WO2016181961A1 - 台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラム - Google Patents

台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラム Download PDF

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maximum
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智 二階堂
上田　憲治
良枝 栂野
松尾　実
浩毅 立石
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Mitsubishi Heavy Industries Ltd
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Definitions

  • the present invention relates to a number control device, an energy supply system, a number control method, and a program.
  • This application claims priority on May 13, 2015 based on Japanese Patent Application No. 2015-097881 for which it applied to Japan, and uses the content here.
  • One of the heat source systems is a heat source system including an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater recovers exhaust heat from a gas engine or the like. Since the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater recovers the exhaust heat, the amount of fuel gas supplied to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater can be reduced.
  • Patent Document 1 discloses a technique related to a heat source system including an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater.
  • the gas absorption chiller / heater described in Patent Document 1 corresponds to an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater, and the cold / hot water system corresponds to a heat source system.
  • This cold / hot water system switches the number of operating gas absorption chiller / heater units by comparing the cost of fuel gas and the operating cost of auxiliary equipment. Specifically, in the cold / hot water system described in Patent Document 1, the cost of the fuel gas when the operation of one gas absorption chiller / heater is performed by both exhaust heat recovery and fuel gas is the second one. The operation of the second gas absorption chiller / heater is started at a load factor that exceeds the operation cost of the auxiliary machine when the operation of the gas absorption chiller / heater is performed by exhaust heat recovery.
  • Patent Document 1 describes that the load factor provided by exhaust heat recovery varies depending on the operating load factor of the gas engine generator. However, Patent Document 1 does not show a method for dealing with factors other than the load factor covered by exhaust heat recovery. Even when the capability of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater changes due to factors other than the load factor provided by the exhaust heat recovery, it is desirable that the heat source system be operated efficiently.
  • the present invention provides a number control device, an energy supply system, a number control method, and a program capable of efficiently operating a heat source system.
  • the number control device is at least one first heat source that is an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater that generates cold by receiving at least one of exhaust heat and fuel.
  • the first heat source device in a heat source system comprising a second heat source device that is a heat source device other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater generates the cold by receiving only the exhaust heat.
  • a predetermined load range based on the maximum heat utilization load is determined as a first optimum load range that is an optimum load range of the first heat source unit, and the at least one first heat source unit is operated, The required load on the heat source system is the first load.
  • the sum of the minimum values of the first optimum load range of the first heat source unit to be operated and the optimum load range in which the second heat source unit to be operated generates cold
  • the sum of the minimum values of the second optimum load range being equal to or less than the required load for the heat source system, and the sum of the maximum values of the first optimum load range and the maximum of the second optimum load range.
  • a number control unit that controls the number of operating second heat source units so that the sum of the values is equal to or greater than a required load on the heat source system.
  • the at least one first heat source machine is a plurality of first heat source machines, and the number control unit maintains the operation of at least one of the plurality of first heat source machines and the first optimum load.
  • the sum of the sum of the minimum values of the range and the sum of the minimum values of the second optimum load range is less than the required load for the heat source system, and the sum of the maximum values of the first optimum load range and the second optimum load range
  • a first heat source other than the at least one first heat source unit that maintains operation among the plurality of first heat source units so that a sum of the maximum values of the load ranges is not less than a required load for the heat source system. It is also possible to control at least one of the number of operating units of the machine and the second heat source unit.
  • the acquisition unit is further based on information indicating the relationship between the amount of exhaust heat supplied to the first heat source unit and the maximum exhaust heat utilization load, and the current amount of exhaust heat supplied to the first heat source unit, The exhaust heat utilization maximum load may be obtained.
  • the energy supply system includes the number control device described above and the heat source system.
  • the number control method includes at least one first heat source that is an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater that generates cold by receiving at least one of exhaust heat and fuel. And a number control device for controlling the number of operating the first heat source machine and the second heat source machine in a heat source system comprising a second heat source machine that is a heat source machine other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater
  • the exhaust heat utilization maximum load which is the maximum load when the first heat source apparatus receives only the exhaust heat to generate cold energy
  • the cooling water temperature of the first heat source apparatus and the The predetermined load range based on the information indicating the relationship with the maximum exhaust heat utilization load and the current coolant temperature and based on the maximum exhaust heat utilization load is the optimal load range of the first heat source machine.
  • a first optimum load range is determined and said at least 1
  • the minimum value of the first optimum load range of the first heat source machine to be operated is operated.
  • the sum of the minimum values of the second optimum load range set as the optimum load range in which the second heat source machine to be operated generates cold heat is equal to or less than the required load for the heat source system, and
  • the number of operating second heat source units is controlled so that the sum of the maximum value of the first optimum load range and the sum of the maximum values of the second optimum load range is equal to or greater than the required load for the heat source system. Including doing.
  • the program receives at least one of exhaust heat and fuel, and generates at least one first heat source machine that is an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater that generates cold.
  • a computer that controls a heat source system that includes a second heat source device that is a heat source device other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater, and the first heat source device receives only the exhaust heat to generate cold heat.
  • the maximum exhaust heat utilization load that is the maximum load of the first heat source device is obtained based on the information indicating the relationship between the cooling water temperature of the first heat source unit and the maximum exhaust heat utilization load, and the current cooling water temperature, and A predetermined load range based on the maximum heat utilization load is determined as a first optimum load range which is an optimum load range of the first heat source unit, and the at least one first heat source unit is operated, and the heat source system
  • the required load is the first When larger than the maximum value of the optimum load range of the source unit, the sum of the minimum values of the first optimum load range of the first heat source unit to be operated and the optimum load range in which the second heat source unit to be operated generates cold And the sum of the minimum values of the second optimum load range being equal to or less than the required load for the heat source system, and the sum of the maximum values of the first optimum load range and the maximum of the second optimum load range.
  • This is a program for controlling the number of operating second heat source units so that the sum of the values is
  • the heat source system can be operated efficiently.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an apparatus configuration of a heat source system according to an embodiment of the present invention.
  • the energy supply system 1 includes a heat source system 2 and a system control device 51.
  • the heat source system 2 includes a supply header 11, a medium flow rate control valve 12, a return header 13, a turbo chiller side pump 21, a turbo chiller 22, a Genelink side pump 31, and an exhaust heat recovery type absorption cold / hot water.
  • the heat source system 2 includes two turbo chiller side pumps 21, two turbo chillers 22, one Genelink side pump 31, and one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. And two turbo refrigerator control devices 52 and one Genelink control device 53.
  • An exhaust heat recovery type absorption chiller / heater is also referred to as GENELINK.
  • the heat source system 2 is connected to the external load 90 by piping.
  • a path from the supply header 11 through the external load 90 and the medium flow rate control valve 12 to the return header 13 is configured by piping.
  • a path from the return header 13 to the supply header 11 through the turbo chiller side pump 21 and the turbo chiller 22 is configured by piping.
  • a path from the return header 13 to the supply header 11 through the Genelink side pump 31 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is configured by piping.
  • each of the turbo chillers 22 is transferred from the turbo chiller 22 to the turbo chiller 22 via the supply header 11, the external load 90, the medium flow rate adjustment valve 12, the return header 13, and the turbo chiller side pump 21.
  • a return path is configured.
  • a path from the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 through the supply header 11, the external load 90, the medium flow rate control valve 12, the return header 13, and the gene link side pump 31. is configured.
  • the heat source system 2 supplies cold heat to the external load 90.
  • the external load 90 may be any load as long as it is a supply target of cold heat.
  • the external load 90 may be an air conditioning facility provided in a building or a cooling target device provided in a factory.
  • Each of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 corresponds to an example of a heat source device, and generates cold heat to be supplied to the external load 90.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 corresponds to an example of a first heat source unit
  • the turbo refrigerator 22 corresponds to an example of a second heat source unit.
  • Each of the turbo refrigerator 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 cools a heat transfer medium such as water.
  • Each of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is connected to the external load 90 in parallel.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing an example of a device configuration when the heat source system 2 includes two exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32.
  • the configuration shown in FIG. 2 is the same as the configuration shown in FIG. 1 except that the heat source system 2 includes two exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32.
  • the heat source system 2 may include a plurality of exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32.
  • the heat source device other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater included in the heat source system 2 is not necessarily the turbo chiller 22.
  • the heat source device other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater may be a chiller / heater other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater, or may be a heat source device other than the chiller / heater.
  • the heat source system 2 may include one or more exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32 and one or more turbo chillers 22.
  • the heat source system 2 includes at least one absorption chiller / heater of a type that does not collect exhaust heat in addition to one or more exhaust heat recovery type absorption chillers / heaters 32 and one or more turbo chillers 22. You may have.
  • the heat source system 2 does not include the turbo chiller 22 and includes at least one absorption chiller / heater of a type that does not recover exhaust heat in addition to the one or more exhaust heat recovery type absorption chillers / heaters 32. Also good.
  • one gas engine 33 may be connected to a plurality of exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32.
  • a plurality of gas engines 33 may be connected to one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • a turbo chiller side pump 21 that pumps the heat transfer medium is provided on the upstream side of each of the turbo chillers 22 as viewed from the flow of the heat transfer medium.
  • the turbo chiller side pump 21 sends the heat transfer medium from the return header 13 to the turbo chiller 22.
  • a gene link side pump 31 that pumps the heat transfer medium is provided upstream of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 as viewed from the flow of the heat transfer medium.
  • the Genelink side pump 31 sends the heat transfer medium from the return header 13 to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • Each of the turbo chiller side pump 21 and the Genelink side pump 31 may be a constant flow rate pump or a variable flow rate pump.
  • each of the turbo chiller side pump 21 and the Genelink side pump 31 may be variable in flow rate by being variably driven by an inverter motor.
  • the heat source system 2 may be configured not to include the medium flow rate control valve 12.
  • the supply header 11 accommodates the heat transfer medium cooled by the turbo refrigerator 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the heat transfer medium accommodated in the supply header 11 is sent to the external load 90.
  • the heat transfer medium via the external load 90 is sent to the return header 13.
  • a medium flow rate adjustment valve 12 is provided between the external load 90 and the return header 13, and the medium flow rate adjustment valve 12 adjusts the flow rate of the heat transfer medium supplied to the external load 90.
  • a bypass path is provided between the supply header 11 and the return header 13, and a bypass valve 41 is provided in the bypass path. The bypass valve 41 adjusts the flow rate of the heat transfer medium flowing through the bypass path.
  • the system control device 51 corresponds to an example of a number control device, and determines the number of operating turbo chillers 22 and exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32. Then, the system control device 51 determines the device to be operated and the device to be stopped among the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 according to the determined number of operating units. Further, the system control device 51 allocates the required amount of cold to the heat source system 2 to the equipment, changes the flow rate of the turbo chiller side pump 21 and the Genelink side pump 31, and sets the turbo chiller control device 52 and the GeneLink control device. This is done by changing the water supply temperature setting at 53.
  • the system control device 51 activates the device to the turbo chiller control device 52 and the Genelink control device 53.
  • Various instructions are given, such as a stop instruction or an instruction for the amount of cooling demand.
  • the turbo chiller control device 52 controls the turbo chiller 22 according to an instruction from the system control device 51.
  • the Genelink control device 53 controls the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 in accordance with an instruction from the system control device 51.
  • FIG. 3 is a schematic block diagram showing a functional configuration of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 includes an evaporator 101, a refrigerant pump 102, an absorber 111, a solution pump 112, a low temperature heat exchanger 121, and an exhaust heat recovery heat exchange.
  • the liquid refrigerant evaporates by taking heat from the heat transfer medium flowing through the path W11.
  • water may be used as the refrigerant.
  • ammonia may be used as the refrigerant.
  • the refrigerant pump 102 is connected to a pipe exiting from the bottom of the evaporator 101. A pipe exiting from the refrigerant pump 102 enters the evaporator 101 at the upper part of the evaporator 101, and a refrigerant spray port is provided in the pipe inside the evaporator 101.
  • the refrigerant pump 102 promotes the evaporation of the refrigerant by spraying the liquid refrigerant accumulated at the bottom of the evaporator 101 from the spraying port in the evaporator 101.
  • the evaporated refrigerant is referred to as refrigerant vapor.
  • the evaporator 101 and the absorber 111 are connected by a pipe, and the refrigerant vapor is sent from the evaporator 101 to the absorber 111.
  • the refrigerant that has flowed from the evaporator 101 as the refrigerant vapor is absorbed by the solution.
  • the refrigerant is water
  • an aqueous lithium bromide solution may be used as the solution.
  • the refrigerant is ammonia
  • water may be used as the solution.
  • coolant with the absorber 111 is called a dilute solution.
  • the path W12 is configured, and heat generated in the absorption process by the absorber 111 is removed by the cooling water passing through the path W12.
  • a path W13 (a rare solution line) is formed in a pipe from the absorber 111 to the solution pump 112, the low-temperature heat exchanger 121, the exhaust heat recovery heat exchanger 131, and the high-temperature heat exchanger 141 to the high-temperature regenerator 151. It is configured.
  • the solution pump 112 sends the rare solution from the absorber 111 to the high temperature regenerator 151 through the path W13.
  • the rare solution exchanges heat with the solution flowing from the low temperature regenerator 161 to the absorber 111.
  • the rare solution is heated by this heat exchange.
  • the exhaust heat recovery heat exchanger 131 the diluted solution is heated by the exhaust heat from the gas engine 33.
  • the high temperature heat exchanger 141 the rare solution exchanges heat with the solution flowing from the high temperature regenerator 151 to the low temperature regenerator 161. The rare solution is heated by this heat exchange.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 generates cold by receiving at least one of exhaust heat from the gas engine 33 and city gas as fuel. When the exhaust heat is supplied, the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 heats the diluted solution in the exhaust heat recovery heat exchanger 131 to generate cold. In addition, when the fuel is supplied, the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 heats the rare solution with the high temperature regenerator 151 to generate cold.
  • the rare solution is heated by burning the city gas from the path W15 constituted by the gas pipe as the fuel gas, and the refrigerant vapor evaporates from the rare solution.
  • the gas flow rate adjustment valve 152 provided in the path W15 adjusts the flow rate of the city gas supplied to the high temperature regenerator 151.
  • City gas corresponds to an example of fuel supplied to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the fuel supplied to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is not limited to city gas but can be various fuels.
  • the high temperature regenerator 151 may be supplied with kerosene as fuel, or may be supplied with gas other than city gas such as propane gas.
  • the dilute solution is concentrated by evaporation of the refrigerant vapor.
  • the solution concentrated in the high temperature regenerator 151 is referred to as an intermediate concentration solution.
  • a pipe from the high temperature regenerator 151 to the low temperature regenerator 161 through the high temperature heat exchanger 141 is provided.
  • the intermediate concentration solution from the high temperature regenerator 151 exchanges heat with the rare solution in the high temperature heat exchanger 141 and then flows into the low temperature regenerator 161.
  • a pipe from the high temperature regenerator 151 to the condenser 171 via the low temperature regenerator 161 is provided, and the refrigerant vapor evaporated from the rare solution in the high temperature regenerator 151 passes through the low temperature regenerator 161 to the condenser. 171 flows in.
  • the refrigerant vapor from the high temperature regenerator 151 serves as a heat medium to heat the intermediate concentration solution. This heating evaporates the refrigerant vapor from the intermediate concentration solution.
  • the intermediate concentration solution is further concentrated by evaporation of the refrigerant vapor.
  • the solution concentrated in the low temperature regenerator 161 is referred to as a high concentration solution.
  • a pipe from the low temperature regenerator 161 to the absorber 111 through the low temperature heat exchanger 121 is provided. After the high concentration solution from the low temperature regenerator 161 is heat exchanged with the rare solution in the low temperature heat exchanger 121, It flows into the absorber 111 and absorbs the refrigerant to form a rare solution.
  • a pipe connecting the low-temperature regenerator and the condenser 171 is provided.
  • the refrigerant vapor evaporated from the intermediate concentration solution in the low temperature regenerator 161 flows into the condenser 171.
  • the refrigerant vapor is cooled by the cooling water and condensed to become a liquid refrigerant.
  • a pipe connecting the condenser 171 and the evaporator 101 is provided.
  • the liquid refrigerant is sent from the condenser 171 to the evaporator 101.
  • FIG. 4 is a schematic block diagram showing the functional configuration of the gas engine 33.
  • the gas engine 33 includes an intercooler 201, an engine body 202, an exhaust gas hot water boiler 203, an engine cooling water pump 204, a jacket heat exchanger 205, an intercooler pump 211, An intercooler heat exchanger 212, a heat dissipation heat exchanger 213, a first three-way valve 221, and a second three-way valve 222 are provided.
  • the intercooler 201 cools the air sucked from the outside of the gas engine 33 and supplies it to the engine body 202.
  • the engine body 202 mixes the fuel gas supplied from the outside of the gas engine 33 with the air from the intercooler 201 and burns it.
  • the exhaust gas hot water boiler 203 heats the engine coolant with the exhaust gas from the engine body 202.
  • the engine cooling water is used for cooling the engine main body 202 and also as a heat medium for transmitting exhaust heat from the engine main body to the jacket heat exchanger 205.
  • the exhaust gas hot water boiler 203 may not be attached.
  • a pipe is provided from the engine main body 202 to the engine main body 202 via the exhaust gas hot water boiler 203, the engine cooling water pump 204, the jacket heat exchanger 205, the first three-way valve 221 and the second three-way valve 222 to provide engine cooling water.
  • the engine coolant is supplied from the engine coolant pump 204 through the circulation path of the engine body 202, the exhaust gas hot water boiler 203, the engine coolant pump 204, the jacket heat exchanger 205, the first three-way valve 221, the second three-way valve 222, the engine. It circulates in the order of the main body 202.
  • a pipe connecting the engine coolant pump 204 and the jacket heat exchanger 205 branches to the first three-way valve 221. With this branched pipe, a part of the engine coolant from the engine coolant pump 204 is bypassed to the first three-way valve 221 without passing through the jacket heat exchanger 205.
  • the first three-way valve 221 is an electric valve, and adjusts the flow rate of engine coolant that is bypassed from the engine coolant pump 204 to the first three-way valve 221 without passing through the jacket heat exchanger 205.
  • the second three-way valve 222 is an electric valve, and adjusts the flow rate of engine coolant from the engine coolant pump 204 to the second three-way valve 222 via the heat dissipation heat exchanger 213.
  • the engine cooling water from the exhaust gas hot water boiler 203 and the hot water from the exhaust heat recovery type absorption cold water heater 32 exchange heat.
  • the hot water from the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is used as a heat medium for transmitting the exhaust heat of the gas engine 33 to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • This hot water is circulated between the jacket heat exchanger 205 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 by the exhaust heat transfer pump 291.
  • the hot water from the exhaust heat recovery type absorption cold water heater 32 is heated by heat exchange in the jacket heat exchanger 205, and the engine cooling water is cooled.
  • a pipe is provided from the jacket heat exchanger 205 to the jacket heat exchanger 205 via the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, the third three-way valve 294, and the exhaust heat transfer pump 291.
  • a heat medium that transmits the exhaust heat of the gas engine 33 to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 circulates between the jacket heat exchanger 205 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the third three-way valve 294 is an electric valve, and a part of the heat medium from the jacket heat exchanger 205 is bypassed to the third three-way valve 294 without passing through the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. Adjust.
  • the intercooler pump 211 is provided in a pipe that returns from the intercooler 201 to the intercooler 201 via the intercooler heat exchanger 212.
  • the cooling water having absorbed heat from the air by the intercooler pump 211 is sent to the intercooler heat exchanger 212 and cooled, and then returns to the intercooler 201.
  • the cooling water used for the intercooler 201 exchanges heat with the cooling water from the cooling tower. By this heat exchange, the cooling water used for the intercooler 201 is cooled as described above.
  • a pipe is provided from the heat radiation heat exchanger 213 to the heat radiation heat exchanger 213 via the cooling tower 292, the cooling tower side pump 293, and the intercooler heat exchanger 212.
  • the cooling water flowing from the cooling tower 292 through the intercooler heat exchanger 212 into the heat dissipation heat exchanger 213 further exchanges heat with the engine cooling water.
  • the engine coolant is cooled as described above.
  • the cooling tower 292 the cooling water heated by heat exchange in the intercooler heat exchanger 212 and the heat radiation heat exchanger 213 performs heat radiation.
  • the cooling water radiated by the cooling tower returns to the cooling tower 292 via the intercooler heat exchanger 212 and the heat radiating heat exchanger 213 by the cooling tower side pump 293.
  • FIG. 5 is a schematic block diagram showing a functional configuration of the system control device 51.
  • the system control device 51 includes a communication unit 310, a storage unit 380, and a control unit 390.
  • the control unit 390 includes a waste heat utilization maximum load acquisition unit (acquisition unit) 391, an optimum load range determination unit (determination unit) 392, and a number control unit 393.
  • the system control device 51 is realized using, for example, a computer.
  • the communication unit 310 communicates with the turbo chiller control device 52.
  • the system control device 51 acquires state information of the turbo chiller 22 through communication with the turbo chiller control device 52 and instructs the turbo chiller control device 52 to control the turbo chiller 22. Further, the communication unit 310 communicates with the gene link control device 53.
  • the system control device 51 acquires state information of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 through communication with the Genelink control device 53, and controls the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. To instruct.
  • the state information of the chiller is acquired by sensor installation or hardware connection.
  • the storage unit 380 is configured using a storage device included in the system control apparatus 51 and stores various types of information.
  • the control unit 390 controls each unit of the system control device 51 to perform various processes.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 obtains the exhaust heat utilization maximum load, which is the maximum load (maximum capacity) when the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 receives supply of only exhaust heat, as the exhaust heat recovery type absorption cold / cold temperature. It calculates
  • FIG. 6 is a graph showing an example of the relationship between the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 and the amount of gas consumption when there is sufficient exhaust heat from the gas engine 33.
  • the horizontal axis of FIG. 6 shows the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, and the vertical axis shows the gas consumption.
  • the load here is the amount of heat that the heat source unit outputs cold.
  • Lines L111 to L113 indicate the relationship between the load and the gas consumption amount when no exhaust heat is supplied from the gas engine 33.
  • Lines L111, L112, and L113 indicate the relationship between the load and the gas consumption when the cooling water inlet temperature is T1 ° C., T2 ° C., and T3 ° C., respectively.
  • the cooling water inlet temperature here is the temperature of the cooling water at the inlet to the absorber 111.
  • T1, T2, and T3 are all constants and satisfy “T1>T2> T3”.
  • Lines L121 to L123 all show the relationship between the load and the amount of gas consumed when exhaust heat is supplied from the gas engine 33.
  • Lines L121, L122, and L123 indicate the relationship between the load and the gas consumption when the cooling water inlet temperature is T1 ° C., T2 ° C., and T3 ° C., respectively.
  • the gas consumption may be zero (0) below a certain load. it can.
  • the cooling water inlet temperature is T1 ° C.
  • the gas consumption is zero at the load R1 or lower.
  • a relationship between the load and the gas consumption when the cooling water inlet temperature is T1 ° C. is indicated by a line L121.
  • R1 is a constant.
  • the cooling water inlet temperature is T2 ° C.
  • the gas consumption is zero when the load is R2 or less.
  • the relationship between the load and the gas consumption when the cooling water inlet temperature is T2 ° C. is indicated by a line L122.
  • R2 is a constant.
  • the gas consumption is zero at the load R3 or lower.
  • the relationship between the load and the gas consumption when the cooling water inlet temperature is T3 ° C. is indicated by a line L123.
  • R3 is a constant.
  • the maximum load among the loads where the gas consumption of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 becomes zero is referred to as exhaust heat utilization maximum load.
  • the maximum exhaust heat utilization load when the cooling water inlet temperature is T1 ° C. is the load R1.
  • the maximum exhaust heat utilization load when the cooling water inlet temperature is T2 ° C. is the load R2.
  • the maximum exhaust heat utilization load when the cooling water inlet temperature is T3 ° C. is the load R3.
  • the system controller 51 controls the number of operating turbo chillers 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to operate the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 near the maximum exhaust heat utilization load, Gas consumption of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 can be reduced. It is considered that the COP (Coefficient Of Performance) of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is maximized at the maximum exhaust heat utilization load.
  • the relationship between the maximum exhaust heat utilization load Q opt1 and the cooling water inlet temperature Ti as shown in FIG. 6 is expressed by the function f 1 of the cooling water inlet temperature Ti as shown in the equation (1).
  • the storage unit 380 stores the function f 1 in advance, and the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 reads the function f 1 from the storage unit 380. Further, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 acquires the measured value of the cooling water inlet temperature from the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 via the communication unit 310. Then, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 calculates the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 by substituting the obtained cooling water inlet temperature measurement value into the function f 1 .
  • the format of the information indicating the relationship between the coolant inlet temperature and the maximum exhaust heat utilization load stored in the storage unit 380 is not limited to the function format.
  • the storage unit 380 may store the relationship between the cooling water inlet temperature and the exhaust heat utilization maximum load in a table format.
  • the cooling water temperature used for the exhaust heat utilization maximum load acquisition part 391 to acquire the exhaust heat utilization maximum load is not limited to the cooling water inlet temperature.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 may use the temperature of the cooling water at the outlet of the absorber 111.
  • the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 and the cooling water inlet temperature Ti are in a substantially linear relationship
  • a linear function of the cooling water inlet temperature Ti is used as the function f 1 and the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 and the cooling water inlet
  • the relationship with the temperature Ti can be linearly approximated.
  • the storage unit 380 only needs to store a linear function as the function f 1 , so that a small storage capacity is required.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 can calculate the exhaust heat utilization maximum load by a simple process of calculating by assigning a value to a linear function.
  • the processing load is light.
  • FIG. 6 shows an example of the relationship between the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 and the gas consumption when there is sufficient exhaust heat from the gas engine 33.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 has sufficient exhaust heat. The case where it is not possible to obtain is considered. Therefore, the relationship between the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, the exhaust heat recovery amount E from the gas engine 33, and the cooling water inlet temperature Ti will be described below.
  • FIG. 7 is a graph showing an example of the relationship between the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 and the amount of exhaust heat recovered from the gas engine 33.
  • the horizontal axis of FIG. 7 shows the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, and the vertical axis shows the amount of exhaust heat recovery.
  • the amount of exhaust heat recovered here is the amount of exhaust heat recovered from the gas engine 33.
  • Line L21 shows the relationship between the load and the amount of exhaust heat recovery when the cooling water inlet temperature is T1 ° C.
  • the left end (point P21) of the line L21 shows the relationship between the load at the maximum exhaust heat utilization load and the amount of exhaust heat recovery. In the case of the maximum exhaust heat utilization load, the gas consumption is zero.
  • the line L21 shows the relationship between the load and the exhaust heat recovery amount when the gas consumption is increased toward the right.
  • Line L22 shows the relationship between the load and the amount of exhaust heat recovery when the cooling water inlet temperature is T2 ° C.
  • the left end (point P22) of the line L22 shows the relationship between the load at the maximum exhaust heat utilization load and the exhaust heat recovery amount.
  • the line L22 shows the relationship between the load and the exhaust heat recovery amount when the gas consumption is increased toward the right.
  • a line L23 indicates the relationship between the load and the amount of exhaust heat recovery when the cooling water inlet temperature is T3 ° C.
  • the left end (point P23) of the line L23 shows the relationship between the load at the maximum exhaust heat utilization load and the exhaust heat recovery amount.
  • the relationship between the load and the exhaust heat recovery amount when the gas consumption is increased as it goes to the right of the line L23 is shown.
  • the relationship between the load at the maximum exhaust heat utilization load and the amount of exhaust heat recovery is shown as a line L24. It can be considered that this line L24 indicates the exhaust heat recovery amount necessary for reducing the gas consumption amount to zero for each load.
  • the relationship between the exhaust heat utilization maximum load Q opt2 and the exhaust heat recovery amount E as shown by the line L24 is expressed by the function f 2 of the exhaust heat recovery amount E as shown in Expression (2).
  • the relationship between the waste heat utilization maximum load Q opt2 and the exhaust heat recovery amount E can be linearly approximated.
  • the exhaust heat recovery amount E is obtained from the output of the gas engine 33, for example.
  • the exhaust heat from the gas engine 33 is calculated by the number of operating exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32.
  • the divided exhaust heat per vehicle is used as the exhaust heat recovery amount E.
  • the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is set to be less than the smaller one of Q opt1 and Q opt2. There is a need. Therefore, the exhaust heat utilization maximum load Q opt of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is expressed as in Expression (3).
  • the function MIN outputs the minimum value among the values of the plurality of arguments. Therefore, MIN (f 1 (Ti), f 2 (E)) indicates the smaller value of the values of f 1 (Ti) and f 2 (E).
  • the storage unit 380 stores the function of the function formula (3) in advance, and the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 reads the function of the formula (3) from the storage unit 380. Further, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 acquires the measured value of the cooling water inlet temperature from the Genelink control device 53 via the communication unit 310. Further, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 acquires the exhaust heat amount of the gas engine 33.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 acquires the gas engine output from the control device of the gas engine 33 via the communication unit 310 and calculates the amount of exhaust heat based on the obtained gas engine output. Then, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 calculates the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 by substituting the obtained cooling water inlet temperature measurement value into the function f 1 .
  • the storage unit 380 may store the relationship between the amount of exhaust heat supplied to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 and the maximum exhaust heat utilization load in a table format.
  • the optimal load range determination unit 392 determines a predetermined load range based on the maximum exhaust heat utilization load obtained by the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 as the optimal load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the optimum load range determined by the optimum load range determination unit 392 will be described with reference to FIGS.
  • FIG. 8 is a graph showing an example of setting the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the horizontal axis in FIG. 8 indicates the load, and the vertical axis indicates the cooling water inlet temperature.
  • the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 corresponds to an example of the first optimum load range.
  • FIG. 8 shows an example of setting the optimum load range when there is sufficient exhaust heat from the gas engine 33, and the optimum load range determining unit 392 determines a predetermined amount from the maximum exhaust heat utilization load obtained by Equation (1).
  • the area within the range is set to the optimum load range.
  • the line L31 shows an example of the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 obtained by the equation (1).
  • the optimum load range determining unit 392 sets an area A11 within ⁇ 15% from the exhaust heat utilization maximum load Q opt1 as the optimum load range. Similarly, when the exhaust heat from the gas engine 33 is not sufficient, the region within the predetermined load range from the maximum exhaust heat utilization load obtained by the equation (3) can be set as the optimum load range. As described above, the optimum load range determination unit 392 determines the predetermined load range based on the exhaust heat utilization maximum load as the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • FIG. 9 is a graph showing an example of setting the optimum load range of the turbo chiller 22.
  • the horizontal axis in FIG. 9 indicates the load of the turbo refrigerator 22, and the vertical axis indicates the coefficient of performance of the turbo refrigerator 22.
  • a known method can be used as a method of obtaining the coefficient of performance of the turbo refrigerator.
  • the optimum load range of the turbo refrigerator 22 corresponds to an example of the second optimum load range.
  • Lines L411 to L416 indicate the relationship between the load of the centrifugal chiller 22 and the coefficient of performance for each cooling water temperature.
  • the line L421 connects the points with the highest coefficient of performance of each of the lines L411 to L416.
  • the optimum load range determination unit 392 sets an area within a predetermined range from the load at which the coefficient of performance is maximum as indicated by a line L421 as the optimum load range of the turbo chiller 22.
  • the optimum load range determination unit 392 sets the optimum load range of the turbo chiller 22 within the range from the maximum value of the coefficient of performance to “maximum value ⁇ 0.1”. An optimal load range may be set. Alternatively, the optimum load range determination unit 392 sets the optimum load range of the turbo chiller 22 based on the load, such as setting the range of ⁇ 10 loads from the load at which the coefficient of performance is maximized to the optimum load range of the turbo chiller 22. A range may be set.
  • the number control unit 393 controls the number of operating turbo chillers 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 based on the optimum load range obtained by the optimum load range determination unit. Specifically, the number control unit 393 calculates the number of operating units that can operate the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 within the optimum load range acquired by the optimum load range determination unit 392. .
  • the number control unit 393 is set to the required load on the heat source system 2, the sum of the minimum value of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated, and the turbo chiller 22 to be operated. Compare the sum of the minimum values in the optimum load range. The minimum value of the range is the lower limit value in the range. When the required load is smaller than the sum of the minimum values of the optimum load range, the number control unit 393 decreases the number of operating exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 or turbo chiller 22 by one.
  • the number control unit 393 sets the required load on the heat source system 2 to the sum of the minimum values of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated and the turbo chiller 22 to be operated.
  • the sum should be greater than or equal to the sum of the minimum values of the optimum load range.
  • the number control unit 393 is set to the required load on the heat source system 2, the sum of the maximum value of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated, and the turbo chiller 22 to be operated. Compare the sum of the maximum values of the optimum load range. The maximum value of the range is the upper limit value in the range. When the required load is greater than the sum of the maximum values in the optimum load range, the number control unit 393 increases the number of operating exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32 or turbo chillers 22 by one.
  • the number control unit 393 sets the required load on the heat source system 2 to the sum of the maximum value of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated and the turbo chiller 22 to be operated. Make it less than the sum of the maximum value of the optimum load range.
  • the number control unit 393 determines the turbo chiller 22 or the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be started or stopped based on the calculated operation number.
  • Various methods can be used as a method by which the number control unit 393 determines a heat source machine to be started or stopped.
  • the heat source machine that the number control unit 393 starts or stops is the turbo chiller 22 or the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the number control unit 393 may preferentially start the heat source machine with a short operation time and preferentially stop the heat source machine with a long operation time.
  • priorities may be assigned in advance to each of the heat source devices, and the number control unit 393 may determine a heat source device to be activated or stopped according to the priority order.
  • the number control unit 393 determines load distribution for the turbo refrigerator 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated. At that time, the number control unit assigns loads so that both of the turbo chiller 22 to be operated and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 have loads within the optimum load range.
  • FIG. 10 is a flowchart showing a processing procedure in which the system controller 51 determines the number of operating units of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the number control unit 393 acquires water supply data such as the main pipe flow rate F of the cooling water sent to the external load 90, the cold water injection temperature T s , and the cold water return temperature Tr (step S ⁇ b> 111). Further, the number control unit 393 acquires the ratio Cp and specific heat ⁇ of the cooling water sent to the external load 90 (Step S112). These values are stored in advance by the storage unit 380 as constants, for example.
  • the number control part 393 calculates the heat load (specifically, the amount of cooling energy consumed by the external load 90) Q of the entire heat source system 2 based on the equation (4) (step S113).
  • the heat load Q corresponds to an example of a required load for the heat source system 2.
  • the method by which the number control unit 393 acquires the required load is not limited to this.
  • the number control unit 393 may acquire information indicating the required load from the control device for the external load 90 via the communication unit 310.
  • the optimal load range determination part 392 acquires the optimal load range of the turbo refrigerator 22 (step S121).
  • the optimum load range determination unit 392 acquires the optimum load range based on the relationship between the load of the centrifugal chiller 22 and the coefficient of performance.
  • the maximum value of the optimum load range is expressed as Q opt_max and the minimum value is expressed as Q opt_min .
  • the optimum load range is acquired for each turbo refrigerator 22.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 reads the functions f 1 (Ti) and f 2 (E) stored in advance in the storage unit 380 (step S131). Further, the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 acquires a measured value of the cooling water inlet temperature Ti and a calculated value of the exhaust heat recovery amount E (step S132). And the exhaust heat utilization maximum load acquisition part 391 calculates
  • the optimal load range determination part 392 calculates
  • the number control unit 393 determines whether or not the heat load Q of the heat source system 2 as a whole is larger than the sum of the maximum value Q opt_max in the optimum negative range of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. Is determined (step S141). When it is determined that the heat load of the entire heat source system 2 is larger than the sum of the maximum values of the optimum load ranges of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 (step S141: YES), the number control unit 393 Then, an increase in the number of heat source systems 2 or turbo chillers 22 is determined (step S151). Specifically, the number control unit 393 determines to start any one of the stopped turbo chiller 22 or the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. After step S151, the process of FIG.
  • step S141 when it is determined in step S141 that the heat load of the entire heat source system 2 is equal to or less than the sum of the maximum values of the optimum load ranges of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 (step S141: NO)
  • the number controller 393 determines whether the heat load Q of the entire heat source system 2 is smaller than the sum of the minimum value Q opt_min in the optimum negative range of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. (Step S161).
  • step S161 The case where it is determined that the heat load of the entire heat source system 2 is smaller than the sum of the minimum values of the optimum load ranges of the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 (step S161: YES) will be described.
  • the number control unit 393 determines whether or not the number of operating heat source devices (the turbo chiller 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32) is two or more (step S162). When it is determined that the number of operating units is two or more (step S162: YES), the number control unit 393 determines a decrease in the number of turbo chillers 22 or the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 (step S171).
  • the number control unit 393 determines to stop any one of the operating turbo chiller 22 or the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the number control unit 393 determines the refrigerator to be stopped so that at least one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is operated. This is because the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 recovers exhaust heat and generates cold heat, thereby increasing the efficiency of the heat source system 2.
  • step S171 the process of FIG.
  • step S161 step S161: NO
  • the process of FIG. In this case, the number of turbo chillers 22 or exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32 is not increased or decreased.
  • step S162 If it is determined in step S162 that the number of operating units is one or less (step 162: NO), the process in FIG. 10 is terminated. In this case, the number of turbo chillers 22 or exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32 is not increased or decreased. This is because cold heat cannot be supplied if the number of operating heat source machines becomes zero. As described above, the number control unit 393 operates at least one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, and the maximum value of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is the heat source system. When the load is less than the required load for 2, the number of heat source units is controlled.
  • the number control unit 393 has one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. Maintain driving.
  • the optimum load range determination unit 392 sets the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to a certain extent, and widens the optimum load range set in the turbo refrigerator 22 to some extent.
  • the sum of the minimum values of the optimum load range of the heat source equipment to be operated is not less than the required load, and the sum of the maximum values of the optimum load range of the heat source equipment to be operated is required.
  • the number control unit 393 may control only the number of operating turbo chillers 22.
  • the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is always operated, and the number control unit 393 controls the operation number of only the turbo chiller 22 so that the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is preferentially operated. You may make it make it.
  • the number control unit 393 may control the number of operating turbo chillers 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 includes the exhaust heat utilization maximum load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, information indicating the relationship between the cooling water temperature and the exhaust heat utilization maximum load, and Determined based on cooling water temperature.
  • the optimal load range determination part 392 calculates
  • the number control unit 393 is based on the optimum load range determined by the optimum load range determination unit 392 when the required load on the heat source system 2 is larger than the maximum value of the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32. Then, the number of operating turbo chillers 22 is controlled. Specifically, the number control unit 393 adds the minimum value of the first optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 to be operated and the minimum value of the second optimum load range of the turbo chiller 22 to be operated. And the sum of the sum of the maximum values of the first optimum load range and the sum of the maximum values of the second optimum load range is a request for the heat source system 2.
  • the number of operating turbo chillers 22 is controlled so as to exceed the load.
  • the first optimum load range is the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 obtained by the optimum load range determination unit 392.
  • the second optimum load range is an optimum load range that is set for the turbo refrigerator 22 and in which the turbo refrigerator 22 generates cold.
  • the number control unit 393 controls the number of operating turbo chillers 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 according to the cooling water temperature, so that the heat source system 2 can be operated efficiently.
  • the heat source system 2 includes one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 as in the configuration shown in FIG. 1, the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater receives the supply of gas fuel and cools it.
  • the heat source system 2 can be operated efficiently when it is less costly for the turbo refrigerator 22 to generate cold heat than to generate it.
  • the number control unit 393 maintains the operation of at least one exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32, and is the sum of the sum of the minimum values of the first optimum load range and the sum of the minimum values of the second optimum load range. So that the sum of the sum of the maximum values of the first optimum load range and the sum of the maximum values of the second optimum load range is equal to or greater than the demand load of the heat source system 2.
  • the number of operating units of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 other than the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 that maintains the operation is controlled. You may do it. Thereby, when the heat source system 2 includes a plurality of exhaust heat recovery type absorption chiller / heaters 32, the heat source system 2 can be operated efficiently.
  • the exhaust heat utilization maximum load acquisition unit 391 is further supplied to the information indicating the relationship between the amount of exhaust heat supplied to the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 and the optimum load, and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater.
  • the optimum load may be obtained based on the amount of exhaust heat. Accordingly, the number control unit 393 can control the number of operating turbo chillers 22 and the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 according to the exhaust heat amount exhaust heat amount from the gas engine 33, and the exhaust heat amount is not sufficient. Even in this case, the heat source system 2 can be operated efficiently.
  • the energy supply system 1 attempts to minimize the energy consumption of the heat source machine has been described above as an example, but the energy supply system 1 may be configured to minimize the gas charge and the electricity charge.
  • the optimum load range determination unit 392 determines the optimum load range of each heat source unit based on the gas rate and the electricity rate.
  • the energy supply system 1 may minimize the gas charge and the electricity charge. For example, when the gas charge is low, the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 is increased, for example, the optimum load range determination unit 392 multiplies the load of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32 by 1.1. You may do it.
  • the energy supply system 1 may minimize the amount of carbon dioxide emission. In this case, the optimal load range determination unit 392 determines the optimal load range of each heat source unit based on the carbon dioxide emission amount.
  • the optimum load range determination unit 392 may multiply the load of the inverter turbo chiller by 0.9 to allow an early stage increase.
  • the system controller 51 matches the optimum load range of the exhaust heat recovery type absorption chiller / heater 32.
  • the cold water flow rate may be set. Thereby, the system control apparatus 51 can perform control of the heat source system 2 more finely.
  • a program for realizing all or part of the functions of the system control device 51 is recorded on a computer-readable recording medium, and the program recorded on the recording medium is read into the computer system and executed. You may perform the process of each part.
  • the “computer system” here includes an OS and hardware such as peripheral devices.
  • “Computer-readable recording medium” refers to a portable medium such as a flexible disk, a magneto-optical disk, a ROM, and a CD-ROM, and a storage device such as a hard disk built in a computer system.
  • the program may be a program for realizing a part of the functions described above, and may be a program capable of realizing the functions described above in combination with a program already recorded in a computer system.
  • Embodiments of the present invention are a heat source other than a first heat source machine and an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater that is an exhaust heat recovery type absorption chiller / heater that generates cold by receiving at least one of exhaust heat and fuel.
  • the first heat source machine uses the exhaust heat utilization maximum load, which is the maximum load when the first heat source machine is supplied with only the exhaust heat and generates cold.
  • An optimum load range determining unit that determines a load range as an optimum load range of the first heat source unit, and operating at least one of the first heat source units, and a required load on the heat source system is an optimum of the first heat source unit. Greater than maximum load range, the sum of the minimum values of the first optimum load range, which is the optimum load range of the first heat source machine to be operated among the first heat source machines, and the second heat source machine to be operated among the second heat source machines are cold.
  • a number control unit that controls the number of operating second heat source units so that the sum of the maximum values of the second optimum load ranges is equal to or greater than a required load on the heat source system.
  • the heat source system can be operated efficiently.

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Abstract

排熱回収型吸収冷温水器である第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の第２熱源機とを備える熱源システムにおける熱源機の運転台数を制御する台数制御装置が、第１熱源機が排熱のみの供給を受ける場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を求める取得部と、排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定する決定部と、運転させる第１熱源機の最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機の最適負荷範囲である第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、熱源システムへの要求負荷以下、かつ、第１最適負荷範囲の最大値の合計と第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、熱源システムへの要求負荷以上になるように第２熱源機の運転台数を制御する台数制御部と、を備える。

Description

台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラム
　本発明は、台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラムに関する。
　本願は、２０１５年５月１３日に、日本国に出願された特願２０１５－０９７８８１号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　熱源システムの１つに排熱回収型吸収冷温水器を備える熱源システムがある。排熱回収型吸収冷温水器は、ガスエンジン等からの排熱を回収する。排熱回収型吸収冷温水器が排熱を回収することで、排熱回収型吸収冷温水器への燃料ガスの供給量を低減することができる。
　排熱回収型吸収冷温水器を備える熱源システムに関連する技術が特許文献１に記載されている。特許文献１に記載のガス吸収冷温水器が排熱回収型吸収冷温水器に相当し、冷温水システムが熱源システムに相当する。この冷温水システムは、燃料ガスのコストと補機の運転コストとの比較によりガス吸収冷温水器の運転台数を切り替える。具体的には、特許文献１に記載の冷温水システムは、１台のガス吸収冷温水器の運転を排熱回収と燃料ガスの両方により行った場合の燃料ガスのコストが、２台目のガス吸収冷温水器の運転を排熱回収により行った場合の補機の運転コストを上回る負荷率にて２台目のガス吸収冷温水器の運転を開始する。
日本国特許第４５３５４５１号公報
　特許文献１では、排熱回収により賄われる負荷率がガスエンジン発電機の運転負荷率によって変わることが記載されている。しかしながら、特許文献１には、排熱回収により賄われる負荷率以外の要因への対応方法は示されていない。排熱回収により賄われる負荷率以外の要因によって排熱回収型吸収冷温水器の能力が変化する場合にも、熱源システムを効率よく運転させられることが望まれる。
　本発明は、熱源システムを効率よく運転させることができる台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラムを提供する。
　本発明の第１の態様によれば、台数制御装置は、排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムにおける前記第１熱源機が、前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求める取得部と、前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を、前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定する決定部と、前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御する台数制御部と、を備える。
　前記少なくとも１台の第１熱源機は、複数の第１熱源機であり、前記台数制御部は、前記複数の第１熱源機のうち少なくとも１台の運転を維持すると共に、前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と前記第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記複数の第１熱源機のうち運転を維持する前記少なくとも１台の第１熱源機以外の第１熱源機、及び、前記第２熱源機の運転台数のうち、少なくともいずれかの運転台数を制御する、ようにしてもよい。
　前記取得部は、さらに、前記第１熱源機に供給される排熱量と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、第１熱源機に供給される現在の排熱量に基づいて、前記排熱利用最大負荷を求める、ようにしてもよい。
　本発明の第２の態様によれば、エネルギー供給システムは、上述した台数制御装置と、前記熱源システムと、を備える。
　本発明の第３の態様によれば、台数制御方法は、排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムにおける前記第１熱源機および前記第２熱源機の運転台数を制御する台数制御装置のための台数制御方法であって、前記第１熱源機が前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求め、前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を、前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定し、前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御することを含む。
　本発明の第４の態様によれば、プログラムは、排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムを制御するコンピュータに、前記第１熱源機が前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求めさせ、前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定させ、前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御させるためのプログラムである。
　上記した台数制御装置、エネルギー供給システム、台数制御方法及びプログラムによれば、熱源システムを効率よく運転させることができる。
本発明の実施形態に係る熱源システムの装置構成を示す概略構成図である。 熱源システムが２台の排熱回収型吸収冷温水器を備える場合の装置構成の例を示す概略構成図である。 本発明の実施形態に係る排熱回収型吸収冷温水器の機能構成を示す概略ブロック図である。 本発明の実施形態に係るガスエンジンの機能構成を示す概略ブロック図である。 本発明の実施形態に係るシステム制御装置の機能構成を示す概略ブロック図である。 本発明の実施形態に係るガスエンジンからの排熱が十分にある場合の、排熱回収型吸収冷温水器の負荷とガス消費量との関係の例を示すグラフである。 本発明の実施形態に係る排熱回収型吸収冷温水器の負荷と、ガスエンジンからの排熱の回収量との関係の例を示すグラフである。 本発明の実施形態に係る排熱回収型吸収冷温水器の最適負荷範囲の設定例を示すグラフである。 本発明の実施形態に係るターボ冷凍機の最適負荷範囲の設定例を示すグラフである。 本発明の実施形態に係るシステム制御装置がターボ冷凍機及び排熱回収型吸収冷温水器の運転台数を決定する処理手順を示すフローチャートである。
　以下、本発明の実施形態を説明するが、以下の実施形態は請求の範囲にかかる発明を限定するものではない。また、実施形態の中で説明されている特徴の組み合わせの全てが発明の解決手段に必須であるとは限らない。
　図１は、本発明の実施形態に係る熱源システムの装置構成を示す概略構成図である。
　図１に示すように、エネルギー供給システム１は、熱源システム２と、システム制御装置５１とを備える。熱源システム２は、サプライヘッダ１１と、媒体流量調節弁１２と、リターンヘッダ１３と、ターボ冷凍機側ポンプ２１と、ターボ冷凍機２２と、ジェネリンク側ポンプ３１と、排熱回収型吸収冷温水器３２と、ガスエンジン３３と、ガスエンジン側ポンプ３４と、バイパス弁４１と、ターボ冷凍機制御装置５２と、ジェネリンク制御装置５３とを備える。本実施形態では、熱源システム２は、２つのターボ冷凍機側ポンプ２１と、２台のターボ冷凍機２２と、１つのジェネリンク側ポンプ３１と、１台の排熱回収型吸収冷温水器３２と、２つのターボ冷凍機制御装置５２と、１つのジェネリンク制御装置５３とを備える。排熱回収型吸収冷温水器をジェネリンクとも称する。
　熱源システム２は、外部負荷９０と配管で接続されている。具体的には、サプライヘッダ１１から外部負荷９０及び媒体流量調節弁１２を経てリターンヘッダ１３に至る経路が配管にて構成されている。また、２台のターボ冷凍機２２の各々について、リターンヘッダ１３からターボ冷凍機側ポンプ２１及びターボ冷凍機２２を経てサプライヘッダ１１に至る経路が配管にて構成されている。また、リターンヘッダ１３からジェネリンク側ポンプ３１及び排熱回収型吸収冷温水器３２を経てサプライヘッダ１１に至る経路が配管にて構成されている。
　これらの配管により、ターボ冷凍機２２の各々について、ターボ冷凍機２２から、サプライヘッダ１１、外部負荷９０、媒体流量調節弁１２、リターンヘッダ１３及びターボ冷凍機側ポンプ２１を経てターボ冷凍機２２に戻る経路が構成されている。また、排熱回収型吸収冷温水器３２から、サプライヘッダ１１、外部負荷９０、媒体流量調節弁１２、リターンヘッダ１３及びジェネリンク側ポンプ３１を経て排熱回収型吸収冷温水器３２に戻る経路が構成されている。
　熱源システム２は外部負荷９０に冷熱を供給する。外部負荷９０は冷熱の供給対象であればよく、いろいろな負荷とすることができる。例えば外部負荷９０は、ビルに設けられた空調設備であってもよいし、工場に設けられた冷却対象機器であってもよい。
　ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の各々は熱源機の例に該当し、外部負荷９０に供給する冷熱を生成する。特に、排熱回収型吸収冷温水器３２は第１熱源機の例に該当し、ターボ冷凍機２２は、第２熱源機の例に該当する。ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の各々は、例えば水などの伝熱媒体を冷却する。ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の各々は、外部負荷９０に対して並列に配管接続されている。
　熱源システム２が備える排熱回収型吸収冷温水器３２の数が１台以上であり、かつ、熱源システム２が備える排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機の数が１台以上であればよい。
　図２は、熱源システム２が２台の排熱回収型吸収冷温水器３２を備える場合の装置構成の例を示す概略構成図である。図２に示す構成は、熱源システム２が２台の排熱回収型吸収冷温水器３２を備える点以外は、図１に示す構成と同様である。このように、熱源システム２が複数の排熱回収型吸収冷温水器３２を備えていてもよい。
　また、熱源システム２が備える排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機は、ターボ冷凍機２２とは限らない。この排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機は、排熱回収型吸収冷温水器以外の冷温水器であってもよいし、冷温水器以外の熱源機であってもよい。
　例えば、熱源システム２が、１台以上の排熱回収型吸収冷温水器３２と、１台以上のターボ冷凍機２２とを備えていてもよい。あるいは、熱源システム２が、１台以上の排熱回収型吸収冷温水器３２と、１台以上のターボ冷凍機２２とに加えて、排熱を回収しないタイプの吸収冷温水器を１台以上備えていてもよい。あるいは、熱源システム２が、ターボ冷凍機２２を備えず、１台以上の排熱回収型吸収冷温水器３２に加えて、排熱を回収しないタイプの吸収冷温水器を１台以上備えていてもよい。
　また、１台のガスエンジン３３が複数の排熱回収型吸収冷温水器３２と接続されていてもよい。また、複数のガスエンジン３３が１台の排熱回収型吸収冷温水器３２と接続されていてもよい。
　伝熱媒体の流れから見てターボ冷凍機２２の各々の上流側には、伝熱媒体を圧送するターボ冷凍機側ポンプ２１が設けられている。ターボ冷凍機側ポンプ２１は、リターンヘッダ１３からターボ冷凍機２２へ伝熱媒体を送出する。また、伝熱媒体の流れから見て排熱回収型吸収冷温水器３２の上流側には、伝熱媒体を圧送するジェネリンク側ポンプ３１が設けられている。ジェネリンク側ポンプ３１は、リターンヘッダ１３から排熱回収型吸収冷温水器３２へ伝熱媒体を送出する。
　ターボ冷凍機側ポンプ２１及びジェネリンク側ポンプ３１の各々は、流量一定のポンプであってもよいし、流量可変なポンプであってもよい。例えば、ターボ冷凍機側ポンプ２１及びジェネリンク側ポンプ３１の各々が、インバータモータによって回転数が可変に駆動されることで流量可変になっていてもよい。ターボ冷凍機側ポンプ２１及びジェネリンク側ポンプ３１の流量が可変である場合、熱源システム２が媒体流量調節弁１２を備えない構成としてもよい。
　サプライヘッダ１１は、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２が冷却した伝熱媒体を収容する。サプライヘッダ１１に収容された伝熱媒体は外部負荷９０へ送出される。
　外部負荷９０を経由した伝熱媒体は、リターンヘッダ１３へ送出される。外部負荷９０とリターンヘッダ１３との間には媒体流量調節弁１２が設けられており、媒体流量調節弁１２は、外部負荷９０に供給される伝熱媒体の流量を調整する。
　サプライヘッダ１１とリターンヘッダ１３との間には、バイパス経路が設けられており、バイパス経路にバイパス弁４１が設けられている。バイパス弁４１は、バイパス経路を流れる伝熱媒体の流量を調節する。
　システム制御装置５１は台数制御装置の例に該当し、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を決定する。そして、システム制御装置５１は、決定した運転台数に従って、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２のうち動作させる機器と停止させる機器とを決定する。さらに、システム制御装置５１は、熱源システム２に対する冷熱の要求量の機器への割当を、ターボ冷凍機側ポンプ２１及びジェネリンク側ポンプ３１の流量変更やターボ冷凍機制御装置５２及びジェネリンク制御装置５３の送水温度設定変更により行う。システム制御装置５１は、動作させる機器及び停止させる機器の決定結果、及び、冷熱の要求量の機器への割当結果に基づいて、ターボ冷凍機制御装置５２及びジェネリンク制御装置５３に、機器の起動停止指示または冷熱要求量の指示など、各種指示を行う。
　ターボ冷凍機制御装置５２は、システム制御装置５１からの指示に従ってターボ冷凍機２２を制御する。
　ジェネリンク制御装置５３は、システム制御装置５１からの指示に従って排熱回収型吸収冷温水器３２を制御する。
　図３は、排熱回収型吸収冷温水器３２の機能構成を示す概略ブロック図である。図３に示すように、排熱回収型吸収冷温水器３２は、蒸発器１０１と、冷媒ポンプ１０２と、吸収器１１１と、溶液ポンプ１１２と、低温熱交換器１２１と、排熱回収熱交換器１３１と、高温熱交換器１４１と、高温再生器１５１と、ガス流量調節弁１５２と、低温再生器１６１と、凝縮器１７１とを備える。
　蒸発器１０１では、液体の冷媒が、経路Ｗ１１を流れる伝熱媒体から熱を奪って蒸発する。冷媒として、例えば水を用いるようにしてもよい。あるいは、冷媒としてアンモニアを用いるようにしてもよい。
　冷媒ポンプ１０２は、蒸発器１０１の底部から出る配管に接続されている。冷媒ポンプ１０２から出る配管は、蒸発器１０１の上部にて蒸発器１０１内に入り、蒸発器１０１内部にて、この配管に冷媒の散布口が設けられている。冷媒ポンプ１０２は、蒸発器１０１の底部に溜まっている液体の冷媒を蒸発器１０１内の散布口から散布させることで冷媒の蒸発を促す。
　以下では、蒸発した冷媒を冷媒蒸気と称する。蒸発器１０１と吸収器１１１とが配管にて接続されており、冷媒蒸気は、蒸発器１０１から吸収器１１１へ送出される。
　吸収器１１１では、蒸発器１０１から冷媒蒸気として流入した冷媒が溶液に吸収される。例えば冷媒が水である場合、溶液として臭化リチウム水溶液を用いるようにしてもよい。冷媒がアンモニアである場合、溶液として水を用いるようにしてもよい。
　以下では、吸収器１１１にて冷媒を吸収した溶液を稀溶液と称する。
　排熱回収型吸収冷温水器３２の外部から排熱回収型吸収冷温水器３２内の吸収器１１１及び凝縮器１７１を経由して排熱回収型吸収冷温水器３２の外部に至る配管にて経路Ｗ１２が構成されており、吸収器１１１での吸収過程で発生する熱は、経路Ｗ１２を通る冷却水によって除去される。
　吸収器１１１から溶液ポンプ１１２、低温熱交換器１２１、排熱回収熱交換器１３１、及び、高温熱交換器１４１を経由して高温再生器１５１に至る配管にて経路Ｗ１３（稀溶液ライン）が構成されている。溶液ポンプ１１２は、吸収器１１１からの稀溶液を、経路Ｗ１３にて高温再生器１５１へ送出する。
　低温熱交換器１２１では、稀溶液は、低温再生器１６１から吸収器１１１へ流れる溶液と熱交換する。この熱交換により、稀溶液が加熱される。
　排熱回収熱交換器１３１では、稀溶液は、ガスエンジン３３からの排熱にて加熱される。
　高温熱交換器１４１では、稀溶液は、高温再生器１５１から低温再生器１６１へ流れる溶液と熱交換する。この熱交換により、稀溶液が加熱される。
　排熱回収型吸収冷温水器３２は、ガスエンジン３３からの排熱、及び、燃料である都市ガスのうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する。排熱の供給を受けている場合、排熱回収型吸収冷温水器３２は、排熱回収熱交換器１３１にて稀溶液を加熱して冷熱を生成する。また、燃料の供給を受けている場合、排熱回収型吸収冷温水器３２は、高温再生器１５１で稀溶液を加熱して冷熱を生成する。
　高温再生器１５１では、稀溶液は、ガス管で構成される経路Ｗ１５からの都市ガスを燃料ガスとして燃焼させることによって加熱され、稀溶液から冷媒蒸気が蒸発する。経路Ｗ１５に設けられているガス流量調節弁１５２は、高温再生器１５１に供給される都市ガスの流量を調整する。都市ガスは、排熱回収型吸収冷温水器３２へ供給される燃料の例に該当する。但し、排熱回収型吸収冷温水器３２へ供給される燃料は、都市ガスに限らず、いろいろな燃料とすることができる。例えば、高温再生器１５１が、燃料として灯油の供給を受けるようにしてもよいし、プロパンガスなど都市ガス以外のガスの供給を受けるようにしてもよい。
　冷媒蒸気の蒸発により稀溶液が濃縮される。以下では、高温再生器１５１にて濃縮された溶液を中間濃度溶液と称する。高温再生器１５１から高温熱交換器１４１を経由して低温再生器１６１に至る配管が設けられている。高温再生器１５１からの中間濃度溶液は、高温熱交換器１４１で稀溶液と熱交換した後、低温再生器１６１に流入する。
　高温再生器１５１から低温再生器１６１を経由して凝縮器１７１に至る配管が設けられており、高温再生器１５１にて稀溶液から蒸発した冷媒蒸気は、低温再生器１６１を経由して凝縮器１７１に流入する。
　低温再生器１６１では、高温再生器１５１からの冷媒蒸気が熱媒となって中間濃度溶液を加熱させる。この加熱により中間濃度溶液から冷媒蒸気が蒸発する。冷媒蒸気の蒸発により中間濃度溶液はさらに濃縮される。以下では、低温再生器１６１にて濃縮された溶液を高濃度溶液と称する。低温再生器１６１から低温熱交換器１２１を経て吸収器１１１に至る配管が設けられており、低温再生器１６１からの高濃度溶液は、低温熱交換器１２１にて稀溶液と熱交換した後、吸収器１１１に流入し冷媒を吸収して稀溶液となる。
　低温再生器と凝縮器１７１とを結ぶ配管が設けられている。低温再生器１６１にて中間濃度溶液から蒸発した冷媒蒸気は、凝縮器１７１に流入する。
　凝縮器１７１では、冷媒蒸気が冷却水にて冷却されて凝縮して液体の冷媒になる。凝縮器１７１と蒸発器１０１とを結ぶ配管が設けられている。この液体の冷媒は、凝縮器１７１から蒸発器１０１へ送出される。
　図４は、ガスエンジン３３の機能構成を示す概略ブロック図である。図４に示すように、ガスエンジン３３は、インタークーラ２０１と、エンジン本体２０２と、排気ガス温水ボイラ２０３と、エンジン冷却水ポンプ２０４と、ジャケット熱交換器２０５と、インタークーラ用ポンプ２１１と、インタークーラ熱交換器２１２と、放熱用熱交換器２１３と、第１三方弁２２１と、第２三方弁２２２とを備える。
　インタークーラ２０１は、ガスエンジン３３の外部から吸入した空気を冷却してエンジン本体２０２へ供給する。
　エンジン本体２０２は、ガスエンジン３３の外部から供給される燃料ガスをインタークーラ２０１からの空気と混合して燃焼させる。
　排気ガス温水ボイラ２０３は、エンジン本体２０２からの排気ガスにてエンジン冷却水を加熱する。エンジン冷却水は、エンジン本体２０２の冷却に用いられるとともに、エンジン本体からの排熱をジャケット熱交換器２０５へ伝達する熱媒としても用いられる。排気ガスを蒸気生成のような別用途の熱源に用いるガスエンジン仕様の場合、排気ガス温水ボイラ２０３を取り付けないこともある。
　エンジン本体２０２から排気ガス温水ボイラ２０３、エンジン冷却水ポンプ２０４、ジャケット熱交換器２０５、第１三方弁２２１及び第２三方弁２２２を経由してエンジン本体２０２へ戻る配管が設けられてエンジン冷却水の循環経路を構成している。エンジン冷却水ポンプ２０４によりエンジン冷却水は、この循環経路をエンジン本体２０２、排気ガス温水ボイラ２０３、エンジン冷却水ポンプ２０４、ジャケット熱交換器２０５、第１三方弁２２１、第２三方弁２２２、エンジン本体２０２の順に循環する。
　エンジン冷却水ポンプ２０４とジャケット熱交換器２０５とを接続する配管は、第１三方弁２２１へ分岐している。この分岐した配管により、エンジン冷却水ポンプ２０４からのエンジン冷却水の一部はジャケット熱交換器２０５を通らずに第１三方弁２２１へバイパスされる。
　第１三方弁２２１は電動弁であり、エンジン冷却水ポンプ２０４からジャケット熱交換器２０５を通らずに第１三方弁２２１へバイパスされるエンジン冷却水の流量を調整する。
　エンジン冷却水ポンプ２０４からジャケット熱交換器２０５を経由して第２三方弁２２２に至る配管から分岐して、エンジン冷却水ポンプ２０４から放熱用熱交換器２１３を経由して第２三方弁２２２へ至る配管が設けられている。エンジン冷却水の一部は、この配管にて排気ガス温水ボイラ２０３から放熱用熱交換器２１３へ送出され、放熱用熱交換器２１３で放熱した後エンジン本体２０２へ送出される。放熱用熱交換器２１３での放熱により、エンジン本体２０２へ供給されるエンジン冷却水の温度調整が行われている。
　第２三方弁２２２は電動弁であり、エンジン冷却水ポンプ２０４から放熱用熱交換器２１３を経由して第２三方弁２２２に至るエンジン冷却水の流量を調整する。
　ジャケット熱交換器２０５では、排気ガス温水ボイラ２０３からのエンジン冷却水と、排熱回収型吸収冷温水器３２からの温水とが熱交換を行う。排熱回収型吸収冷温水器３２からの温水は、ガスエンジン３３の排熱を排熱回収型吸収冷温水器３２に伝達する熱媒として用いられている。この温水は、排熱伝達用ポンプ２９１によってジャケット熱交換器２０５と排熱回収型吸収冷温水器３２との間を循環している。ジャケット熱交換器２０５での熱交換によって、排熱回収型吸収冷温水器３２からの温水が加熱され、エンジン冷却水は冷却される。
　ジャケット熱交換器２０５から排熱回収型吸収冷温水器３２、第３三方弁２９４及び排熱伝達用ポンプ２９１を経由してジャケット熱交換器２０５へ戻る配管が設けられている。この配管により、ガスエンジン３３の排熱を排熱回収型吸収冷温水器３２へ排熱を伝達する熱媒が、ジャケット熱交換器２０５と排熱回収型吸収冷温水器３２との間を循環する。
　ジャケット熱交換器２０５と排熱回収型吸収冷温水器３２とを接続する配管は、第３三方弁２９４へ分岐している。この分岐した配管により、ジャケット熱交換器２０５からの熱媒の一部は排熱回収型吸収冷温水器３２を通らずに第３三方弁２９４へバイパスされる。
　第３三方弁２９４は電動弁であり、ジャケット熱交換器２０５からの熱媒の一部は排熱回収型吸収冷温水器３２を通らずに第３三方弁２９４へバイパスされる熱媒の流量を調整する。
　インタークーラ用ポンプ２１１は、インタークーラ２０１からインタークーラ熱交換器２１２を経由してインタークーラ２０１へ戻る配管に設けられている。インタークーラ用ポンプ２１１により、インタークーラで空気から熱を吸収した冷却水は、インタークーラ熱交換器２１２へ送出されて冷却された後、インタークーラ２０１へ戻る。
　インタークーラ熱交換器２１２では、インタークーラ２０１に用いられる冷却水が、冷却塔からの冷却水と熱交換を行う。この熱交換により、上記のようにインタークーラ２０１に用いられる冷却水が冷却される。
　放熱用熱交換器２１３から冷却塔２９２、冷却塔側ポンプ２９３及びインタークーラ熱交換器２１２を経由して放熱用熱交換器２１３へ戻る配管が設けられている。放熱用熱交換器２１３では、冷却塔２９２からインタークーラ熱交換器２１２を経由して放熱用熱交換器２１３へ流入した冷却水が、さらにエンジン冷却水と熱交換を行う。この熱交換により、上記のようにエンジン冷却水が冷却される。
　冷却塔２９２では、インタークーラ熱交換器２１２及び放熱用熱交換器２１３での熱交換で加熱された冷却水が放熱を行う。冷却塔で放熱を行った冷却水は、冷却塔側ポンプ２９３により、インタークーラ熱交換器２１２と放熱用熱交換器２１３とを経由して冷却塔２９２へ戻る。
　図５は、システム制御装置５１の機能構成を示す概略ブロック図である。図５に示すように、システム制御装置５１は、通信部３１０と、記憶部３８０と、制御部３９０とを備える。制御部３９０は、排熱利用最大負荷取得部（取得部）３９１と、最適負荷範囲決定部（決定部）３９２と、台数制御部３９３とを備える。
　システム制御装置５１は、例えばコンピュータを用いて実現される。
　通信部３１０は、ターボ冷凍機制御装置５２と通信を行う。ターボ冷凍機制御装置５２との通信によりシステム制御装置５１は、ターボ冷凍機２２の状態情報を取得し、また、ターボ冷凍機２２の制御をターボ冷凍機制御装置５２に指示する。また、通信部３１０は、ジェネリンク制御装置５３と通信を行う。ジェネリンク制御装置５３との通信によりシステム制御装置５１は、排熱回収型吸収冷温水器３２の状態情報を取得し、また、排熱回収型吸収冷温水器３２の制御をジェネリンク制御装置５３に指示する。ターボ冷凍機制御装置５２やジェネリンク制御装置５３がシステム制御装置５１との通信機能を有しない場合、センサ設置やハード結線により冷凍機の状態情報を取得する。
　記憶部３８０は、システム制御装置５１が有する記憶デバイスを用いて構成され、各種情報を記憶する。
　制御部３９０は、システム制御装置５１の各部を制御して各種処理を行う。
　排熱利用最大負荷取得部３９１は、排熱回収型吸収冷温水器３２が排熱のみの供給を受ける場合の最大負荷（最大能力）である排熱利用最大負荷を、排熱回収型吸収冷温水器３２の冷却水温度と排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求める。
　ここで、排熱利用最大負荷取得部３９１が取得する排熱利用最大負荷について、図６及び図７を参照して説明する。
　図６は、ガスエンジン３３からの排熱が十分にある場合の、排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷とガス消費量との関係の例を示すグラフである。図６の横軸は排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷を示し、縦軸はガス消費量を示す。ここでいう負荷は、熱源機が冷熱を出力する熱量である。
　線Ｌ１１１～Ｌ１１３は、いずれも、ガスエンジン３３から排熱の供給を受けない場合の、負荷とガス消費量との関係を示す。線Ｌ１１１、Ｌ１１２、Ｌ１１３は、それぞれ、冷却水入口温度がＴ１℃、Ｔ２℃、Ｔ３℃の場合の、負荷とガス消費量との関係を示す。ここでの冷却水入口温度は、吸収器１１１への入口における冷却水の温度である。Ｔ１、Ｔ２、Ｔ３は、いずれも定数であり、「Ｔ１＞Ｔ２＞Ｔ３」を満たす。
　線Ｌ１２１～Ｌ１２３は、いずれも、ガスエンジン３３から排熱の供給を受けている場合の、負荷とガス消費量との関係を示す。線Ｌ１２１、Ｌ１２２、Ｌ１２３は、それぞれ、冷却水入口温度がＴ１℃、Ｔ２℃、Ｔ３℃の場合の、負荷とガス消費量との関係を示す。
　線Ｌ１２１～Ｌ１２３に示されるように、排熱回収型吸収冷温水器３２がガスエンジン３３から排熱の供給を受けている場合、ある負荷以下ではガス消費量をゼロ（０）にすることができる。例えば、冷却水入口温度がＴ１℃の場合、負荷Ｒ１以下では、ガス消費量がゼロになる。冷却水入口温度がＴ１℃の場合の負荷とガス消費量との関係が、線Ｌ１２１にて示されている。Ｒ１は定数である。
　また、冷却水入口温度がＴ２℃の場合、負荷Ｒ２以下では、ガス消費量がゼロになる。冷却水入口温度がＴ２℃の場合の負荷とガス消費量との関係が、線Ｌ１２２にて示されている。Ｒ２は定数である。
　また、冷却水入口温度がＴ３℃の場合、負荷Ｒ３以下では、ガス消費量がゼロになる。冷却水入口温度がＴ３℃の場合の負荷とガス消費量との関係が、線Ｌ１２３にて示されている。Ｒ３は定数である。
　以下では、排熱回収型吸収冷温水器３２のガス消費量がゼロとなる負荷のうち最大の負荷を排熱利用最大負荷と称する。例えば、冷却水入口温度がＴ１℃の場合の排熱利用最大負荷は、負荷Ｒ１である。冷却水入口温度がＴ２℃の場合の排熱利用最大負荷は、負荷Ｒ２である。冷却水入口温度がＴ３℃の場合の排熱利用最大負荷は、負荷Ｒ３である。
　システム制御装置５１が、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を制御して排熱回収型吸収冷温水器３２を排熱利用最大負荷の付近で運転させることで、排熱回収型吸収冷温水器３２のガス消費量を低減させることができる。排熱利用最大負荷では、排熱回収型吸収冷温水器３２のＣＯＰ（Coefficient Of Performance、成績係数）が極大になると考えられる。
　図６に示されるような排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１と冷却水入口温度Ｔｉとの関係を、冷却水入口温度Ｔｉの関数ｆ１にて式（１）のように表す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　例えば、記憶部３８０が関数ｆ１を予め記憶しておき、排熱利用最大負荷取得部３９１は、記憶部３８０から関数ｆ１を読み出す。また、排熱利用最大負荷取得部３９１は、通信部３１０を介して、排熱回収型吸収冷温水器３２から冷却水入口温度測定値を取得する。そして、排熱利用最大負荷取得部３９１は、得られた冷却水入口温度測定値を関数ｆ１に代入して排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１を算出する。
　但し、記憶部３８０が記憶する、冷却水入口温度と排熱利用最大負荷との関係を示す情報の形式は、関数の形式に限らない。例えば、記憶部３８０が、冷却水入口温度と排熱利用最大負荷との関係を表形式で記憶するようにしてもよい。
　また、排熱利用最大負荷取得部３９１が排熱利用最大負荷を取得するために用いる冷却水温度は、冷却水入口温度に限らない。例えば、排熱利用最大負荷取得部３９１が、吸収器１１１の出口での冷却水の温度を用いるようにしてもよい。
　排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１と冷却水入口温度Ｔｉとがほぼ線形の関係にある場合、関数ｆ１として冷却水入口温度Ｔｉの一次関数を用いて、排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１と冷却水入口温度Ｔｉとの関係を直線近似することができる。この場合、記憶部３８０は関数ｆ１として一次関数を記憶すればよいので、必要とする記憶容量が少なくて済む。
　また、排熱利用最大負荷取得部３９１は、一次関数に値を代入して演算する簡単な処理で排熱利用最大負荷を算出することができ、この点で排熱利用最大負荷取得部３９１の処理負荷が軽くて済む。
　上記のように、図６は、ガスエンジン３３からの排熱が十分にある場合の、排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷とガス消費量との関係の例を示している。これに対し、ガスエンジン３３と排熱回収型吸収冷温水器３２の能力のバランスによっては、あるいは、ガスエンジン３３の出力の変化によっては、排熱回収型吸収冷温水器３２が十分な排熱を得られない場合が考えられる。
　そこで、以下では排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲と、ガスエンジン３３からの排熱回収量Ｅ及び冷却水入口温度Ｔｉとの関係について説明する。
　図７は、排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷と、ガスエンジン３３からの排熱の回収量との関係の例を示すグラフである。図７の横軸は排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷を示し、縦軸は排熱回収量を示す。ここでの排熱回収量は、ガスエンジン３３からの排熱の回収量である。
　線Ｌ２１は、冷却水入口温度がＴ１℃の場合の、負荷と排熱回収量との関係を示す。線Ｌ２１の左端（点Ｐ２１）は、排熱利用最大負荷での負荷と排熱回収量との関係を示している。排熱利用最大負荷の場合は、ガス消費量が０の場合である。
　一方、線Ｌ２１は、右に行くにつれてガス消費量を大きくしていった場合の負荷と排熱回収量との関係を示している。
　線Ｌ２２は、冷却水入口温度がＴ２℃の場合の、負荷と排熱回収量との関係を示す。線Ｌ２２の左端（点Ｐ２２）は、排熱利用最大負荷での負荷と排熱回収量との関係を示している。一方、線Ｌ２２は、右に行くにつれてガス消費量を大きくしていった場合の負荷と排熱回収量との関係を示している。
　また、線Ｌ２３は、冷却水入口温度がＴ３℃の場合の、負荷と排熱回収量との関係を示す。線Ｌ２３の左端（点Ｐ２３）は、排熱利用最大負荷での負荷と排熱回収量との関係を示している。一方、線Ｌ２３の右に行くにつれてガス消費量を大きくしていった場合の負荷と排熱回収量との関係を示している。
　排熱利用最大負荷での負荷と排熱回収量との関係は線Ｌ２４のように示される。この線Ｌ２４は、ガス消費量を０にするために必要な排熱回収量を負荷毎に示していると考えることができる。
　線Ｌ２４に示されるような排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ２と排熱回収量Ｅとの関係を、排熱回収量Ｅの関数ｆ２にて式（２）のように表す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　図７の例の場合、関数ｆ２として排熱回収量Ｅの一次関数を用いて、排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ２と排熱回収量Ｅとの関係を直線近似することができる。
　排熱回収量Ｅは、例えばガスエンジン３３の出力から求める。また、１台のガスエンジン３３に対して複数の排熱回収型吸収冷温水器３２が接続されている場合、ガスエンジン３３からの排熱を排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数で除算した１台当たりの排熱を、排熱回収量Ｅとして用いる。
　排熱回収型吸収冷温水器３２への燃料ガス供給量をゼロにするためには、排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷を、Ｑｏｐｔ１及びＱｏｐｔ２のうち小さい方の負荷以下にする必要がある。従って、排熱回収型吸収冷温水器３２の排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔは式（３）のように示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　関数ＭＩＮは、複数の引数の値の内最小値を出力する。従って、ＭＩＮ（ｆ１（Ｔｉ）、ｆ２（Ｅ））は、ｆ１（Ｔｉ）の値及びｆ２（Ｅ）値のうち小さい方の値を示す。
　例えば、記憶部３８０が関数式（３）の関数を予め記憶しておき、排熱利用最大負荷取得部３９１は、記憶部３８０から式（３）の関数を読み出す。また、排熱利用最大負荷取得部３９１は、通信部３１０を介してジェネリンク制御装置５３から冷却水入口温度測定値を取得する。
　さらに、排熱利用最大負荷取得部３９１は、ガスエンジン３３の排熱量を取得する。例えば、排熱利用最大負荷取得部３９１は、通信部３１０を介してガスエンジン３３の制御装置からガスエンジン出力を取得し、得られたガスエンジン出力に基づいて排熱量を算出する。
　そして、排熱利用最大負荷取得部３９１は、得られた冷却水入口温度測定値を関数ｆ１に代入して排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１を算出する。
　入口冷却水温度と排熱利用最大負荷との関係を示す情報の場合と同様、記憶部３８０が記憶する、排熱回収型吸収冷温水器３２に供給される排熱量と排熱利用最大負荷との関係を示す情報の形式は、関数の形式に限らない。例えば、記憶部３８０が、排熱回収型吸収冷温水器３２に供給される排熱量と排熱利用最大負荷との関係を表形式で記憶するようにしてもよい。
　最適負荷範囲決定部３９２は、排熱利用最大負荷取得部３９１が求めた排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲に決定する。
　最適負荷範囲決定部３９２が決定する最適負荷範囲について、図８及び図９を参照して説明する。
　図８は、排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の設定例を示すグラフである。図８の横軸は負荷を示し、縦軸は冷却水入口温度を示す。排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲は、第１最適負荷範囲の例に該当する。
　図８は、ガスエンジン３３からの排熱が十分にある場合の最適負荷範囲の設定例を示しており、最適負荷範囲決定部３９２は、式（１）で求まる排熱利用最大負荷から所定の範囲内の領域を最適負荷範囲に設定している。具体的には、線Ｌ３１が式（１）で求まる排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１の例を示している。最適負荷範囲決定部３９２は、排熱利用最大負荷Ｑｏｐｔ１から±１５％以内の領域Ａ１１を最適負荷範囲に設定している。ガスエンジン３３からの排熱が十分でない場合も同様に、式（３）で求まる排熱利用最大負荷から所定負荷範囲内の領域を最適負荷範囲に設定することができる。
　このように、最適負荷範囲決定部３９２は、排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲に決定する。
　また、最適負荷範囲決定部３９２は、ターボ冷凍機２２の各々の最適負荷範囲を求める。
　図９は、ターボ冷凍機２２の最適負荷範囲の設定例を示すグラフである。図９の横軸はターボ冷凍機２２の負荷を示し、縦軸はターボ冷凍機２２の成績係数を示す。ターボ冷凍機の成績係数を求める方法として公知の方法を用いることができる。ターボ冷凍機２２の最適負荷範囲は、第２最適負荷範囲の例に該当する。
　線Ｌ４１１～Ｌ４１６は、ターボ冷凍機２２の負荷と成績係数との関係を冷却水温度毎に示している。線Ｌ４２１は、線Ｌ４１１～Ｌ４１６の各々の成績係数が最大の点を結んでいる。
　最適負荷範囲決定部３９２は、線Ｌ４２１で示されるように成績係数が最大になる負荷から所定の範囲内の領域をターボ冷凍機２２の最適負荷範囲に設定する。
　最適負荷範囲決定部３９２が、成績係数の最大値から「最大値－０．１」までの範囲内をターボ冷凍機２２の最適負荷範囲に設定するなど、成績係数に基づいてターボ冷凍機２２の最適負荷範囲を設定するようにしてもよい。あるいは、最適負荷範囲決定部３９２が、成績係数が最大になる負荷から±１０の負荷の範囲内をターボ冷凍機２２の最適負荷範囲に設定するなど、負荷に基づいてターボ冷凍機２２の最適負荷範囲を設定するようにしてもよい。
　台数制御部３９３は、最適負荷範囲決定部が求めた最適負荷範囲に基づいてターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を制御する。
　具体的には、台数制御部３９３は、最適負荷範囲決定部３９２が取得した最適負荷範囲内でターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２を運転させることができる運転台数を算出する。
　そのために、台数制御部３９３は、熱源システム２に対する要求負荷と、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最小値の合計、及び、運転させるターボ冷凍機２２に設定されている最適負荷範囲の最小値の合計の和とを比較する。範囲の最小値とは、その範囲における下限値である。
　要求負荷が、最適負荷範囲の最小値の合計の和よりも小さい場合、台数制御部３９３は、排熱回収型吸収冷温水器３２またはターボ冷凍機２２の運転台数を１台減台させる。これにより、台数制御部３９３は、熱源システム２に対する要求負荷を、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させるターボ冷凍機２２に設定されている最適負荷範囲の最小値の合計との和以上にする。
　また、台数制御部３９３は、熱源システム２に対する要求負荷と、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値の合計、及び、運転させるターボ冷凍機２２に設定されている最適負荷範囲の最大値の合計の和とを比較する。範囲の最大値とは、その範囲における上限値である。
　要求負荷が、最適負荷範囲の最大値の合計の和よりも大きい場合、台数制御部３９３は、排熱回収型吸収冷温水器３２またはターボ冷凍機２２の運転台数を１台増台させる。これにより、台数制御部３９３は、熱源システム２に対する要求負荷を、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値の合計と、運転させるターボ冷凍機２２に設定されている最適負荷範囲の最大値の合計との和以下にする。
　そして、台数制御部３９３は、算出した運転台数に基づいて、起動または停止させるターボ冷凍機２２または排熱回収型吸収冷温水器３２を決定する。台数制御部３９３が、起動または停止させる熱源機を決定する方法として、いろいろな方法を用いることができる。台数制御部３９３が起動または停止させる熱源機は、ターボ冷凍機２２または排熱回収型吸収冷温水器３２である。
　例えば、台数制御部３９３が、運転時間の短い熱源機を優先的に起動させ、運転時間の長い熱源機を優先的に停止させるようにしてもよい。あるいは、熱源機の各々に予め優先順位を付しておき、台数制御部３９３が優先順位に従って起動または停止させる熱源機を決定するようにしてもよい。
　さらに、台数制御部３９３は、運転させるターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２に対する負荷配分を決定する。その際、台数制御部は、運転させるターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２のいずれも最適負荷範囲内の負荷になるように負荷を割り当てる。
　次に、図１０を参照してシステム制御装置５１の動作について説明する。
　図１０は、システム制御装置５１がターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を決定する処理手順を示すフローチャートである。
　図１０の処理にて、台数制御部３９３は、外部負荷９０へ送られる冷却水の主管流量Ｆ、冷水注温度Ｔｓ、冷水還温度Ｔｒなど送水データを取得する（ステップＳ１１１）。
　また、台数制御部３９３は、外部負荷９０へ送られる冷却水の比率Ｃｐ、比熱ρを取得する（ステップＳ１１２）。これらの値は、例えば、記憶部３８０が定数にて予め記憶しておく。
　そして、台数制御部３９３は、熱源システム２全体の熱負荷（具体的には、外部負荷９０が消費する冷熱量）Ｑを、式（４）に基づいて算出する（ステップＳ１１３）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　この熱負荷Ｑは、熱源システム２に対する要求負荷の例に該当する。但し、台数制御部３９３が要求負荷を取得する方法はこれに限らない。例えば、台数制御部３９３が、通信部３１０を介して外部負荷９０の制御装置から要求負荷を示す情報を取得するようにしてもよい。
　また、最適負荷範囲決定部３９２は、ターボ冷凍機２２の最適負荷範囲を取得する（ステップＳ１２１）。例えば、図９を参照して説明したように、最適負荷範囲決定部３９２は、ターボ冷凍機２２の負荷と成績係数との関係に基づいて最適負荷範囲を取得する。
　なお、最適負荷範囲の最大値をＱｏｐｔ＿ｍａｘと表記し、最小値をＱｏｐｔ＿ｍｉｎと表記する。ターボ冷凍機２２が複数ある場合は、ターボ冷凍機２２毎に最適負荷範囲を取得する。
　また、排熱利用最大負荷取得部３９１は、記憶部３８０が予め記憶している関数ｆ１（Ｔｉ）及びｆ２（Ｅ）を読み出す（ステップＳ１３１）。
　また、排熱利用最大負荷取得部３９１は、冷却水入口温度Ｔｉの測定値、及び、排熱回収量Ｅの計算値を取得する（ステップＳ１３２）。
　そして、排熱利用最大負荷取得部３９１は、排熱回収型吸収冷温水器３２の排熱利用最大負荷を求める（ステップＳ１３３）。具体的には、排熱利用最大負荷取得部３９１は、ステップＳ１３２で得られた測定値をステップＳ１３１で得られた関数に代入して排熱回収型吸収冷温水器３２の排熱利用最大負荷を求める。
　そして、最適負荷範囲決定部３９２は、排熱利用最大負荷取得部３９１が取得した排熱利用最大負荷に基づいて、排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷を求める（ステップＳ１３４）。
　排熱回収型吸収冷温水器３２が複数ある場合は、ステップＳ１３１～Ｓ１３４で排熱回収型吸収冷温水器３２毎に最適負荷範囲を求める。
　次に、台数制御部３９３は、熱源システム２全体の熱負荷Ｑが、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負範囲の最大値Ｑｏｐｔ＿ｍａｘの合計よりも大きいか否かを判定する（ステップＳ１４１）。
　熱源システム２全体の熱負荷がターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値の合計よりも大きいと判定した場合（ステップＳ１４１：ＹＥＳ）、台数制御部３９３は、熱源システム２又はターボ冷凍機２２の台数増を決定する（ステップＳ１５１）。具体的には、台数制御部３９３は、停止しているターボ冷凍機２２又は排熱回収型吸収冷温水器３２のいずれか１台を起動させることに決定する。
　ステップＳ１５１の後、図１０の処理を終了する。
　一方、ステップＳ１４１で、熱源システム２全体の熱負荷がターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値の合計以下であると判定した場合（ステップＳ１４１：ＮＯ）、台数制御部３９３は、熱源システム２全体の熱負荷Ｑが、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負範囲の最小値Ｑｏｐｔ＿ｍｉｎの合計よりも小さいか否かを判定する（ステップＳ１６１）。
　熱源システム２全体の熱負荷がターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最小値の合計よりも小さいと判定した場合（ステップＳ１６１：ＹＥＳ）について説明する。この場合、台数制御部３９３は、熱源機（ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２）の運転台数が２台以上か否かを判定する（ステップＳ１６２）。運転台数が２台以上であると判定した場合（ステップＳ１６２：ＹＥＳ）、台数制御部３９３は、ターボ冷凍機２２又は排熱回収型吸収冷温水器３２の台数減を決定する（ステップＳ１７１）。具体的には、台数制御部３９３は、動作中のターボ冷凍機２２又は排熱回収型吸収冷温水器３２のいずれか１台を停止させることに決定する。台数制御部３９３は、少なくとも１台の排熱回収型吸収冷温水器３２を運転させるように、停止させる冷凍機を決定する。排熱回収型吸収冷温水器３２が排熱を回収して冷熱を生成することで、熱源システム２の効率を高めることができるからである。
　ステップＳ１７１の後、図１０の処理を終了する。
　一方、ステップＳ１６１で、熱源システム２全体の熱負荷がターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最小値の合計以上であると判定した場合（ステップＳ１６１：ＮＯ）、図１０の処理を終了する。この場合、ターボ冷凍機２２又は排熱回収型吸収冷温水器３２の台数の増減は行わない。
　また、ステップＳ１６２で運転台数が１台以下であると判定した場合（ステップ１６２：ＮＯ）、図１０の処理を終了する。この場合、ターボ冷凍機２２又は排熱回収型吸収冷温水器３２の台数の増減は行わない。熱源機の運転台数が０台になってしまうと冷熱を供給できないからである。
　このように、台数制御部３９３は、少なくとも１台の排熱回収型吸収冷温水器３２を運転させ、かつ、この排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値が、熱源システム２に対する要求負荷以下である場合に、熱源機の台数制御を行う。一方、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値が熱源システム２に対する要求負荷より大きい場合、台数制御部３９３は、１台の排熱回収型吸収冷温水器３２の運転を維持する。
　各熱源機の最適負荷範囲が狭く設定されている場合、熱源機の運転台数を何台にしても、運転させる熱源機の最適負荷範囲の最小値の合計が要求負荷以上、かつ、運転させる熱源機の最適負荷範囲の最大値の合計が要求負荷以下という条件を満たさない可能性がある。この場合、エネルギー供給システム１が熱源機の台数増と台数減とを繰り返す、いわばハンチングの状態になってしまう。そこで、最適負荷範囲決定部３９２が、排熱回収型吸収冷温水器３２をある程度広く設定するように、かつ、ターボ冷凍機２２に設定される最適負荷範囲をある程度広いものにする。具体的には、想定される要求負荷の範囲内では、運転させる熱源機の最適負荷範囲の最小値の合計が要求負荷以上、かつ、運転させる熱源機の最適負荷範囲の最大値の合計が要求負荷以下になる運転台数が必ず存在する、最適負荷範囲の広さにする。
　台数制御部３９３が、ターボ冷凍機２２の運転台数のみを制御するようにしてもよい。例えば、排熱回収型吸収冷温水器３２は常時運転とし、台数制御部３９３が、ターボ冷凍機２２のみの運転台数を制御することで、排熱回収型吸収冷温水器３２を優先的に運転させるようにしてもよい。
　あるいは、台数制御部３９３が、ターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を制御するようにしてもよい。
　以上のように、排熱利用最大負荷取得部３９１は、排熱回収型吸収冷温水器３２の排熱利用最大負荷を、冷却水温度と排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、冷却水温度に基づいて求める。そして、最適負荷範囲決定部３９２は、排熱利用最大負荷に基づいて排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲を求める。
　そして、台数制御部３９３は、少なくとも１台の排熱回収型吸収冷温水器３２を運転させる。かつ、台数制御部３９３は、熱源システム２に対する要求負荷が排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、最適負荷範囲決定部３９２が決定した最適負荷範囲に基づいてターボ冷凍機２２運転台数を制御する。具体的には、台数制御部３９３は、運転させる排熱回収型吸収冷温水器３２の第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させるターボ冷凍機２２の第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、熱源システム２に対する要求負荷以下になり、かつ、第１最適負荷範囲の最大値の合計と第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、熱源システム２に対する要求負荷以上になるように、ターボ冷凍機２２の運転台数を制御する。第１最適負荷範囲は、最適負荷範囲決定部３９２が求めた排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲である。第２最適負荷範囲は、ターボ冷凍機２２について設定されている、このターボ冷凍機２２が冷熱を生成する最適負荷範囲である。
　ここで、排熱回収型吸収冷温水器の能力に対して、排熱量の影響以外に冷却水の温度の影響も大きいと考えられる。そこで、台数制御部３９３が、冷却水温度に応じてターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を制御することで、熱源システム２を効率よく運転させることができる。
　例えば、図１に示す構成のように熱源システム２が１台の排熱回収型吸収冷温水器３２を備えている場合、排熱回収型吸収冷温水器がガス燃料の供給を受けて冷熱を生成するよりもターボ冷凍機２２が冷熱を生成する方が低コストであるときに、熱源システム２を効率よく運転させることができる。
　台数制御部３９３が、少なくとも１台の排熱回収型吸収冷温水器３２の運転を維持すると共に、第１最適負荷範囲の最小値の合計と第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が熱源システム２に対する要求負荷以下になり、かつ、第１最適負荷範囲の最大値の合計と第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が熱源システム２に対する要求負荷以上になるように、排熱回収型吸収冷温水器３２のうち運転を維持する排熱回収型吸収冷温水器３２以外の排熱回収型吸収冷温水器３２またはターボ冷凍機２２の少なくともいずれかの運転台数を制御するようにしてもよい。
　これにより、熱源システム２が複数の排熱回収型吸収冷温水器３２を備える場合に、熱源システム２を効率よく運転させることができる。
　排熱利用最大負荷取得部３９１が、さらに、排熱回収型吸収冷温水器３２に供給される排熱量と最適負荷との関係を示す情報、及び、排熱回収型吸収冷温水器に供給される排熱量に基づいて、最適負荷を求めるようにしてもよい。
　これにより、台数制御部３９３は、ガスエンジン３３からの排熱量排熱量に応じてターボ冷凍機２２及び排熱回収型吸収冷温水器３２の運転台数を制御することができ、排熱量が十分でない場合にも、熱源システム２を効率よく運転させることができる。
　以上では、エネルギー供給システム１が、熱源機のエネルギー消費量の最小化を図る場合を例に説明したが、エネルギー供給システム１が、ガス料金および電気料金の最小化を図るようにしてもよい。この場合、最適負荷範囲決定部３９２は、ガス料金及び電気料金に基づいて各熱源機の最適負荷範囲を決定する。あるいは、エネルギー供給システム１が、ガス料金および電気料金の最小化を図るようにしてもよい。例えば、ガス料金が安い場合は、最適負荷範囲決定部３９２が排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷に１．１を乗算するなど、排熱回収型吸収冷温水器３２の負荷を大きくするようにしてもよい。
　あるいは、エネルギー供給システム１が、二酸化炭素排出量の最小化を図るようにしてもよい。この場合、最適負荷範囲決定部３９２は、各熱源機の最適負荷範囲を二酸化炭素排出量に基づいて決定する。
　エネルギー供給システム１が、熱源機の構成に応じて負荷の重み付けを行うようにしてもよい。例えば、熱源機がインバータターボ冷凍機である場合、最適負荷範囲決定部３９２が、このインバータターボ冷凍機の負荷に０．９を乗算して、早期の増段を許容するようにしてもよい。
　排熱回収型吸収冷温水器３２が冷水変流量採用型の排熱回収型吸収冷温水器である場合、システム制御装置５１が、この排熱回収型吸収冷温水器３２の最適負荷範囲に合せて冷水流量を設定するようにしてもよい。これにより、システム制御装置５１は、熱源システム２の制御をより細やかに行うことができる。
　なお、システム制御装置５１の全部または一部の機能を実現するためのプログラムをコンピュータ読み取り可能な記録媒体に記録して、この記録媒体に記録されたプログラムをコンピュータシステムに読み込ませ、実行することにより各部の処理を行ってもよい。ここでいう「コンピュータシステム」とは、ＯＳや周辺機器等のハードウェアを含む。
　「コンピュータ読み取り可能な記録媒体」とは、フレキシブルディスク、光磁気ディスク、ＲＯＭ、ＣＤ－ＲＯＭ等の可搬媒体、コンピュータシステムに内蔵されるハードディスク等の記憶装置のことをいう。また上記プログラムは、前述した機能の一部を実現するためのものであっても良く、さらに前述した機能をコンピュータシステムにすでに記録されているプログラムとの組み合わせで実現できるものであっても良い。
　以上、本発明の実施形態について図面を参照して詳述してきたが、具体的な構成はこの実施形態に限られるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等も含まれる。
　本発明の実施形態は、排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である第１熱源機と排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムにおける前記第１熱源機が、前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求める排熱利用最大負荷取得部と、前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を前記第１熱源機の最適負荷範囲と決定する最適負荷範囲決定部と、少なくとも１台の前記第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、前記第１熱源機のうち運転させる第１熱源機の前記最適負荷範囲である第１最適負荷範囲の最小値の合計と、前記第２熱源機のうち運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御する台数制御部と、を備える台数制御装置に関する。
　この実施形態によれば、熱源システムを効率よく運転させることができる。
　１　エネルギー供給システム
　２　熱源システム
　１１　サプライヘッダ
　１２　媒体流量調節弁
　１３　リターンヘッダ
　２１　ターボ冷凍機側ポンプ
　２２　ターボ冷凍機
　３１　ジェネリンク側ポンプ
　３２　排熱回収型吸収冷温水器
　３３　ガスエンジン
　３４　ガスエンジン側ポンプ
　４１　バイパス弁
　５１　システム制御装置５１
　５２　ターボ冷凍機制御装置
　５３　ジェネリンク制御装置
　９０　外部負荷
　３１０　通信部
　３８０　記憶部
　３９０　制御部
　３９１　排熱利用最大負荷取得部
　３９２　最適負荷範囲決定部
　３９３　台数制御部

Claims (6)

  1. 　排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムにおける前記第１熱源機が、前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求める取得部と、
    　前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を、前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定する決定部と、
    　前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御する台数制御部と、
    　を備える台数制御装置。
  2. 　前記少なくとも１台の第１熱源機は、複数の第１熱源機であり、
    　前記台数制御部は、前記複数の第１熱源機のうちの少なくとも１台の運転を維持すると共に、前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と前記第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記複数の第１熱源機のうち運転を維持する前記少なくとも１台の第１熱源機以外の第１熱源機、及び、前記第２熱源機のうち、少なくともいずれかの運転台数を制御する、
    　請求項１に記載の台数制御装置。
  3. 　前記取得部は、さらに、前記第１熱源機に供給される排熱量と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、第１熱源機に供給される現在の排熱量に基づいて、前記排熱利用最大負荷を求める、
    　請求項１または請求項２に記載の台数制御装置。
  4. 　請求項１から３のいずれか一項に記載の台数制御装置と、
    　前記熱源システムと、
    　を備えるエネルギー供給システム。
  5. 　排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムにおける前記第１熱源機および前記第２熱源機の運転台数を制御する台数制御装置のための台数制御方法であって、
    　前記第１熱源機が前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求め、
    　前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を、前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定し、
    　前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御する
    　ことを含む台数制御方法。
  6. 　排熱及び燃料のうち少なくとも一方の供給を受けて冷熱を生成する排熱回収型吸収冷温水器である少なくとも１台の第１熱源機と、排熱回収型吸収冷温水器以外の熱源機である第２熱源機とを備える熱源システムを制御するコンピュータに、
    　前記第１熱源機が前記排熱のみの供給を受けて冷熱を生成する場合の最大負荷である排熱利用最大負荷を、前記第１熱源機の冷却水温度と前記排熱利用最大負荷との関係を示す情報、及び、現在の冷却水温度に基づいて求めさせ、
    　前記排熱利用最大負荷を基準とする所定負荷範囲を前記第１熱源機の最適負荷範囲である第１最適負荷範囲と決定させ、
    　前記少なくとも１台の第１熱源機を運転させると共に、前記熱源システムに対する要求負荷が前記第１熱源機の最適負荷範囲の最大値より大きい場合に、運転させる第１熱源機の前記第１最適負荷範囲の最小値の合計と、運転させる第２熱源機が冷熱を生成する最適負荷範囲として設定されている第２最適負荷範囲の最小値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以下になり、かつ、前記第１最適負荷範囲の最大値の合計と前記第２最適負荷範囲の最大値の合計との和が、前記熱源システムに対する要求負荷以上になるように、前記第２熱源機の運転台数を制御させる
    　ためのプログラム。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7840465B1 (ja) * 2025-07-29 2026-04-03 東京瓦斯株式会社 冷凍機システム

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107388662B (zh) * 2017-07-28 2020-08-04 广东美的暖通设备有限公司 空调/热泵机组及其控制方法和装置
CN108822888A (zh) * 2018-06-19 2018-11-16 松下制冷（大连）有限公司 一种应用在尿素脱腊工艺的冷却系统
CA3149622A1 (en) * 2019-08-21 2021-02-25 Innio Jenbacher Gmbh & Co Og Power plant and method for operating a power plant
CN111425995A (zh) * 2020-04-03 2020-07-17 广东美的暖通设备有限公司 运行控制方法、多联机热泵空调系统和存储介质
CN116358077B (zh) * 2023-03-21 2025-08-08 青岛海信日立空调系统有限公司 一种热泵系统及其控制方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000146257A (ja) * 1998-09-04 2000-05-26 Atr Adaptive Communications Res Lab 建物エネルギ―システムの制御方法及び装置並びに制御処理プログラムを記録した記録媒体
JP2002162087A (ja) * 2000-11-22 2002-06-07 Dai-Dan Co Ltd 排熱回収熱源の変流量制御システム
JP2006313049A (ja) * 2005-05-09 2006-11-16 Ebara Corp 排熱利用システム、及びその運転方法
JP2007183025A (ja) * 2006-01-05 2007-07-19 Hitachi Ltd 冷温水システム
JP2011137611A (ja) * 2009-12-28 2011-07-14 Sanyo Electric Co Ltd 熱源機、熱源システム、熱源機の運転制御方法
JP2014152950A (ja) * 2013-02-05 2014-08-25 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍システム、船舶及び冷凍システムの運転方法

Family Cites Families (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4630670A (en) * 1983-12-19 1986-12-23 Carrier Corporation Variable volume multizone system
JP2004353956A (ja) * 2003-05-29 2004-12-16 Sanki Eng Co Ltd 排熱回収装置
JP4988205B2 (ja) * 2006-01-05 2012-08-01 株式会社ジオパワーシステム 建物の冷暖房システムに使用される地中熱交換器、及びその防食方法
JP2007183026A (ja) * 2006-01-05 2007-07-19 Hitachi Ltd 冷温水システム
JP4978928B2 (ja) * 2007-04-27 2012-07-18 シーケーディ株式会社 温度制御装置
JP5244420B2 (ja) * 2008-02-28 2013-07-24 三菱重工業株式会社 ターボ冷凍機および熱源システムならびにこれらの制御方法
JP5404333B2 (ja) * 2009-11-13 2014-01-29 三菱重工業株式会社 熱源システム
JP5558400B2 (ja) * 2011-03-30 2014-07-23 三菱重工業株式会社 熱源システム及び熱源システムの台数制御方法
US10247045B2 (en) * 2012-02-02 2019-04-02 Bitxer US, Inc. Heat utilization in ORC systems
JP6071207B2 (ja) * 2012-02-13 2017-02-01 三菱重工業株式会社 熱源システム及び熱源システムの復電時における起動台数制御方法
JP5787792B2 (ja) * 2012-02-29 2015-09-30 三菱重工業株式会社 熱源システムの台数制御装置及びその方法並びに熱源システム
JP5526175B2 (ja) * 2012-03-19 2014-06-18 株式会社日立製作所 空調システム
JP5984456B2 (ja) * 2012-03-30 2016-09-06 三菱重工業株式会社 熱源システムの制御装置、熱源システムの制御方法、熱源システム、電力調整ネットワークシステム、及び熱源機の制御装置
JP6104638B2 (ja) * 2012-09-21 2017-03-29 三菱重工業株式会社 熱源システム及びその制御方法
CN104995487A (zh) * 2013-01-11 2015-10-21 Skf公司 用于测量物理量的测量系统及方法
JP5963310B2 (ja) * 2013-01-30 2016-08-03 インターナショナル・ビジネス・マシーンズ・コーポレーションＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｂｕｓｉｎｅｓｓ Ｍａｃｈｉｎｅｓ Ｃｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ 情報処理装置、情報処理方法、及び、情報処理プログラム
JP6288496B2 (ja) * 2013-12-03 2018-03-07 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 熱源機運転台数制御装置、熱源システム、制御方法及びプログラム
JP6210219B2 (ja) * 2014-01-31 2017-10-11 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 ポンプ台数制御方法、ポンプ台数制御装置、ポンプシステム、熱源システム及びプログラム
JP6482826B2 (ja) * 2014-11-12 2019-03-13 三菱重工サーマルシステムズ株式会社 熱源システム及びその制御装置並びに制御方法

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000146257A (ja) * 1998-09-04 2000-05-26 Atr Adaptive Communications Res Lab 建物エネルギ―システムの制御方法及び装置並びに制御処理プログラムを記録した記録媒体
JP2002162087A (ja) * 2000-11-22 2002-06-07 Dai-Dan Co Ltd 排熱回収熱源の変流量制御システム
JP2006313049A (ja) * 2005-05-09 2006-11-16 Ebara Corp 排熱利用システム、及びその運転方法
JP2007183025A (ja) * 2006-01-05 2007-07-19 Hitachi Ltd 冷温水システム
JP4535451B2 (ja) * 2006-01-05 2010-09-01 日立アプライアンス株式会社 冷温水システム
JP2011137611A (ja) * 2009-12-28 2011-07-14 Sanyo Electric Co Ltd 熱源機、熱源システム、熱源機の運転制御方法
JP2014152950A (ja) * 2013-02-05 2014-08-25 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍システム、船舶及び冷凍システムの運転方法

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7840465B1 (ja) * 2025-07-29 2026-04-03 東京瓦斯株式会社 冷凍機システム

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