示した。
次に、直接外気冷房方式について説明する。
表４に機器仕様を示す。外気冷房時における空調機の運転静圧は、外気フィルタ等の影響を考慮した。加湿能力は、表４の飽和効率と加湿器ファン能力、及び室内温湿度条件から求めた。排気ファン及び加湿器ファンは、変風量運転を行い、機器の保護目的で最小風量を表４の値に設定した。ファンの運転静圧は、運転風量と定格風量の比の二乗に定格静圧を掛けて求めた。表４に記載のない機器は、共通仕様（表２）と同一である。
表４に機器仕様を示す。外気冷房時における空調機の運転静圧は、外気フィルタ等の影響を考慮した。加湿能力は、表４の飽和効率と加湿器ファン能力、及び室内温湿度条件から求めた。排気ファン及び加湿器ファンは、変風量運転を行い、機器の保護目的で最小風量を表４の値に設定した。ファンの運転静圧は、運転風量と定格風量の比の二乗に定格静圧を掛けて求めた。表４に記載のない機器は、共通仕様（表２）と同一である。
これらの定格風量の決定方法を、図１０で説明する。図１０は、空調機１台当たりのラック発熱に空調機及び加湿器のファン消費電力を加え、この負荷を６０ｋＷと仮定し、排気と加湿器のファン能力を変化させ、各地域の外気条件より外気冷却量を計算したものである。加湿能力上の制限が無い場合、排気ファン能力すなわち最大外気量が増加すれば、外気冷却の利用可能量も増加する。実際には、室内湿度を確保するために、加湿能力に応じて導入外気量が制限される。排気風量すなわち外気風量が増加すると、機械室への還気が減少するため、加湿器の風量と能力が減少し室内湿度が低下する。この問題を回避するために、加湿器風量は還気量と同量という条件を加えた。これより、最大冷却量を示す排気ファン能力は、地域差がそれほどなく、概ね８０００ｍ3／ｈである。これを定格風量として決定した。
次に、外気量計算方法と運転方法について説明する。
図１１の運転フローに示すように、直接外気冷房が可能となる条件は、室内に比べ外気の等エンタルピ線が低いとき、かつ、外気の絶対湿度が低いときとした（ステップＳ１０）。なお、図１１は、例えば、図３に示す制御装置６３に基づいて運転されるフローを示している。
導入外気量の計算には、システム上の制約が幾つかある。先ず、次の３つから最小値を求め、外気量の一次算定値とする。そのうち１つは排気ファンの定格風量であり、残り２つは上述した（１）と次式（２）に示すが、全負荷が冷却可能な量（過冷却防止の最大量）と、調湿が可能な量（乾燥防止の最大量）である（ステップＳ１１）。
図１１の運転フローに示すように、直接外気冷房が可能となる条件は、室内に比べ外気の等エンタルピ線が低いとき、かつ、外気の絶対湿度が低いときとした（ステップＳ１０）。なお、図１１は、例えば、図３に示す制御装置６３に基づいて運転されるフローを示している。
導入外気量の計算には、システム上の制約が幾つかある。先ず、次の３つから最小値を求め、外気量の一次算定値とする。そのうち１つは排気ファンの定格風量であり、残り２つは上述した（１）と次式（２）に示すが、全負荷が冷却可能な量（過冷却防止の最大量）と、調湿が可能な量（乾燥防止の最大量）である（ステップＳ１１）。
Ｖx＝Ｍ0/ρα△ｘ ・・・（２）
ここに、
Ｖx ：調湿可能な最大外気量 [ｍ3／ｈ]
Ｍ0 ：加湿能力 [ｋｇ／ｈ]
△ｘ：室内外絶対湿度差 [ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）]
ここに、
Ｖx ：調湿可能な最大外気量 [ｍ3／ｈ]
Ｍ0 ：加湿能力 [ｋｇ／ｈ]
△ｘ：室内外絶対湿度差 [ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）]
次に、負荷を外気で処理しきれないときに冷凍機の同時運転を行う場合には、機器の運転条件を満たすか確認する。具体的には、冷凍機の下限冷却能力以上の負荷を確保し、冷水温度が不安定になるＯＮ−ＯＦＦ動作を回避する。最小負荷運転時の外気量は、次式（３）で求める。一次算定した外気量がこの値を超える場合は、冷凍機が安定運転できないので、この値を二次算定した外気量として扱う。これに該当しない場合は、一次算定値を二次算定値として次に進む（ステップＳ１２）。
ＶTR＝3600／ρα△ｈ×（Ｑ＋ＱAC＋（ＱCP−Ｑmin)／Ｎ） ・・・（３）
ここに、
ＶTR :冷凍機最小負荷運転時の外気量 ［ｍ3／ｈ］
ＱCP :冷水一次・二次ポンプ電力 ［ｋＷ］
Ｑmin ：冷凍機最小負荷（定格能力の20％） ［ｋＷ］
Ｎ :ファン類数 ［台］
ここに、
ＶTR :冷凍機最小負荷運転時の外気量 ［ｍ3／ｈ］
ＱCP :冷水一次・二次ポンプ電力 ［ｋＷ］
Ｑmin ：冷凍機最小負荷（定格能力の20％） ［ｋＷ］
Ｎ :ファン類数 ［台］
式（１）にあるファンの発熱負荷は、次式（４）より得る（ステップＳ１３）。加湿器風量を必要加湿量に比例させ、電力を風量の３乗に比例させて同式に整理した。右辺第二項は、最小風量時において、加湿器と排気ファンの発熱を加えたものである。
ＱF＝ＱH0（ραＶ*△ｘ／ＭO）3＋ｑF ・・・（４）
ここに、
ＱH0 ：加湿器ファン定格電力 ［ｋＷ］
Ｖ* ：外気量の二次算定値 ［ｍ3／ｈ］
ｑF ：最小風量時のファン発熱負荷 ［ｋＷ］
ＱF＝ＱH0（ραＶ*△ｘ／ＭO）3＋ｑF ・・・（４）
ここに、
ＱH0 ：加湿器ファン定格電力 ［ｋＷ］
Ｖ* ：外気量の二次算定値 ［ｍ3／ｈ］
ｑF ：最小風量時のファン発熱負荷 ［ｋＷ］
以上の式より、ニュートン法による逐次計算を行って近似解を求め、決定外気量とした（ステップＳ１４〜Ｓ１７）。この外気量で全負荷が処理できるときには、外気冷房の単独運転を行い、冷凍機廻りの機器を停止する。部分負荷が処理できるとき、外気冷房と冷凍機の同時運転を行う場合も検討する。これら以外では、冷凍機を単独運転する。
冷凍機同時運転を行う場合には、次式（５）により空調機コイルの温度差を求め、LCEMツールでの電力計算に値を返した。冷水は定流量とした。
冷凍機同時運転を行う場合には、次式（５）により空調機コイルの温度差を求め、LCEMツールでの電力計算に値を返した。冷水は定流量とした。
△t＝60／ｃρwＷ×（Ｑ＋ＱAC＋ＱF−（ραＶ△ｈ)／3600） ・・・（５）
ここに、
△t ：空調機コイル入口出口温度差 ［℃］
ｃ ：水の比熱（4.186） ［ｋＪ／（ｋｇ・Ｋ）］
ρw ：水の密度（1.0） ［ｋｇ／Ｌ］
Ｗ :空調機１台あたり冷水流量 ［L/ｍｉｎ］
Ｖ :外気量の決定値 ［ｍ3／ｈ］
ここに、
△t ：空調機コイル入口出口温度差 ［℃］
ｃ ：水の比熱（4.186） ［ｋＪ／（ｋｇ・Ｋ）］
ρw ：水の密度（1.0） ［ｋｇ／Ｌ］
Ｗ :空調機１台あたり冷水流量 ［L/ｍｉｎ］
Ｖ :外気量の決定値 ［ｍ3／ｈ］
次に、計算結果について説明する。
図１２に、直接外気冷房方式で冷凍機同時運転がある場合（Ｃａｓｅ−Ｂ２）の、湿球温度とシステム電力の関係を示す。図１２の比較のために示した基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）は、単調増加の関係にある。一方で直接方式では、湿球温度以外の影響もある。約９℃以下の低湿球温度時においては、電力が小さい集合と大きい集合に大別される。前者は冷凍機が停止できており、例えば湿球温度が５℃の場合、基準方式の約１９０ｋＷに対して約１３０ｋＷとなり、３２％も低減される。後者では、室内湿度を確保するために外気量が制限され、冷凍機が部分負荷運転を行っており、約１７０ｋＷの電力となり１１％の低減である。約１５℃以下の湿球温度時は、基準方式と比べて電力が概ね低減できている。この温度以上では、逆に電力増加が散見される。この理由は、外気冷房機器の電力消費に対し、冷凍機廻りの電力低減が充分でないためである。
図１２に、直接外気冷房方式で冷凍機同時運転がある場合（Ｃａｓｅ−Ｂ２）の、湿球温度とシステム電力の関係を示す。図１２の比較のために示した基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）は、単調増加の関係にある。一方で直接方式では、湿球温度以外の影響もある。約９℃以下の低湿球温度時においては、電力が小さい集合と大きい集合に大別される。前者は冷凍機が停止できており、例えば湿球温度が５℃の場合、基準方式の約１９０ｋＷに対して約１３０ｋＷとなり、３２％も低減される。後者では、室内湿度を確保するために外気量が制限され、冷凍機が部分負荷運転を行っており、約１７０ｋＷの電力となり１１％の低減である。約１５℃以下の湿球温度時は、基準方式と比べて電力が概ね低減できている。この温度以上では、逆に電力増加が散見される。この理由は、外気冷房機器の電力消費に対し、冷凍機廻りの電力低減が充分でないためである。
この点を改善するために、外気の等エンタルピ線に制限を設け、４０ｋＪ／ｋｇ超過のときは同時運転を止め、冷凍機の単独運転とした。この改善運転（Ｃａｓｅ−Ｂ３）について、外気条件に対する運転状態を空気線図上にプロットし、図１３に示す。低等エンタルピ線かつ高湿度時は、外気冷房の単独運転となる。この他で、４０ｋＪ／ｋｇ以下かつ室内絶対湿度以下では、外気冷房と冷凍機の併用運転となる。
図１４に、年間消費電力を示す。図１４には、外気冷房時間やシステム成績係数（年間ラック発熱負荷（０．８４ＭＷ×８７６０時間）／年間消費電力）も併記した。基準方式（Case-Ａ）の１８６４ＭＷ・ｈ／年（１００％）に比べ、直接外気冷房方式の方が優れ、冷凍機同時運転がない場合（Ｃａｓｅ−Ｂ１、９４％）、ある場合（Ｃａｓｅ−Ｂ２、９１％）、運転条件を改善した場合（Ｃａｓｅ−Ｂ３、９１％）の順に低減できている。同時運転により一定の効果が得られ、運転改善により僅かであるが効果が加えられた。後述の各方式を比較する際には、最も省電力である運転改善の場合を、直接外気冷房方式の代表とする。
次に、間接外気冷房方式について説明する。
先ず、計算条件と運転方法とについて説明する。
間接外気冷房の効率には、冷却塔の能力が大きく影響する。この点については参考文献で検討されており、本実施形態でも同様に事前計算した。各方式と共通で用いている冷却塔（表２）を１台〜４台と変化させた結果、３台の直列接続が最も省電力であったが、２台の場合でも大差はなかった。これに設置時の合理性も考慮に加えて、２台の直列接続をモデルに設定した。
先ず、計算条件と運転方法とについて説明する。
間接外気冷房の効率には、冷却塔の能力が大きく影響する。この点については参考文献で検討されており、本実施形態でも同様に事前計算した。各方式と共通で用いている冷却塔（表２）を１台〜４台と変化させた結果、３台の直列接続が最も省電力であったが、２台の場合でも大差はなかった。これに設置時の合理性も考慮に加えて、２台の直列接続をモデルに設定した。
図６に、間接方式の系統を示す。冷却塔２台により１２℃で送水が可能なときは、外気冷房の単独運転を行い、冷凍機廻りの機器を停止する。これより送水温度が高くなると、冷却塔１台で予冷した後、冷凍機を同時運転して１２℃で送水する場合についても検討した。この運転変更を合理的に行うために、外気冷房用の冷却塔管路と冷凍機管路を、主管経由で直列に配置する配管構成とした。外気湿球温度がさらに高くなると、冷凍機の単独運転を行う。
表５に、冷却塔冷水ポンプの機器仕様を示す。この運転揚程は、外気冷房運転の単独時と併用時で冷却塔使用台数が異なるため、同表の値で区別した。その他の機器は、共通仕様（表２）と同一である。
表５に、冷却塔冷水ポンプの機器仕様を示す。この運転揚程は、外気冷房運転の単独時と併用時で冷却塔使用台数が異なるため、同表の値で区別した。その他の機器は、共通仕様（表２）と同一である。
次に、計算結果について説明する。
図１５に、間接方式のシステム電力への、湿球温度の影響を示す。約８℃以下の低湿球温度時は、外気冷房の単独運転（Ｃａｓｅ−Ｃ１〜３）により、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）と比べて大幅に電力が低減できる。この温度以上になると電力が急増するが、これは冷凍機廻りの機器を運転するためである。ここで、冷凍機の同時運転（Ｃａｓｅ−Ｃ２）により、基準方式よりも電力が少なくできる。ただし、湿球温度が約１５℃で以上になると、逆に上回る。このことから、この湿球温度以上では冷凍機を単独運転し、運転条件の改善（Ｃａｓｅ一Ｃ３）を図った。
図１５に、間接方式のシステム電力への、湿球温度の影響を示す。約８℃以下の低湿球温度時は、外気冷房の単独運転（Ｃａｓｅ−Ｃ１〜３）により、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）と比べて大幅に電力が低減できる。この温度以上になると電力が急増するが、これは冷凍機廻りの機器を運転するためである。ここで、冷凍機の同時運転（Ｃａｓｅ−Ｃ２）により、基準方式よりも電力が少なくできる。ただし、湿球温度が約１５℃で以上になると、逆に上回る。このことから、この湿球温度以上では冷凍機を単独運転し、運転条件の改善（Ｃａｓｅ一Ｃ３）を図った。
図１６に、年間消費電力を示す。図１６より、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ、１００％）に比べ間接方式が優れており、冷凍機の同時運転がない場合（Ｃａｓｅ−Ｃ１、８９％）、ある場合（Ｃａｓｅ−Ｃ２、８９％）、運転条件を改善した場合（Ｃａｓｅ−Ｃ３、８８％）の順に低減できている。同時運転がなくても外気冷房による効果は大きいが、同時運転条件の改善を行うことで、さらに一定の効果を加えることができた。以後、この中で最も電力の少ない運転改善の場合（Ｃａｓｅ−Ｃ３）を、間接外気冷房方式の代表とする。
次に、混合外気冷房方式と各方式との比較を行う。
先ず、計算条件について説明する。
直接型と間接型を組合せた混合外気冷房方式とを検討する。この方式の優位性は、寒冷時に両者のうち有利な方を選択できること、中間期に両方式を同時運転することで冷凍機が停止できること、が挙げられる。
先ず、計算条件について説明する。
直接型と間接型を組合せた混合外気冷房方式とを検討する。この方式の優位性は、寒冷時に両者のうち有利な方を選択できること、中間期に両方式を同時運転することで冷凍機が停止できること、が挙げられる。
ここで、これまでの各方式の電力を、図１７に示す。図１７より、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）と間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３）の電力は、外気ＯＡの湿球温度のみで決まる。一方で直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３）は、湿度の影響も大きいことが分かる。高湿度時は、間接方式よりも直接方式が有利となる。これは、加湿量と共に加湿器ファン電力が少なくて済むため、また、調湿上の外気量制限が少なく、外気冷房の単独運転が行い易いためである。
図７に、混合方式の系統を示す。直接外気冷房用として、空調機への外気導入ダクト、機械室に排気ファン、加湿器を設置する。間接外気冷房用として、冷却塔２台を直列に接続している。機器仕様は、前述の各方式で示したもの（表２〜表４）と同一とした。
図７に、混合方式の系統を示す。直接外気冷房用として、空調機への外気導入ダクト、機械室に排気ファン、加湿器を設置する。間接外気冷房用として、冷却塔２台を直列に接続している。機器仕様は、前述の各方式で示したもの（表２〜表４）と同一とした。
次に、運転方法について説明する。
混合方式の運転方法として、直接方式又は間接方式の単独で負荷処理できるときは、両者のうち電力が少ない方を選択する。次に、両者の併用により負荷処理できるときは、間接方式で出来るだけ冷水温度を下げ、残りを直接方式で処理した。これら以外のときは、冷凍機の単独運転を行う。直接方式と間接方式、及び冷凍機の３種併用は、電力が上って不利になることから、行わなかった。
混合方式の運転方法として、直接方式又は間接方式の単独で負荷処理できるときは、両者のうち電力が少ない方を選択する。次に、両者の併用により負荷処理できるときは、間接方式で出来るだけ冷水温度を下げ、残りを直接方式で処理した。これら以外のときは、冷凍機の単独運転を行う。直接方式と間接方式、及び冷凍機の３種併用は、電力が上って不利になることから、行わなかった。
直接方式と間接方式との混合運転が可能な外気条件では、冷水が１２℃を超えることになる。このため、空調機の給気を設定温度まで、ファン発熱分を差し引いたコイル出口を１８℃まで下げられるか確認した。図１８に、計算に用いたコイルでの結果を示す。図１８は、冷水入口温度が上昇した場合に、運転冷水量の範囲内で、給気温度確保に必要な入口空気温度を計算したものである。これより、空調機コイルの負荷は直接外気冷房によって軽減されるため、冷水温度が上昇しても設定温度の給気が可能である。なお、図示していないが、空調機コイルの冷水出口温度はほぼ１９℃での一定であった。
図１８の外気量は、還気からコイル入口空気までの必要予冷量と、直接外気による冷却量の等価式を立てて求めた。後者には、冷水入口温度から冷却塔２台での外気温球温度を逆算し、これから等エンタルピ線を近似して用いた。これより、間接外気冷房による冷水温度が１５．４℃以下までは、最大外気量（８，０００ｍ3／ｈ）の範囲内で予冷することにより、設定温度で給気できる。
次に、計算結果について説明する。
図１９は、外気条件に対する混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）の運転状態を、空気線図上に示したものである。約２７ｋｇ／ｋｇ以下の低い等エンタルピ線のときは、外気冷房の単独運転である。概ね相対湿度６０％を境として、高湿度時は直接外気冷房、低湿度時に間接外気冷房となる。後者の方が運転時間は長い。これ以外の条件では、室内絶対湿度より低く、かつ等エンタルピ線が約３９ｋＪ／ｋｇ以下のとき、混合外気冷房となっている。
図１９は、外気条件に対する混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）の運転状態を、空気線図上に示したものである。約２７ｋｇ／ｋｇ以下の低い等エンタルピ線のときは、外気冷房の単独運転である。概ね相対湿度６０％を境として、高湿度時は直接外気冷房、低湿度時に間接外気冷房となる。後者の方が運転時間は長い。これ以外の条件では、室内絶対湿度より低く、かつ等エンタルピ線が約３９ｋＪ／ｋｇ以下のとき、混合外気冷房となっている。
図２０に、混合方式の年間消費電力を示す。基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ、１００％）に対し、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３、９１％）、間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３、８８％）、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ、８６％）の順に電力が少ないことがわかる。各方式の機器の内訳をみると、空調機が４１〜４８％と半分近くを占めており、これ以外の機器の電力が外気冷房により低減可能となる。直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３）よりも間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３）の方が、冷凍機廻りの機器（冷却塔、冷却水ポンプ、冷凍機、冷水一次ポンプ）を低減できている。混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）では、直接外気冷房機器（空調機増分、排気ファン、加湿器ファン）が小さく、間接外気冷房機器（外気冷房用冷却塔、冷却塔冷水ポンプ）が大きい。これは、間接運転が長いことに加え、混合運転時の負担も大きいためである。冷凍機廻りの機器の電力が少ないのは、混合運転により冷凍機が長時間停止できたためである。
これまでの各方式について、地域による外気条件の影響を調べたのが、図２１である。図２１（ａ）の札幌では、間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３）よりも直接方式（Ｃａｅ−Ｂ３）が僅かに優れており、東京の場合と異なる。これは、直接外気冷房に係る機器が、少ない風量で冷却でき、少ない加湿量で調湿できているためである。全体として外気冷房の低減効果は高く、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）の１，７５９ＭＷ・ｈ／年に比べ８０〜８２％となっている。また、東京と比べて、外気冷房運転が年間１，３００〜１，４００時間ほど長く採れている。
図２１（ｂ）の大阪では、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）の１，８７０ＭＷ・ｈ／年（１００％）に比べ、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３、８９％）、間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３、８９％）、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ、８８％）と、東京と同じ順で少なくなっている。システムの成績係数も、各方式で東京と大きな差異は見られなかった。
図２１（ｃ）の鹿児島では、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）の１，９２３ＭＷ・ｈ／年（１００％）に比べ、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３）と間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３）が共に９２％、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）が９０％となる。他地域と比べると少ないが、外気冷房の効果は一定量ある。
図２１（ｃ）の鹿児島では、基準方式（Ｃａｓｅ−Ａ）の１，９２３ＭＷ・ｈ／年（１００％）に比べ、直接方式（Ｃａｓｅ−Ｂ３）と間接方式（Ｃａｓｅ−Ｃ３）が共に９２％、混合方式（Ｃａｓｅ−Ｄ）が９０％となる。他地域と比べると少ないが、外気冷房の効果は一定量ある。
これら各地域の計算より、基準方式と各種外気冷房方式の効率を比較した結果、提案した混合方式が最も優れていることを定量的に確認できた。
以上のように、データセンタにおける外気冷房利用の向上を目的に、熱源から二次側空調機まで含めた各種システムの消費電力を、ＬＣＥＭツールを用いて計算した。計算では、ラック発熱負荷８４０ｋＷのモデル施設を対象とし、高効率ターボ冷凍機による水熱源システムを基準方式（外気冷房なし）とした。結果を以下にまとめる。
以上のように、データセンタにおける外気冷房利用の向上を目的に、熱源から二次側空調機まで含めた各種システムの消費電力を、ＬＣＥＭツールを用いて計算した。計算では、ラック発熱負荷８４０ｋＷのモデル施設を対象とし、高効率ターボ冷凍機による水熱源システムを基準方式（外気冷房なし）とした。結果を以下にまとめる。
１）直接外気冷房方式について、気化式加湿器を機械室に設置したシステムを設定した。東京での年間消費電力は、基準方式の１，８６４ＭＷ・ｈ／年に対し、外気冷房と冷凍機の同時運転を行わない場合に９４％となり、同時運転を行い条件改善した場合に９１％とさらに低減された。
２）間接外気冷房方式について、冷却塔容量を定格の２倍とし、冷凍機への予冷も可能なシステムを設定した。東京での年間消費電力は、基準方式に対し、外気冷房と冷凍機の同時運転を行わない場合に８９％となり、同時運転を行い条件改善した場合に８８％と低減された。
２）間接外気冷房方式について、冷却塔容量を定格の２倍とし、冷凍機への予冷も可能なシステムを設定した。東京での年間消費電力は、基準方式に対し、外気冷房と冷凍機の同時運転を行わない場合に８９％となり、同時運転を行い条件改善した場合に８８％と低減された。
３）直接外気冷房方式と間接外気冷房方式を組合せた、混合外気冷房方式のモデルを設定した。東京での年間消費電力は、基準方式に対して８６％となり、低減効果を加えることができた。
４）他地域での年間消費電力は、基準方式に対する各外気冷房方式の比率が、札幌で８０〜８２％、大阪で８７〜８９％、鹿児島で９０〜９２％と差異がみられた。最小なのは各地域共に混合方式であるが、次いで小さいのは概ね間接方式であった。
以上より、各外気冷房方式の代表的な効率が把握できた。
４）他地域での年間消費電力は、基準方式に対する各外気冷房方式の比率が、札幌で８０〜８２％、大阪で８７〜８９％、鹿児島で９０〜９２％と差異がみられた。最小なのは各地域共に混合方式であるが、次いで小さいのは概ね間接方式であった。
以上より、各外気冷房方式の代表的な効率が把握できた。
（第三実施形態）
本実施形態では、運転モード３（混合）に加えて運転モード３’（間接型と冷凍機との併用、以下、併用と称する）を追加した点で、第一実施形態とは相違する。
図２３は、運転モード３’（併用）の制御フローを示す。
ステップＳ２１〜Ｓ２５、Ｓ２８，Ｓ３０は、図４のステップＳ１〜Ｓ８と同じであるから説明を省略する。
本実施形態では、運転モード３（混合）に加えて運転モード３’（間接型と冷凍機との併用、以下、併用と称する）を追加した点で、第一実施形態とは相違する。
図２３は、運転モード３’（併用）の制御フローを示す。
ステップＳ２１〜Ｓ２５、Ｓ２８，Ｓ３０は、図４のステップＳ１〜Ｓ８と同じであるから説明を省略する。
図２４は、モード３’（併用）出力部７６を設けた制御装置６３Ａを示す。
図２５は、運転モード３’（併用）での運転状態を示す。
次に、図２３〜図２５に基づいて説明する。
図２５は、運転モード３’（併用）での運転状態を示す。
次に、図２３〜図２５に基づいて説明する。
制御装置６３は、ステップＳ２２、Ｓ２４がＮｏのとき、ステップ２６において、外気エンタルピｈOAが、エンタルピｈ34と同等又はエンタルピｈ34より低く、絶対湿度ｘOAが、絶対湿度ｘ34と同等又は絶対湿度ｘ34より低いと判定（ステップＳ２６のＹｅｓ）し、更にステップＳ２７において、給気ＳＡ温度が設定値と同等又は設定値より低いと判定（ステップＳ２７のＹｅｓ）すると、運転モード３（混合）を選択する（ステップＳ２８）。
しかし、ステップＳ２７において、給気ＳＡ温度が設定値より高いと判定（ステップＳ２７のＮｏ）すると、運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）を選択する（ステップＳ２９）。
図２５に基づいて運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）の運転状態を説明する。
制御装置６３のモード３’（併用）出力部７６は、併用外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード３’（併用）出力部７６からの指令に基づいて、モータダンパ３０を閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
同時に、空調システム１は、冷却塔冷水ポンプ４５を運転し、第一切替弁４７を開、第二切替弁５９を閉、第三切替弁６１を閉にして、冷水循環路４０の還り路４２の冷水を外気冷房専用の密閉式冷却塔４４で冷却した後、冷水循環路４０の冷水往き路４１へ供給する。
制御装置６３のモード３’（併用）出力部７６は、併用外気冷房機器に対して運転信号を出力する。空調システム１は、モード３’（併用）出力部７６からの指令に基づいて、モータダンパ３０を閉じて外気ＯＡの導入を停止し、気化式加湿器３２及び排気ファン３３を停止させる。
同時に、空調システム１は、冷却塔冷水ポンプ４５を運転し、第一切替弁４７を開、第二切替弁５９を閉、第三切替弁６１を閉にして、冷水循環路４０の還り路４２の冷水を外気冷房専用の密閉式冷却塔４４で冷却した後、冷水循環路４０の冷水往き路４１へ供給する。
そして、空調システム１は、冷水一次ポンプ５０及び冷凍機４９を運転し、冷水循環路４０の冷水往き路４１の冷水を、冷水往き路５１を介して冷凍機４９で冷却した後、冷水循環路４０の往き路４１に戻し、冷水二次ポンプ４２を運転して空調機２１の冷水コイル２３へ冷水を供給する。空調システム１は、ファン２２によって還気ＲＡを吸引する。これにより、冷水コイル２３で熱交換された冷気は、床１３に設けた複数の吹出口１４を介して矢印で示す給気風路１１ａを形成しながら空調機２１から空調対象空間１１内に流入し、空調対象空間１１においてコールドアイルからラック１２の列内に通過し熱を奪ってホットアイル側へ流出される。そして、ホットアイル側に流出する空気は、天井１６の複数の還気口１７を介して空調対象空間１１から排出され、天井空間１８を介して機械室２０に還流する。
冷凍機４９の冷却水は、冷却水ポンプ５３を設けた冷却水往き路５４を介して外気冷房、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔５５で冷却された後、第四切替弁５６を設けた冷却水還り路５７を介して冷凍機４９に戻される。
運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）と運転モード４（冷凍機単独）との境界エンタルピｈ’34は、運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）と運転モード４（冷凍機単独）との電力が等しくなる点を次式により求める。
Ｃ’４５＋ｆ４４（ＷＢ）＋ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ５０＋ｆ’４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋Ｃ４２＋Ｃ２１＝Ｃ５０＋ｆ４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋ｆ’４４（ＷＢ）＋Ｃ２１＋Ｃ４２
運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）と運転モード４（冷凍機単独）との境界エンタルピｈ’34は、運転モード３’（間接型と冷凍機との併用）と運転モード４（冷凍機単独）との電力が等しくなる点を次式により求める。
Ｃ’４５＋ｆ４４（ＷＢ）＋ｆ５５（ＷＢ）＋Ｃ５０＋ｆ’４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋Ｃ４２＋Ｃ２１＝Ｃ５０＋ｆ４９（ＷＢ）＋Ｃ５３＋ｆ’４４（ＷＢ）＋Ｃ２１＋Ｃ４２
（第四実施形態）
本実施形態では、運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との境界を温度判定式ｘ12＝ａｔ＋ｂに変えて相対湿度６０％とした点で、第一実施形態及び第三実施形態と相違する。
第一実施形態及び第三実施形態では、電力が間接外気冷房＝直接外気冷房のときの温度、湿度を計算して、温度判定式ｘ12＝ａｔ＋ｂより求めていたが、本実施形態では、図１９に示す空気線図上から運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との境界を求めている。
本実施形態では、運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との境界を温度判定式ｘ12＝ａｔ＋ｂに変えて相対湿度６０％とした点で、第一実施形態及び第三実施形態と相違する。
第一実施形態及び第三実施形態では、電力が間接外気冷房＝直接外気冷房のときの温度、湿度を計算して、温度判定式ｘ12＝ａｔ＋ｂより求めていたが、本実施形態では、図１９に示す空気線図上から運転モード１（直接）と運転モード２（間接）との境界を求めている。
図１９に示すように、約２７ｋｇ／ｋｇ以下の低い等エンタルピ線のときは、外気冷房の単独運転であり、概ね相対湿度６０％を境として、高湿度時は運転モード１（直接）の直接外気冷房、低湿度時に運転モード２（間接）の間接外気冷房となる。運転モード２（間接）の方が運転時間は長い。これ以外の条件では、室内絶対湿度より低く、かつ等エンタルピ線が約３９ｋＪ／ｋｇ以下のとき、混合外気冷房となっている。
１ 空調システム
１０ データセンタ
１１ 空調対象空間
１１ａ 給気風路
１２ ラック
１３ 床
１４ 吹出口
１５ 床下空間
１６ 天井
１７ 還気口
１８ 天井空間
１９ａ，１９ｂ 温湿度計
２０ 機械室
２１ 空調機
２２ ファン
２３ 冷却コイル
２４ 吸入口
２５ 外気取込口
２６ フィルタ
２７，３０ モータダンパ
３２ 気化式加湿器
３３ 排気ファン
３４ 排気バイパス
４０ 冷水循環路
４１ 冷水往き路
４２ 冷水二次ポンプ
４３ 冷水還り路
４４ 外気冷房専用の密閉式冷却塔
４５ 冷却塔冷水ポンプ
４６ 冷水往き路
４７ 第一切替弁
４８ 冷水還り路
４９ 冷凍機
５０ 冷水一次ポンプ
５１ 冷水往き路
５２ 冷水還り路
５３ 冷却水ポンプ
５４ 冷却水往き路
５５ 外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔
５６ 第四切替弁
５７ 冷却水還り路
５８ 冷水往きバイパス路
５９ 第二切替弁
６０ 冷水還りバイパス路
６１ 第三切替弁
６２ 温湿度計測部
６３ 外気冷房コントローラ（制御装置）
６４ ＣＰＵ
６５ 運転モード算出部
６６ ＲＯＭ
６７ 外気温度、外気湿度入力部
６８ 外気比エンタルピｈ算出部
６９ 室内設定湿度入力部
７０ ｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34入力部
７１ モード１（直接）出力部
７２ モード２（間接）出力部
７３ モード３（混合）出力部
７４ モード４（冷凍機単独）出力部
Ｍ 運転モード切替マップ
１０ データセンタ
１１ 空調対象空間
１１ａ 給気風路
１２ ラック
１３ 床
１４ 吹出口
１５ 床下空間
１６ 天井
１７ 還気口
１８ 天井空間
１９ａ，１９ｂ 温湿度計
２０ 機械室
２１ 空調機
２２ ファン
２３ 冷却コイル
２４ 吸入口
２５ 外気取込口
２６ フィルタ
２７，３０ モータダンパ
３２ 気化式加湿器
３３ 排気ファン
３４ 排気バイパス
４０ 冷水循環路
４１ 冷水往き路
４２ 冷水二次ポンプ
４３ 冷水還り路
４４ 外気冷房専用の密閉式冷却塔
４５ 冷却塔冷水ポンプ
４６ 冷水往き路
４７ 第一切替弁
４８ 冷水還り路
４９ 冷凍機
５０ 冷水一次ポンプ
５１ 冷水往き路
５２ 冷水還り路
５３ 冷却水ポンプ
５４ 冷却水往き路
５５ 外気冷房運転、冷凍機運転兼用の密閉式冷却塔
５６ 第四切替弁
５７ 冷却水還り路
５８ 冷水往きバイパス路
５９ 第二切替弁
６０ 冷水還りバイパス路
６１ 第三切替弁
６２ 温湿度計測部
６３ 外気冷房コントローラ（制御装置）
６４ ＣＰＵ
６５ 運転モード算出部
６６ ＲＯＭ
６７ 外気温度、外気湿度入力部
６８ 外気比エンタルピｈ算出部
６９ 室内設定湿度入力部
７０ ｈ13、ｈ23、ｘ12、ｈ34入力部
７１ モード１（直接）出力部
７２ モード２（間接）出力部
７３ モード３（混合）出力部
７４ モード４（冷凍機単独）出力部
Ｍ 運転モード切替マップ
Claims (8)
- 開閉自在なダンパを設け、外気を導入する外気通路と、
還気取入口を介し空調対象空間に連通する還気通路と、
前記外気通路及び前記還気通路に前記外気通路及び前記還気通路とは区画された混合部を介して連通すると共に、前記混合部に冷水コイルを設け給気風路を介して前記空調対象空間に連通する空調機と、
前記還気通路内の室内空気の一部又は全部を排気するための排気ファンと、
前記還気取入口からの還気を水により断熱加湿する気化式加湿器と、
冷水二次ポンプを設け、前記冷水コイルに冷水を供給する冷水循環路と、
冷却塔冷水ポンプを設けた冷水往き路と、第一切替弁を設けた冷水還り路とを介して前記冷水循環路に接続される密閉式の外気冷房専用冷却塔と、
冷水一次ポンプを設けた冷水導入路と、冷水導出路とを介して前記冷水循環路に接続される冷凍機と、
前記冷凍機に冷却水ポンプを設ける冷却水往き路と、前記第一切替弁の開閉と同期して開閉する第四切替弁を設ける冷却水還り路とを介して前記冷凍機に接続される密閉式の外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔と、
前記冷水還り路の第一切替弁より上流側で分岐すると共に前記第一切替弁の開閉とは逆開閉する第二切替弁を設け、前記冷却水ポンプより下流側で前記冷却水往き路に接続される冷水分岐往き路と、
前記冷水還り路の第一切替弁より下流側で分岐すると共に前記第一切替弁の開閉とは逆開閉する第三切替弁を設け、前記第四切替弁より上流側で前記冷却水還り路に接続される冷水分岐還り路と、
相対湿度を測定し、絶対湿度を演算する外気温湿度計と、
前記外気を前記外気通路を介して前記空調対象空間内に直接導入する直接外気冷房運転と、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記密閉式の外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを直列に連結し、前記外気を冷水に変換して間接的に利用する間接外気冷房運転と、前記直接外気冷房運転と前記間接外気冷房運転とを組み合わせた混合外気冷房運転と、前記冷凍機で生成した冷水を前記冷水コイルへ供給する冷凍機単独運転との何れかを前記外気温湿度計で求められる外気条件に応じて切替制御する制御装置と
を備え、
前記制御装置は、前記直接外気冷房運転時に、前記ダンパを開放し、前記冷水コイルへの冷水の供給を停止し、
前記間接外気冷房運転時に、前記ダンパを閉止し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、
前記混合外気冷房運転時に、前記ダンパを開放し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、
前記冷凍機単独運転時に、前記ダンパを閉止し、前記冷水コイルへ冷水を供給し、
前記制御装置は、前記外気温湿度計で求められる外気条件に基づいて、複数の運転モードに切り替える条件をｈ−ｘ線図を用いて規定する運転モード切替マップを格納しており、
前記運転モード切替マップは、
前記冷水二次ポンプを停めて前記冷水コイルへの冷水を停止し、外気を前記空調機から前記空調対象空間に導入する直接型外気冷房運転モードと、
前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、前記空調機の外気導入を停止し、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを前記冷水分岐往き路及び前記冷水分岐往き路を介して直列にして前記冷水循環路の冷水を冷却して前記冷水コイルに供給する間接型外気冷房運転モードと、
前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、外気を前記空調機に導入し、前記密閉式の外気冷房専用冷却塔と前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔とを前記冷水分岐往き路及び前記冷水分岐往き路を介して直列にして前記冷水循環路の冷水を冷却して前記冷水コイルに供給する混合型外気冷房運転モードと、
前記冷水コイルに前記冷水循環路の冷水を供給し、前記空調機の外気導入を停止し、前記冷凍機の冷却水を前記外気冷房運転、冷凍機運転兼用冷却塔で冷却し、前記冷水循環路の冷水を前記冷凍機で生成して前記冷水コイルに供給する冷凍機単独運転モードと
を備え、
前記直接型外気冷房運転モードと前記混合型外気冷房運転モードとの境界は、等エンタルピ線ｈ 13 によって規定され、
前記間接型外気冷房運転モードと前記混合型外気冷房運転モードとの境界は、等エンタルピ線ｈ 23 によって規定され、
前記混合型外気冷房運転モードと前記冷凍機単独運転モードとの境界は、運転モード境界絶対湿度ｘ 34 及び等エンタルピ線ｈ 34 によって規定され、
前記直接型外気冷房運転モードと前記間接型外気冷房運転モードとの境界は、温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂ（ここで、ｔ OA は前記外気温湿度計で求められる乾球温度）によって規定される
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項１記載の空調システムにおいて、
前記制御装置では、
前記外気温湿度計で求められる外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 13 と同等又は前記等エンタルピ線ｈ 13 より低く、かつ前記外気温湿度計で求められる絶対湿度ｘ OA が、前記温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂと同等又は前記温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂより高いと判定すると、前記直接型外気冷房運転モードを選択し、
前記外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 23 と同等又は前記等エンタルピ線ｈ 23 より低く、かつ前記絶対湿度ｘ OA が、前記温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂより低いと判定すると、前記間接型外気冷房運転モードを選択し、
前記外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 13 より高く、かつ前記絶対湿度ｘ OA が、前記温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂと同等又は前記温度判定式ｘ＝ａｔ＋ｂより高く、前記外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 23 より高く、かつ前記絶対湿度ｘ OA が、前記温度判定式ｘ 12 （ｔ OA ）＝ａｔ OA ＋ｂより低く、前記外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 34 と同等又は前記等エンタルピ線ｈ 34 より低く、前記絶対湿度ｘ OA が、前記絶対湿度ｘ 34 と同等又は前記絶対湿度ｘ 34 より低いと判定すると、前記混合型外気冷房運転モードを選択し、
前記外気温湿度計で求められる外気エンタルピｈ OA が、前記等エンタルピ線ｈ 34 より高く、前記絶対湿度ｘ OA が、前記絶対湿度ｘ 34 より高いと判定すると、前記冷凍機単独運転モードを選択する
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項１記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、前記直接外気冷房運転又は前記間接外気冷房運転の何れか単独で負荷を処理できると判断すると、両者の消費電力が少ない方を選択する
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項１記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、外気の相対湿度が所定の相対湿度以上のときには前記直接外気冷房運転を選択し、外気の相対湿度が所定の相対湿度未満のときには前記間接外気冷房運転を選択する
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項１記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、前記直接外気冷房運転又は前記間接外気冷房運転の何れか単独で負荷を処理できないと判断すると、前記直接外気冷房運転と前記間接外気冷房運転とを混合した前記混合外気冷房運転を選択する
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項５記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ 13 を境に、前記直接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替え、前記等エンタルピ線ｈ 23 を境に、前記間接外気冷房運転と前記混合外気冷房運転とに切り替える
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項１記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、前記混合外気冷房運転又は前記冷凍機単独運転の何れか単独で負荷を処理できると判断すると、両者の消費電力が少ない方を選択する
ことを特徴とする空調システム。 - 請求項７記載の空調システムにおいて、
前記制御装置は、前記等エンタルピ線ｈ 34 （＞ｈ 23 、ｈ 13 ）を境に、前記混合外気冷房運転と前記冷凍機単独運転とに切り替える
ことを特徴とする空調システム。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2014253946A JP6449009B2 (ja) | 2014-12-16 | 2014-12-16 | 空調システム |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2014253946A JP6449009B2 (ja) | 2014-12-16 | 2014-12-16 | 空調システム |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2016114310A JP2016114310A (ja) | 2016-06-23 |
| JP6449009B2 true JP6449009B2 (ja) | 2019-01-09 |
Family
ID=56139877
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2014253946A Active JP6449009B2 (ja) | 2014-12-16 | 2014-12-16 | 空調システム |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP6449009B2 (ja) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN110073151A (zh) | 2016-12-21 | 2019-07-30 | 三菱电机株式会社 | 空气调节装置 |
| US20210222923A1 (en) * | 2020-06-11 | 2021-07-22 | Beijing Baidu Netcom Science And Technology Co., Ltd. | Refrigerating system |
| CN114413526B (zh) * | 2022-01-20 | 2024-06-25 | 平顶山天安煤业股份有限公司 | 制冷系统的制冷方法、控制装置及压缩制冷系统 |
| CN115468291A (zh) * | 2022-09-30 | 2022-12-13 | 海信空调有限公司 | 空调器及其控制方法 |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4829147B2 (ja) * | 2007-03-01 | 2011-12-07 | 三機工業株式会社 | 空気調和設備 |
| JP5465953B2 (ja) * | 2009-08-27 | 2014-04-09 | 三機工業株式会社 | 外気利用空調システム及び外気冷房運転方法 |
| JP5543181B2 (ja) * | 2009-11-30 | 2014-07-09 | 鹿島建設株式会社 | 外気冷房型電算室用空気調和機 |
-
2014
- 2014-12-16 JP JP2014253946A patent/JP6449009B2/ja active Active
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2016114310A (ja) | 2016-06-23 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5185319B2 (ja) | サーバ室管理用の空調システムおよび空調制御方法 | |
| JP5932350B2 (ja) | 空調装置および空調制御方法 | |
| CN104964351B (zh) | 数据中心的二维动态送风节能系统及其控制方法 | |
| US9185829B2 (en) | Air-conditioning system and air-conditioning method for server room management | |
| JP4829147B2 (ja) | 空気調和設備 | |
| US20160195290A1 (en) | Air-conditioning controller | |
| JP5465953B2 (ja) | 外気利用空調システム及び外気冷房運転方法 | |
| JP5759808B2 (ja) | サーバ室管理用の空調システムおよび空調制御方法 | |
| US11959652B2 (en) | Machine learning apparatus, air conditioning system, and machine learning method | |
| JP5777929B2 (ja) | 冷熱源装置の運転制御システム | |
| JP4165496B2 (ja) | 空調システム | |
| JP6449009B2 (ja) | 空調システム | |
| TW201443626A (zh) | 伺服器冷卻系統 | |
| EP3967944A1 (en) | Outside air treatment device and air conditioning system | |
| JP5423080B2 (ja) | 局所冷却システム、その制御装置、プログラム | |
| JP2017036911A (ja) | 外調機の制御装置 | |
| CN110107981A (zh) | 空气调节装置 | |
| JP7374633B2 (ja) | 空気調和機及び空気調和システム | |
| JP6024726B2 (ja) | 外調機の制御装置 | |
| CN220669737U (zh) | 一种双冷源低露点闭式水冷双效热回收机组及空调器 | |
| JP7383364B1 (ja) | 空調システム及びその制御方法 | |
| JPS58142138A (ja) | 外気取入型ヒ−トポンプ式空気調和機 | |
| KR101218229B1 (ko) | 히트 펌프를 이용한 인터넷 데이터 센터의 서버실 강제 냉각 공조 시스템 | |
| WO2012020494A1 (ja) | 局所冷却システム、その制御装置、プログラム | |
| JP2023151359A (ja) | 空調システムの運転方法および空調システム |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| RD01 | Notification of change of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7426 Effective date: 20170510 |
|
| RD03 | Notification of appointment of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7423 Effective date: 20170510 |
|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20170512 |
|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20170608 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20180319 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20180501 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20180628 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20181204 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20181205 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 6449009 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |