WO2012144581A1 - 冷熱源装置の運転制御システム - Google Patents

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WO2012144581A1
WO2012144581A1 PCT/JP2012/060665 JP2012060665W WO2012144581A1 WO 2012144581 A1 WO2012144581 A1 WO 2012144581A1 JP 2012060665 W JP2012060665 W JP 2012060665W WO 2012144581 A1 WO2012144581 A1 WO 2012144581A1
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WO
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ratio
cooling
flow rate
cooling tower
refrigerator
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PCT/JP2012/060665
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English (en)
French (fr)
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隆成 水島
菊池　宏成
宮島　裕二
鈴木　浩二
大島　昇
Original Assignee
株式会社日立プラントテクノロジー
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F5/00—Air-conditioning systems or apparatus not covered by F24F1/00 or F24F3/00, e.g. using solar heat or combined with household units such as an oven or water heater
    • F24F5/0003—Exclusively-fluid systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28C—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA COME INTO DIRECT CONTACT WITHOUT CHEMICAL INTERACTION
    • F28C1/00—Direct-contact trickle coolers, e.g. cooling towers
    • F28C2001/006—Systems comprising cooling towers, e.g. for recooling a cooling medium

Definitions

  • the present invention relates to an operation control system for a cold heat source apparatus, and more particularly, to an operation control system for a cold heat source apparatus that can perform an energy saving operation of the cold heat source apparatus.
  • the low temperature side refrigerator is set to the rated operation, and the high temperature side refrigerator is set to the partial cooling load operation in order to process the remaining cooling load.
  • the energy-saving operation of the refrigerator according to the cooling load is not performed. Further, energy-saving operation of the cold water pump, the cooling water pump, and the cooling tower fan according to the state of the outside air (for example, the wet bulb temperature) is not performed.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides an operation control system for a cold heat source apparatus that can save energy in the entire refrigerator-type cold heat source apparatus according to the cooling load and the state of the outside air. For the purpose.
  • an operation control system for a cold heat source apparatus comprises a plurality of heat pump refrigerators arranged in series in a cold water pipe for supplying cold water to an external load device.
  • a chilled water pump for cooling the chilled water recirculated from the external load device with the evaporator of the refrigerator and supplying the chilled water to the external load device again; and supplying the cooling water to the condenser of the refrigerator via a cooling water pipe
  • the cooling water pump and the cooling tower fan are provided for each of the plurality of refrigerators.
  • the operation control system has an actual refrigeration load with respect to a total value of the wet bulb temperature of outside air taken into the cooling tower by the cooling tower fan and the set refrigeration capacity of each of the plurality of refrigerators.
  • the COP of the whole cold heat source apparatus is maximized with the flow rate ratio of the cooling water pump of each refrigerator, the air volume ratio of the cooling tower fan, and the load distribution ratio for distributing the refrigeration load ratio to each of the refrigerators as variables.
  • the operation control system of the cold heat source apparatus according to claim 1 is a case where a cooling water pump and a cooling tower fan are provided for each of a plurality of refrigerators.
  • control means controls the chilled water pump of each refrigerator based on the chilled water flow rate ratio, the flow rate ratio of the cooling water pump of each chiller, the flow rate ratio of the cooling tower fan, and the refrigeration load ratio to each chiller.
  • the optimal flow rate ratio, the optimal air flow rate ratio, and the optimal load distribution ratio for maximizing the COP of the entire cold heat source device are simulated by a simulator using the load distribution ratio for distributing
  • the cooling water temperature at the outlet of each refrigerator is controlled based on the ratio, and the cooling water pump and cooling tower fan of each cooling tower are controlled based on the optimum flow rate ratio and optimum air flow ratio.
  • COP is an abbreviation for Coefficient Of Performance, and is also called a performance coefficient.
  • the set refrigeration capacity of the refrigerator refers to the rated refrigeration capacity of the refrigerator or the refrigeration capacity arbitrarily set by the user.
  • the acquisition unit causes the wet bulb temperature of the outside air taken into the cooling tower by the cooling tower fan, and the set refrigeration capacity of each of the plurality of refrigerators arranged in series.
  • a refrigeration load ratio that represents an actual refrigeration load with respect to the total value of, and a chilled water flow ratio that represents an actual chilled water flow rate with respect to the rated chilled water flow rate of chilled water.
  • the COP of the whole cold heat source apparatus is first determined by the simulator using the flow rate ratio of the cooling water pump of each refrigerator, the air volume ratio of the cooling tower fan, and the load distribution ratio for distributing the refrigeration load ratio to each refrigerator as variables. Simulate the optimal flow ratio, optimal airflow ratio, and optimal load distribution ratio to maximize. Accordingly, in order to maximize the COP of the entire cold heat source device at the outside air wet bulb temperature, the refrigeration load ratio, and the chilled water flow rate ratio acquired by the acquisition means, each chiller and the cooling water corresponding to each chiller It is possible to determine at what ratio the pump and cooling tower fan are shared.
  • the control means controls the chilled water pump based on the chilled water flow rate ratio, controls the outlet chilled water temperature of each refrigerator based on the optimum load distribution ratio, and controls each cooling tower based on the optimum flow rate ratio and the optimum air volume ratio. Control the cooling water pump and cooling tower fan.
  • the operation control system can perform operation control so that the power consumption of the entire refrigerator-type cold heat source apparatus is minimized according to the cooling load and the state of the outside air.
  • the simulator includes an optimal load distribution ratio that maximizes the COP according to the refrigeration load ratio and the outside air wet bulb temperature, or the outlet chilled water temperature, the optimal flow rate ratio, and the optimal air flow ratio of each refrigerator.
  • the simulator reads the optimal load distribution ratio and the optimal flow rate from the control table. It is preferable to select the ratio and the optimum air volume ratio.
  • the simulator needs to repeat the calculation by changing the variable load distribution ratio, flow rate ratio, and air volume ratio until the COP becomes maximum.
  • the optimal load distribution ratio, optimal flow ratio, and optimal air flow ratio the acquired outdoor wet bulb temperature, refrigeration load ratio, and chilled water flow ratio are assumed as preconditions. Must-have. As a result, the computation load for simulation increases, leading to an increase in power consumption of the entire operation control system.
  • the optimum load distribution ratio, optimum flow rate ratio and optimum air volume ratio are determined from the control table according to the outside wet bulb temperature and the refrigeration load ratio acquired by the acquisition means. Since it only has to be selected, the simulation load can be significantly reduced.
  • the operation control system varies the first inverter that varies the rotation speed of the chilled water pump, the second inverter that varies the rotation speed of the cooling water pump, and the rotation speed of the cooling tower fan.
  • a third inverter, and the control means converts the chilled water flow rate ratio, the optimum flow rate ratio, and the air volume ratio into inverter frequencies and outputs the inverter frequency to the first to third inverters. It is preferable that inverters control the rotational speeds of the pump, the cooling water pump, and the cooling tower fan.
  • the control means stops the operation of the refrigerator in which the allocation of the optimum load distribution ratio is 0% by the simulator among the plurality of refrigerators and corresponds to the stopped refrigerator It is preferable to stop the cooling water pump and the cooling tower fan. Thereby, further energy saving operation can be achieved.
  • an operation control system for a cold heat source apparatus comprises a plurality of heat pump refrigerators arranged in series in a cold water pipe for supplying cold water to an external load device.
  • a chilled water pump for cooling the chilled water recirculated from the external load device with the evaporator of the refrigerator and supplying the chilled water to the external load device again; and supplying the cooling water to the condenser of the refrigerator via a cooling water pipe
  • the cooling system has at least one cooling tower for the plurality of refrigerators, The cooling water cooled by the cooling tower fan of the cooling tower is distributed to each of the plurality of refrigerators by each cooling water pump, and the operation control system is configured to supply outside air to be taken into the cooling tower by the cooling tower fan.
  • the operation control system for a cold heat source apparatus has at least one cooling tower for a plurality of refrigerators, and each cooling water pump supplies cooling water cooled by a cooling tower fan of the cooling tower to the plurality of refrigerators. This is the case of distributing with.
  • the simulation by the simulator in this case can be performed in the same manner as in claim 1 by substituting “cooling tower fan air volume ratio” in claim 1 with “cooling tower fan air volume”.
  • an operation control system for a cold heat source apparatus comprises a plurality of heat pump refrigerators arranged in series in a cold water pipe for supplying cold water to an external load device.
  • a chilled water pump for cooling the chilled water recirculated from the external load device with the evaporator of the refrigerator and supplying the chilled water to the external load device again; and supplying the cooling water to the condenser of the refrigerator via a cooling water pipe
  • the cooling system has at least one cooling tower for the plurality of refrigerators, The cooling water cooled by the cooling tower fan of the cooling tower is sequentially supplied from the high temperature side refrigerator to the low temperature side refrigerator of the plurality of refrigerators with a single cooling water pump, and the operation control system includes:
  • the cooling tower Refrigeration load ratio representing the actual refrigeration load with respect to the total value of the set refrigeration capacity of each
  • the operation control system for a cold heat source apparatus has at least one cooling tower for a plurality of refrigerators, and the cooling water cooled by the cooling tower fan of the cooling tower is a high temperature side refrigerator of the plurality of refrigerators.
  • the simulator simulation in this case replaces the “cooling tower fan air volume ratio” in claim 1 with “cooling tower fan air volume”, and the “cooling water pump flow ratio” in claim 1 changes to “cooling water pump air volume ratio”. By replacing with “flow rate”, the same operation as in claim 1 can be performed.
  • the cooling tower is not limited to having a plurality of units as long as it has a capacity sufficient to cover the cooling capacity of the plurality of refrigerators. I just need it.
  • the cold heat source device includes a bypass pipe that bypasses the refrigerator
  • the operation control system includes an on-off valve that opens and closes the bypass pipe
  • the control means performs the operation. It is preferable to open the on-off valve of the bypass pipe of the stopped refrigerator.
  • the present invention it is possible to control the operation so that the power consumption of the entire refrigerator-type cold heat source apparatus is reduced according to the cooling load and the state of the outside air. It is possible to provide an operation control system for a cold heat source apparatus.
  • control table which tabulated the optimal airflow ratio with respect to the refrigeration load ratio and wet-bulb temperature of the high temperature side cooling tower fan. It is an example of the control table which tabulated the optimal exit cold water temperature with respect to the refrigerating load ratio and wet-bulb temperature of a high temperature side refrigerator. It is another example of composition of the cold-heat source device of this embodiment, and its operation control system. It is the further another structural example of the cold-heat-source apparatus of this embodiment, and its operation control system.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a cold heat source apparatus A and its operation control system according to the present embodiment.
  • a cold heat source device A is a device that supplies cold to an external load device B (for example, an air conditioner) that uses cold, and includes a high temperature side refrigerator 1 and a low temperature side refrigerator.
  • an external load device B for example, an air conditioner
  • 2 and 2 refrigerators are arranged in series. That is, while supplying cold water to the external load device B, the two refrigerators 1 and 2 are arranged in series in the cold water pipe 17a through which the cold water heated by the external load device B flows back.
  • the high temperature side refrigerator 1 means a refrigerator through which cold water recirculated from the external load device B first passes, and the low temperature side refrigerator 2 is intended for cold water cooled halfway by the high temperature side refrigerator 1.
  • the refrigerator which cools to temperature and supplies to the external load apparatus B is meant.
  • the cold heat source apparatus A is described as including two refrigerators 1 and 2, but the number of refrigerators included in the cold heat source apparatus A may be two or more.
  • the refrigerators 1 and 2 are heat pump type refrigerators, and the internal structure thereof is not particularly shown, but mainly has an evaporator and a condenser, and a refrigerant flows between them.
  • the refrigerators 1 and 2 cool the cold water flowing in the cold water pipe 17a by evaporating the refrigerant liquid with the evaporator, cool the evaporated refrigerant gas with the condenser to condense and liquefy the refrigerant liquid again, It is supposed to circulate.
  • a heat pump type refrigerator a turbo refrigerator, an absorption refrigerator, etc. can be used, for example.
  • the cold water pipe 17 a includes a cold water pump 3, a cold water flow meter 11 a, a first thermometer 12 a for measuring the cold water temperature on the inlet side of the high temperature side refrigerator 1, and the high temperature side refrigerator 1.
  • the 2nd thermometer 12b which measures the chilled water temperature of the exit side of this, and the 3rd thermometer 12c which measures the chilled water temperature of the exit side of the low temperature side refrigerator 2 are provided.
  • the cold water temperature on the inlet side of the low temperature side refrigerator 2 is the same as the outlet temperature of the high temperature side refrigerator 1.
  • the cold water whose temperature has been increased by the external load device B is conveyed through the cold water pipe 17 a by the cold water pump 3 and is cooled to a predetermined temperature through the high temperature side refrigerator 1. Thereafter, the chilled water cooled to a predetermined temperature passes through the low temperature side refrigerator 2 and is cooled to the target temperature and supplied to the external load device B.
  • the cold water flow meter 11a and the first to third thermometers 12a to 12c are connected to the control means 23 described later by a cable, and the measured values are input to the control means 23.
  • the description of various cables connected to the control means 23 is omitted so as not to make the diagram complicated, and the same applies to other FIGS. 2 to 4, 9, and 10 described later.
  • an inverter 8 is connected to a drive motor (not shown) of the cold water pump 3, and the inverter 8 is connected to a control command unit 25 of the control means 23.
  • the control command part 25 carries out inverter control of the rotational speed of the drive motor of the cold water pump 3 according to the cold water flow rate ratio L rate (%).
  • the cold water flow rate ratio L rate (%) refers to the actual cold water flow rate with respect to the rated cold water flow rate of the cold heat source apparatus A.
  • the high-temperature side refrigerator 1 is provided with a bypass pipe 17b that connects the inlet side and the outlet side, and an on-off valve 15 is provided in the bypass pipe 17b.
  • the on-off valve 15 is connected to the control command unit 25 of the control means 23 by a cable.
  • the control command part 25 can flow the cold water which flows through the cold water piping 17a to both the high temperature side refrigerator 1 and the low temperature side refrigerator 2 by closing the on-off valve 15.
  • the control command unit 25 opens the on-off valve 15, the cold water flowing through the cold water pipe 17 a can bypass the high temperature side refrigerator 1 and flow only to the low temperature side refrigerator 2.
  • the two refrigerators 1 and 2 on the high temperature side and the low temperature side are provided with cooling towers 6 and 7, respectively, and are provided between the condensers of the refrigerators 1 and 2 and the cooling towers 6 and 7, respectively.
  • the cooling water circulates in the cooling water pipes 18a and 18b, which are circulation channels.
  • the cooling water pipes 18a and 18b are indicated by a one-dot chain line so as to be easily distinguished from the cooling water pipe 17a.
  • the configuration of the cooling towers 6 and 7 is not particularly illustrated, the cooling towers 6 and 7 mainly include cooling tower fans 21a and 21b, a water spray pipe (not shown), and a cooling water storage tank (not shown), and are cooled by the cooling tower fans 21a and 21b.
  • the outside water taken into the towers 6 and 7 and the cooling water sprayed from the water spray pipes are brought into contact with each other in a counter current, whereby the cooling water is cooled.
  • the cooling water cooled by the outside air in the cooling towers 6 and 7 is transported through the cooling water pipes 18a and 18b by the cooling water pumps 4 and 5 and supplied to the condensers of the refrigerators 1 and 2, and the evaporator Cools the refrigerant circulating between the air and the condenser.
  • Inverter 10a, 10b is connected to the drive motor (not shown) of cooling tower fan 21a, 21b, and inverter 10a, 10b is connected to the control command part 25 of the control means 23 by the cable.
  • the control command unit 25 performs inverter control on the rotational speed of the drive motors of the cooling tower fans 21 a and 21 b based on the optimum air flow ratio (described later) calculated by the simulator 24 of the control means 23.
  • the high temperature side cooling water pipe 18a means that provided for the high temperature side refrigerator 1, and the low temperature side cooling water pipe 18b is provided for the low temperature side refrigerator 2. The same applies to the devices and members described below.
  • the cold heat source apparatus A is provided with an outside air thermometer 19 and an outside air hygrometer 20 for measuring the temperature and humidity of the outside air taken into the cooling towers 6 and 7, and these measuring instruments are connected to the control means 23 by cables.
  • the cooling water pipes 18a and 18b on the high temperature side and the low temperature side respectively include cooling water flow meters 11b and 11c, inlet thermometers 13a and 14a for measuring the cooling water temperature on the inlet side of the cooling towers 6 and 7, and a cooling tower. 6 and 7 are provided with outlet thermometers 13b and 14b for measuring the coolant temperature on the outlet side, and these measuring instruments are connected to the control means 23 by cables.
  • inverters 9a and 9b are connected to the cooling water pumps 4 and 5, and the inverters 9a and 9b are connected to the control command unit 25 of the control means 23 by cables.
  • the control command unit 25 performs inverter control on the rotational speed of the drive motor of the cooling water pumps 4 and 5 based on the optimum flow rate ratio (described later) calculated by the simulator 24 of the control means 23.
  • the outlet thermometers 13b and 14b of the cooling towers 6 and 7 and the inverters 10a and 10b for controlling the cooling tower fans 21a and 21b are connected to the first temperature indicating controllers 16a and 16b with cables (not shown). Connected. Then, the first temperature indicating controllers 16a and 16b use the optimum flow rate ratio commanded from the control command unit 25 to the inverters 10a and 10b so that the coolant temperature of the outlet thermometers 13b and 14b becomes a predetermined temperature. The rotational speed of the drive motor for the cooling tower fans 21a and 21b is controlled.
  • the inlet thermometers 13a and 14a of the cooling towers 6 and 7 and the inverters 9a and 9b that perform inverter control of the cooling water pumps 4 and 5 include a second temperature indicating controller 16c. , 16d are connected by cables (not shown). Then, the second temperature indicating controllers 16c and 16d use the optimum air volume ratio commanded from the control command unit 25 to the inverters 9a and 9b so that the cooling water temperature of the inlet thermometers 13a and 14a becomes a predetermined temperature.
  • the rotational speed of the drive motor for the cooling water pumps 4 and 5 is controlled.
  • PID control can be adopted, but it is not limited to PID control.
  • FIG. 1 shows the most preferable mode as the configuration of the cold heat source apparatus A
  • a mode in which the bypass pipe 17b and the on-off valve 15 are not provided as shown in FIG. 2 may be used, and the temperature indicating controller 16a as shown in FIG. A mode in which ⁇ 16d is not provided is also possible.
  • the bypass pipe 17b, the on-off valve 15, and the temperature indicating controllers 16a to 16d may not be provided.
  • the chilled water flow meter 11a measures the chilled water flow rate L flowing through the chilled water pipe 17a
  • the first to third thermometers 12a to 12c measure the inlet chilled water temperature T1 in of the high temperature side refrigerator 1 and the outlet chilled water of the high temperature side refrigerator 1.
  • the temperature T1 out (the inlet cold water temperature T2 in of the low temperature side refrigerator 2) and the outlet cold water temperature T2 out of the low temperature side refrigerator 2 are measured.
  • the flow rate of the cooling water flowing through the cooling water pipes 18a and 18b on the high temperature side and the low temperature side is measured by the cooling water flow meters 11b and 11c
  • the cooling tower 6 is formed by the inlet thermometers 13a and 14a and the outlet thermometers 13b and 14b.
  • the outside air temperature meter 19 measures the outside air temperature Ta
  • the outside air hygrometer 20 measures the outside air humidity RH.
  • the measurement values measured by these measuring instruments are input to the control means 23, and the refrigeration load ratio Q (%), the outdoor wet bulb temperature TWB (° C.), and the cold water flow rate ratio L rate (%) are calculated.
  • the refrigeration load ratio Q (%) is the ratio (%) of the actual cooling load to the total value of the set refrigeration capacities RT cap1 and RT cap2 of the two refrigerators 1 and 2, and the following formula (1 ).
  • the denominator “60 * 1000” is a coefficient for converting (L / min) to (m 3 / sec).
  • the set refrigeration capacity is a value described in the specification by the refrigerator manufacturer and is stored in the control means 23 in advance.
  • the chilled water flow rate ratio L rate (%) is obtained using the calculated refrigeration load ratio Q (%).
  • the cold water flow rate ratio L rate (%) is as described above, and is calculated by the following equation (2).
  • the outside air wet bulb temperature TWB is calculated from the outside air temperature Ta and the outside air humidity RH using a known formula.
  • the control means 23 controls the chilled water pumps 3 of the refrigerators 1 and 2 based on the chilled water flow rate ratio L rate , the flow rate ratios of the cooling water pumps 4 and 5 of the chillers 1 and 2, and the cooling tower fan 21a. , 21b and the load distribution ratio that distributes the refrigeration load ratio Q to each of the refrigerators 1 and 2 as variables, the optimal flow rate for maximizing the COP (Coefficient Of Performance) of the entire cold heat source apparatus A
  • the simulator 24 simulates the ratio, the optimum air flow ratio, and the optimum load distribution ratio, and controls the outlet chilled water temperatures T1 out and T2 out of the refrigerators 1 and 2 based on the optimum load distribution ratio obtained by the simulator 24.
  • the cooling water pumps 4 and 5 and the cooling tower fans 21a and 21b of the cooling towers 6 and 7 are controlled based on the optimum flow rate ratio and the optimum air volume ratio.
  • FIG. 5 shows the simulation steps performed by the simulator 24.
  • the refrigeration load ratio Q (%) calculated by the control means 23 and the outdoor wet bulb temperature TWB are input to the simulator 24 (step S101), the flow rate ratio of the cooling water pumps 4 and 5, and the cooling tower.
  • the air volume ratio of the fans 21a and 21b is input as an arbitrary constant (giving an arbitrary fixed value) (steps S102 and S103).
  • the flow rate ratio and the air volume ratio are not extreme ratios, but ratios that are considered appropriate from the operating ranges of the cooling water pumps 4 and 5 and the cooling tower fans 21a and 21b, for example, 50%: 50%. It is preferable to set to.
  • the cold water flow rate ratio L rate (%) is a value that is uniquely determined by the refrigeration load ratio Q (%), as can be seen from the above equation (2), the operation control of the cold heat source apparatus A is performed with the refrigeration load ratio Q ( %) Is used as a representative factor, and the chilled water flow ratio L rate (%) is used to calculate the power consumption of the chilled water pump 3.
  • the simulator 24 inputs an arbitrary load distribution ratio using the load distribution ratio for distributing the refrigeration load ratio Q (%) to the high temperature side refrigerator 1 and the low temperature side refrigerator 2 as a variable (step S104).
  • the simulator 24 calculates the COP of the entire cold heat source apparatus A (step S105).
  • the calculation of COP first calculates the power consumption of the refrigerators 1 and 2 on the high temperature side and the low temperature side, the cold water pump 3, the cooling water pumps 4 and 5, and the cooling tower fans 21a and 21b. That is, the power consumption W 1 and W 2 of the refrigerators 1 and 2 is calculated by the refrigerator manufacturer corresponding to the chilled water temperature data and the refrigerator cooling load data of the refrigerators 1 and 2 from the refrigerator manufacturer. The COP of the refrigerator is estimated based on these data, and the power consumption is calculated by the following equation (3).
  • the cold water temperature data at the inlets of the refrigerators 1 and 2 are measured by the first to third thermometers 12a to 12c.
  • the cooling load data of the refrigerator 1 and 2, the cold water flow meters 11a, the temperature difference between the first thermometer 12a and the third thermometer 12c, is calculated from the specific heat C p of water.
  • the power consumption W of the chilled water pump 3, the cooling water pumps 4 and 5, and the cooling tower fans 21a and 21b is set to f as the rotational frequency of the driving motor that drives these devices.
  • rated power consumption for example, power consumption when the commercial power supply frequency is 50 Hz or 60 Hz
  • W 0 it can be calculated by the following equation (4).
  • Equation (4) the motor efficiency was set to 0.9.
  • the system power consumption Wsys which is the power consumption of the entire cooling heat source apparatus A
  • the system COP which is the COP of the entire cooling heat source apparatus A
  • Step S105 Power consumption of the cooling tower fan 21a on the high temperature side W fan2 ... power consumption (kW) of the cooling tower fan 21b on the low temperature side
  • the load distribution ratio is changed until the COP reaches the maximum (see Step S106, No, Step S107), and the calculation in Step S105 is repeated.
  • the flow rate ratio of the cooling water pumps 4 and 5 on the high temperature side and the low temperature side and the air flow ratio of the cooling tower fans 21a and 21b are fixed at a certain value, the optimum load distribution that maximizes the COP of the cold heat source apparatus A is achieved.
  • the ratio is determined (see step S106 / Yes).
  • the simulator 24 changes the air volume ratio (see Step S108, No, Step S109), and similarly determines the optimum load distribution ratio that maximizes the COP of the cold heat source apparatus A at the flow rate ratio and the air volume ratio. (See steps S104 to S108). Furthermore, the simulator 24 changes the flow rate ratio (see step S110 ⁇ No, step S111), and similarly, obtains the optimum load distribution ratio that maximizes the COP of the cold heat source apparatus A at the flow rate ratio and the air flow ratio (see FIG. (See steps S103 to S110).
  • the simulator 24 calculates the COP for the combination of the flow rate ratio of the cooling water pumps 4 and 5, the air flow ratio of the cooling tower fans 21a and 21b, and the load distribution ratio of each of the refrigerators 1 and 2, and the COP is maximized.
  • a combination of the flow rate ratio of the cooling water pumps 4 and 5, the air flow ratio of the cooling tower fans 21a and 21b, and the load distribution ratio of each of the refrigerators 1 and 2 is selected (step S112).
  • the simulator 24 converts the flow rate ratio and the air flow ratio when the COP is maximum into the inverter frequency as the optimal flow ratio and the optimal air flow ratio, and at the high temperature side corresponding to the optimal load distribution ratio when the COP is maximum.
  • the outlet cold water temperature T1 out of the refrigerator 1 is calculated (step S113).
  • the optimal exit cold water temperature corresponding to an optimal load distribution ratio should just be the high temperature side refrigerator 1.
  • FIG. when there are three or more refrigerators, the optimum outlet cold water temperature is calculated for the refrigerators other than the refrigerator at the most downstream position in the cold water flow direction.
  • the simulator 24 sends the inverter frequency obtained by converting the optimum flow rate ratio and the optimum air volume ratio and the optimum outlet chilled water temperature to the control command unit 25.
  • the control command unit 25 performs inverter control of the chilled water pump 3 based on the chilled water flow rate ratio, controls the high temperature side refrigerator 1 based on the optimum outlet chilled water temperature obtained by the simulator 24, and optimizes the flow rate ratio and the optimum air volume.
  • the high temperature side and low temperature side cooling water pumps 4 and 5 and the cooling tower fans 21a and 21b are inverter controlled based on the inverter frequency in which the ratio is converted.
  • the simulation of FIG. 5 by the simulator 24 is based on the calculated refrigeration load ratio Q (%), outdoor wet bulb temperature TWB, and cold water flow rate ratio L rate (%) as conditions.
  • the air volume ratio is obtained. Therefore, if the preconditions of the refrigeration load ratio Q (%), the outdoor wet bulb temperature TWB, and the chilled water flow rate ratio L rate (%) fluctuate, a new simulation is performed and the optimum outlet chilled water temperature and optimal flow rate ratio are changed. It is necessary to find the optimum air flow ratio.
  • the simulator 24 is equipped with a control table (control table) according to the refrigeration load ratio Q (%) and the outside air wet bulb temperature TWB when determining the optimum outlet chilled water temperature, optimum flow rate ratio, and optimum air volume ratio. This reduces the simulation load of the simulator 24 and further saves energy. Note that, as described above, the chilled water flow rate ratio L rate (%) is used when calculating the power consumption of the chilled water pump 3 and is not required in the control table.
  • FIG. 6 shows the optimum flow rate ratio of the cooling water pumps 4 and 5 in which the COP is maximized by performing the above simulation for an arbitrary refrigeration load ratio Q (%) and the outdoor wet bulb temperature TWB in advance.
  • Q arbitrary refrigeration load ratio
  • TWB outdoor wet bulb temperature
  • the flow rate ratio of the high-temperature side cooling water pump 4 at which COP is maximized is 75%.
  • the flow rate ratio of the high-temperature side cooling water pump 4 at which COP is maximized is 0% (zero). This indicates that the refrigeration load is small, the high-temperature side refrigerator 1 is stopped, and the cooling water pump 4 that supplies cooling water to the refrigerator 1 is stopped.
  • FIG. 7 shows the optimum airflow ratio of the cooling tower fans 21a and 21b in which the COP is maximized by performing the above simulation for an arbitrary refrigeration load ratio Q (%) and the outside air wet bulb temperature TWB in advance.
  • Q arbitrary refrigeration load ratio
  • TWB outside air wet bulb temperature
  • the air volume ratio of the high-temperature side cooling tower fan 21a at which COP is maximized is 75%.
  • the air volume ratio of the high-temperature side cooling tower fan 21a at which COP is maximized is 0% (zero). This indicates that the refrigeration load is small, the high-temperature side refrigerator 1 is stopped, and the cooling tower fan 21a for producing the cooling water supplied to the refrigerator 1 is stopped.
  • FIG. 8 shows the optimum load distribution ratio at which the COP is maximized by performing the above simulation for an arbitrary refrigeration load ratio Q (%) and the outdoor wet bulb temperature TWB in advance, and the high temperature side refrigerator 1 is obtained from the optimum load distribution ratio.
  • Table of optimum outlet cold water temperature According to the table of FIG. 8, for example, when the refrigeration load ratio Q (%) is 10% and the wet bulb temperature is 10 ° C., the optimum outlet cold water temperature at which COP is maximized is 13.4 ° C. Here, 13.4 ° C. is the temperature of the cold water recirculated from the external load device B. When the refrigeration load ratio Q (%) is 60% and the wet bulb temperature is 10 ° C., the optimum outlet cold water temperature at which COP is maximized is 8.9 ° C.
  • the wet bulb temperature is shown from 10 ° C. to 30 ° C. in increments of 1 ° C., but is not limited to this temperature range.
  • the region where the refrigeration load ratio Q (%) is 10 to 50% indicates that the operation control condition is such that the COP becomes maximum when the high temperature side refrigerator 1 is stopped. ing. That is, the control command unit 25 stops the cooling water pump 4 and the cooling tower fan 21a corresponding to the high temperature side refrigerator 1, and opens the on-off valve 15 of the bypass pipe 17b to be recirculated from the external load device B. The cold water is controlled to flow directly to the low temperature side refrigerator 2.
  • the on-off valve 15 of the bypass pipe 17b is opened so that the cold water flows by bypassing the high-temperature side refrigerator 1 so that the cold water is stopped.
  • Distribution resistance can be made smaller than flowing through the side refrigerator.
  • control means 23 calculates the refrigeration load ratio Q (%), the outdoor wet bulb temperature TWB, and the cold water flow rate ratio L rate (%) from the measured values of each measuring device and inputs them to the simulator 24. However, these calculations may also be performed by the simulator 24.
  • FIG. 9 is another embodiment of FIG. 1.
  • One cooling tower 6 is provided for a plurality of refrigerators, and the cooling water cooled by the cooling tower fan 21 of the cooling tower 6 is supplied to the plurality of refrigerators 1 and 2. This is the case of distributing by each cooling water pump. That is, the cooling water cooled by the cooling tower fan 21 of the cooling tower 6 flows through the cooling water outlet pipe 18.
  • the cooling water that has flowed through the cooling water outlet pipe 18 is divided into a high temperature side pipe 18A that supplies cooling water to the high temperature side refrigerator 1 and a low temperature side pipe 18B that supplies cooling water to the low temperature side refrigerator 2. .
  • cooling water heat-exchanged with the refrigerator 1 flows through a high temperature side piping
  • the cooling water heat-exchanged with the refrigerator 2 flows through a low temperature side piping, merges with a cooling water inlet piping, and returns to a cooling tower.
  • a cooling water pump is provided in each of the high temperature side pipe and the low temperature side pipe, and the flow rate ratio of the cooling water supplied to the refrigerator 1 and the refrigerator 2 is changed by controlling the rotation speed of each cooling water pump.
  • the temperature indicating controller shown in FIG. 1 is not provided, but it may be provided.
  • Other apparatus configurations are basically the same as those in FIG.
  • FIG. 10 shows still another embodiment of FIG. 1.
  • One cooling tower 6 is provided for a plurality of refrigerators 1, 2, and cooling water cooled by the cooling tower fan 21 of the cooling tower 6 is cooled by one unit.
  • the water pump 4 sequentially supplies the low temperature side refrigerator 2 from the high temperature side refrigerator 1 of the plurality of refrigerators 1 and 2.
  • a Cold heat source device B External load device 1, 2 Refrigerator 3 Cold water pump 4, 5 Cooling water pump 6, 7 Cooling tower 8, 9a, 9b, 10a, 10b Inverter 11a Cold water flow meter 11b, 11c Cooling water flow meter 12a 1 thermometer 12b 2nd thermometer 12c 3rd thermometer 13a, 14a Inlet thermometer 13b, 14b Outlet thermometer 15 On-off valve 16a, 16b, 16c, 16d Temperature indicating controller 17a Cold water piping 17b Bypass piping 18, 18a, 18b , 18A, 18B Cooling water piping 19 Outside air temperature meter 20 Outside air humidity meter 21a, 21b Cooling tower fan 23 Control means 24 Simulator 25 Control command section

Abstract

　外気の湿球温度と、冷凍負荷比と、冷水流量比とを取得する取得手段（２３）と、取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、各冷凍機（１，２）の冷却水ポンプ（３，４）の流量比、冷却塔ファン（６，７）の風量比、及び各冷凍機（１，２）に冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、冷熱源装置（Ａ）全体のＣＯＰが最大になるための最適流量比、最適風量比、及び最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータ（２４）と、冷水流量比に基づいて各冷凍機（１，２）の冷水ポンプ（４，５）を制御すると共に、シミュレータ（２４）で得られた最適負荷分配比に基づいて各冷凍機（１，２）の出口冷水温度を制御し、最適流量比、最適風量比に基づいて各冷却塔（６，７）の冷却水ポンプ（３，４）と冷却塔ファン（２１ａ，２１ｂ）を制御する制御手段（２５）と、を備える。

Description

冷熱源装置の運転制御システム
　本発明は冷熱源装置の運転制御システムに係り、特に、冷熱源装置の省エネ運転を行うことができる冷熱源装置の運転制御システムに関する。
　中東等のように、年間を通して外気温度が高い国や地域では、冷熱を供給する冷熱源装置から冷熱を使用する外部負荷装置（例えば空調機）に供給する冷水温度と、外部負荷装置から冷熱源装置に還流する冷水温度との、温度差が大きい。このため、外部負荷装置から還流する冷水（高温側冷水）を処理する高温側冷凍機と、高温側冷凍機で冷却されて冷却負荷が低減された冷水（低温側冷水）を処理する低温側冷凍機との２台の冷凍機を直列に接続した冷凍機直列型の冷熱源装置が用いられている。このような冷凍機直列型の冷熱源装置の運転制御については、例えば特許文献１及び特許文献２が開示されている。
特開昭６１－２２５５２８号公報 特開昭６０－０２３７６０号公報
　しかしながら、従来の特許文献１及び特許文献２では、処理すべき冷却負荷に関係なく、低温側冷凍機を定格運転とし、残りの冷却負荷を処理するため高温側冷凍機を部分冷却負荷運転としており、冷却負荷に応じた冷凍機の省エネ運転を行っていない。また、外気の状態（例えば、湿球温度）に応じた冷水ポンプ、冷却水ポンプ、冷却塔ファンの省エネ運転もされていない。
　このような背景から、冷却負荷や外気の状態に応じて冷凍機直列型の冷熱源装置を省エネ運転するための運転制御システムの確立が課題となっている。
　本発明はこのような事情に鑑みてなされたもので、冷却負荷や外気の状態に応じて冷凍機直列型の冷熱源装置全体の省エネを図ることができる冷熱源装置の運転制御システムを提供することを目的とする。
　本発明の請求項１の冷熱源装置の運転制御システムは、前記目的を達成するために、外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、前記複数の冷凍機ごとに前記冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを有する場合であって、前記運転制御システムは、前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、冷却塔ファンの風量比、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適流量比、最適風量比、及び最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適流量比、前記最適風量比に基づいて前記各冷却塔の冷却水ポンプと前記冷却塔ファンを制御する制御手段と、を備えることを特徴とする。
　請求項１の冷熱源装置の運転制御システムは、複数の冷凍機ごとに冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを有する場合である。
　この場合、制御手段は、冷水流量比に基づいて各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、冷却塔ファンの流量比、各冷凍機に冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適流量比と最適風量比と最適負荷分配比をシミュレータでシミュレートし、該シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適流量比、最適風量比に基づいて各冷却塔の冷却水ポンプと冷却塔ファンを制御するようにした。
　ここで、ＣＯＰとは、Coefficient Of Performanceの略であり、性能係数とも称される。また、冷凍機の設定冷凍能力とは、冷凍機の定格冷凍能力もしくは使用者が任意に設定した冷凍能力を言う。
　本発明における冷熱源装置の運転制御システムによれば、取得手段によって、冷却塔ファンで冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、直列に配設された複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する。これにより、冷熱源装置全体の定格冷却能力に対して実際に必要としている冷却能力を把握することができる。
　次に、シミュレータによって、先ず、各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、冷却塔ファンの風量比、各冷凍機に冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適流量比と最適風量比と最適負荷分配比をシミュレートする。これにより、取得手段で取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比のときに、冷熱源装置全体のＣＯＰを最大にするには、各冷凍機、及び各冷凍機に対応する冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを、どのような比率で分担させるかを決定することができる。
　そして、制御手段は、冷水流量比に基づいて冷水ポンプを制御すると共に、最適負荷分配比に基づいて各冷凍機の出口冷水温度を制御し、最適流量比、最適風量比に基づいて各冷却塔の冷却水ポンプと冷却塔ファンを制御する。
　これにより、運転制御システムは、冷却負荷や外気の状態に応じて冷凍機直列型の冷熱源装置全体の消費電力が最も小さくなるように運転制御することができる。
　本発明においては、前記シミュレータには、前記冷凍負荷比と前記外気湿球温度に応じて前記ＣＯＰが最大になる最適負荷分配比もしくは前記各冷凍機の出口冷水温度、最適流量比、最適風量比の制御テーブルが格納されており、前記取得手段によって取得された前記冷凍負荷比と前記外気湿球温度が前記シミュレータに入力されると、前記シミュレータは前記制御テーブルから前記最適負荷分配比、最適流量比、最適風量比を選択することが好ましい。
　シミュレータは、ＣＯＰが最大になるまで変数である負荷分配比、流量比及び風量比を変更して演算を繰り返す必要がある。また、最適負荷分配比、最適流量比及び最適風量比を求める際に、取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比を前提条件としているので、前提条件が変わればシミュレートをし直さなくてはならない。これにより、シミュレートのための演算負荷が大きくなるので、運転制御システム全体の消費電力の増加につながる。
　しかし、制御テーブルを予め作成してシミュレータに格納しておけば、取得手段が取得した外気湿球温度と冷凍負荷比に応じて、最適負荷分配比、最適流量比及び最適風量比を制御テーブルから選択すればよいので、シミュレート負荷を顕著に低減できる。
　本発明において、前記運転制御システムは前記冷水ポンプの回転速度を可変する第１のインバータと、前記冷却水ポンプの回転速度を可変する第２のインバータと、前記冷却塔ファンの回転速度を可変する第３のインバータと、を備え、前記制御手段は、前記冷水流量比、前記最適流量比、前記風量比をインバータ周波数に換算して前記第１から第３のインバータに出力することにより、前記冷水ポンプ、前記冷却水ポンプ、前記冷却塔ファンの回転速度をインバータ制御することが好ましい。
　このように回転駆動部を有する冷水ポンプ、冷却水ポンプ、冷却塔ファンの回転速度をインバータ制御することで、更に省エネを図ることができる。
　本発明においては、前記制御手段は、前記複数台の冷凍機のうち前記シミュレータによって前記最適負荷分配比の割り当てが０％になった冷凍機については運転を停止すると共に、停止した冷凍機に対応する冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを停止することが好ましい。これにより、更に省エネ運転を図ることができる。
　本発明の請求項５の冷熱源装置の運転制御システムは、前記目的を達成するために、外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、前記複数の冷凍機ついて少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を前記複数の冷凍機に各冷却水ポンプで分配する場合であって、前記運転制御システムは、前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、前記冷却塔ファンの風量、前記各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適風量、最適流量比、及び最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適風量及び最適流量比に基づいて前記冷却塔ファン及び冷却水ポンプを制御する制御手段と、を備えることを特徴とする。
　請求項５の冷熱源装置の運転制御システムは、複数の冷凍機ついて少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を複数の冷凍機に各冷却水ポンプで分配する場合である。この場合のシミュレータによるシミュレートは、請求項１の「冷却塔ファンの風量比」を「冷却塔ファンの風量」に置き換えることにより、請求項１と同様に行うことができる。
　本発明の請求項６の冷熱源装置の運転制御システムは、前記目的を達成するために、外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、前記複数の冷凍機ついて少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を１台の冷却水ポンプで前記複数の冷凍機の高温側冷凍機から低温側冷凍機に順次供給する場合であって、前記運転制御システムは、前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、前記冷却塔ファンの風量、前記各冷凍機の冷却水ポンプの流量、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適風量及び最適流量に基づいて前記冷却塔ファン及び冷却水ポンプを制御する制御手段と、を備えることを特徴とする。
　請求項６の冷熱源装置の運転制御システムは、複数の冷凍機について少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を複数の冷凍機の高温側冷凍機から低温側冷凍機に順次供給する場合である。この場合のシミュレータによるシミュレートは、請求項１の「冷却塔ファンの風量比」を「冷却塔ファンの風量」に置き換え、請求項１の「冷却水ポンプの流量比」を「冷却水ポンプの流量」に置き換えることにより、請求項１と同様に行うことができる。
　なお、請求項５及び６の場合、冷凍機は複数台必要であるが、冷却塔は複数の冷凍機の冷却容量を賄えるだけの能力があれば複数台有することに限定されず、少なくとも１台あればよい。
　本発明においては、前記冷熱源装置は、前記冷凍機をバイパスするバイパス配管と、を備え、前記運転制御システムは、前記バイパス配管を開閉する開閉弁と、を備え、前記制御手段は、運転を停止した冷凍機のバイパス配管の開閉弁を開弁することが好ましい。
　停止した冷凍機中に冷水を流すと流通抵抗が大きくなり冷水ポンプの負荷が増大するが、バイパス配管で停止した冷凍機をバイパスさせることで冷水ポンプの負荷を低減する。これにより、更に省エネを図ることができる。
　本発明によれば、冷却負荷や外気の状態に応じて冷凍機直列型の冷熱源装置全体の消費電力が小さくなるように運転制御することができるので、従来と比較して顕著な省エネを図ることができる冷熱源装置の運転制御システムを提供することができる。
本実施形態の冷熱源装置とその運転制御システムの構成図である。 本実施形態の第１変形例に係る冷熱源装置とその運転制御システムの構成図である。 本実施形態の第２変形例に係る冷熱源装置とその運転制御システムの構成図である。 本実施形態の第３変形例に係る冷熱源装置とその運転制御システムの構成図である。 本実施形態の冷熱源装置の運転制御システムによる運転制御を説明するフローチャートである。 高温側の冷却水ポンプの冷凍負荷比及び湿球温度に対する最適流量比を表にした制御テーブルの例である。 高温側の冷却塔ファンの冷凍負荷比及び湿球温度に対する最適風量比を表にした制御テーブルの例である。 高温側冷凍機の冷凍負荷比及び湿球温度に対する最適出口冷水温度を表にした制御テーブルの例である。 本実施形態の冷熱源装置とその運転制御システムの他の構成例である。 本実施形態の冷熱源装置とその運転制御システムのさらに他の構成例である。
　以下、本発明を実施するための形態（以下「実施形態」という）について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し重複した説明を省略する。
≪冷熱源装置とその運転制御システム≫
　図１は、本実施形態の冷熱源装置Ａとその運転制御システムの構成図である。
＜冷熱源装置＞
　図１に示すように、冷熱源装置Ａは、冷熱を使用する外部負荷装置Ｂ（例えば、空気調和機）に対して冷熱を供給する装置であって、高温側冷凍機１と低温側冷凍機２との２台の冷凍機を直列に配設して構成される。即ち、外部負荷装置Ｂに冷水を供給すると共に、外部負荷装置Ｂで温められた冷水が還流する冷水配管１７ａには、その途中に２台の冷凍機１，２が直列に配設される。
　ここで、高温側冷凍機１とは外部負荷装置Ｂから還流する冷水が最初に通過する冷凍機を意味し、低温側冷凍機２とは高温側冷凍機１で途中まで冷却された冷水を目的温度まで冷却して外部負荷装置Ｂに供給する冷凍機を意味する。なお、本実施形態では、冷熱源装置Ａは２台の冷凍機１，２を備えるものとして説明するが、冷熱源装置Ａが備える冷凍機の台数は２台以上であってもよい。
　冷凍機１，２は、ヒートポンプ式の冷凍機であり、その内部構造は特に図示しないが、主として、蒸発器と凝縮器とを有し、その間を冷媒が流れるようになっている。冷凍機１，２は、冷媒液体を蒸発器で蒸発させることによって冷水配管１７ａ内を流れる冷水を冷却すると共に、蒸発した冷媒ガスを凝縮器で冷却して凝縮液化し、冷媒液体を再び蒸発器に循環するようになっている。なお、ヒートポンプ式の冷凍機として、例えば、ターボ冷凍機、吸収式冷凍機などを用いることができる。
　また、冷水配管１７ａには、冷凍機１，２に加え、冷水ポンプ３、冷水流量計１１ａ、高温側冷凍機１の入口側の冷水温度を測定する第１温度計１２ａ、高温側冷凍機１の出口側の冷水温度を測定する第２温度計１２ｂ、及び低温側冷凍機２の出口側の冷水温度を測定する第３温度計１２ｃが設けられる。なお、低温側冷凍機２の入口側の冷水温度は、高温側冷凍機１の出口温度と同じになる。これにより、外部負荷装置Ｂで温度上昇した冷水は、冷水ポンプ３によって冷水配管１７ａ内を搬送され、高温側冷凍機１を通り所定温度まで冷却される。その後、所定温度まで冷却された冷水は、低温側冷凍機２を通り目的温度まで冷却されて外部負荷装置Ｂに供給される。
　冷水流量計１１ａ、第１～第３の温度計１２ａ～１２ｃは、後記する制御手段２３にケーブルにより接続され、計測された計測値が制御手段２３に入力される。なお、図１において図が複雑にならないように、制御手段２３と接続する各種ケーブルの記載は省略して図示しており、後記する他の図２～４，９，１０においても同様である。
　また、冷水ポンプ３の駆動モータ（図示せず）にはインバータ８が接続されると共に、インバータ８が制御手段２３の制御指令部２５に接続される。これにより、制御指令部２５は、冷水ポンプ３の駆動モータの回転速度を冷水流量比Ｌrate（％）に応じてインバータ制御する。ここで、冷水流量比Ｌrate（％）とは、冷熱源装置Ａの定格冷水流量に対する実際の冷水流量を言う。
　また、高温側冷凍機１には、入口側と出口側とを繋ぐバイパス配管１７ｂが設けられると共に、バイパス配管１７ｂには開閉弁１５が設けられる。そして、開閉弁１５は制御手段２３の制御指令部２５にケーブルにより接続される。これにより、制御指令部２５は、開閉弁１５を閉弁することにより、冷水配管１７ａを流れる冷水を、高温側冷凍機１と低温側冷凍機２の両方に流すことができる。また、制御指令部２５が開閉弁１５を開弁することによって、冷水配管１７ａを流れる冷水が高温側冷凍機１をバイパスし、低温側冷凍機２のみに流れるようにすることができる。
　上記した高温側と低温側との２台の冷凍機１，２にはそれぞれ冷却塔６，７が備えられ、各冷凍機１，２の凝縮器と冷却塔６，７との間に設けられた循環流路である冷却水配管１８ａ，１８ｂ内を冷却水が循環する。なお、冷却水配管１８ａ，１８ｂは、冷水配管１７ａと区別し易いように１点鎖線で示す。冷却塔６，７の構成は特に図示しないが、主として、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂ、散水管（図示せず）、冷却水貯留タンク（図示せず）を備え、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂによって冷却塔６，７内に取り込まれた外気と散水管から散水される冷却水とがカウンターカレントで接触することにより、冷却水が冷却される。これにより、冷却塔６，７で外気によって冷却された冷却水は、冷却水ポンプ４，５によって冷却水配管１８ａ，１８ｂ内を搬送されて冷凍機１，２の凝縮器に供給され、蒸発器と凝縮器との間を循環する冷媒を冷却する。冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの駆動モータ（図示せず）には、インバータ１０ａ，１０ｂが接続され、インバータ１０ａ，１０ｂがケーブルによって制御手段２３の制御指令部２５に接続される。これにより、制御指令部２５は、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの駆動モータの回転速度を、制御手段２３のシミュレータ２４で演算された最適風量比（後記する）に基づいてインバータ制御する。
　なお、高温側の冷却水配管１８ａとは、高温側冷凍機１に対応して設けられたものを意味し、低温側の冷却水配管１８ｂとは、低温側冷凍機２に対応して設けられたものを意味し、以下説明する機器や部材についても同様である。
　また、冷熱源装置Ａには、冷却塔６，７に取り込む外気の温度及び湿度を計測する外気温度計１９と外気湿度計２０が設けられ、これらの計測器はケーブルによって制御手段２３に接続される。また、高温側と低温側の冷却水配管１８ａ，１８ｂにはそれぞれ、冷却水流量計１１ｂ，１１ｃ、冷却塔６，７の入口側の冷却水温度を計測する入口温度計１３ａ，１４ａ、冷却塔６，７の出口側の冷却水温度を計測する出口温度計１３ｂ，１４ｂが設けられ、これらの計測器はケーブルによって制御手段２３に接続される。また、冷却水ポンプ４，５にはインバータ９ａ，９ｂが接続され、インバータ９ａ，９ｂがケーブルによって制御手段２３の制御指令部２５に接続される。これにより、制御指令部２５は、冷却水ポンプ４，５の駆動モータの回転速度を、制御手段２３のシミュレータ２４で演算された最適流量比（後記する）に基づいてインバータ制御する。
　また、冷却塔６，７の出口温度計１３ｂ，１４ｂと、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂをインバータ制御するインバータ１０ａ，１０ｂとは、第１の温度指示調節計１６ａ，１６ｂにケーブル（図示あり）で接続される。そして、第１の温度指示調節計１６ａ，１６ｂは、制御指令部２５からインバータ１０ａ，１０ｂに指令された最適流量比を用いて、出口温度計１３ｂ，１４ｂの冷却水温度が所定温度になるように冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの駆動モータの回転速度を制御する。また、高温側及び低温側のそれぞれにおいて、冷却塔６，７の入口温度計１３ａ，１４ａと、冷却水ポンプ４，５をインバータ制御するインバータ９ａ，９ｂとは、第２の温度指示調節計１６ｃ，１６ｄにケーブル（図示あり）で接続される。そして、第２の温度指示調節計１６ｃ，１６ｄは、制御指令部２５からインバータ９ａ，９ｂに指令された最適風量比を用いて、入口温度計１３ａ，１４ａの冷却水温度が所定温度になるように冷却水ポンプ４，５の駆動モータの回転速度を制御する。制御方式としては例えばＰＩＤ制御を採用することができるが、ＰＩＤ制御に限定されるものではない。
　なお、図１は、冷熱源装置Ａの構成として最も好ましい態様で示したが、図２のようにバイパス配管１７ｂ及び開閉弁１５を設けない態様でもよく、図３のように温度指示調節計１６ａ～１６ｄを設けない態様でもよい。更には、図４のようにバイパス配管１７ｂ、開閉弁１５、温度指示調節計１６ａ～１６ｄを設けない態様でもよい。
＜運転制御システム＞
　次に、冷熱源装置Ａを運転制御する運転制御システムについて説明する。
　冷水流量計１１ａで冷水配管１７ａを流れる冷水流量Ｌが測定され、第１～第３の温度計１２ａ～１２ｃで、高温側冷凍機１の入口冷水温度Ｔ１in、高温側冷凍機１の出口冷水温度Ｔ１out（低温側冷凍機２の入口冷水温度Ｔ２in）、及び低温側冷凍機２の出口冷水温度Ｔ２outが計測される。また、冷却水流量計１１ｂ，１１ｃで高温側と低温側との冷却水配管１８ａ，１８ｂを流れる冷却水流量が計測され、入口温度計１３ａ，１４ａと出口温度計１３ｂ，１４ｂで冷却塔６，７の入口冷却水温度と出口冷却水温度が計測される。更には、外気温度計１９で外気温度Ｔａが計測され、外気湿度計２０で外気湿度ＲＨが計測される。そして、これらの計測器で計測された計測値は制御手段２３に入力され、冷凍負荷比Ｑ（％）と、外気湿球温度ＴＷＢ（℃）と、冷水流量比Ｌrate（％）が算出される。
　ここで、冷凍負荷比Ｑ（％）とは、２台の冷凍機１，２の設定冷凍能力ＲＴcap1，ＲＴcap2の合計値に対する実際の冷却負荷の比率（％）であり、次式（１）で算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　　　　　Ｌ…冷水流量（Ｌ／ｍｉｎ）
　　　　　σ…水の密度（ｋｇ／ｍ３）
　　　　　Ｔ１in…高温側冷凍機１の入口冷水温度（℃）
　　　　　Ｔ２out…低温側冷凍機２の出口冷水温度（℃）
　　　　　Ｃp…水の比熱（Ｊ／ｇ・Ｋ）
　　　　　ＲＴcap1…高温側冷凍機１の設定冷凍能力（ｋＷ）
　　　　　ＲＴcap2…低温側冷凍機２の設定冷凍能力（ｋＷ）を示す。
　なお、分母の「６０＊１０００」は、（Ｌ／ｍｉｎ）を（ｍ3／ｓｅｃ）に換算するための係数である。
　なお、「＊」は掛け算を示し、「／」は割り算を示し、以下同様である。
　また、上記の設定冷凍能力は，冷凍機製造メーカが仕様書に記載している値であり、制御手段２３に予め格納されている。
　また、上記算出された冷凍負荷比Ｑ（％）を用いて冷水流量比Ｌrate（％）を求める。冷水流量比Ｌrate（％）とは、上記説明の通りであり、次式（２）で算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　　　　　Ｑ…冷凍負荷比（％）
　　　　　σ…水の密度（ｋｇ／ｍ３）
　　　　　ΔＴsp…Ｔ１in－Ｔ２outの設定値であり、冷熱源装置Ａの運転時に設定されて制御装置に予め格納される（Ｋ）。
　　　　　Ｃp…水の比熱（Ｊ／ｇ・Ｋ）
　　　　　Ｌcap…定格冷水流量（Ｌ／ｍｉｎ）
　また、外気湿球温度ＴＷＢは、外気温度Ｔａと外気湿度ＲＨから公知の式を用いて算出される。
　そして、制御手段２３は、冷水流量比Ｌrateに基づいて冷凍機１，２の冷水ポンプ３を制御すると共に、各冷凍機１，２の冷却水ポンプ４，５の流量比、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比、各冷凍機１，２に冷凍負荷比Ｑを分配する負荷分配比を変数として、冷熱源装置Ａ全体のＣＯＰ（Coefficient Of Performance：性能係数）が最大になるための最適流量比と最適風量比と最適負荷分配比をシミュレータ２４でシミュレートし、該シミュレータ２４で得られた最適負荷分配比に基づいて各冷凍機１，２の出口冷水温度Ｔ１out，Ｔ２outを制御し、最適流量比、最適風量比に基づいて各冷却塔６，７の冷却水ポンプ４，５と冷却塔ファン２１ａ，２１ｂを制御するようにした。
　図５は、シミュレータ２４が行うシミュレートのステップを示したものである。この場合、各冷凍機１，２の冷却水ポンプ４，５の流量比、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比、各冷凍機１，２に冷凍負荷比Ｑを分配する負荷分配比の全ての変数を同時に変えて、冷熱源装置Ａ全体のＣＯＰが最大になる最適負荷分配比もしくは各冷凍機１，２の出口冷水温度Ｔ１out，Ｔ２out、最適流量比、最適風量比をシミュレートすることも可能であるが、以下のステップで段階的にシミュレートすることがより好ましい。
　先ず、シミュレータ２４には、制御手段２３で算出された冷凍負荷比Ｑ（％）、外気湿球温度ＴＷＢが入力されると共に（ステップＳ１０１）、冷却水ポンプ４，５の流量比と、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比とを任意の定数（任意の固定値を与える）として入力される（ステップＳ１０２，Ｓ１０３）。この場合、流量比と風量比は、極端な比率にするのではなく、冷却水ポンプ４，５や冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの動作範囲の中から適当と思われる比率、例えば５０％：５０％に設定することが好ましい。また、冷水流量比Ｌrate（％）は、上記（２）式から分かるように、冷凍負荷比Ｑ（％）によって一義的に決まる値なので、冷熱源装置Ａの運転制御は冷凍負荷比Ｑ（％）を代表因子として使用し、冷水流量比Ｌrate（％）は冷水ポンプ３の消費電力の計算に使用する。
　次に、シミュレータ２４は、冷凍負荷比Ｑ（％）を高温側冷凍機１と低温側冷凍機２とに配分する負荷分配比を変数として、任意の負荷分配比を入力する（ステップＳ１０４）。
　次に、シミュレータ２４は、冷熱源装置Ａ全体のＣＯＰを演算する（ステップＳ１０５）。
　ＣＯＰの演算は、先ず、高温側と低温側の冷凍機１，２、冷水ポンプ３、冷却水ポンプ４，５、及び冷却塔ファン２１ａ，２１ｂのそれぞれの消費電力を演算する。即ち、冷凍機１，２の消費電力Ｗ1，Ｗ2は、冷凍機１，２の入口の冷水温度データ、冷凍機冷却負荷データに対応した冷凍機のＣＯＰが冷凍機メーカから仕様書の一部として公開されているので、これらのデータを基に冷凍機のＣＯＰを推定し、消費電力は次式（３）で計算する。なお、冷凍機１，２の入口の冷水温度データは、第１～第３の温度計１２ａ～１２ｃで計測される。また、冷凍機１，２の冷却負荷データは、冷水流量計１１ａ、第１温度計１２ａと第３温度計１２ｃの温度差、水の比熱Ｃpから演算される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　また、冷水ポンプ３、冷却水ポンプ４，５、及び冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの消費電力Ｗは、これらの機器を駆動する駆動モータの回転周波数をｆとし、これらの機器を駆動する駆動モータの定格消費電力（例えば、商用電源周波数が５０Ｈｚ又は６０Ｈｚでの消費電力）をＷ0とすると、次式（４）で計算することができる。なお、式（４）において、モータ効率を０．９とした。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　次に、求めた各機器の消費電力から冷熱源装置Ａ全体の消費電力であるシステム消費電力Ｗsysおよび冷熱源装置Ａ全体のＣＯＰであるシステムＣＯＰを次式（５）により計算する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　　　　　Ｗ1…高温側冷凍機１の消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗ2…低温側冷凍機２の消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗcp…冷水ポンプ３の消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗcwp1…高温側の冷却水ポンプ４の消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗcwp2…低温側の冷却水ポンプ５の消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗfan1…高温側の冷却塔ファン２１ａの消費電力（ｋＷ）
　　　　　Ｗfan2…低温側の冷却塔ファン２１ｂの消費電力（ｋＷ）
　そして、ＣＯＰが最大になるまで、負荷分配比を変更して（ステップＳ１０６・Ｎｏ、ステップＳ１０７参照）、ステップＳ１０５の演算を繰り返す。これにより、高温側と低温側の冷却水ポンプ４，５の流量比及び冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比を或る数値で固定したときに冷熱源装置ＡのＣＯＰが最大になる最適負荷分配比が決まる（ステップＳ１０６・Ｙｅｓ参照）。
　次に、シミュレータ２４は、風量比を変更して（ステップＳ１０８・Ｎｏ、ステップＳ１０９参照）、同様に、その流量比及び風量比における冷熱源装置ＡのＣＯＰが最大になる最適負荷分配比を求める（ステップＳ１０４からステップＳ１０８参照）。
　さらに、シミュレータ２４は、流量比を変更して（ステップＳ１１０・Ｎｏ、ステップＳ１１１参照）、同様に、その流量比及び風量比における冷熱源装置ＡのＣＯＰが最大になる最適負荷分配比を求める（ステップＳ１０３からステップＳ１１０参照）。
　このようにして、シミュレータ２４は、冷却水ポンプ４，５の流量比、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比、各冷凍機１，２の負荷分配比の組み合せについてＣＯＰを計算し、ＣＯＰが最大となる冷却水ポンプ４，５の流量比、冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの風量比、各冷凍機１，２の負荷分配比の組み合せを選定する（ステップＳ１１２）。
　最後に、シミュレータ２４は、ＣＯＰが最大のときの流量比と風量比を、最適流量比及び最適風量比としてインバータ周波数に換算すると共に、ＣＯＰが最大のときの最適負荷分配比に対応する高温側冷凍機１の出口冷水温度Ｔ１outを演算する（ステップＳ１１３）。なお、本実施形態では、２台の冷凍機１，２の例で説明したので、最適負荷分配比に対応する最適出口冷水温度は高温側冷凍機１のみでよい。しかし、冷凍機が３台以上の場合には、冷水流れ方向の最下流位置の冷凍機以外の冷凍機について、最適出口冷水温度を演算する。
　そして、シミュレータ２４は、最適流量比及び最適風量比を換算したインバータ周波数と、最適出口冷水温度とを制御指令部２５に送る。
　制御指令部２５は、冷水流量比に基づいて冷水ポンプ３をインバータ制御すると共に、シミュレータ２４によって得られた最適出口冷水温度に基づいて高温側冷凍機１を制御すると共に、最適流量比及び最適風量比を換算したインバータ周波数に基づいて高温側と低温側の冷却水ポンプ４，５と冷却塔ファン２１ａ，２１ｂをインバータ制御する。
　これにより、冷却負荷や外気の状態に応じて冷凍機直列型の冷熱源装置Ａ全体の消費電力が最も小さくなるように運転制御することができるので、従来にない省エネを図ることができる。
　しかし、シミュレータ２４による図５のシミュレートは、算出された冷凍負荷比Ｑ（％）、外気湿球温度ＴＷＢ、冷水流量比Ｌrate（％）を条件として最適負荷分配比、最適流量比、最適風量比を求めたものである。したがって、冷凍負荷比Ｑ（％）、外気湿球温度ＴＷＢ、冷水流量比Ｌrate（％）の前提条件が変動した場合には、新たにシミュレートをし直して最適出口冷水温度、最適流量比、最適風量比を求める必要がある。
　かかる観点から、最適出口冷水温度、最適流量比、及び最適風量比を求める際に、冷凍負荷比Ｑ（％）及び外気湿球温度ＴＷＢに応じた制御テーブル（制御表）をシミュレータ２４に搭載しておくと、シミュレータ２４のシミュレート負荷を軽減でき、更なる省エネになる。なお、上記したように、冷水流量比Ｌrate（％）は冷水ポンプ３の消費電力を計算する際に使用するので、制御テーブルには必要ない。
　図６は、任意の冷凍負荷比Ｑ（％）と外気湿球温度ＴＷＢについて上記のシミュレートを予め行ってＣＯＰが最大になる冷却水ポンプ４，５の最適流量比を求め、最適流量比のうち高温側の冷却水ポンプ４の流量比率をテーブル化したものである。なお、図を省略し
てあるが、低温側の冷却水ポンプ５の流量比率をテーブル化したものも同様に作成する。
　図６の制御テーブルによれば、例えば、冷凍負荷比Ｑ（％）が６０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる高温側の冷却水ポンプ４の流量比率は７５％になる。また、冷凍負荷比Ｑ（％）が１０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる高温側の冷却水ポンプ４の流量比率は０％（ゼロ）になる。これは、冷凍負荷が小さく、高温側の冷凍機１を停止し、その冷凍機１に冷却水を供給する冷却水ポンプ４が停止していることを示している。
　図７は、任意の冷凍負荷比Ｑ（％）と外気湿球温度ＴＷＢについて上記のシミュレートを予め行ってＣＯＰが最大になる冷却塔ファン２１ａ，２１ｂの最適風量比を求め、最適風量比のうち高温側の冷却塔ファン２１ａの風量比率をテーブル化したものである。なお、図を省略してあるが、低温側の冷却塔ファン２１ｂの風量比率をテーブル化したものも同様に作成する。
　図７のテーブルによれば、例えば、冷凍負荷比Ｑ（％）が６０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる高温側の冷却塔ファン２１ａの風量比率は７５％になる。また、冷凍負荷比Ｑ（％）が１０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる高温側の冷却塔ファン２１ａの風量比率は０％（ゼロ）になる。これは、冷凍負荷が小さく、高温側の冷凍機１を停止し、その冷凍機１に供給する冷却水を製造する冷却塔ファン２１ａが停止していることを示している。
　図８は、任意の冷凍負荷比Ｑ（％）と外気湿球温度ＴＷＢについて上記のシミュレートを予め行ってＣＯＰが最大になる最適負荷分配比を求め、最適負荷分配比から高温側冷凍機１の最適出口冷水温度をテーブル化したものである。図８のテーブルによれば、例えば、冷凍負荷比Ｑ（％）が１０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる最適出口冷水温度は１３．４℃になる。ここで、１３．４℃は、外部負荷装置Ｂから還流される冷水の温度である。また、冷凍負荷比Ｑ（％）が６０％で湿球温度が１０℃のときには、ＣＯＰが最大になる最適出口冷水温度は８．９℃になる。
　なお、図６～図８は、湿球温度は１０℃から１℃刻みで３０℃まで示してあるが、この温度範囲に限定するものではない。
　図６～図８から分かるように、冷凍負荷比Ｑ（％）が１０～５０％の領域は、高温側冷凍機１を停止させた場合にＣＯＰが最大となる運転制御条件であることを示している。即ち、制御指令部２５は、高温側冷凍機１に対応する冷却水ポンプ４、冷却塔ファン２１ａを停止すると共に、バイパス配管１７ｂの開閉弁１５を開弁して、外部負荷装置Ｂから還流される冷水を低温側冷凍機２に直接流すように制御する。
　このように、制御テーブルがあれば、冷凍負荷比Ｑ（％）と外気湿球温度を取得するだけで、後は制御テーブルから最適負荷分配比もしくは前記各冷凍機の出口冷水温度、最適流量比、最適風量比を選択すればよいので、ＣＯＰが最大になるための演算を繰り返す必要がなくなる。これにより、シミュレート負荷が顕著に低減できるので、更なる省エネになる。
　また、高温側冷凍機１の運転を停止する場合に、バイパス配管１７ｂの開閉弁１５を開弁して高温側冷凍機１をバイパスして冷水が流れるようにすることで、冷水が停止した高温側冷凍機を流れるよりも流通抵抗を小さくできる。これにより、冷水ポンプの負荷を低減できるので更なる省エネになる。
　なお、本実施の形態では、各計測機器の計測値から制御手段２３が冷凍負荷比Ｑ（％）、外気湿球温度ＴＷＢ、冷水流量比Ｌrate（％）を演算してシミュレータ２４に入力するようにしたが、これらの演算もシミュレータ２４で行ってもよい。
＜冷熱源装置の他の構成例＞
　図９は、図１の別態様であり、複数の冷凍機ついて１台の冷却塔６を有し、該冷却塔６の冷却塔ファン２１で冷却した冷却水を複数の冷凍機１，２に各冷却水ポンプで分配する場合である。即ち、冷却塔６の冷却塔ファン２１により冷却された冷却水は、冷却水出口配管１８を流れる。冷却水出口配管１８の流れた冷却水は、高温側の冷凍機１に冷却水を供給する高温側配管１８Ａと低温側の冷凍機２に冷却水を供給する低温側配管１８Ｂとに分流される。そして、冷凍機１で熱交換された冷却水は高温側配管を流れると共に、冷凍機２で熱交換された冷却水は低温側配管を流れ、冷却水入口配管に合流して冷却塔に戻る。高温側配管及び低温側配管に、それぞれ冷却水ポンプが設けられ、各冷却水ポンプの回転速度を制御することで冷凍機１及び冷凍機２へ供給する冷却水の流量比を変えるように構成される。また、図９では図１に示した温度指示調節計は設けていないが、設けるようにしてもよい。その他の装置構成は、基本的に図１と同様である。
　図９の構成の本発明によれば、シミュレータ２４によるシミュレートは、図５の「冷却塔ファンの風量比」を「冷却塔ファンの風量」に置き換えることにより、同様に行うことができる。即ち、Ｍ＝１～ｙにおいてＭが１の場合である。
　図１０は、図１の更に別態様であり、複数の冷凍機１，２ついて１台の冷却塔６を有し、該冷却塔６の冷却塔ファン２１で冷却した冷却水を１台の冷却水ポンプ４で複数の冷凍機１，２の高温側冷凍機１から低温側冷凍機２に順次供給する場合である。
　図１０の構成の本発明によれば、シミュレータ２４によるシミュレートは、図５の「冷却塔ファンの風量比」を「冷却塔ファンの風量」に置き換え、図５の「冷却水ポンプの流量比」を「冷却水ポンプの流量」に置き換えることにより、同様に行うことができる。即ち、Ｌ＝１～ｘにおいてＬが１で、Ｍ＝１～ｙにおいてＭが１の場合である。
Ａ　　　　　　　冷熱源装置
Ｂ　　　　　　　外部負荷装置
１，２　　　　　冷凍機
３　　　　　　　冷水ポンプ
４，５　　　　　冷却水ポンプ
６，７　　　　　冷却塔
８，９ａ，９ｂ，１０ａ，１０ｂ　インバータ
１１ａ　　　　　冷水流量計
１１ｂ，１１ｃ　冷却水流量計
１２ａ　　　　　第１温度計
１２ｂ　　　　　第２温度計
１２ｃ　　　　　第３温度計
１３ａ，１４ａ　入口温度計
１３ｂ，１４ｂ　出口温度計
１５　　　　　　開閉弁
１６ａ，１６ｂ，１６ｃ，１６ｄ　温度指示調節計
１７ａ　　　　　冷水配管
１７ｂ　　　　　バイパス配管
１８，１８ａ，１８ｂ，１８Ａ，１８Ｂ　冷却水配管
１９　　　　　　外気温度計
２０　　　　　　外気湿度計
２１ａ，２１ｂ　冷却塔ファン
２３　　　　　　制御手段
２４　　　　　　シミュレータ
２５　　　　　　制御指令部

Claims (7)

  1. 　外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、
    　前記複数の冷凍機ごとに前記冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを有する場合であって、
    　前記運転制御システムは、
    　前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、
    　前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、冷却塔ファンの風量比、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適流量比、最適風量比、及び最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、
    　前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適流量比、前記最適風量比に基づいて前記各冷却塔の冷却水ポンプと前記冷却塔ファンを制御する制御手段と、を備える
    ことを特徴とする冷熱源装置の運転制御システム。
  2. 　前記シミュレータには、前記冷凍負荷比と前記外気湿球温度に応じて前記ＣＯＰが最大になる最適負荷分配比もしくは前記各冷凍機の出口冷水温度、最適流量比、最適風量比の制御テーブルが格納されており、前記取得手段によって取得された前記冷凍負荷比と前記外気湿球温度が前記シミュレータに入力されると、前記シミュレータは前記制御テーブルから前記最適負荷分配比、最適流量比、最適風量比を選択する
    ことを特徴とする請求項１に記載の冷熱源装置の運転制御システム。
  3. 　前記運転制御システムは
    　前記冷水ポンプの回転速度を可変する第１のインバータと、
    　前記冷却水ポンプの回転速度を可変する第２のインバータと、
    　前記冷却塔ファンの回転速度を可変する第３のインバータと、を備え、
    　前記制御手段は、前記冷水流量比、前記最適流量比、前記風量比をインバータ周波数に換算して前記第１から第３のインバータに出力することにより、前記冷水ポンプ、前記冷却水ポンプ、前記冷却塔ファンの回転速度をインバータ制御する
    ことを特徴とする請求項１に記載の冷熱源装置の運転制御システム。
  4. 　前記制御手段は、前記複数台の冷凍機のうち前記シミュレータによって前記最適負荷分配比の割り当てが０％になった冷凍機については運転を停止すると共に、停止した冷凍機に対応する冷却水ポンプ及び冷却塔ファンを停止する
    ことを特徴とする請求項１に記載の冷熱源装置の運転制御システム。
  5. 　外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、
    　前記複数の冷凍機ついて少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を前記複数の冷凍機に各冷却水ポンプで分配する場合であって、
    　前記運転制御システムは、
    　前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、
    　前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、前記冷却塔ファンの風量、前記各冷凍機の冷却水ポンプの流量比、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適風量、最適流量比、及び最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、
    　前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適風量及び最適流量比に基づいて前記冷却塔ファン及び冷却水ポンプを制御する制御手段と、を備える
    ことを特徴とする冷熱源装置の運転制御システム。
  6. 　外部負荷装置に冷水を供給する冷水配管にヒートポンプ式の冷凍機を複数台直列に配設して成り、前記外部負荷装置から還流される冷水を前記冷凍機の蒸発器で冷却して再び外部負荷装置に供給する冷水ポンプと、前記冷凍機の凝縮器に冷却水配管を介して冷却水を供給する冷却水ポンプと、前記冷却水を外気で冷却する冷却塔ファンを有する冷却塔と、を備えた冷熱源装置の運転制御システムにおいて、
    　前記複数の冷凍機ついて少なくとも１台の冷却塔を有し、該冷却塔の冷却塔ファンで冷却した冷却水を１台の冷却水ポンプで前記複数の冷凍機の高温側冷凍機から低温側冷凍機に順次供給する場合であって、
    　前記運転制御システムは、
    　前記冷却塔ファンで前記冷却塔内に取り込む外気の湿球温度と、前記複数台の各冷凍機の設定冷凍能力の合計値に対する実際の冷凍負荷を表す冷凍負荷比と、前記冷水の定格冷水流量に対する実際の冷水流量を表す冷水流量比とを取得する取得手段と、
    　前記取得した外気湿球温度、冷凍負荷比、冷水流量比の条件下において、前記冷却塔ファンの風量、前記各冷凍機の冷却水ポンプの流量、及び前記各冷凍機に前記冷凍負荷比を分配する負荷分配比を変数として、前記冷熱源装置全体のＣＯＰが最大になるための最適負荷分配比をシミュレートするシミュレータと、
    　前記冷水流量比に基づいて前記各冷凍機の冷水ポンプを制御すると共に、前記シミュレータで得られた最適負荷分配比に基づいて前記各冷凍機の出口冷水温度を制御し、前記最適風量及び最適流量に基づいて前記冷却塔ファン及び冷却水ポンプを制御する制御手段と、を備える
    ことを特徴とする冷熱源装置の運転制御システム。
  7. 　前記冷熱源装置は、
    　前記冷凍機をバイパスするバイパス配管と、を備え、
    　前記運転制御システムは、
    　前記バイパス配管を開閉する開閉弁と、を備え、
    　前記制御手段は、運転を停止した冷凍機のバイパス配管の開閉弁を開弁する
    ことを特徴とする請求項１、５、６の何れかに記載の冷熱源装置の運転制御システム。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN108061401A (zh) * 2018-01-17 2018-05-22 重庆聚科空调设备有限公司 一种集成式双高效冷热水机组
CN110036248A (zh) * 2016-12-07 2019-07-19 三菱重工制冷空调系统株式会社 热源系统、控制装置、控制方法以及程序
CN114719355A (zh) * 2022-04-06 2022-07-08 中煤科工(天津)清洁能源研究院有限公司 温度调节系统及计算方法
CN116007078A (zh) * 2021-10-21 2023-04-25 中国移动通信集团设计院有限公司 一种制冷系统的运行参数获取方法、装置及设备
CN116379588A (zh) * 2023-04-08 2023-07-04 广州施杰节能科技有限公司 一种冷水主机负荷分配寻优调节方法及其系统

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6592858B2 (ja) * 2015-04-14 2019-10-23 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 制御装置、制御方法及びプログラム
JP6505589B2 (ja) * 2015-11-30 2019-04-24 三機工業株式会社 熱源制御システムおよび制御方法
JP6849345B2 (ja) * 2016-08-25 2021-03-24 高砂熱学工業株式会社 空調システムの制御装置、制御方法および制御プログラム
JP6750980B2 (ja) * 2016-08-25 2020-09-02 高砂熱学工業株式会社 空調システムの制御装置、制御方法、制御プログラムおよび空調システム
CN106500204A (zh) * 2016-12-28 2017-03-15 重庆通用贝园制冷空调设备有限责任公司 一种空调系统
CN112857078B (zh) * 2021-01-07 2022-09-06 西安木牛能源技术服务有限公司 一种动态的冷却塔群水系统水力平衡调节方法及系统
JP2022127376A (ja) * 2021-02-19 2022-08-31 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 制御装置及び熱源システム、並びに制御方法、並びに制御プログラム
JP7136965B1 (ja) * 2021-05-06 2022-09-13 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 計算装置、計算方法、プログラム、制御装置、制御方法、制御プログラム
JP2023139700A (ja) * 2022-03-22 2023-10-04 三菱電機株式会社 冷凍システムおよび冷凍機制御装置
KR102557884B1 (ko) * 2022-08-10 2023-07-19 최성식 건물 공조 및 냉동을 위한 수냉식 냉동기 열교환기 제어 시스템

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61225528A (ja) * 1985-03-30 1986-10-07 Yamatake Honeywell Co Ltd 直列運転冷凍機の能力制御装置
JP2008134013A (ja) * 2006-11-29 2008-06-12 Toyo Netsu Kogyo Kk 冷熱源機の運転制御方法及びこれを用いた冷熱源システム
JP2010236728A (ja) * 2009-03-30 2010-10-21 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 熱源システムおよびその制御方法
JP2010270970A (ja) * 2009-05-21 2010-12-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 熱源システム及びその制御方法並びにプログラム
JP2011002111A (ja) * 2009-06-16 2011-01-06 Shimizu Corp 熱源機システム運転ナビゲーションシステム

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS61225528A (ja) * 1985-03-30 1986-10-07 Yamatake Honeywell Co Ltd 直列運転冷凍機の能力制御装置
JP2008134013A (ja) * 2006-11-29 2008-06-12 Toyo Netsu Kogyo Kk 冷熱源機の運転制御方法及びこれを用いた冷熱源システム
JP2010236728A (ja) * 2009-03-30 2010-10-21 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 熱源システムおよびその制御方法
JP2010270970A (ja) * 2009-05-21 2010-12-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 熱源システム及びその制御方法並びにプログラム
JP2011002111A (ja) * 2009-06-16 2011-01-06 Shimizu Corp 熱源機システム運転ナビゲーションシステム

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN110036248A (zh) * 2016-12-07 2019-07-19 三菱重工制冷空调系统株式会社 热源系统、控制装置、控制方法以及程序
CN108061401A (zh) * 2018-01-17 2018-05-22 重庆聚科空调设备有限公司 一种集成式双高效冷热水机组
CN116007078A (zh) * 2021-10-21 2023-04-25 中国移动通信集团设计院有限公司 一种制冷系统的运行参数获取方法、装置及设备
CN114719355A (zh) * 2022-04-06 2022-07-08 中煤科工(天津)清洁能源研究院有限公司 温度调节系统及计算方法
CN114719355B (zh) * 2022-04-06 2023-02-03 中煤科工(天津)清洁能源研究院有限公司 温度调节系统及计算方法
CN116379588A (zh) * 2023-04-08 2023-07-04 广州施杰节能科技有限公司 一种冷水主机负荷分配寻优调节方法及其系统
CN116379588B (zh) * 2023-04-08 2023-09-12 广州施杰节能科技有限公司 一种冷水主机负荷分配寻优调节方法及其系统

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