WO2021187423A1 - 空気調和システム - Google Patents

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WO2021187423A1
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water supply
supply temperature
heat source
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守 濱田
勇人 堀江
秀一 谷
ギード ダッコ
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Mitsubishi Electric Hydronics and IT Cooling Systems SpA
Mitsubishi Electric Corp
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Mitsubishi Electric Hydronics and IT Cooling Systems SpA
Mitsubishi Electric Corp
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Definitions

  • This disclosure relates to an air conditioning system that circulates cold and hot water indoors to perform air conditioning.
  • an air conditioning system that uses cold / hot water as a heat medium performs air conditioning by sending cold / hot water whose temperature has been adjusted by a heat source unit to an indoor unit installed in an air-conditioned space by a pump.
  • the power consumption of the heat source unit and the pump changes depending on the set value of the temperature of the cold and hot water sent from the heat source unit to the indoor unit. For example, in the case of cooling, if the temperature of the cold water sent by the heat source machine is further lowered, the operating efficiency (COP) of the refrigeration cycle is lowered, so that the power consumption of the heat source machine is increased. On the other hand, on the indoor unit side, the lower the temperature of the cold water, the smaller the amount of water required, so that the power consumption of the pump decreases. That is, there is a trade-off between the power consumption of the heat source unit and the power consumption of the pump with respect to the water supply temperature.
  • COP operating efficiency
  • the power consumption of the heat source unit is increased by detecting the supply air temperature of the indoor unit and the water supply temperature of the heat source unit and grasping the correlation between the temperature difference and the water flow rate in advance.
  • a method of setting the water supply temperature of the heat source machine so as to minimize the total power consumption of the pump has been proposed.
  • This disclosure is made to solve the above-mentioned problems, and provides an air conditioning system capable of suppressing an increase in cost while minimizing the total power consumption of the heat source machine and the pump. be.
  • the air conditioning system is a heat source machine capable of adjusting the cooling capacity or the heating capacity for generating cold / hot water, and a chamber in which the sucked air is exchanged with the cold / hot water to blow out.
  • a water circuit configured by connecting an outward pipe and a return pipe so that the cold / hot water circulates in the machine, the heat source machine, and the indoor unit, and a water circuit provided in the water circuit, the flow rate of the cold / hot water can be adjusted.
  • the return water temperature sensor that detects the temperature of the cold / hot water flowing through the return pipe, the water supply temperature sensor that detects the temperature of the cold / hot water flowing through the outbound pipe, and the water supply temperature detected by the water supply temperature sensor become the target water supply temperature.
  • the target water supply temperature is set based on the temperature difference between the water supply temperature control unit that adjusts the cooling capacity or the heating capacity of the heat source machine and the water return temperature detected by the return water temperature sensor. It is equipped with a target water supply temperature update unit to be changed.
  • the air conditioning system according to the present disclosure can minimize the total power consumption of the heat source machine and the pump by a simple arithmetic process of determining the target water supply temperature according to the water temperature difference between the inlet and the outlet of the heat source machine.
  • the increase in the cost of the air conditioning system can be suppressed.
  • FIG. It is a schematic block diagram of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the example of the indoor air volume control of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the open / closed state of the bypass valve with respect to the pump rotation speed of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the flow of cold water when a bypass valve is closed in the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the flow of cold water when a bypass valve is open in the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the internal structure of the heat source machine control part of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the control operation of the three-way valve with respect to the temperature difference between the outside air temperature and the return water temperature of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the state which the cold water is not circulated to the water-air heat exchanger of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the state which circulated cold water to the water-air heat exchanger of the air-conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a schematic diagram which shows the state of the water temperature change in the indoor unit of the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a state diagram which shows the change of the return water temperature when the water supply temperature is raised from the state shown in FIG.
  • FIG. 1 It is a state diagram which shows the change of the return water temperature when the water supply temperature is lowered from the state shown in FIG. It is a graph which shows an example of the relationship between the water supply temperature and the water temperature difference in the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a graph which shows the relationship between the water temperature difference in the air conditioning system which concerns on Embodiment 1 and the power consumption of a pump.
  • FIG. It is a graph which shows the relationship between the power consumption and the water temperature difference in the air conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the calculation procedure for finding the water temperature difference which minimizes the total power consumption in the optimum water temperature difference calculation unit which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a flowchart which shows the control operation of the target water supply temperature update part of the air-conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a flowchart which shows the control operation of the optimum water temperature difference setting part of the air-conditioning system which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a schematic block diagram of the air conditioning system which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. It is a schematic block diagram of the air conditioning system which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an air conditioning system according to the first embodiment.
  • the air conditioning system 100 performs a cooling operation, and the heat source unit 1, the indoor unit 2, and the pump 3 for generating cold water are connected by the outbound pipe 12 and the return pipe 13 which are water pipes.
  • the water circuit 25 is formed.
  • the cold water that is boosted by the pump 3 and circulates in the water circuit 25 is cooled by the heat source unit 1 and then sent to the indoor unit 2 through the outbound pipe 12.
  • the cold water sent to the indoor unit 2 exchanges heat with the indoor air, and then returns to the pump 3 through the return pipe 13.
  • the heat source machine 1 includes a compressor 4, a condenser 5, an expansion valve 8, a refrigerating cycle in which the refrigerant side of the refrigerant-water heat exchanger 7 is sequentially connected, a free cooling circuit 20, and a heat source machine control unit 31. ing.
  • the compressor 4 has a variable rotation speed, and the cooling capacity can be continuously adjusted.
  • the free cooling circuit 20 is connected to the water side inlet of the refrigerant-water heat exchanger 7 via a three-way valve 22 which is a flow path switching means, and determines whether or not water is passed through the water-air heat exchanger 21. It can be selected by 22.
  • the outdoor blower 6 blows outside air in the order of the water-air heat exchanger 21 and the condenser 5.
  • the heat source machine 1 includes a water supply temperature sensor 14 installed on the outlet side of cold water, a return water temperature sensor 23 installed on the inlet side of cold water, and an outside air installed on the water-air heat exchanger 21 side.
  • a temperature sensor 24 is provided.
  • the heat source machine control unit 31 is a microcomputer provided with a processor, a memory, an I / O port, and the like. The heat source machine control unit 31 controls the rotation speed of the compressor 4 and the flow path of the three-way valve 22 based on the temperature information obtained from the water supply temperature sensor 14, the return water temperature sensor 23, and the outside air temperature sensor 24.
  • the indoor heat exchanger 9 and the two-way valve 11 are connected in series to the water circuit 25, and the indoor blower 10 exchanges heat between the indoor air and the cold water flowing into the indoor heat exchanger 9.
  • the two-way valve 11 is a flow rate adjusting valve whose opening degree can be continuously adjusted, and adjusts the flow rate of water flowing through the indoor unit 2.
  • the indoor unit control unit 32 is a microcomputer provided with a processor, a memory, an I / O port, and the like.
  • the indoor unit control unit 32 contains temperature information obtained from the return air temperature sensor 16 installed at the indoor air inlet and the supply air temperature sensor 15 installed at the outlet, and a return air temperature target value set by the user.
  • the indoor blower 10 and the two-way valve 11 are controlled based on the supply air temperature target value.
  • the indoor unit control unit 32 is a supply air temperature control unit that controls the opening degree of the two-way valve 11. When a plurality of indoor units 2 are installed in parallel, each of the indoor units 2 is provided with an indoor unit control unit 32 to control the indoor blower 10 and the two-way valve 11.
  • the pump 3 is provided in a water circuit 25 in which a heat source unit 1, an outward pipe 12, an indoor unit 2, and a return pipe 13 are sequentially connected to circulate cold water.
  • the water circuit 25 includes a bypass path 18 having one end connected to the outward pipe 12 and the other end connected to the return pipe 13 on the inlet side of the pump 3.
  • the bypass path 18 can be opened and closed by a bypass valve 19.
  • the pump control unit 33 is a microcomputer provided with a processor, a memory, an I / O port, and the like. The pump control unit 33 controls the rotation speed of the pump 3 and the opening / closing control of the bypass valve 19 so that the detection value of the differential pressure sensor 17 that detects the front-rear differential pressure of the pump 3 becomes constant.
  • the heat source unit control unit 31, the indoor unit control unit 32, and the pump control unit 33 may be installed separately or integrated as a centralized control device.
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of indoor air volume control with respect to the temperature difference ⁇ Ta between the return air temperature Tar detected by the return air temperature sensor 16 and the target return air temperature Tam.
  • the indoor unit control unit 32 calculates the temperature difference ⁇ Ta between the return air temperature Tar and the target return air temperature Tam, and controls the indoor blower 10 so that the amount of air blown corresponds to the temperature difference ⁇ Ta. As shown in FIG. 2, when the temperature difference ⁇ Ta is 2 ° C. or more, the indoor unit control unit 32 sets the indoor blower 10 to the maximum air volume of 100%, and when the temperature difference ⁇ Ta is 0 ° C. or less, the minimum air volume is 30%.
  • the air volume control value is assigned so as to linearly change the indoor air volume from 30% to 100%.
  • the indoor blower 10 is stopped to reduce the cooling capacity to zero.
  • the indoor blower 10 is operated again with a minimum air volume of 30%.
  • the cooling capacity of the indoor unit 2 is controlled to zero by stopping the indoor blower 10 when the return air temperature Tar is excessively lowered, but the indoor blower 10 is operated with a 30% air volume.
  • the two-way valve 11 may be closed as it is.
  • FIG. 3 is a diagram showing an open / closed state of the bypass valve 19 with respect to a pump rotation speed of a minimum of 30% to a maximum of 100%.
  • FIG. 4 is a diagram showing the flow of cold water when the bypass valve 19 is in the closed state, and
  • FIG. 5 is a diagram showing the flow of cold water when the bypass valve 19 is in the open state.
  • a target differential pressure ⁇ Pm of, for example, about 300 kPa is preset in the pump control unit 33 by the user.
  • the bypass valve 19 is closed as shown in FIG. 4, and all the cold water flowing through the outward pipe 12 flows to the indoor heat exchanger 9.
  • the cold water that has passed through the two-way valve 11 and has been decompressed returns to the pump 3 via the return pipe 13 and is boosted again.
  • the pump control unit 33 controls the rotation speed of the pump 3 so that the differential pressure ⁇ P detected by the differential pressure sensor 17 becomes the target differential pressure ⁇ Pm.
  • the pump control unit 33 opens the bypass valve 19 as shown in FIG.
  • the bypass valve 19 is opened, the cold water flowing through the outward pipe 12 is branched into the indoor heat exchanger 9 and the bypass path 18 and circulates respectively, so that the differential pressure ⁇ P becomes small.
  • the pump control unit 33 closes the bypass valve 19 again when the pump rotation speed exceeds 50% due to the opening of the bypass valve 19.
  • FIG. 6 is a block diagram showing an internal configuration of the heat source machine control unit 31.
  • the heat source machine control unit 31 includes an information reading unit 41, a three-way valve control unit 42, a target water supply temperature update unit 43, a water supply temperature control unit 45, and an optimum water temperature difference calculation unit 46.
  • the target water temperature difference updating unit 43 includes an optimum water temperature difference setting unit 44.
  • the heat source machine control unit 31 is stored in the memory of the information reading unit 41, the three-way valve control unit 42, the target water temperature update unit 43, the optimum water temperature difference setting unit 44, the water supply temperature control unit 45, and the optimum water temperature difference calculation unit 46. It is a functional part realized by executing a program.
  • the information reading unit 41 includes the water supply temperature Tws obtained from the water supply temperature sensor 14, the return water temperature sensor 23, and the outside air temperature sensor 24, the temperature information of the return water temperature Twr and the outside air temperature Tout, the operating state of the three-way valve 22, and the bypass valve.
  • the open / closed states of 19 are sequentially collected.
  • FIG. 7 is a diagram showing a control operation of the three-way valve 22 with respect to the temperature difference between the outside air temperature Tout and the return water temperature Twr
  • FIG. 8 is a state (a) in which cold water is not circulated through the water-air heat exchanger 21.
  • 9 shows a state (b) in which cold water is circulated through the water-air heat exchanger 21.
  • the three-way valve control unit 42 acquires the temperature information of the outside air temperature Tout and the return water temperature Twr from the information reading unit 41, and when the outside air temperature Tout is 5 ° C. or more lower than the return water temperature Twr, the three-way valve 22 is shown in FIG. As the state (b), water is passed through the free cooling circuit 20 (that is, the free cooling operation is performed). When the temperature difference between the outside air temperature Tout and the return water temperature Twr becomes larger than -2 ° C. while passing water through the free cooling circuit 20, the three-way valve control unit 42 sets the three-way valve 22 in the state shown in FIG. 9 (b).
  • the three-way valve control unit 42 repeats the flow path switching control by the three-way valve 22 at a control interval of, for example, 3 minutes.
  • FIG. 10 is a schematic view showing a state of change in water temperature in the indoor heat exchanger 9.
  • the horizontal axis is the distance in the flow direction in which the cold water travels in the indoor heat exchanger 9, and the vertical axis is the temperature of the cold water with respect to the distance.
  • the cold water circulating in the water circuit 25 flows into the indoor heat exchanger 9 at the water supply temperature Tws, reaches the return water temperature Twr, and flows out from the indoor heat exchanger 9.
  • the target water supply temperature Twsm is 20 ° C.
  • the water supply temperature Tws detected by the water supply temperature sensor 14 by adjusting the cooling capacity of the heat source machine 1 is substantially the same as the target water supply temperature Twsm.
  • the air supply temperature Tas is controlled to be constant by the indoor unit control unit 32, and the differential pressure ⁇ P is substantially the same as the target differential pressure ⁇ Pm by the pump control unit 33.
  • FIG. 11 is a state diagram showing a change in the return water temperature Twr when the water supply temperature Tws is increased from the state shown in FIG. 10
  • FIG. 12 is a state diagram in which the water supply temperature Tws is decreased from the state shown in FIG. It is a state diagram which shows the change of the return water temperature Twr at the time.
  • the supply air temperature Tas When the water supply temperature Tws is raised from the stable state, the supply air temperature Tas first rises in the indoor unit 2, so that the valve opening degree of the two-way valve 11 is controlled to open. Since the differential pressure ⁇ P decreases due to the operation of the two-way valve 11, the pump control unit 33 increases the rotation speed of the pump 3. The flow rate of water circulating in the water circuit 25 increases as the rotation speed of the pump 3 increases, but the air supply temperature Tas of the indoor unit 2 does not change due to the control of the two-way valve 11, so that the cooling capacity also does not change. As a result, the water temperature difference ⁇ Tw becomes smaller by the increase in the water flow rate circulating in the water circuit 25 (see FIG. 11).
  • the valve opening degree of the two-way valve 11 is controlled in the direction of closing in response to the decrease in the supply air temperature Tas of the indoor unit 2.
  • the rotation speed of the pump 3 is controlled in response to the increase in the differential pressure ⁇ P.
  • the supply air temperature Tas and the differential pressure ⁇ P become equal to those before the water supply temperature is lowered, while the water flow rate circulating in the water circuit 25 decreases and the water temperature difference ⁇ Tw increases (see FIG. 12).
  • FIGS. 11 and 12 are graphs showing the power consumption characteristics of the pump 3 and the compressor 4 with respect to the water supply temperature Tws or the water temperature difference ⁇ Tw.
  • FIG. 13 is a graph showing an example of the relationship between the water supply temperature Tws and the water temperature difference ⁇ Tw.
  • the water temperature difference ⁇ Tw decreases by about 2 ° C.
  • the water temperature difference ⁇ Tw rises by about 2 ° C.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the water temperature difference ⁇ Tw and the power consumption Wpump of the pump 3. Since the pump 3 is controlled so that the differential pressure ⁇ P is constant, the power consumption Wpump of the pump 3 is proportional to the water flow rate Gw circulating in the water circuit 25 (Wpump ⁇ Gw). Further, since the two-way valve 11 is controlled so that the supply air temperature Tas of the indoor unit 2 becomes constant, the cooling capacity Qc of the indoor unit 2 does not change before and after changing the water supply temperature Tws.
  • the cooling capacity Qc is proportional to the product of the water temperature difference ⁇ Tw and the water flow rate Gw, the water temperature difference ⁇ Tw, the water flow rate Gw, and the power consumption Wpump of the pump 3 have an inverse proportional relationship.
  • FIG. 15 is a graph showing the change characteristics of the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 with respect to the change in the water supply temperature Tws.
  • the operating efficiency of a refrigeration cycle changes by about 3% with respect to a change of 1 ° C. in terms of saturation temperature. Therefore, under the condition that the cooling capacity Qc is unchanged, the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 also changes by about 3% with respect to a change in the water supply temperature of 1 ° C.
  • FIG. 16 is a graph showing the relationship between the power consumption and the water temperature difference ⁇ Tw.
  • the sum of the power consumption Wpump of the pump 3 and the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 has a characteristic of being convex downward with respect to the water temperature difference ⁇ Tw. That is, it can be seen that there is an optimum water temperature difference ⁇ Twm that minimizes the total power consumption (see FIG. 16).
  • FIG. 17 is a diagram showing a calculation procedure for obtaining the optimum water temperature difference ⁇ Twm that minimizes the total power consumption in the optimum water temperature difference calculation unit 46 according to the first embodiment.
  • the optimum water temperature difference ⁇ Twm calculated here is passed to the optimum water temperature difference setting unit 44 as the first threshold value. Further, the optimum water temperature difference calculation unit 46 does not necessarily have to be provided in the heat source machine control unit 31, and an externally calculated optimum water temperature difference ⁇ Twm may be input to the optimum water temperature difference setting unit 44.
  • S11 is a step of reading the information necessary for the calculation, the water density ⁇ w and the specific heat Cpw, the efficiency ⁇ of the pump 3, the target differential pressure ⁇ Pm set in the pump control unit 33, the COP of the heat source machine 1 and the water supply temperature of 1 ° C. Equipment characteristic values such as the COP change rate with respect to the change are set.
  • S12 is a step assuming a cooling capacity Qc, and an arbitrary value is set. When the cooling capacity Qc is given, in S13 and S14, the power consumption Wcomp of the heat source unit 1 and the power consumption Wpump of the pump 3 are obtained by the following equations (1) and (2), respectively.
  • the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 calculated in S13 is a fixed value, but the power consumption Wpump of the pump 3 calculated in S14 is obtained as a function Func ( ⁇ Tw) because the water temperature difference ⁇ Tw is unknown.
  • S15 is a step of calculating the change amount ⁇ Wcomp of the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 and the power consumption change amount ⁇ Wpump of the pump 3 when the water supply temperature Tws changes by a unit amount (for example, 1 ° C.). Since the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 is a fixed value as shown in the following equation (3), the power consumption change amount ⁇ Wcomp of the heat source machine 1 is also a fixed value. On the other hand, since the power consumption Wpump of the pump 3 is a function of the water temperature difference ⁇ Tw, the power consumption change amount ⁇ Wpump of the pump 3 is also a function of the water temperature difference ⁇ Tw as shown in the equation (4).
  • ⁇ Wpump Func ( ⁇ Tw-1) -Func ( ⁇ Tw + 1) ⁇ ⁇ ⁇ (4)
  • S16 is a step of obtaining the optimum water temperature difference ⁇ Twm that minimizes the total power consumption.
  • ⁇ Tw in which the pump 3 power consumption change amount ⁇ Wpump calculated for each water temperature difference ⁇ Tw and the heat source machine 1 power consumption change amount ⁇ Wcomp, which are constant values, match is searched, and this is set as the optimum water temperature difference ⁇ Twm.
  • the optimum water temperature difference ⁇ Twm is about 7 regardless of the cooling capacity Qc. It reaches 5.5 ° C.
  • FIG. 18 is a flowchart showing the control operation of the target water supply temperature updating unit 43.
  • the target water supply temperature updating unit 43 has an initial value of the target water supply temperature Twsm, and reads the initial value as the target water supply temperature Twsm at the start of operation of the air conditioning system 100 (S21).
  • S22 is a step of acquiring temperature detection information from the water supply temperature sensor 14 and the return water temperature sensor 23 and calculating the water temperature difference ⁇ Tw
  • S23 is a step of receiving the optimum water temperature difference ⁇ Twm from the optimum water temperature difference setting unit 44 described later. Is.
  • S24 the current water temperature difference ⁇ Tw and the optimum water temperature difference ⁇ Twm are compared, and when the water temperature difference ⁇ Tw is smaller than the optimum water temperature difference ⁇ Twm (S24: YES), the target water supply temperature Twsm is lowered by 0.5 ° C. (S25). ), When the water temperature difference ⁇ Tw is equal to or greater than the optimum water temperature difference ⁇ Twm (S24: NO), the target water supply temperature Twsm is increased by 0.5 ° C. (S26).
  • S27 is a step of setting the upper limit value 22 ° C. and the lower limit value 4 ° C. of the target water supply temperature Twsm so that the target water supply temperature Twsm does not fall outside the range of 4 ° C. to 22 ° C. The above control is repeated, for example, at a control interval of 1 minute (S28).
  • the target water temperature difference ⁇ Tw is lowered or increased so that the water temperature difference ⁇ Tw matches the optimum water temperature difference ⁇ Twm.
  • the target water temperature difference Twsm S25 which is a step of lowering the water temperature
  • S26 which is a step of raising the target water supply temperature Twsm when the water temperature difference ⁇ Tw becomes equal to or more than the optimum water temperature difference ⁇ Tw, has the effect of reducing the total power consumption. ..
  • FIG. 19 is a flowchart showing the control operation of the optimum water temperature difference setting unit 44.
  • S31 is a step of acquiring the operating state of the bypass valve 19 and the three-way valve 22, and when the bypass valve 19 is open (S32: YES), the optimum water temperature difference ⁇ Twm is set to 0 ° C., which is the third threshold value.
  • the bypass valve 19 is closed (S32: NO) and water is passed through the free cooling circuit 20 (S34: YES)
  • the optimum water temperature difference ⁇ Twm is set as the second threshold value 30.
  • the second threshold value is a value larger than the first threshold value.
  • the target water supply temperature update unit 43 has only the magnitude relationship between the optimum water temperature difference ⁇ Twm and the water temperature difference ⁇ Tw regardless of the operating state on the water circuit side.
  • the target water supply temperature Twsm can be updated with.
  • the air conditioning system 100 is the heat source machine 1 and the heat source machine 1 by a simple arithmetic process for determining the target water supply temperature Twsm according to the water temperature difference ⁇ Tw between the inlet and the outlet of the heat source machine 1. Since the total power consumption of the pump 3 can be minimized, an increase in the cost of the air conditioning system 100 can be suppressed.
  • FIG. 20 is a schematic configuration diagram of the air conditioning system 101 according to the second embodiment.
  • the air conditioning system 101 performs a heating operation, and the heat source machine 1 can adjust the heating capacity for generating hot water.
  • the heat source machine 1 has a built-in refrigeration cycle in which a compressor 4, a refrigerant-water heat exchanger 7 functioning as a condenser, an expansion valve 8, and a refrigerant-air heat exchanger 105 functioning as an evaporator are sequentially connected. .. Other than that, it is the same as that of the first embodiment.
  • the hot water heated by the refrigerant-water heat exchanger 7 is sent to the indoor unit 2 by the pump 3.
  • the indoor unit 2 performs a heating operation by exchanging heat between the inflowing hot water and the indoor air by the indoor heat exchanger 9.
  • the relationship between the power consumption Wpump of the pump 3 and the power consumption Wcomp of the heat source unit 1 and the water supply temperature Tws at this time is the same as that of the first embodiment.
  • the target water temperature update unit 43 raises the target water temperature Twsm when the water temperature difference ⁇ Tw is smaller than the optimum water temperature difference ⁇ Twm used as the first threshold value, and is larger than the optimum water temperature difference ⁇ Twm. When it is large, the target water supply temperature Twsm is lowered. Further, the target water supply temperature update unit 43 targets when the water temperature difference ⁇ Tw is smaller than 7.5 ° C. used as the first threshold value and larger than the third threshold value 0 ° C. when the bypass path 18 is open. The water supply temperature Twsm is lowered.
  • the current target water supply temperature Twsm is 45 ° C.
  • the power consumption change amount ⁇ Wcomp of the heat source machine 1 when this is updated to 46 ° C. is the power consumption Wcomp of the heat source machine 1 calculated by the equation (1). It increases by the amount of COP change.
  • the power consumption change amount ⁇ Wpump of the pump 3 can also be calculated for each ⁇ Tw using the equations (2) and (4) as they are. Further, even in the heating operation, the optimum water temperature difference ⁇ Twm that minimizes the total power consumption of the pump 3 and the heat source machine 1 is 7.5 ° C., which is the same as that of the first embodiment.
  • the air conditioning system 101 is a simple arithmetic process for determining the target water supply temperature according to the water temperature difference between the inlet and the outlet of the heat source machine 1 even when the heating operation is performed. Since the total power consumption of the heat source unit 1 and the pump 3 can be minimized, a high-performance arithmetic unit is not required for the calculation, so that the cost of the control device can be reduced.
  • FIG. 21 is a schematic configuration diagram of the air conditioning system 102 according to the third embodiment.
  • the air conditioning system 102 includes a plurality of heat source units 1 and indoor units 2 connected to the outward pipe 12 and the return pipe 13 in the air conditioning systems 100 and 101 of the first embodiment or the second embodiment. Will be done.
  • the plurality of heat source machines 1a, 1b, 1c are connected in parallel to the outgoing pipe 12 and the return pipe 13, and the plurality of indoor units 2a, 2b, 2c are also connected in parallel to the outgoing pipe 12 and the return pipe 13.
  • the heat source machine control unit 31 is provided for each of the plurality of heat source machines 1a, 1b, and 1c, and the compressor 4 and the three-way valve 22 are individually controlled.
  • each of the indoor units 2a, 2b, and 2c is provided with an indoor unit control unit 32, and the indoor units 2a, 2b, and 2c are individually controlled.
  • the heat source units 1a, 1b, and 1c are connected.
  • the total power consumption of the heat source machines 1a, 1b, 1c and the pump 3 can be minimized by a simple arithmetic process that determines the target water supply temperature according to the water temperature difference between the inlet and outlet, so the calculation is highly efficient. Since no arithmetic unit is required, the cost of the control device can be reduced.
  • FIG. 22 is a schematic configuration diagram of the air conditioning system 103 according to the fourth embodiment.
  • the water supply temperature sensor 14 and the return water temperature sensor 23 are not included in the heat source unit 1, the water supply temperature sensor 14 is on the inlet side of the indoor unit 2, and the return water temperature sensor is on the outlet side of the indoor unit 2. 23 is installed.
  • the temperature of the cold water changes before and after the heat source unit 1 or in the indoor unit 2 except for a slight temperature change due to the absorption and heat dissipation loss from the water pipe. Only before and after. Therefore, the water supply temperature sensor 14 may be installed anywhere in the outward pipe 12 from the heat source unit 1 to the indoor unit 2, and the return water temperature sensor 23 may be installed anywhere in the return pipe 13.
  • the heat source unit 1 and the pump 3 are subjected to a simple arithmetic process for determining the target water supply temperature according to the water temperature difference between the inlet and the outlet of the indoor unit 2. Since the total power consumption of the above can be minimized, a high-performance arithmetic unit is not required for the calculation, so that the cost of the control device can be reduced.

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Abstract

空気調和システムは、熱源機と、室内機と、熱源機と室内機に冷温水が循環するように往管と還管が接続されて構成される水回路と、水回路に設けられ、冷温水の流量を調整可能な流量調整弁と、流量調整弁の流量を調整する給気温度制御部と、水回路に設けられ、回転数を調整可能なポンプと、ポンプの回転数を調整するポンプ制御部と、還管を流れる冷温水の温度を検知する還水温度センサと、往管を流れる冷温水の温度を検知する送水温度センサと、送水温度センサが検知する送水温度が目標送水温度になるように熱源機の冷却能力または加熱能力を調整する送水温度制御部と、還水温度センサが検知する還水温度と送水温度との温度差に基づいて目標送水温度を変化させる目標送水温度更新部と、を備えた。

Description

空気調和システム
　本開示は、冷温水を室内に循環させて冷暖房を行う空気調和システムに関する。
　周知のように、冷温水を熱媒体とする空気調和システムは、熱源機が温度調整した冷温水を、ポンプによって空調対象空間に設置された室内機に送ることで空調を行っている。
　このような空気調和システムでは、熱源機から室内機への冷温水の送水温度の設定値によって熱源機及びポンプの消費電力が変化する。例えば冷房の場合、熱源機が送水している冷水の温度をさらに低下させると、冷凍サイクルの運転効率（ＣＯＰ）が低くなるため、熱源機の消費電力は増大する。一方で、室内機側では冷水の温度が低い方が必要とする水量が小さくなるためにポンプの消費電力は低下する。すなわち、送水温度に対して熱源機の消費電力とポンプの消費電力はトレードオフの関係にある。
　そこで、例えば特許文献１では、室内機の給気温度と熱源機の送水温度を検知し、それらの温度差と水流量との相関を事前に把握しておくことで、熱源機の消費電力とポンプの消費電力の合計消費電力が最小となるように熱源機の送水温度を設定する方法が提案されている。
特許第５９７７６２２号公報
　しかしながら、熱源機とポンプの合計消費電力が最小となる送水温度演算の簡易化を狙った前述の先行技術文献においても、給気温度と送水温度の温度差と水流量との相関を事前に把握するためには幅広い運転条件での試運転データが必要となる。この試運転データを記憶し、温度差と水流量との相関を求めるためにこれらのデータを整理するためには多大な演算処理を要し、制御装置の高コスト化を招いていた。
　本開示は、上記のような課題を解決するためになされたもので、熱源機とポンプの合計消費電力を最小にしつつ、コストの増加を抑制することが可能な空気調和システムを提供するものである。
　上記の目的を達成するため、本開示に係る空気調和システムは、冷温水を生成する、冷却能力または加熱能力を調整可能な熱源機と、吸い込んだ空気を前記冷温水と熱交換させて吹き出す室内機と、前記熱源機と前記室内機に前記冷温水が循環するように往管と還管が接続されて構成される水回路と、前記水回路に設けられ、前記冷温水の流量を調整可能な流量調整弁と、前記流量調整弁の流量を調整する給気温度制御部と、前記水回路に設けられ、回転数を調整可能なポンプと、前記ポンプの回転数を調整するポンプ制御部と、前記還管を流れる冷温水の温度を検知する還水温度センサと、前記往管を流れる冷温水の温度を検知する送水温度センサと、前記送水温度センサが検知する送水温度が目標送水温度になるように前記熱源機の前記冷却能力または前記加熱能力を調整する送水温度制御部と、前記還水温度センサが検知する還水温度と前記送水温度との温度差に基づいて前記目標送水温度を変化させる目標送水温度更新部と、を備えたものである。
　本開示に係る空気調和システムは、熱源機の入口と出口との水温差に応じて目標送水温度を決定する簡易な演算処理によって熱源機とポンプの合計消費電力を最小にすることができるので、空気調和システムのコストの増加を抑制することができる。
実施の形態１に係る空気調和システムの概略構成図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの室内風量制御の例を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムのポンプ回転数に対するバイパス弁の開閉状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムにおいてバイパス弁が閉止状態のときの冷水の流れを示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムにおいてバイパス弁が開放状態のときの冷水の流れを示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの熱源機制御部の内部構成を示すブロック図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの外気温度と還水温度との温度差に対する三方弁の制御動作を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの水－空気熱交換器へ冷水を流通させない状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの水－空気熱交換器へ冷水を流通させた状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの室内機における水温変化の様子を示す模式図である。 図１０に示した状態から送水温度を上昇させたときの還水温度の変化を示す状態図である。 図１０に示した状態から送水温度を低下させたときの還水温度の変化を示す状態図である。 実施の形態１に係る空気調和システムにおける送水温度と水温差との関係の一例を示すグラフである。 実施の形態１に係る空気調和システムにおける水温差とポンプの消費電力との関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る空気調和システムにおける送水温度の変化に対する熱源機の消費電力の変化特性を示すグラフである。 実施の形態１に係る空気調和システムにおける消費電力と水温差との関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る最適水温差演算部において、合計消費電力が最小になる水温差を求めるための計算手順を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和システムの目標送水温度更新部の制御動作を示すフローチャートである。 実施の形態１に係る空気調和システムの最適水温差設定部の制御動作を示すフローチャートである。 実施の形態２に係る空気調和システムの概略構成図である。 実施の形態３に係る空気調和システムの概略構成図である。 実施の形態４に係る空気調和システムの概略構成図である。
　以下に、実施の形態に係る空気調和システムを図面に基づいて詳細に説明する。
　実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係る空気調和システムの概略構成図である。図１に示すように、空気調和システム１００は冷房運転を行うものであり、冷水を生成する熱源機１、室内機２及びポンプ３が、水配管である往管１２、還管１３で接続されて水回路２５を形成している。ポンプ３で昇圧されて水回路２５を循環する冷水は、熱源機１で冷却された後、往管１２を通って室内機２へ送られる。室内機２に送られた冷水は、室内空気と熱交換が行われた後、還管１３を通って再びポンプ３に戻る。
　熱源機１は、圧縮機４、凝縮器５、膨張弁８、冷媒－水熱交換器７の冷媒側が順次接続されてなる冷凍サイクルと、フリークーリング回路２０と、熱源機制御部３１で構成されている。圧縮機４は回転数可変型であり、冷却能力を連続的に調整可能となっている。フリークーリング回路２０は、冷媒－水熱交換器７の水側入口に流路切換手段である三方弁２２を介して接続され、水－空気熱交換器２１に通水するか否かを三方弁２２によって選択可能になっている。室外送風機６は、水－空気熱交換器２１、凝縮器５の順に外気を送風する。
　また、熱源機１には、冷水の出口側に設置された送水温度センサ１４と、冷水の入口側に設置された還水温度センサ２３と、水－空気熱交換器２１側に設置された外気温度センサ２４が備えられている。熱源機制御部３１は、プロセッサ、メモリ、及びＩ／Ｏポート等を備えたマイクロコンピュータである。熱源機制御部３１は送水温度センサ１４、還水温度センサ２３及び外気温度センサ２４から得られる温度情報に基づいて圧縮機４の回転数制御及び三方弁２２の流路制御を行う。
　室内機２は、室内熱交換器９及び二方弁１１が直列に水回路２５に接続され、室内送風機１０によって室内空気と室内熱交換器９に流入する冷水とを熱交換させる。二方弁１１は連続的に開度調整可能な流量調整弁であり、室内機２を流通する水流量を調整する。
　室内機制御部３２は、プロセッサ、メモリ、及びＩ／Ｏポート等を備えたマイクロコンピュータである。室内機制御部３２は、室内空気の吸込み口に設置された還気温度センサ１６及び吹出し口に設置された給気温度センサ１５から得られる温度情報と、ユーザーにより設定される還気温度目標値及び給気温度目標値に基づいて、室内送風機１０と二方弁１１を制御する。室内機制御部３２は、二方弁１１の開度を制御する給気温度制御部である。室内機２が複数台並列に設置される場合においては、室内機２それぞれが室内機制御部３２を備えて室内送風機１０及び二方弁１１を制御する。
　ポンプ３は、熱源機１、往管１２、室内機２、還管１３が順次接続されて構成される水回路２５に備えられて冷水を循環させる。水回路２５には、一端が往管１２に接続され、他端がポンプ３の入口側の還管１３に接続されるバイパス路１８を備える。バイパス路１８はバイパス弁１９によって開閉可能になっている。また、ポンプ制御部３３は、プロセッサ、メモリ、及びＩ／Ｏポート等を備えたマイクロコンピュータである。ポンプ制御部３３は、ポンプ３の前後差圧を検知する差圧センサ１７の検出値が一定になるようにポンプ３の回転数制御とバイパス弁１９の開閉制御を行う。
　続いて、実施の形態１に示す空気調和システム１００の制御動作について説明する。なお、熱源機制御部３１、室内機制御部３２、ポンプ制御部３３は、それぞれ別々に設置されてもよいし、集中制御装置として集約されていてもよい。
　まず、室内機２の風量制御について図２を参照して説明する。図２は、還気温度センサ１６で検知された還気温度Ｔａｒと目標還気温度Ｔａｍとの温度差ΔＴａに対する室内風量制御の一例を示す図である。室内機制御部３２は、還気温度Ｔａｒと目標還気温度Ｔａｍとの温度差ΔＴａを演算し、温度差ΔＴａに対応した送風量となるように室内送風機１０を制御する。図２に示すように、温度差ΔＴａが２℃以上のとき、室内機制御部３２は室内送風機１０を最大風量１００％とし、温度差ΔＴａが０℃以下のときは最小風量である３０％の送風量で運転を行う。温度差ΔＴａが０℃から２℃の間であるときは室内風量３０％から１００％を直線的に変化するように風量制御値を割り当てる。温度差ΔＴａが－２℃以下になった場合は室内送風機１０を停止して冷却能力をゼロにする。室内送風機１０が停止した後、温度差ΔＴａが－１℃以上になったら再び室内送風機１０を最小風量３０％で運転する。
　実施の形態１では、還気温度Ｔａｒが過剰に低下した場合に室内送風機１０を停止することで室内機２の冷却能力をゼロに制御しているが、室内送風機１０を３０％風量運転としたまま、二方弁１１を閉止するようにしてもよい。
　続いて、ポンプ制御部３３の制御動作について、図３、図４及び図５を参照して説明する。図３は、ポンプ回転数を最小３０％～最大１００％に対するバイパス弁１９の開閉状態を示す図である。図４は、バイパス弁１９が閉止状態のときの冷水の流れを示す図であり、図５は、バイパス弁１９が開放状態のときの冷水の流れを示す図である。
　ポンプ制御部３３には、ユーザーにより例えば３００ｋＰａ程度の目標差圧ΔＰｍが予め設定されている。空気調和システム１００の運転開始段階では、バイパス弁１９は図４に示すように閉止されており、往管１２を流れる冷水は全て室内熱交換器９に流通する。二方弁１１を通過して減圧された冷水は、還管１３を経由してポンプ３に戻り、再び昇圧される。ポンプ制御部３３は、差圧センサ１７で検知される差圧ΔＰが目標差圧ΔＰｍとなるようにポンプ３の回転数を制御する。
　ポンプ３の回転数が最小回転数になったとしても差圧ΔＰが目標差圧ΔＰｍを超えてしまう場合には、ポンプ制御部３３は、図５に示すようにバイパス弁１９を開放する。バイパス弁１９が開放されると、往管１２を流れる冷水は室内熱交換器９とバイパス路１８に分岐されてそれぞれ流通するので、差圧ΔＰは小さくなる。ポンプ制御部３３は、バイパス弁１９の開放によってポンプ回転数が５０％を超えるような場合には再びバイパス弁１９を閉止する。
　続いて、熱源機１の制御について説明する。図６は、熱源機制御部３１の内部構成を示すブロック図である。熱源機制御部３１は、情報読込部４１、三方弁制御部４２、目標送水温度更新部４３、送水温度制御部４５、最適水温差演算部４６を有する。目標送水温度更新部４３には最適水温差設定部４４が含まれている。情報読込部４１、三方弁制御部４２、目標送水温度更新部４３、最適水温差設定部４４、送水温度制御部４５、最適水温差演算部４６は、熱源機制御部３１がメモリに記憶されるプログラムを実行することで実現される機能部である。
　情報読込部４１は、送水温度センサ１４、還水温度センサ２３及び外気温度センサ２４から得られる送水温度Ｔｗｓ、還水温度Ｔｗｒ及び外気温度Ｔｏｕｔの温度情報、ならびに三方弁２２の動作状態及びバイパス弁１９の開閉状態を逐次収集している。
　三方弁制御部４２の制御動作を図７、図８及び図９を参照して説明する。図７は、外気温度Ｔｏｕｔと還水温度Ｔｗｒとの温度差に対する三方弁２２の制御動作を示す図であり、図８は、水－空気熱交換器２１に冷水を流通させない状態（ａ）を示し、図９、は水－空気熱交換器２１に冷水を流通させた状態（ｂ）を示している。
　三方弁制御部４２は、情報読込部４１から外気温度Ｔｏｕｔ及び還水温度Ｔｗｒの温度情報を取得し、外気温度Ｔｏｕｔが還水温度Ｔｗｒより５℃以上低いとき、三方弁２２を図９に示す状態（ｂ）としてフリークーリング回路２０に通水させる（すなわち、フリークーリング動作を行う）。三方弁制御部４２は、フリークーリング回路２０に通水中に外気温度Ｔｏｕｔと還水温度Ｔｗｒとの温度差が－２℃より大きくなったときは、三方弁２２を図９に示す状態（ｂ）から図８に示す状態（ａ）に切り替えてフリークーリング回路２０への通水を停止する（すなわちフリークーリング動作を行わない）。三方弁制御部４２は、三方弁２２による流路切換え制御を例えば３分間の制御インターバルで繰り返す。
　図１０は、室内熱交換器９での水温変化の様子を示す模式図である。横軸は、冷水が室内熱交換器９内を進行した流れ方向の距離であり、縦軸は前記距離に対する冷水の温度である。水回路２５を循環する冷水は、送水温度Ｔｗｓで室内熱交換器９に流入し、還水温度Ｔｗｒとなって室内熱交換器９から流出する。このとき、目標送水温度Ｔｗｓｍは２０℃であり、熱源機１の冷却能力調整によって送水温度センサ１４が検知する送水温度Ｔｗｓは目標送水温度Ｔｗｓｍとほぼ一致している。また、室内機制御部３２によって給気温度Ｔａｓは一定に制御され、ポンプ制御部３３によって差圧ΔＰは目標差圧ΔＰｍとほぼ一致している状態である。
　続いて、図１１及び図１２を参照して図１０に示した状態から送水温度Ｔｗｓを変化させたときの応答を説明する。図１１は、図１０に示した状態から送水温度Ｔｗｓを上昇させたときの還水温度Ｔｗｒの変化を示す状態図であり、図１２は、図１０に示した状態から送水温度Ｔｗｓを低下させたときの還水温度Ｔｗｒの変化を示す状態図である。
　安定状態から送水温度Ｔｗｓを上昇させると、まず室内機２において給気温度Ｔａｓが上昇するため、二方弁１１の弁開度が開く方向に制御される。この二方弁１１の動作によって差圧ΔＰは低下するので、ポンプ制御部３３はポンプ３の回転数を増大させる。ポンプ３の回転数増大によって水回路２５を循環する水流量は増加するが、二方弁１１の制御によって室内機２の給気温度Ｔａｓは不変であるので、冷却能力も不変である。その結果、水回路２５を循環する水流量の増加分だけ水温差ΔＴｗが小さくなる（図１１参照）。
　送水温度Ｔｗｓを低下させた場合も、室内機２の給気温度Ｔａｓ低下に対応して二方弁１１の弁開度が閉まる方向に制御される。差圧ΔＰの上昇に対応してポンプ３の回転数制御が行われる。その結果、給気温度Ｔａｓと差圧ΔＰは送水温度を低下させる前と等しくなり、一方で水回路２５を循環する水流量が減少し、水温差ΔＴｗは増加する（図１２参照）。
　図１３－図１６は、送水温度Ｔｗｓまたは水温差ΔＴｗに対するポンプ３と圧縮機４の消費電力特性を示すグラフである。図１３は、送水温度Ｔｗｓと水温差ΔＴｗとの関係の一例を示すグラフである。図１１及び図１２でも示したように、例えば送水温度Ｔｗｓが２０℃のとき水温差ΔＴｗが５℃となる運転条件において、送水温度Ｔｗｓを１℃上昇させると水温差ΔＴｗは約２℃低下し、送水温度Ｔｗｓを１℃低下させると水温差ΔＴｗは約２℃上昇する。
　図１４は、水温差ΔＴｗとポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐとの関係を示すグラフである。ポンプ３は、差圧ΔＰが一定になるように制御されているので、ポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐは水回路２５を循環する水流量Ｇｗに比例する（Ｗｐｕｍｐ∝Ｇｗ）。また、二方弁１１は室内機２の給気温度Ｔａｓが一定になるように制御されるので、室内機２の冷却能力Ｑｃは送水温度Ｔｗｓを変化させる前後で変化しない。冷却能力Ｑｃは水温差ΔＴｗと水流量Ｇｗとの積に比例するから、水温差ΔＴｗと水流量Ｇｗ及びポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐは反比例の関係になる。
　図１５は、送水温度Ｔｗｓ変化に対する熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐの変化特性を示すグラフである。一般に、冷凍サイクルの運転効率は、動作圧力が飽和温度換算で１℃の変化に対して３％程度変化することが知られている。よって、冷却能力Ｑｃが不変である条件では、熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐも送水温度１℃変化に対して約３％変化する。
　図１６は、消費電力と水温差ΔＴｗとの関係を示すグラフである。前述の関係を整理すると、ポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐと熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐの和は、水温差ΔＴｗに対して下に凸の特性を有することになる。すなわち、合計消費電力が最小になる最適水温差ΔＴｗｍが存在することがわかる（図１６参照）。
　図１７は、実施の形態１に係る最適水温差演算部４６において、合計消費電力が最小になる最適水温差ΔＴｗｍを求めるための計算手順を示す図である。ここで演算される最適水温差ΔＴｗｍは、第１の閾値として最適水温差設定部４４に受け渡される。また、最適水温差演算部４６は必ずしも熱源機制御部３１に備えられる必要は無く、外部で計算された最適水温差ΔＴｗｍを最適水温差設定部４４に入力してもよい。
　Ｓ１１は計算に必要な情報を読み込むステップであり、水の密度ρｗ及び比熱Ｃｐｗ、ポンプ３の効率ηとポンプ制御部３３に設定された目標差圧ΔＰｍ、熱源機１のＣＯＰと送水温度１℃変化に対するＣＯＰ変化率などの機器特性値が設定される。Ｓ１２は冷却能力Ｑｃを仮定するステップであり、任意の値が設定される。冷却能力Ｑｃが与えられると、Ｓ１３、Ｓ１４ではそれぞれ以下の式（１）及び式（２）で熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐとポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐを求める。Ｓ１３で計算される熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐは固定値であるが、Ｓ１４で計算されるポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐは水温差ΔＴｗが未知数であるため、関数Ｆｕｎｃ（ΔＴｗ）として求められる。
　Ｗｃｏｍｐ＝Ｑｃ／熱源機ＣＯＰ　・・・　（１）
　Ｗｐｕｍｐ＝ΔＰｍ／（η・ρ・Ｃｐｗ）・Ｑｃ／ΔＴｗ
　　　　　　＝Ｆｕｎｃ（ΔＴｗ）　・・・　（２）
　Ｓ１５は、送水温度Ｔｗｓが単位量（例えば１℃）変化したときの熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐの変化量ΔＷｃｏｍｐと、ポンプ３の消費電力変化量ΔＷｐｕｍｐを計算するステップである。以下に示す式（３）のように、熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐが固定値であるので、熱源機１の消費電力変化量ΔＷｃｏｍｐも固定値である。それに対し、ポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐは水温差ΔＴｗの関数であるので、ポンプ３の消費電力変化量ΔＷｐｕｍｐも式（４）に示すような水温差ΔＴｗの関数となる。
　ΔＷｃｏｍｐ＝Ｗｃｏｍｐ×ＣＯＰ変化率　・・・　（３）
　ΔＷｐｕｍｐ＝Ｆｕｎｃ（ΔＴｗ－１）－Ｆｕｎｃ（ΔＴｗ＋１）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・　（４）
　Ｓ１６は、合計消費電力が最小になる最適水温差ΔＴｗｍを求めるステップである。Ｓ１６では、水温差ΔＴｗ毎に計算されるポンプ３消費電力変化量ΔＷｐｕｍｐと、一定値である熱源機１消費電力変化量ΔＷｃｏｍｐが一致するΔＴｗを探索し、それを最適水温差ΔＴｗｍとしている。図１７に例示した熱源機ＣＯＰ＝４．０、ＣＯＰ変化率＝３％、ΔＰｍ＝３００ｋＰａ、ポンプ効率η＝０．５という値によれば、最適水温差ΔＴｗｍは冷却能力Ｑｃによらず約７．５℃になる。
　図１８は、目標送水温度更新部４３の制御動作を示すフローチャートである。目標送水温度更新部４３は、目標送水温度Ｔｗｓｍの初期値を有しており、当該初期値を空気調和システム１００の運転開始時の目標送水温度Ｔｗｓｍとして読み込む（Ｓ２１）。Ｓ２２は、送水温度センサ１４及び還水温度センサ２３から温度検知情報を取得し、水温差ΔＴｗを計算するステップであり、Ｓ２３は後述する最適水温差設定部４４から最適水温差ΔＴｗｍを受信するステップである。Ｓ２４では、現在の水温差ΔＴｗと最適水温差ΔＴｗｍとの比較を行い、水温差ΔＴｗが最適水温差ΔＴｗｍより小さいときは（Ｓ２４：ＹＥＳ）、目標送水温度Ｔｗｓｍを０．５℃低下させ（Ｓ２５）、水温差ΔＴｗが最適水温差ΔＴｗｍ以上のときは（Ｓ２４：ＮＯ）、目標送水温度Ｔｗｓｍを０．５℃上昇させる（Ｓ２６）。Ｓ２７は、目標送水温度Ｔｗｓｍが４℃～２２℃の範囲外とならないように、目標送水温度Ｔｗｓｍの上限値２２℃と下限値４℃とを設定するステップである。上述の制御を例えば１分間の制御インターバルで繰り返す（Ｓ２８）。
　実施の形態１では、水温差ΔＴｗが最適水温差ΔＴｗｍと一致するように目標送水温度Ｔｗｓｍを低下または上昇させるようにしているが、水温差ΔＴｗが最適水温差ΔＴｗｍより小さい場合に目標送水温度Ｔｗｓｍを低下させるステップであるＳ２５、水温差ΔＴｗが最適水温差ΔＴｗｍ以上となる場合に目標送水温度Ｔｗｓｍを上昇させるステップであるＳ２６の何れか一方のステップだけでも合計消費電力が小さくなるという効果を有する。
　図１９は、最適水温差設定部４４の制御動作を示すフローチャートである。Ｓ３１は、バイパス弁１９及び三方弁２２の動作状態を取得するステップであり、バイパス弁１９が開放されているときは（Ｓ３２：ＹＥＳ）、最適水温差ΔＴｗｍを第３の閾値である０℃に設定する（Ｓ３３）。第３の閾値は、第１の閾値より小さい値である。また、バイパス弁１９が閉止している場合で（Ｓ３２：ＮＯ）、かつフリークーリング回路２０に通水されている場合には（Ｓ３４：ＹＥＳ）、最適水温差ΔＴｗｍを第２の閾値である３０℃に設定する（Ｓ３５）。第２の閾値は、第１の閾値より大きい値である。バイパス弁１９が閉止しており（Ｓ３２：ＮＯ）、フリークーリング回路２０に通水されていない場合には（Ｓ３４：ＮＯ）、最適水温差ΔＴｗｍを第１の閾値である７．５℃に設定する（Ｓ３６）。そして、設定された最適水温差ΔＴｗｍが目標送水温度更新部４３に送信される（Ｓ３７）。最適水温差設定部４４が上述のように最適水温差ΔＴｗｍを設定することにより、目標送水温度更新部４３は水回路側の動作状態によらず最適水温差ΔＴｗｍと水温差ΔＴｗとの大小関係だけで目標送水温度Ｔｗｓｍを更新することができる。
　このように、本開示の実施の形態１に係る空気調和システム１００は、熱源機１の入口と出口との水温差ΔＴｗに応じて目標送水温度Ｔｗｓｍを決定する簡易な演算処理によって熱源機１とポンプ３の合計消費電力を最小にすることができるので、空気調和システム１００のコストの増加を抑制することができる。
　実施の形態２．
　図２０は、実施の形態２に係る空気調和システム１０１の概略構成図である。空気調和システム１０１は暖房運転を行うものであり、熱源機１は、温水を生成する加熱能力を調整可能である。熱源機１は、圧縮機４、凝縮器として機能する冷媒－水熱交換器７、膨張弁８、蒸発器として機能する冷媒－空気熱交換器１０５が順次接続された冷凍サイクルを内蔵している。それ以外は実施の形態１と同様である。
　図２０において、冷媒－水熱交換器７で加熱された温水は、ポンプ３によって室内機２に送水される。室内機２は流入する温水と室内空気とを室内熱交換器９で熱交換させて暖房運転を行う。このときのポンプ３の消費電力Ｗｐｕｍｐ及び熱源機１の消費電力Ｗｃｏｍｐと送水温度Ｔｗｓとの関係は実施の形態１と同様である。
　本実施の形態の場合、目標送水温度更新部４３は、水温差ΔＴｗが、第１の閾値として用いられる最適水温差ΔＴｗｍよりも小さいときに目標送水温度Ｔｗｓｍを上昇させ、最適水温差ΔＴｗｍよりも大きいときに目標送水温度Ｔｗｓｍを低下させる。また、目標送水温度更新部４３は、バイパス路１８が開放されている場合は、水温差ΔＴｗが第１の閾値として用いられる７．５℃より小さい第３の閾値０℃よりも大きいときに目標送水温度Ｔｗｓｍを低下させる。
　例えば、現在の目標送水温度Ｔｗｓｍが４５℃であり、これを４６℃に更新したときの熱源機１の消費電力変化量ΔＷｃｏｍｐは、式（１）で計算された熱源機１の消費電力ＷｃｏｍｐのＣＯＰ変化量だけ増加する。また、ポンプ３の消費電力変化量ΔＷｐｕｍｐも、式（２）及び式（４）をそのまま用いてΔＴｗ毎に計算できる。また、暖房運転においてもポンプ３と熱源機１の合計消費電力が最小となる最適水温差ΔＴｗｍは実施の形態１と同じ７.５℃である。
　このように、本開示の実施の形態２に係る空気調和システム１０１は、暖房運転を行う場合においても熱源機１の入口と出口との水温差に応じて目標送水温度を決定する簡易な演算処理によって熱源機１とポンプ３の合計消費電力を最小にすることができるので、その演算に高性能の演算装置を必要としないため、制御装置の低コスト化を実現することができる。
　実施の形態３．
　図２１は、実施の形態３に係る空気調和システム１０２の概略構成図である。空気調和システム１０２は、実施の形態１または実施の形態２の空気調和システム１００、１０１において、往管１２、還管１３に接続される熱源機１と室内機２とを複数台備えることで構成される。複数の熱源機１ａ、１ｂ、１ｃは往管１２と還管１３に対して並列に接続され、複数の室内機２ａ、２ｂ、２ｃもまた往管１２と還管１３に対して並列に接続される。熱源機制御部３１は複数の熱源機１ａ、１ｂ、１ｃそれぞれに設けられ、圧縮機４及び三方弁２２の制御が個別に行われる。また、室内機２ａ、２ｂ、２ｃもそれぞれに室内機制御部３２が備えられ、個別に制御が行われる。
　このように、本開示の実施の形態３に係る空気調和システム１０２のように空気調和システム１００、１０１において熱源機１及び室内機２を複数台接続した場合においても熱源機１ａ、１ｂ、１ｃの入口と出口との水温差に応じて目標送水温度を決定する簡易な演算処理によって熱源機１ａ、１ｂ、１ｃとポンプ３の合計消費電力を最小にすることができるので、その演算に高性能の演算装置を必要としないため、制御装置の低コスト化を実現することができる。
　実施の形態４．
　図２２は、実施の形態４に係る空気調和システム１０３の概略構成図である。空気調和システム１０３では、送水温度センサ１４及び還水温度センサ２３が熱源機１に含まれておらず、室内機２の入口側に送水温度センサ１４、室内機２の出口側に還水温度センサ２３が設置されている。実施の形態１乃至実施の形態４における水回路２５では、水配管からの吸放熱損失による僅かな温度変化を除けば、冷水の温度が変化するのは熱源機１の前後、あるいは室内機２の前後だけである。よって、送水温度センサ１４は熱源機１から室内機２へ向かう往管１２の何処に設置されてもよく、また還水温度センサ２３は還管１３の何処に設置されてもよい。
　このように、本開示の実施の形態４に係る空気調和システム１０３は、室内機２の入口と出口との水温差に応じて目標送水温度を決定する簡易な演算処理によって熱源機１とポンプ３の合計消費電力を最小にすることができるので、その演算に高性能の演算装置を必要としないため、制御装置の低コスト化を実現することができる。
　なお、以上の実施の形態に示した構成は、本発明の内容の一例を示すものであり、別の公知の技術と組み合わせることも可能であるし、本発明の要旨を逸脱しない範囲で、構成の一部を省略、変更することも可能である。
　１　熱源機、２　室内機、３　ポンプ、４　圧縮機、５　凝縮器、６　室外送風機、７　冷媒－水熱交換器、８　膨張弁、９　室内熱交換器、１０　室内送風機、１１　二方弁、１２　往管、１３　還管、１４　送水温度センサ、１５　給気温度センサ、１６　還気温度センサ、１７　差圧センサ、１８　バイパス路、１９　バイパス弁、２０　フリークーリング回路、２１　水－空気熱交換器、２２　三方弁、２３　還水温度センサ、２４　外気温度センサ、２５　水回路、３１　熱源機制御部、３２　室内機制御部、３３　ポンプ制御部、４１　情報読込部、４２　三方弁制御部、４３　目標送水温度更新部、４４　最適水温差設定部、４５　送水温度制御部、４６　最適水温差演算部、１００、１０１、１０２、１０３　空気調和システム。

Claims (9)

  1. 　冷温水を生成する、冷却能力または加熱能力を調整可能な熱源機と、
    　吸い込んだ空気を前記冷温水と熱交換させて吹き出す室内機と、
    　前記熱源機と前記室内機に前記冷温水が循環するように往管と還管が接続されて構成される水回路と、
    　前記水回路に設けられ、前記冷温水の流量を調整可能な流量調整弁と、
    　前記流量調整弁の流量を調整する給気温度制御部と、
    　前記水回路に設けられ、回転数を調整可能なポンプと、
    　前記ポンプの回転数を調整するポンプ制御部と、
    　前記還管を流れる前記冷温水の温度を検知する還水温度センサと、
    　前記往管を流れる前記冷温水の温度を検知する送水温度センサと、
    　前記送水温度センサが検知する送水温度が目標送水温度になるように前記熱源機の前記冷却能力または前記加熱能力を調整する送水温度制御部と、
    　前記還水温度センサが検知する還水温度と前記送水温度との温度差に基づいて前記目標送水温度を変化させる目標送水温度更新部と、を備えた空気調和システム。
  2. 　前記目標送水温度更新部は、前記熱源機が前記冷温水を冷却するとき、
    　前記還水温度と前記送水温度との温度差が予め設定された第１の閾値よりも小さいときに前記目標送水温度を低下させる請求項１に記載の空気調和システム。
  3. 　前記目標送水温度更新部は、前記熱源機が前記冷温水を冷却するとき、
    　前記還水温度と前記送水温度との温度差が、予め設定された第１の閾値よりも大きいときに前記目標送水温度を上昇させる請求項１または請求項２に記載の空気調和システム。
  4. 　前記熱源機は、
    　前記還管から流入する冷温水が流通するように前記水回路に直列に設けられる水－空気熱交換器と、
    　前記水－空気熱交換器の入口側を閉止し、前記還管から流入する冷温水を前記水－空気熱交換器の出口側に迂回させる流路切換手段と、を備え、
    　前記目標送水温度更新部は、前記熱源機が前記冷温水を冷却するとき、
    　前記水－空気熱交換器に前記冷温水が流通している場合には前記還水温度と前記送水温度との温度差が予め設定された第１の閾値より大きい第２の閾値よりも小さいときに前記目標送水温度を低下させる請求項１～請求項３の何れか一項に記載の空気調和システム。
  5. 　前記水回路は、一端が前記往管に接続され、他端が前記ポンプの入口側の前記還管に接続されるバイパス路と、
    　前記バイパス路を開放または閉止するバイパス弁と、を備え、
    　前記目標送水温度更新部は、前記バイパス路が開放されている場合に、前記温度差が前記第１の閾値より小さい第３の閾値よりも大きいときに前記目標送水温度を上昇させる請求項２～請求項４の何れか一項に記載の空気調和システム。
  6. 　前記目標送水温度更新部は、前記熱源機が前記冷温水を加熱するとき、
    　前記還水温度と前記送水温度との温度差が、予め設定された第１の閾値よりも小さいときに前記目標送水温度を上昇させる請求項１～請求項５の何れか一項に記載の空気調和システム。
  7. 　前記目標送水温度更新部は、前記熱源機が前記冷温水を加熱するとき、
    　前記還水温度と前記送水温度との温度差が、予め設定された第１の閾値よりも大きいときに前記目標送水温度を低下させる請求項１～請求項６の何れか一項に記載の空気調和システム。
  8. 　前記水回路は、一端が前記往管に接続され、他端が前記ポンプの入口側の前記還管に接続されるバイパス路と、
    　前記バイパス路を開放または閉止するバイパス弁と、を備え、
    　前記目標送水温度更新部は、前記バイパス路が開放されている場合に、前記温度差が前記第１の閾値より小さい第３の閾値よりも大きいときに前記目標送水温度を低下させる請求項６または請求項７に記載の空気調和システム。
  9. 　前記給気温度制御部は、前記室内機から吹き出される空気の温度が一定になるように前記流量調整弁の流量を調整し、
    　前記ポンプ制御部は、前記ポンプの入口と出口の差圧が一定になるように前記ポンプの回転数を調整し、
    　前記目標送水温度更新部は、任意の前記温度差に対する前記熱源機の消費電力及び前記ポンプの消費電力を演算し、前記温度差が単位量だけ変化したときの前記熱源機の消費電力変化量及び前記ポンプの消費電力変化量が等しくなる温度差を予め設定された第１の閾値に設定する最適水温差設定部を有する請求項１～請求項８の何れか一項に記載の空気調和システム。
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