WO1998046958A1 - Systeme de climatisation - Google Patents

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WO1998046958A1
WO1998046958A1 PCT/JP1998/001660 JP9801660W WO9846958A1 WO 1998046958 A1 WO1998046958 A1 WO 1998046958A1 JP 9801660 W JP9801660 W JP 9801660W WO 9846958 A1 WO9846958 A1 WO 9846958A1
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heat
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Kensaku Maeda
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Definitions

  • the present invention relates to an air conditioning system, and more particularly to an air conditioning system capable of continuously performing a desiccant moisture adsorption process and a desiccant regeneration process using a heat pump.
  • FIG. 5 is a prior art disclosed in USP 4,430,864, which comprises a process air path A, a regeneration air path B, and two desiccant beds.
  • This heat pump 200 is composed of heat exchangers 220, 2 embedded in two desiccant beds 103A, 103B.
  • One of the desiccant beds performs the adsorption step by passing the processing air, and the other desiccant performs the regeneration step by passing the regeneration air.
  • the four-way switching valves 105 and 106 are switched to flow the regeneration and processing air to the opposite desiccant bed to perform the reverse process.
  • the heat pump 200 since the high and low heat sources of the heat pump 200 are integrated with each desiccant, the amount of heat corresponding to the cooling effect ⁇ is directly applied to the heat pump (refrigerator). Is done. In other words, it cannot provide an effect that exceeds the capacity of the heat pump (refrigerator). Therefore, the effect of simply increasing the complexity of the device cannot be obtained.
  • the high-temperature heat source (220) of the heat pump (200) is disposed in the raw air path (B) to heat the regeneration air
  • the low-temperature heat source (240) of the heat pump (200) is disposed in the processing air path (A) to cool the processing air.
  • the desiccant 103 uses a desiccant orifice that rotates over both the processing air path A and the regeneration air path B.
  • the cooling effect (mm Q) combining the cooling effect by the sensible heat exchange between the processing air and the regeneration air is obtained. Therefore, it is possible to obtain higher efficiency than the air conditioning system of Fig. 5 with a compact configuration.
  • the heat pump 200 used for such applications has a high heat source temperature of 65 ° C or more required for desiccant eradication and a low heat source temperature of about 10 ° C required for cooling of the processing air. Temperature is required. Drawing a vapor compression refrigeration cycle having such a high heat source temperature and a low heat source temperature on the Mollier diagram of refrigerant HFC134a, as shown in Fig. 8, the heating range of heat pump 200 is 5 5 ° C.
  • the pressure ratio and compression power in this cycle are close to those of a conventional air conditioner (air conditioner) heat pump using refrigerant HCFC22, so that a heat pump for desiccant air conditioning can be configured using a compressor for refrigerant HCFC22. there is a possibility.
  • the heat exchanger of the high heat source of the heat pump 200 is a heat exchanger that forms a single assembly as used in a conventional heat pump as a known technology.
  • Fig. 6 shows a so-called plate-filcoil type heat exchanger in which the refrigerant and air flowing through the branched refrigerant passage form a direct flow, and the refrigerant and air exchange heat in a state where temperature distribution is random.
  • the heat energy of the refrigerant Gis are not sufficiently transmitted to the air side.
  • the relationship between the temperature change of the refrigerant and the regenerated air and the change of the endless ruby in such a known heat exchanger is as shown in FIG.
  • FIG. 9 when heat exchange between the refrigerant of the heat pump and the regeneration air is performed, the amount of change of the refrigerant and the regeneration air becomes the same due to the heat balance.
  • the refrigerant decreases in enthalpy from the superheated vapor state at the compressor outlet to the start of condensation due to sensible heat change.In the condensed state, the enthalpy decreases at a constant temperature due to the latent heat change and further saturates. From the liquid to the supercooled liquid, the sensible heat change causes the ruby to drop.
  • the rubbing temperature rises due to sensible heat change.
  • the refrigerant can be roughly approximated by 65 ° C-constant condensation heat transfer, and the regenerated air side can be approximated by a sensible heat change at the inlet of 40 ° C.
  • a temperature efficiency of 80% can be obtained with an NTU (number of heat transfer units) of about 1.7 . Therefore, the outlet temperature of the regeneration air is
  • the regenerated air is present in the heat exchanger 220 at a temperature of 40 ° C to 60 ° C, and the refrigerant and the regenerated air are in a state in which the temperature distribution is disorderly. Heat exchange. Therefore, the refrigerant liquid at the outlet of the condenser, which has the lowest ruby, cannot always contact the 40 ° C inlet air, which has the lowest temperature of the regeneration air, and is the average temperature of the regeneration air on average It is considered to be in contact with air at 50 ° C. Assuming that the supercooling of the refrigerant is overestimated and performed at 10% of the total heat transfer area, NTU of this part is
  • the refrigerant liquid is cooled only to 62.7 ° C while the regeneration air temperature is 40 ° C as the lowest cooling heat source temperature, and the heat energy of the refrigerant is sufficient on the air side. Is not transmitted to
  • the refrigerant at the inlet of the low-heat-source heat exchanger has a high entropy, the refrigeration effect of the low-heat-source heat exchanger is reduced. Therefore, compared to the case where the refrigerant liquid can be cooled down to 40 ° C, the amount of heating and cooling effect of the cooling regeneration air is smaller, so it is necessary to circulate more refrigerant to heat the regeneration air, and the coefficient of performance is lower. There were drawbacks that made it worse. (As shown in FIG. 8, when the heat pump heating amount is 100%, a compression power equivalent to 28% heat is required, and the refrigerating effect is only 72%.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and the refrigerant once condensed by a heat pump is further cooled by exchanging heat with regeneration air near an inlet of a heat source heat exchanger having the lowest temperature, so that the heat energy of the refrigerant can be sufficiently reduced.
  • the regeneration air heating capacity of the heat pump is increased, and the cooling capacity of the treatment air (sensible heat treatment capacity) can be increased.
  • the purpose is to provide a system.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned point, and the refrigerant once condensed by a heat pump of an air conditioning system capable of continuously performing a moisture adsorption process by a desiccant and a desiccant regeneration process by a heat pump is most often used.
  • the regenerative air heating capacity of the heat pump is achieved by exchanging heat with the regenerative air near the inlet of the low-temperature, high-heat-source heat exchanger to further cool it and transfer the heat energy of the refrigerant sufficiently to the regenerative air side. It is an object of the present invention to provide an air-conditioning system that is excellent in dehumidification and sensible heat treatment, and that can save energy by increasing the cooling capacity of treated air. Disclosure of the invention
  • the present invention has been made to achieve the above object, and the invention described in claim 1 has a desiccant that adsorbs moisture in processing air, and a compressor, and uses a low heat source to regenerate the processing air.
  • a desiccant that adsorbs moisture in processing air
  • a compressor that uses a low heat source to regenerate the processing air.
  • a high heat source heat exchanger that exchanges heat with regeneration air before desiccant regeneration
  • the refrigerant is divided into a plurality of sections along the flow direction, and the order in which air passes through each section and the order in which the refrigerant passes through each section are reversed. This is an air conditioning system characterized by further cooling.
  • the high heat source heat exchanger of the heat pump is divided into a plurality of sections to eliminate heat disorder in the temperature distribution, exchange heat with the regenerated air in a counter-flow shape, and remove the refrigerant once condensed by the heat pump.
  • the regenerative air heating of the heat pump is performed by exchanging heat with the regeneration air near the inlet of the high heat source heat exchanger, which has the lowest temperature, to further cool and transfer the heat energy of the refrigerant to the regeneration air side.
  • the invention according to claim 2 is capable of increasing the capacity and increasing the cooling capacity of the processing air, and the desiccant that adsorbs moisture in the processing air.
  • Air conditioning It is a stem.
  • the high heat source heat exchanger of the heat pump is divided into a plurality of sections, eliminating heat disorder in the temperature distribution, exchanging heat with the regenerated air in a counter-current manner, and cooling the refrigerant once condensed by the heat pump.
  • Heat exchange with the regeneration air at the inlet of the high heat source heat exchanger, which has the lowest temperature, to further cool, and to transfer the heat energy of the refrigerant sufficiently to the regeneration air side before guiding it to the regeneration section of the decant force As a result, the desiccant dehumidifying capacity can be increased, and the cooling capacity of the processing air can be increased.
  • the invention according to claim 3 is characterized in that a throttle mechanism is provided at least in a refrigerant path connecting at least two sections close to the inlet side of the regenerated air in a refrigerant path connecting the sections of the high heat source heat exchanger.
  • a throttle mechanism is provided at least in a refrigerant path connecting at least two sections close to the inlet side of the regenerated air in a refrigerant path connecting the sections of the high heat source heat exchanger.
  • the process of further cooling the refrigerant once condensed by the heat pump is performed stepwise by reducing the pressure of the once condensed refrigerant to self-evaporate the refrigerant, and then exchanging heat with the regenerated air to recondense the refrigerant.
  • condensing heat transfer which is a latent heat transfer
  • high heat transfer performance can be used, and the heat exchanger can be downsized.
  • the invention according to claim 4 is configured such that the desiccant has a mouth shape, and the desiccant rotates to return to the first section through the first section and the second section by rotating.
  • the desiccant is made into a mouth-open shape and the desiccant is rotated, so that the desiccant absorbs moisture and the desiccant is regenerated by regenerated air that sufficiently transfers the heat retained in the heat pump refrigerant.
  • the regeneration process can be performed continuously.
  • FIG. 1A is an explanatory diagram showing a basic configuration of a first embodiment of an air conditioning system according to the present invention
  • FIG. 1B is a detailed diagram of a high heat source heat exchanger
  • FIG. 2 is a diagram of the air conditioner of FIG.
  • FIG. 3 is a Mollier diagram showing a refrigerant cycle in a heat pump
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the amount of change and the temperature of regenerated air in the embodiment of FIG.
  • FIG. 4 is a psychrometric chart showing the operation of the desiccant air conditioning system of the embodiment of FIG. 1
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing the basic configuration of a conventional desiccant air conditioning system. Yes, Fig.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing the basic configuration of another conventional desiccant air conditioning system
  • Fig. 7 is a wet air line diagram of the conventional desiccant air conditioning cycle of the desiccant air conditioning system shown in Fig. 6.
  • FIG. 8 is an explanatory view of the conventional desiccant shown in FIG. Fig. 9 is a Mollier diagram illustrating the vapor compression refrigeration cycle of the air conditioning system
  • Fig. 9 shows the change and temperature of the conventional example of regenerative air and the high-pressure refrigerant of the heat pump that is the heat source.
  • P TJ is an explanatory diagram showing the basic configuration of another conventional desiccant air conditioning system
  • Fig. 7 is a wet air line diagram of the conventional desiccant air conditioning cycle of the desiccant air conditioning system shown in Fig. 6.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship with FIG. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1A is a diagram showing a basic configuration of a first embodiment of an air conditioning system according to the present invention, in which a steam compression heat pump 200 includes a compressor 260 and a low heat source heat exchanger.
  • (Vaporizer) 240, high heat source heat exchanger (condenser) 220, expansion valve 250 constitutes a vapor compression refrigeration cycle.
  • the high heat source heat exchanger (condenser) 220 includes a plurality of sections 220 D, 220 along the direction of air flow.
  • C, 220B, 22OA, and the refrigerant path is at the compressor 260 outlet so that the order in which air passes through each section and the order in which refrigerant passes through each section are reversed.
  • a heat exchanger assembly is formed such that the heat exchanger assembly is connected to the expansion valve 250 through the valve 105.
  • the desiccant outlet 103 is located in the same way as described with reference to FIG. 6 so that the desiccant extends over both the processing air path A and the regeneration air path B. It is configured to rotate in the cycle of.
  • Process air path A is connected to the air conditioning space and the suction port of blower 102 for introducing return air via path 107, and the discharge port of blower 102 is a process for adsorbing moisture from desiccant rotor 103.
  • Via the route 108, and the outlet of the processing air at the desiccant outlet 103 is connected to the sensible heat exchanger 104, which has a heat exchange relationship with the regenerated air.
  • the outlet of the processing air of the sensible heat exchanger 104 is connected to the low heat source heat exchanger (evaporator) 240 and the path 110 and the low heat source heat exchanger (Evaporator)
  • the outlet of the processing air of 240 is connected to the humidifier 105 via the path 111, and the outlet of the processing air of the humidifier 105 is connected to the processing air outlet serving as the air supply port.
  • the regeneration air path B is connected via a path 124 to the suction port of the blower 140 for introducing outside air to be the regeneration air, and the discharge roller of the blower 140 has a heat exchange relationship with the process air.
  • the sensible heat exchanger 104 is connected to a certain heat exchanger 104, and the outlet of the regenerated air of the sensible heat exchanger 104 is connected to a high heat source heat exchanger (condenser) 220 through a path 126.
  • the regenerated air passes through the inner compartment in the order of 220 D, 220 C, 220 B, and 22 OA, and furthermore,
  • the outlet of the regeneration air of the high heat source heat exchanger (condenser) 222 is connected to the second section, which performs the regeneration process using the regeneration air of the desiccant tower 103, via the route 127, and the desiccant
  • the regeneration of air in the second section, where the regeneration process using air is performed, is connected to the external space via the path 128 to take in regeneration air from outside. To form a cycle that exhausted to the outside.
  • the circled alphabets K to T are symbols indicating the air condition corresponding to FIG.
  • Refrigerant removes latent heat of evaporation from the treated air dehumidified by desiccant 103 with low heat source heat exchanger (evaporator) 240 and evaporates. Then, it is sucked into the compressor 260 through the path 207 and compressed. The compressed refrigerant flows into the high heat source heat exchanger (condenser) 220 via the path 201. Inside the high heat source heat exchanger (condenser) 220, the refrigerant passes in the order of compartments 220A, 220B, 220C, 220D, and 220D from the opposite direction.
  • the temperature of the refrigerant in each compartment is affected by the sensible heat change of the air. 0 D, 220 C, 220 B, 220 A increase in this order. Therefore, the refrigerant exchanges heat between the superheated steam at the compressor outlet and the regenerated air in section 220A, and condenses by exchanging the saturated steam with the regenerated air in section 220B, from section 220B.
  • the temperature was reduced by the depressurization 2 2 1 to reduce the pressure, self-evaporated, recondensed in the section 220C, and also when moving from the section 220C to 220D.
  • the temperature is reduced under reduced pressure by 2 and self-evaporates and recondenses in section 220D.
  • High heat source heat exchanger (condenser) Refrigerant condensed in section 220 of section 220 reaches expansion valve 250 through path 205, and is decompressed and expanded there. Then, low heat source heat exchanger (evaporator) Reflux to 240.
  • FIG. 2 is a Mollier diagram.
  • the refrigerant evaporates in the evaporator 240 (state a), and is drawn into the compressor 260 via the path 207 and compressed.
  • the compressed refrigerant (state b) flows into the high heat source heat exchanger (condenser) 220.
  • the high heat source heat exchanger (condenser) 220 sequentially exchanges heat from a high temperature to a low temperature according to the sensible heat of air.
  • the refrigerant first flows into the section 220A, and the sensible heat of the superheated vapor of the refrigerant rises before flowing into the desiccant 103. After being released into the regeneration air and its temperature dropped (state c), it flows into the high-heat-source heat exchanger (condenser) 222 section 220B and discharges most of the condensation heat to the regeneration air to condense (State d).
  • High heat source heat exchanger Saturated liquid of refrigerant that has exited from section 220 of B 220 is self-evaporated by restrictor 222 Then, the pressure drops in the ruby and the water becomes wet steam (state e), and then the heat source heat exchanger (condenser) is regenerated at a relatively low temperature near the inlet in section 220 of 220C. Recondenses by exchanging heat with air (state). Further, the saturated liquid of the refrigerant flowing out of the high-heat-source heat exchanger (condenser) 222 section 220C self-evaporates again by the throttle 222, and the pressure drops in the iso-ruby, causing the wetness to drop.
  • compartment 220 C condenses at 55 ° C
  • compartment 220 D condenses at 45 ° C and the refrigerant eventually overheats to 78 ° C in state b after compression.
  • the enzymatic ruby difference from the steam to the saturated liquid at 45 ° C in state h is released to the regeneration air, and the evaporator 240 converts the saturated liquid in state h from the saturated liquid at 45 ° C to 10 ° C in state a.
  • the difference between the ruby and the dry ruby can be obtained from the treated air. Therefore, if the heat transfer to the regeneration air is 100%, 23% of compressor power is required, and at the same time, a 77% refrigeration effect can be obtained.
  • the heat transfer amount in the section 220C and the section 220D corresponds to 18% of the total heating amount.
  • Fig. 3 shows the amount, temperature, and temperature of the regenerated air in the high heat source heat exchanger 220 of the embodiment of Fig. 1 and the high-pressure refrigerant of the heat pump 200 serving as a heating source.
  • FIG. When heat exchange between the refrigerant of the heat pump 200 and the regeneration air is performed, the change amounts of the refrigerant and the regeneration ruby of the refrigerant and the regeneration air become the same from the heat balance.
  • the specific heat of air undergoes a sensible heat change that is almost constant, the straight line has a gradient in the figure, and the refrigerant undergoes a latent heat change and a sensible heat change.
  • the high heat source heat exchanger (condenser) 220 is divided into a plurality of sections 220D, 220C, 220B, and 22OA along the flow direction of air.
  • the refrigerant can always be maintained at a higher temperature than the regeneration air until it becomes a saturated liquid at 45 ° C, and can transfer the retained heat from the refrigerant to the air side.
  • the heat transfer coefficient is lower than when the saturated liquid in state d is cooled as it is. Is extremely high, which has the effect of reducing the size of the heat exchanger.
  • the refrigerant once condensed is self-evaporated twice and then re-condensed.However, even once, the same effect is obtained although the performance is slightly reduced. The same effect can be obtained even if the number of times is two or more.
  • the introduced return air (processed air: state) is sucked into the blower 102 via the passage 107, is pressurized, passes through the passage 108, and performs the moisture adsorption process at the desiccant outlet 103 at the outlet. It is sent to the first compartment, where the moisture in the air is adsorbed by the desiccant rotor's moisture absorbent, the absolute humidity decreases, and the temperature of the air rises due to the heat of adsorption (state L).
  • the air whose humidity has dropped and the temperature has risen is sent to the sensible heat exchanger 104 via the path 109, where it is cooled by exchanging heat with outside air (regenerated air) (state M).
  • the cooled air passes through the path 110, passes through the low heat source heat exchanger (evaporator) 240, and is cooled (state N).
  • the cooled treated air is sent to the humidifier 105, where the temperature decreases during the isoenruby process by water injection or evaporative humidification (state P), and air is supplied to the air-conditioning space via route 112. Is returned to.
  • the regeneration of the desiccant mouth 103 is performed as follows.
  • the outside air (state Q) used as the regeneration air passes through the path 124 to the blower 140.
  • the air is sucked, pressurized and sent to the sensible heat exchanger 104, which cools the treated air and raises its temperature (state R), passes through the path 126, and the high heat source heat exchanger (condenser) 22 Sent to 0.
  • the air flows through the internal compartment in the opposite direction to the refrigerant as described above, with the compartments 220D, 220C, 220B, 220OA
  • the refrigerant is heated by the latent heat of condensation from state g to h of the refrigerant in Fig. 2, and in section 220C, it is heated by the latent heat of condensation from the state e to f of the refrigerant in section 220.
  • the refrigerant is heated by the latent heat of condensation from states c to d, and at section 220 A, it is heated by the sensible heat of the superheated steam from the states b to c and finally rises to state S .
  • the regenerated air that has exited the high heat source heat exchanger (condenser) 220 passes through the section where the regeneration process of the desiccant trousers 103 is performed to remove moisture from the desiccant trowels and performs regeneration. (State! 1 ), and is discarded outside through route 128.
  • the air conditioning by the desiccant can be performed by repeating the regeneration of the desiccant and the dehumidification and cooling of the processing air. If the amount of heat released is 100%, 23% of compressor power is required, and at the same time, a 77% refrigeration effect can be obtained. When it is released to the
  • the high heat source heat exchanger is divided into a plurality of sections along the flow direction of air, and the order in which air passes through each section and the refrigerant passes through each section.
  • the refrigerant condensed once by the heat pump 200 is further cooled by exchanging heat with the regeneration air near the inlet of the high heat source heat exchanger, which has the lowest temperature.
  • the regeneration air heating capacity is increased, the compression power is saved, and the cooling capacity of the treatment air (sensible heat treatment capacity) can be increased, thereby enabling dehumidification and sensible heat treatment. It is possible to provide an air-conditioning system with excellent performance and energy saving.
  • the refrigerant once condensed is self-evaporated and then re-condensed.
  • the saturated liquid can be used as a supercooled liquid by cooling without self-evaporation.
  • heat transfer is caused by the sensible heat change of the refrigerant liquid, and the heat transfer performance is poor because there is no phase change, requiring a large heat transfer area.
  • the refrigerant once condensed by the heat pump of the air-conditioning system capable of continuously performing the moisture adsorption treatment by the desiccant and the desiccant regeneration treatment by the heat pump,
  • the heat pump exchanges heat with the regeneration air near the inlet of the high-heat-source heat exchanger, and further cools the heat.Then, the heat energy of the refrigerant is sufficiently transmitted to the regeneration air side to increase the regeneration air heating capacity of the heat pump.
  • the present invention is suitable for use as an air conditioner for a general residence or a larger building used as, for example, a supermarket, an office or the like.

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Description

明 細 書 空調システム 技術分野
本発明は、 空調システムに係り、 特にデシカン トによる水分の吸着処 理とヒートポンプによるデシカン トの再生処理を連続的に行えるように した空調システムに関する。 背景技術
図 5は、 U S P 4 , 4 3 0 , 8 64に開示された従来技術であり、 こ れは、 処理空気経路 Aと、 再生空気経路 Bと、 2つのデシカン トベッ ド
1 0 3 A, 1 0 3 Bと、 デシカン トの再生及び処理空気の冷却を行うヒ —トポンプ 2 0 0とを有している。 このヒートポンプ 2 0 0は、 2つの デシカン トベッ ド 1 0 3 A, 1 0 3 Bに埋設された熱交換器 2 2 0， 2
1 0を高低熱源として用いるもので、 一方のデシ力ン トべッ ドは処理空 気を通過させて吸着工程を行い、 他方のデシカン トは再生空気を通過さ せて再生工程を行う。 この空調処理が所定時間行われた後、 4方切り換 え弁 1 0 5， 1 0 6を切り換えて、 再生及び処理空気を逆のデシカン ト べッ ドに流して逆の工程を行う。
上記のような従来の技術においては、 ヒ一トポンプ 2 0 0の高低の熱 源と各デシカン 卜がそれぞれ一体化されていたために、 冷房効果 Δ に 相当する熱量がヒートポンプ （冷凍機） にそのまま負荷される。 すなわ ち、 ヒートポンプ （冷凍機） の能力以上の効果が出せない。 したがって、 装置を複雑にしただけの効果が得られない。
そこで、 このような問題点を解決するために、 図 6に示すように、 再 P
2 生空気経路 Bにヒートポンプ 2 0 0の高温熱源 2 2 0を配して再生空気 を加熱し、 処理空気経路 Aにヒートポンプ 2 0 0の低温熱源 2 4 0を配 して処理空気を冷却するとともに、 デシカン ト 1 0 3通過後の処理空気 とデシカン ト 1 0 3通過前の再生空気との間で顕熱交換を行う熱交換器 1 0 4を設けることが考えられる。 ここでは、 デシカン ト 1 0 3が、 処 理空気経路 Aと再生空気経路 Bの双方にまたがって回転するデシカン ト 口一夕を用いている。
これにより、 図 7の湿り空気線図に示すように、 ヒートポンプ 2 0 0 による冷却効果の他に、 処理空気と再生空気の間の顕熱交換による冷却 効果を併せた冷却効果 （厶 Q ) を得ることができるので、 コンパク トな 構成で図 5の空調システムより高い効率を得ることができる。
このような用途に用いるヒートポンプ 2 0 0には、 デシカン トの苒生 に必要な高熱源温度として 6 5 °C以上の温度と、 処理空気の冷却に必要 な低熱源温度として 1 0 °C程度の温度が必要となる。 このような高熱源 温度と低熱源温度を持った蒸気圧縮式冷凍サイクルを冷媒 H F C 1 3 4 aのモリエル線図上に描く と図 8のようになり、 ヒートポンプ 2 0 0の 昇温幅は 5 5 °Cとなる。 このサイクルにおける圧力比や圧縮動力は冷媒 H C F C 2 2を用いた従来の空調 （エアコン） 用ヒー トポンプに近く、 従って冷媒 H C F C 2 2用の圧縮機を用いてデシカン ト空調用のヒート ポンプを構成できる可能性がある。
しかしながら、 この構成の空調システムにおいても、 ヒートポンプ 2 0 0の高熱源熱交換器に、 公知の技術として従来のヒ一トポンプで用い ているような、 単一の組立体をなす熱交換器で、 複数に分岐した冷媒経 路を流れる冷媒と空気とが直交流をなしていて、 冷媒及び空気が温度分 布的に乱雑な状態で熱交換する所謂プレートフィ ンコィル形熱交換器を 図 6に示すように用いる場合、 以下に示すように、 冷媒が持つ熱ェネル ギが十分に空気側に伝達されない。
すなわち、 このような公知の熱交換器における冷媒および再生空気の 温度変化とェン夕ルビ変化の関係は図 9のようになる。 図 9に示すよう に、 ヒートポンプの冷媒と再生空気が熱交換する場合には、 熱収支バラ ンスから、 冷媒及び再生空気のェン夕ルビの変化量は同じになる。 熱交 換の過程で冷媒は圧縮機出口の過熱蒸気の状態から凝縮開始まで顕熱変 化でェン夕ルビが低下し、 凝縮状態では潜熱変化で温度一定でェンタル ピが低下し、 さらに飽和液から過冷却液まで顕熱変化でェン夕ルビが低 下する。 一方、 再生空気は熱交換の過程で顕熱変化でェン夕ルビが上昇 する。
このような過程を経る両方の媒体が熱交換する場合には、 大略的に、 冷媒は 6 5 °C—定の凝縮熱伝達、 再生空気側は入口 4 0 °Cの顕熱変化で 近似できると考えられ、 直交流形の熱交換器で冷媒側が混合される場合 の熱交換器の特性として、 理論的に N T U (伝熱単位数） が 1. 7程度 で温度効率 8 0 %が得られる。 従って、 再生空気の出口温度は、
4 0 + ( 6 5— 4 0 ) X 0. 8 = 6 0。C
となり、 再生空気は 6 0 °Cまで加熱される。
従って、 図 9に示すように、 再生空気は 4 0 °Cから 6 0 °Cの温度で熱 交換器 2 2 0内に存在し、 冷媒はそれらの再生空気と温度分布的に乱雑 な状態で熱交換することになる。 そのため、 最もェン夕ルビが低い凝縮 器出口の冷媒液は、 再生空気で最も温度が低い 4 0 °Cの入口空気と必ず しも接触できず、 平均的には再生空気の平均温度である 5 0°Cの空気と 接触していると考えられる。 仮に冷媒の過冷却分が多めに見積って全伝 熱面積の 1 0 %で行われるとすると、 この部分の N T Uは、
N T U= 1. 7 X 0. 1 = 0. 1 7
となる。 温度効率は近似的に式 Φ = 1— 1 /exp(N T U )
で表わせるので、 この場合の温度効率は理論的に、
Φ = 1 - 1 /exp ( 0. 1 7 ) = 0. 1 5 6
程度となる。 従って、 過冷却冷媒液の温度は、
6 5 - ( 6 5 - 5 0 ) χ θ . 1 5 6 = 6 2. 7°C
となる。 なお、 6 2. 7°Cにおけるェン夕ルビを用いて実際に過冷却部 分のェン夕ルビ変化の割合を求めると、 図 9に示すように、 2. 5 %と なり、 前記計算では実際より多めの伝熱面積を仮定していたことになる ので、 実際には更に N T Uは低下し、 過冷却の程度はさらに小さくなり、 そのため冷媒液の温度はこの計算値より若干高くなる。
このように、 最も低い冷却熱源温度として 4 0 °Cの温度の再生空気温 度がありながら、 冷媒液は 6 2. 7 °Cまでしか冷却されず、 冷媒が持つ 熱エネルギが十分に空気側に伝達されない。 また低熱源熱交換器入口の 冷媒のェン夕ルビが高くなるため低熱源熱交換器での冷凍効果も少なく なる。 従って、 冷媒液が 4 0 °Cまで冷却できる場合に比べて、 冷却再生 空気の加熱量および冷房効果が少ないため、 より多くの冷媒を循環させ て再生空気を加熱する必要があり、 成績係数が悪くなる欠点があった。 (図 8に示すようにヒートポンプの加熱量を 1 0 0 %とすると、 2 8 % 熱量に相当する圧縮動力が必要となり、 かつ、 冷凍効果は 7 2 %にとど る。 ノ
この発明は、 上記課題に鑑み、 ヒートポンプで一度凝縮した冷媒を、 最も温度が低い高熱源熱交換器入口付近の再生空気と熱交換させてさら に冷却して、 冷媒が持つ熱エネルギを十分に再生空気側に伝達すること によって、 ヒートポンプの再生空気加熱能力を高め、 かつ処理空気の冷 却能力 （顕熱処理能力） の増加を可能にして、 除湿及び顕熱処理能力に 優れ、 かつ省エネルギな空調システムを提供することを目的とする。 本発明は前述した点に鑑みてなされたもので、 デシカン トによる水分 の吸着処理とヒートポンプによるデシカン トの再生処理を連続的に行え るようにした空調システムのヒートポンプで一度凝縮した冷媒を、 最も 温度が低い高熱源熱交換器入口付近の再生空気と熱交換させてさらに冷 却して、 冷媒が持つ熱エネルギを十分に再生空気側に伝達することによ つて、 ヒー トポンプの再生空気加熱能力を高め、 かつ処理空気の冷却能 力の増加を可能にして、 除湿及び顕熱処理能力に優れ、 かつ省エネルギ な空調システムを提供することを目的とする。 発明の開示
この発明は上記目的を達成するためになされたもので、 請求項 1に記 載の発明は、 処理空気中の水分を吸着するデシカン トと、 圧縮機を有し、 処理空気を低熱源、 再生空気を高熱源として動作して再生空気にデシ力 ン ト再生用の熱を供給するヒートポンプとを備えた空調システムにおい て、 デシカン ト再生前の再生空気と熱交換する高熱源熱交換器を空気の 流れ方向に沿って複数の区画に分割し、 空気が前記各区画を通過する順 序と冷媒が前記各区画を通過する順序が逆になるように構成してヒート ポンプで一度凝縮した冷媒をさらに冷却することを特徴とする空調シス テムである。
このように、 ヒートポンプの高熱源熱交換器を複数の区画に分割し、 温度分布的に乱雑な状態をなく して、 再生空気と対向流状に熱交換させ、 ヒー トポンプで一度凝縮した冷媒を、 最も温度が低い高熱源熱交換器入 口付近の再生空気と熱交換させてさらに冷却して、 冷媒が持つ熱ェネル ギを十分に再生空気側に伝達することによって、 ヒートポンプの再生空 気加熱能力を高め、 かつ処理空気の冷却能力の増加させることができる, 請求項 2に記載の発明は、 処理空気中の水分を吸着するデシカン トと. 圧縮機を有し、 処理空気を低熱源、 再生空気を高熱源として動作して再 生空気にデシカン ト再生用の熱を供給するヒ一トポンプとを備えた空調 システムにおいて、 デシカン トを通過する処理空気および再生空気の流 路区画を少なく とも処理空気の水分吸着工程を行う第 1の区画と、 再生 空気による再生工程を行う第 2の区画とに分割し、 デシカン トが第 1の 区画、 第 2の区画を経て第 1の区画に戻るよう構成し、 かつヒートボン プのデシカン トの第 2の区画に流入する前の再生空気と熱交換する高熱 源熱交換器を空気の流れ方向に沿って複数の区画に分割し、 空気が前記 各区画を通過する順序と冷媒が前記各区画を通過する順序が逆になるよ うに構成してヒートポンプで一度凝縮した冷媒をさらに冷却することを 特徴とする空調システムである。
このように、 ヒートポンプの高熱源熱交換器を複数の区画に分割し、 温度分布的に乱雑な状態をなく して、 再生空気と対向流状に熱交換させ、 ヒートポンプで一度凝縮した冷媒を、 最も温度が低い高熱源熱交換器入 口の再生空気と熱交換させてさらに冷却して、 冷媒が持つ熱エネルギを 十分に再生空気側に伝達してからデシ力ン トの再生区画に導く ことによ つて、 デシカン トの除湿能力を高め、 かつ処理空気の冷却能力の増加さ せることができる。
請求項 3に記載の発明は、 高熱源熱交換器の各区画を結ぶ冷媒経路の うち、 少なく とも再生空気の入口側に近い 2つの区画を結ぶ冷媒経路に 絞り機構を設けて、 熱交換器の再生空気の入口側に近い区画の冷媒圧力 が冷媒の上流側に隣接する区画の冷媒圧力よりも低くなるようにしたこ とを特徴とする請求項 1又は 2に記載の空調システムである。
このように、 ヒ一トポンプで一度凝縮した冷媒をさらに冷却する過程 を、 一度凝縮した冷媒を減圧して冷媒を自己蒸発させてから、 再生空気 と熱交換させて再凝縮させることを段階的に行うよう構成することによ つて、 冷却過程の冷媒側の状態変化を潜熱移動である凝縮熱伝達で行う ことができるため、 高い伝熱性能を利用することが可能となり、 熱交換 器を小形化できる。
請求項 4に記載の発明は、 デシカン トが口一夕形状をしており、 デシ カン トが回転することによって第 1の区画、 第 2の区画を経て第 1の区 画に戻るよう構成したことを特徴とする請求項 2又は 3に記載の空調シ ステムである。
このように、 デシカン トを口一夕形状としデシカン 卜が回転するよう にしたことによって、 デシカン トによる水分の吸着処理と、 ヒートボン プの冷媒の保有熱を十分に伝達した再生空気によるデシカン トの再生処 理を連続的に行うことができる。 図面の簡単な説明
図 1 Aは本発明に係る空調システムの第 1の実施例の基本構成を示す 説明図であり、 図 1 Bは高熱源熱交換器の詳細図であり、 図 2は図 1の 空調機のヒ一トポンプにおける冷媒のサイクルを示すモリエル線図であ り、 図 3は図 1の実施例の再生空気および加熱源となるヒートポンプの 高圧冷媒のェン夕ルビ （熱量） 変化量と温度との関係を示す図であり、 図 4は図 1の実施例のデシ力ン ト空調システムの動作を示す湿り空気線 図であり、 図 5は従来のデシカン ト空調システムの基本構成を示す説明 図であり、 図 6はさらに他の従来のデシカン 卜空調システムの基本構成 を示す説明図であり、 図 7は図 6に示す従来のデシ力ン ト空調の空気の デシカン ト空調サイクルを湿り空気線図で示す説明図であり、 図 8は図 6に示す従来例のデシカン ト空調システムの蒸気圧縮式冷凍サイクルを 説明するモリエル線図であり、 図 9は図 6の従来例の再生空気および加 熱源となるヒートポンプの高圧冷媒のェン夕ルビ （熱量） 変化量と温度 P TJ
8 との関係を示す図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明に係るデシカン ト空調装置の実施例を図面を参照して説 明する。 図 1 Aは本発明に係る空調システムの第 1の実施例の基本構成 を示す図であり、 このうち蒸気圧縮式ヒートポンプ 2 0 0の部分は、 圧 縮機 2 6 0、 低熱源熱交換器 （蒸発器） 2 4 0、 高熱源熱交換器 （凝縮 器） 2 2 0、 膨張弁 2 5 0を構成機器とした蒸気圧縮式冷凍サイクルを 形成している。 そして前記高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0は、 図 1 B の高熱源熱交換器詳細図に示すように、 空気の流れ方向に沿って複数の 区画 2 2 0 D , 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 O Aに分割し、 空気が前記各 区画を通過する順序と冷媒が前記各区画を通過する順序が逆になるよう に、 冷媒経路は圧縮機 2 6 0出口は経路 2 0 1を介して高熱源熱交換器
(凝縮器） 2 2 0の第 1の区画 2 2 0 Aに接続し、 高熱源熱交換器 （凝 縮器） 2 2 0の第 1の区画 2 2 0 Aの出口は経路 2 0 2を介して高熱源 熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の第 2の区画 2 2 0 Bと接続し、 高熱源熱交 換器 （凝縮器） 2 2 0の第 2の区画 2 2 0 Bの出口は経路 2 0 3、 オリ フィス等の絞り機構 2 2 1 を介して高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の 第 3の区画 2 2 0 Cと接続し、 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の第 3 の区画 2 2 0 Cの出口は経路 2 0 4、 オリフィス等の絞り機構 2 2 2を 介して高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の第 4の区画 2 2 0 Dと接続し、 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の第 4の区画 2 2 0 Dの出口は経路 2
0 5を介して膨張弁 2 5 0 と接続するような熱交換器組立体を形成して いる。
デシカン ト口一夕 1 0 3は、 図 6において説明したものと同じように、 デシカン トが、 処理空気経路 Aと再生空気経路 Bの双方に跨がって所定 のサイクルで回転するよう構成されている。 処理空気経路 Aは、 空調空 間と還気導入用の送風機 1 0 2の吸い込み口と経路 1 0 7を介して接続 し、 送風機 1 0 2の吐出口はデシカン トロータ 1 0 3の水分吸着工程を 行う第 1の区画と経路 1 0 8を介して接続し、 デシカン ト口一夕 1 0 3 の処理空気の出口は再生空気と熱交換関係にある顕熱熱交換器 1 0 4 と 経路 1 0 9を介して接続し、 顕熱熱交換器 1 0 4の処理空気の出口は低 熱源熱交換器 （蒸発器） 2 4 0 と経路 1 1 0を介して接続し、 低熱源熱 交換器 （蒸発器） 2 4 0の処理空気の出口は加湿器 1 0 5 と経路 1 1 1 を介して接続し、 加湿器 1 0 5の処理空気の出口は給気口となる処理空 気出口と経路 1 1 2を介して接続して処理空気のサイクルを形成する。 一方、 再生空気経路 Bは、 再生空気となる外気導入用の送風機 1 4 0 の吸い込み口と経路 1 2 4を介して接続し、 送風機 1 4 0の吐出ロは処 理空気と熱交換関係にある顕熱熱交換器 1 0 4と接続し、 顕熱熱交換器 1 0 4の再生空気の出口は高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0 と経路 1 2 6を介して接続し、 高熱源熱交換器 （凝縮器） 内部では、 前記の通り再 生空気が内部の区画を 2 2 0 D， 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 O Aの順に 通過するよう構成し、 さらに高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の再生空 気の出口はデシカン トロー夕 1 0 3の再生空気による再生工程を行う第 2の区画と経路 1 2 7を介して接続し、 デシカン ト口一夕 1 0 3の再生 空気による再生工程を行う第 2の区画の再生空気の出口は外部空間と経 路 1 2 8を介して接続して再生空気を外部から取り入れて、 外部に排気 するサイクルを形成する。 なお図中、 丸で囲ったアルファベッ ト K〜T は、 図 4と対応する空気の状態を示す記号である。
上述のように構成されたデシカン ト空調装置の蒸気圧縮式冷凍サイク ル部分のサイクルを次に説明する。 冷媒は低熱源熱交換器 （蒸発器） 2 4 0でデシカン ト 1 0 3で除湿された処理空気から蒸発潜熱を奪って蒸 発し、 経路 2 0 7を経て圧縮機 2 6 0に吸引され圧縮される。 圧縮され た冷媒は経路 2 0 1 を経て高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0に流入する。 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0内部では、 冷媒は区画 2 2 0 A , 2 2 0 B , 2 2 0 C , 2 2 0 Dの順に通過し、 逆の方向から 2 2 0 D , 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 0 Aの順に通過する再生空気と対向流状に熱交換 するため、 空気の顕熱変化に影響されて、 各区画の冷媒の温度は 2 2 0 D , 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 0 Aの順に高くなる。 従って冷媒は、 区 画 2 2 0 Aで圧縮機出口の過熱蒸気と再生空気が熱交換し、 区画 2 2 0 Bで飽和蒸気が再生空気と熱交換して凝縮し、 区画 2 2 0 Bから 2 2 0 Cに移る際に絞り 2 2 1によって減圧減温され自己蒸発して区画 2 2 0 Cで再凝縮し、 さらに区画 2 2 0 Cから 2 2 0 Dに移る際にも絞り 2 2 2によって減圧減温され自己蒸発して区画 2 2 0 Dで再凝縮する。 高熱 源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Dで凝縮した冷媒は経路 2 0 5を経て膨張弁 2 5 0に至りそこで減圧膨張した後、 低熱源熱交換器 (蒸発器） 2 4 0に還流する。
このような冷媒のサイクルをモリエル線図である図 2を用いて説明す る。 冷媒は蒸発器 2 4 0で蒸発し （状態 a ) 、 経路 2 0 7を経て圧縮機 2 6 0に吸引され圧縮される。 圧縮された冷媒 （状態 b ) は高熱源熱交 換器 （凝縮器） 2 2 0に流入する。 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0で は空気の顕熱変化に従って、 温度が高い状態から低い状態に順次熱交換 する。 すなわち、 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0内部で冷媒は、 まず 区画 2 2 0 Aに流入し、 冷媒の過熱蒸気の顕熱をデシカン ト 1 0 3に流 入前の昇温した再生空気に放出して温度低下した （状態 c ) のち、 高熱 源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Bに流入し大部分の凝縮熱を 再生空気に放出して凝縮する （状態 d ) 。 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Bを出た冷媒の飽和液は絞り 2 2 1によって自己蒸発 して等ェン夕ルビで圧力低下し、 湿り蒸気 （状態 e ) となったのち、 熱 源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Cで入口付近の比較的低温の 再生空気と熱交換して再凝縮する （状態 ） 。 さらに高熱源熱交換器 (凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Cを出た冷媒の飽和液は絞り 2 2 2によ つて再び自己蒸発して等ェン夕ルビで圧力低下し、 湿り蒸気 （状態 g) と なったのち、 熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Dで最も入口 に近い低温の再生空気と熱交換して再凝縮する （状態 h ) 。 熱源熱交換 器 （凝縮器） 2 2 0の区画 2 2 0 Dを出た冷媒は膨張弁 2 5 0に至りそ こで減圧膨張した後 （状態 j ) 、 蒸発器 2 4 0に還流する。
この実施例では、 区画 2 2 0 Cでは 5 5 °Cで凝縮し、 さらに区画 2 2 0 Dでは 4 5 °Cで凝縮し最終的に冷媒は圧縮後の状態 bの 7 8 °Cの過熱 蒸気から状態 hの 4 5 °Cの飽和液までのェン夕ルビ差を再生空気に放出 するとともに、 蒸発器 2 4 0では状態 hの 4 5 °Cの飽和液から状態 aの 1 0 °C乾き飽和蒸気までのェン夕ルビ差を処理空気から得ることができ る。 従って再生空気への伝熱量を 1 0 0 %とすると 2 3 %相当の圧縮機 動力が必要となり、 同時に 7 7 %の冷凍効果が得られる。 また、 区画 2 2 0 C及び区画 2 2 0 Dにおける伝熱量は全加熱量の 1 8 %に相当する。 図 3は、 図 1の実施例の高熱源熱交換器 2 2 0における再生空気およ び加熱源となるヒー トポンプ 2 0 0の高圧冷媒のェン夕ルビ （熱量） 変 化量と温度との関係を示す図である。 ヒートポンプ 2 0 0の冷媒と再生 空気が熱交換する場合には、 熱収支バランスから、 冷媒及び再生空気の ェン夕ルビの変化量は同じになる。 また空気は比熱がほぼ一定の顕熱変 化を経るため、 図中勾配を持った連続した直線となり、 冷媒は潜熱変化 と顕熱変化を経るため、 潜熱変化の部分は水平となる。
本実施例では、 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0を空気の流れ方向に 沿って複数の区画 2 2 0 D , 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 O Aに分割し、 空気が前記各区画を通過する順序と冷媒が前記各区画を通過する順序が 逆になるようにすることによって、 温度分布的に乱雑な状態で熱交換す ることを回避できるため、 図 3で示すように、 冷媒は 4 5 °Cの飽和液に なるまで、 再生空気よりも常に高温に維持でき、 冷媒から空気側に保有 熱を伝達できる。 また、 区画 2 2 0 C， 2 2 0 Dにおける冷媒の熱伝達 の形態は相変化を伴った凝縮熱伝達となるため、 状態 dの飽和液をその まま冷却する場合に比べて、 熱伝達率が極めて高く、 熱交換器を小形化 できる効果がある。 なお、 本実施例では、 一度凝縮した冷媒を 2回自己 蒸発させてから再凝縮させる実施例を示したが、 これを 1回としても、 若干性能は低下するものの同様の効果が得られ、 また 2回以上の複数回 としても、 同様の効果が得られる。
次に前述のように構成されたヒ一トポンプ 2 0 0を熱源とするデシ力 ン ト空調システムの動作を、 図 4の湿り空気線図を参照して説明する。 導入される還気 （処理空気 ： 状態 ） は経路 1 0 7を経て送風機 1 0 2 に吸引され昇圧されて経路 1 0 8をへてデシカン ト口一夕 1 0 3の水分 吸着工程を行う第 1の区画に送られ、 デシカン トロータの吸湿剤で空気 中の水分を吸着されて絶対湿度が低下するとともに吸着熱によつて空気 は温度上昇する （状態 L ) 。 湿度が下がり温度上昇した空気は経路 1 0 9を経て顕熱熱交換器 1 0 4に送られ、 外気 （再生空気） と熱交換して 冷却される （状態 M ) 。 冷却された空気は経路 1 1 0を経て低熱源熱交 換器 （蒸発器） 2 4 0を通過して冷却される （状態 N ) 。 冷却された処 理空気は加湿器 1 0 5に送られ、 水噴射または気化式加湿によって等ェ ン夕ルビ過程で温度低下し （状態 P ) 、 経路 1 1 2を経て給気として空 調空間に戻される。
一方、 デシカン ト口一夕 1 0 3の再生は次のように行われる。 再生空 気として用いられる外気 （状態 Q ) は経路 1 2 4を経て送風機 1 4 0に 吸引され昇圧されて顕熱熱交換器 1 0 4に送られ、 処理空気を冷却して 自らは温度上昇し （状態 R ) 、 経路 1 2 6を経て高熱源熱交換器 （凝縮 器） 2 2 0に送られる。 高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0では、 空気は 前記の通り内部の区画を冷媒とは逆の方向に区画 2 2 0 D , 2 2 0 C , 2 2 0 B , 2 2 O Aの順に通過し、 区画 2 2 0 Dでは図 2における冷媒 の状態 gから hまでの凝縮潜熱で加熱され、 区画 2 2 0 Cでは冷媒の状態 eから f までの凝縮潜熱で加熱され、 区画 2 2 0 Bでは冷媒の状態 cか ら dまでの凝縮潜熱で加熱され、 区画 2 2 0 Aでは冷媒の状態 bから c までの過熱蒸気の顕熱で加熱されて最終的に状態 Sまで昇温する。 そし て高熱源熱交換器 （凝縮器） 2 2 0を出た再生空気はデシカン トロー夕 1 0 3の再生工程を行う区画を通過してデシ力ン トロー夕の水分を除去 し再生作用を行い （状態！1 ) 、 経路 1 2 8を経て排気として外部に捨て られる。
このようにして、 デシカン トの再生と処理空気の除湿、 冷却をく りか えし行うことによって、 デシカン トによる空調を行うことができるが、 本実施例では、 前記のように冷媒から再生空気に放出する熱量を 1 0 0 %とした場合、 2 3 %相当の圧縮機動力が必要となり、 同時に 7 7 %の 冷凍効果が得られるので、 図 8の従来例と比べて、 同じ熱量を再生空気 に放出する場合、 圧縮動力は、
( 1 - 2 3 / 2 8 ) X 1 0 0 = 1 8 %
節約でき、 しかも、 冷凍効果が向上するため、 処理空気に対する潜熱処 理能力は、
( 7 7 / 7 2 - 1 ) X 1 0 0 = 7 %
増加できる。
このように、 高熱源熱交換器を空気の流れ方向に沿って複数の区画に 分割し、 空気が前記各区画を通過する順序と冷媒が前記各区画を通過す る順序が逆になるように構成して、 ヒートポンプ 2 0 0で一度凝縮した 冷媒を、 最も温度が低い高熱源熱交換器入口付近の再生空気と熱交換さ せてさらに冷却して、 冷媒が持つ熱エネルギを十分に再生空気側に伝達 することによって、 再生空気加熱能力を高め、 圧縮動力を節約し、 かつ 処理空気の冷却能力 （顕熱処理能力） の増加を可能にして、 除湿及び顕 熱処理能力に優れ、 かつ省エネルギな空調システムを提供することがで きる。
なお、 本実施例では、 一度凝縮した冷媒を自己蒸発させてから再凝縮 させる実施例を示したが、 自己蒸発させずに冷却して飽和液を過冷却液 としても差し支えなく、 同様に動力節約と潜熱処理能力の増加が図れる が、 この場合は、 冷媒液の顕熱変化による熱伝達となり、 相変化を伴わ ないために伝熱性能が悪く、 伝熱面積を多く必要とする。
以上説明したように本発明によれば、 デシカン トによる水分の吸着処 理とヒートポンプによるデシカン 卜の再生処理を連続的に行えるように した空調システムのヒー トポンプで、 一度凝縮した冷媒を、 最も温度が 低い高熱源熱交換器入口付近の再生空気と熱交換させてさらに冷却して、 冷媒が持つ熱エネルギを十分に再生空気側に伝達することによって、 ヒ ―トポンプの再生空気加熱能力を高め、 かつ処理空気の冷却能力の増加 を可能にして、 除湿及び顕熱処理能力に優れ、 かつ省エネルギな空調シ ステムを提供することができる。 産業上の利用の可能性
この発明は、 一般の住居、 又は、 例えば、 スーパ一マーケッ ト、 オフ イスその他として用いられるより大きな建築物のための空調装置に用い て好適である。

Claims

請求の範囲
1 . 処理空気中の水分を吸着するデシカン トと、 圧縮機を有し、 処理空 気を低熱源、 再生空気を高熱源として動作して再生空気にデシカン ト再 生用の熱を供給するヒートポンプとを備えた空調システムにおいて、 デ シカン ト再生前の再生空気と熱交換する高熱源熱交換器を空気の流れ方 向に沿って複数の区画に分割し、 空気が前記各区画を通過する順序と冷 媒が前記各区画を通過する順序が逆になるように構成してヒートポンプ で一度凝縮した冷媒をさらに冷却することを特徴とする空調システム。
2 . 処理空気中の水分を吸着するデシカン トと、 圧縮機を有し、 処理空 気を低熱源、 再生空気を高熱源として動作して再生空気にデシカン ト再 生用の熱を供給するヒートポンプとを備えた空調システムにおいて、 デ シカン トを通過する処理空気および再生空気の流路区画を少なく とも処 理空気の水分吸着工程を行う第 1の区画と、 再生空気による再生工程を 行う第 2の区画とに分割し、 デシカン トが第 1の区画、 第 2の区画を経 て第 1の区画に戻るよう構成し、 かつヒートポンプのデシカン 卜の第 2 の区画に流入する前の再生空気と熱交換する高熱源熱交換器を空気の流 れ方向に沿って複数の区画に分割し、 空気が前記各区画を通過する順序 と冷媒が前記各区画を通過する順序が逆になるように構成してヒートポ ンプで一度凝縮した冷媒をさらに冷却することを特徴とする空調システ ム。
3 . 高熱源熱交換器の各区画を結ぶ冷媒経路のうち、 少なく とも再生空 気の入口側に近い 2つの区画を結ぶ冷媒経路に絞り機構を設けて、 熱交 換器の再生空気の入口側に近い区画の冷媒圧力が冷媒の上流側に隣接す る区画の冷媒圧力よりも低くなるようにしたことを特徴とする請求項 1 又は 2に記載の空調システム。
4 . デシカン トが口一夕形状をしており、 デシカン トが回転することに よって第 1の区画、 第 2の区画を経て第 1の区画に戻るよう構成したこ とを特徴とする請求項 2又は 3に記載の空調システム。
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