JP2013204899A - Air conditioning system - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、換気装置を備えた空調システムに関するものである。 The present invention relates to an air conditioning system including a ventilation device.
従来より、冷凍サイクルを備えた空気調和装置と換気装置とを備えた空気調和システムがある。冷凍サイクルは、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、減圧装置及び室内熱交換器が順次配管で接続されて冷媒が循環するように構成されている。冷房運転時は、圧縮機で圧縮された高温高圧のガス冷媒を室外熱交換器に送り込み、室外熱交換器で室内空気と熱交換することにより冷媒を液化する。液化した冷媒は、減圧装置で減圧されて気液二相状態となり、室内熱交換器に流入する。室内熱交換器に流入した冷媒は室内空気と熱交換し、室内空気から熱を吸収してガス化する。一方で、室内空気は熱を奪われるため室内空間が冷房される。ガス化した冷媒は圧縮機に戻る。 Conventionally, there is an air conditioning system including an air conditioner equipped with a refrigeration cycle and a ventilator. The refrigeration cycle is configured such that a refrigerant circulates by connecting a compressor, a four-way valve, an outdoor heat exchanger, a decompression device, and an indoor heat exchanger in order by piping. During the cooling operation, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the compressor is sent to the outdoor heat exchanger, and the refrigerant is liquefied by exchanging heat with the indoor air using the outdoor heat exchanger. The liquefied refrigerant is decompressed by the decompression device, becomes a gas-liquid two-phase state, and flows into the indoor heat exchanger. The refrigerant that has flowed into the indoor heat exchanger exchanges heat with room air and absorbs heat from the room air to gasify it. On the other hand, since indoor air is deprived of heat, indoor space is cooled. The gasified refrigerant returns to the compressor.
また、換気装置は、室内の空気を室外の新鮮空気と入れ換える運転を行っている。具体的には、室外の空気を室内に供給する一方、室内の空気を室外に排出している。このため、この種の換気装置を備えた空気調和システムでは、冷房負荷として室内で発生する熱負荷（＝室内全熱負荷）や、建物壁面から進入する熱負荷（＝貫流負荷）の他、換気装置から導入される外気からの熱負荷（＝外気全熱負荷）も処理する必要がある。 The ventilator performs an operation of replacing indoor air with fresh outdoor air. Specifically, the outdoor air is supplied to the room while the indoor air is discharged to the outside. For this reason, in an air conditioning system equipped with this type of ventilator, in addition to the heat load generated indoors (= indoor total heat load) as a cooling load and the heat load entering from the building wall (= once-through load), ventilation It is also necessary to handle the heat load from the outside air introduced from the apparatus (= outdoor air total heat load).
室内の快適性を確保するには、室内温度を目標室内温度にする必要があり、そのためには外気全熱負荷及び室内全熱負荷のうちの顕熱負荷と、貫流負荷とを処理すればよい。冷房運転時は特に除湿も重視されていることから、顕熱負荷だけでなく潜熱負荷も処理して除湿量を確保する必要がある。除湿量は蒸発温度を下げる程、多くなるため、蒸発温度を低めにして運転を行っている。この場合、圧縮機入力が増大して運転効率が低下してしまうという課題があった。 In order to ensure indoor comfort, it is necessary to set the room temperature to the target room temperature. For this purpose, the sensible heat load of the outside air total heat load and the room total heat load and the once-through load may be processed. . Since dehumidification is particularly important during cooling operation, it is necessary to secure not only the sensible heat load but also the latent heat load to ensure the dehumidification amount. Since the dehumidification amount increases as the evaporation temperature is lowered, the operation is performed at a lower evaporation temperature. In this case, there has been a problem that the compressor input increases and the operation efficiency decreases.
そこで、従来より、外気温湿度に応じて換気量を変更し、除湿量を確保しつつ高効率運転を可能とした技術がある（例えば特許文献１参照）。 Therefore, conventionally, there is a technique that enables high-efficiency operation while changing the ventilation amount according to the outside air temperature humidity and ensuring the dehumidification amount (see, for example, Patent Document 1).
しかしながら、特許文献１の技術では、冷房運転時に換気を行いつつ室内の快適性を確保するにあたり、換気により空調負荷が増加する場合は換気を行わないようにしている。つまり、高効率運転を行うために必要換気量を無視した運転を行っている。このため、換気量が不十分となり、室内のＣＯ2濃度が上昇してしまうという問題があった。
However, in the technique of
本発明はこのような点に鑑みなされたもので、冷房運転時に必要換気量を確保した上で、快適性向上と高効率化の両立を実現可能な空気調和システムを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above points, and an object thereof is to provide an air conditioning system capable of realizing both improvement in comfort and high efficiency while ensuring a necessary ventilation amount during cooling operation. .
本発明に係る空気調和システムは、圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器を有し、冷房運転が可能な冷凍サイクルと、冷凍サイクルを備えて室内の顕熱負荷を処理する空気調和装置と、室内環境に応じた必要換気量を確保するように風量制御され、室内空気と室外空気を入れ換えて換気を行うと共に、室内の潜熱負荷を処理する換気装置と、室内の顕熱負荷が小さくなるに連れ、所定の蒸発温度範囲内で目標蒸発温度が上昇するように決定し、決定した目標蒸発温度となるように冷凍サイクルを制御する制御装置とを備え、換気装置は、室外空気を室内に供給する給気通風路と、室内空気を室外に排気する排気通風路と、給気通風路を流れる室外空気と排気通風路を流れる室内空気との間で全熱交換を行う全熱交換器と、冷凍サイクルの蒸発器に並列に接続された蒸発器で構成され、給気通風路において全熱交換器の下流に配置されて全熱交換器を通過後の空気を除湿して室内に供給する換気装置用冷却器とを備え、制御装置は、室内の在室人数に応じた人体潜熱負荷Ｑｌｍと、換気装置によって室外空気を室内に取り入れることによる外気潜熱負荷Ｑｌｏと、換気装置における換気風量と、給気通風路において全熱交換器を通過後の空気である冷却器流入空気の温湿度と、換気装置用冷却器の温度効率とに基づいて所定の蒸発温度範囲の最大値を決定する。 An air conditioning system according to the present invention includes a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator, and can perform a cooling operation, and an air conditioning apparatus that includes the refrigeration cycle and processes an indoor sensible heat load. The air volume is controlled so as to ensure the necessary ventilation according to the indoor environment, and ventilation is performed by exchanging room air and outdoor air, and the indoor sensible heat load is reduced, and the indoor sensible heat load is reduced. And a control device that controls the refrigeration cycle so that the target evaporation temperature rises within a predetermined evaporation temperature range and controls the refrigeration cycle so that the determined target evaporation temperature is reached. A supply air ventilation path to be supplied; an exhaust ventilation path for exhausting indoor air to the outside; a total heat exchanger for performing total heat exchange between outdoor air flowing through the supply air ventilation path and indoor air flowing through the exhaust ventilation path; , Refrigeration cycle evaporator A ventilator cooler configured by evaporators connected in parallel, disposed downstream of the total heat exchanger in the supply air passage, and dehumidifying the air after passing through the total heat exchanger and supplying the air into the room; The controller includes a human latent heat load Qlm corresponding to the number of people in the room, an outdoor air latent heat load Qlo due to taking outdoor air into the room by the ventilator, the ventilation air volume in the ventilator, and the air supply ventilation path. The maximum value of the predetermined evaporation temperature range is determined based on the temperature and humidity of the cooler inflow air, which is the air after passing through the heat exchanger, and the temperature efficiency of the ventilator cooler.
本発明によれば、換気装置の風量制御を行って常に必要換気量を確保しているため、室内空気質を良好に保つことができる。そして、必要換気量を確保した上で、人体潜熱負荷Ｑｌｍと外気潜熱負荷Ｑｌｏとを処理して目標室内湿度を実現できる最大蒸発温度を決定し、その最大蒸発温度以下の範囲で、顕熱負荷が小さくなるに連れ目標蒸発温度を上昇させるようにした。これにより、高効率に室内温湿度を目標値に近づけることが可能となり、快適性向上と高効率化の両立を実現できる。 According to the present invention, the air volume control of the ventilation device is performed to always ensure the necessary ventilation volume, so that the indoor air quality can be kept good. Then, after ensuring the necessary ventilation, the human body latent heat load Qlm and the outside air latent heat load Qlo are processed to determine the maximum evaporation temperature at which the target indoor humidity can be achieved, and the sensible heat load within the range below the maximum evaporation temperature The target evaporating temperature was increased as the value became smaller. As a result, the indoor temperature and humidity can be brought close to the target value with high efficiency, and both improvement in comfort and high efficiency can be realized.
図１は、本発明の一実施の形態における空気調和システムの概略図で、空気調和システムが設置された部屋の上面図を示している。図１及び後述の図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。
空気調和システム１００は、空気調和装置１と、室内１０１の換気を行う換気装置１３とを備えている。空気調和装置１は、複数（ここでは３台）の室内機１１と室外機１２とを備えている。室外機１２は室外に設置され、室内機１１は室内１０１に設置されており、室外機１２及び各室内機１１のそれぞれは、伝送線１０３により制御装置としての集中コントローラ１０２に接続されている。空気調和装置１は、主に室内１０１の顕熱負荷を処理し、換気装置１４は室内１０１の換気と主に室内１０１の潜熱負荷の処理とを行うものであり、空気調和装置１と換気装置１３の後述の換気装置用冷却器９とは冷媒配管１０４で接続されて冷凍サイクルを構成している。
FIG. 1 is a schematic diagram of an air conditioning system according to an embodiment of the present invention, and shows a top view of a room in which the air conditioning system is installed. In FIG. 1 and the drawings to be described later, the same reference numerals denote the same or corresponding parts, which are common throughout the entire specification.
The
また、空気調和システム１００は、使用者が室内温度及び室内湿度（目標室内空気の温湿度）を設定する目標温湿度設定装置としての入力部１０２ａを備えており、入力部１０２ａで設定された目標温湿度に近づくように運転が行われる。また、換気装置１３も集中コントローラ１０２に接続されている。
In addition, the
図２は、図１の空気調和システムの冷媒回路の概略図である。
空気調和装置１は、圧縮機２と、四方弁３と、室外熱交換器４と、減圧装置としての膨張弁５と、室内熱交換器６と、順次配管で接続されて冷媒が循環するように構成された冷凍サイクルを備えている。空気調和装置１は更に、室外熱交換器用送風機７及び室内熱交換器用送風機８を備えている。そして、室外機１２に、圧縮機２、四方弁３、室外熱交換器４及び室外熱交換器用送風機７が設置され、室内機１１に、開度調整可能な膨張弁５、室内熱交換器６及び室内熱交換器用送風機８が設置されている。そして、互いに直列に接続された換気装置搭載膨張弁５ａ及び換気装置用冷却器９が、膨張弁５及び室内熱交換器６に並列に接続されており、これらは換気装置１３に設置されている。換気装置１３には更に、換気装置用冷却器９に空気を通過させるための給気用送風機１０が設置されている。
FIG. 2 is a schematic diagram of a refrigerant circuit of the air conditioning system of FIG.
The
このように構成された空気調和システム１００は、圧縮機２から吐出した冷媒の流れ方向を四方弁３により切り換えて冷房運転又は暖房運転に切り換え可能となっている。四方弁３を図１の実線側に切り換えた場合、室内熱交換器６及び換気装置用冷却器９が蒸発器、室外熱交換器４が凝縮器となり冷房運転が実施され、四方弁３を図１の点線側に切り換えた場合、室内熱交換器６が凝縮器、室外熱交換器４が蒸発器となり暖房運転が実施される。なお、暖房運転時は換気装置搭載膨張弁５ａを閉じ、換気装置用冷却器９には冷媒を流さないようにしても良いし、換気装置搭載膨張弁５ａを開け、換気装置用冷却器９に高温高圧のガス冷媒を流して、凝縮器として使用しても良い。また、本発明の空気調和システムは、少なくとも冷房運転が可能であればよく、四方弁３は必ずしも必須の構成ではない。
The
次に、空気調和システム１００の冷房運転時の動作を図２を参照して説明する。図２において矢印は冷房運転時の冷媒の流れを示している。
Next, the operation | movement at the time of the cooling operation of the
空気調和装置１において、冷房時は、圧縮機２で圧縮された冷媒は高温高圧のガス冷媒となり、四方弁３を通り室外熱交換器４に送り込まれる。室外熱交換器４に流入した冷媒は、室外熱交換器用送風機７で搬送される室外空気と熱交換し、放熱することにより液化する。液化した冷媒は膨張弁５で減圧されて気液二相状態となり、室内熱交換器６及び換気装置用冷却器９に流入する。室内熱交換器６に流入した冷媒は、室内熱交換器用送風機８から搬送される室内空気と熱交換し、吸熱することによりガス化し、換気装置用冷却器９に流入した冷媒は、給気用送風機１０から搬送される冷却器流入空気ＩＡと熱交換し、吸熱することによりガス化する。これらのガス化した冷媒は、圧縮機２へ戻される。以上のように冷媒が冷媒回路を循環することにより冷房運転を行う。
In the
図３は、図１の空気調和装置に設置された各種検出装置を示す図である。
図１においては図示省略していたが、空気調和装置１には図３に示すように各種検出装置が設けられている。すなわち、室外機１２に蒸発温度検出装置３１が設けられ、各室内機１１のそれぞれに、室内機１１の吸込空気の温湿度を検出する吸込温湿度検出装置３２が設けられている。これらの検出装置３１、３２の検出値は集中コントローラ１０２に出力される。なお、図３において３３はインバータ駆動用モータで構成された圧縮機周波数調整装置であり、集中コントローラ１０２によって制御される。
FIG. 3 is a diagram showing various detection devices installed in the air conditioner of FIG.
Although not shown in FIG. 1, the
図４は、図１の換気装置の概略構成を示す図である。
換気装置１３は、本体ケーシング１３ａ内に、換気装置用冷却器９と、全熱交換器２２と、給気用送風機１０と、排気用送風機２１とを備えている。本体ケーシング１３ａ内には、給気通風路Ａと排気通風路Ｂとが互いに独立して形成されている。給気通風路Ａは、給気用送風機１０により室外空気ＯＡを取り入れて全熱交換器２２及び換気装置用冷却器９に通過させ、調整空気ＳＡとして室内１０１に供給する通風路である。排気通風路Ｂは、排気用送風機２１により室内空気ＲＡを取り入れて全熱交換器２２に通過させ、排気ＥＡとして室外に排気する通風路である。なお、以下では、給気通風路Ａにおいて全熱交換器２２を通過した後、換気装置用冷却器９に流入する空気を冷却器流入空気ＩＡという。
FIG. 4 is a diagram showing a schematic configuration of the ventilation device of FIG.
The
換気装置１３には更に、冷却器流入空気ＩＡの温度及び湿度を検出する冷却器流入温湿度検出装置２３と、室内空気ＲＡのＣＯ2 濃度を検出するＣＯ2 濃度検出装置２４と、換気風量検出装置２５とを備えており、これらの検出装置２３〜２５の検出値は、伝送線１０３を介して集中コントローラ１０２に出力される。集中コントローラ１０２は、空気調和装置１内の各検出装置３１、３２の検出値や、換気装置１３の検出装置２３〜２５の検出値に基づいて後述の制御フローの処理を行う。
Furthermore the
全熱交換器２２は、例えば互いに直交する通風路が交互に積層された構造を成すものであって、その通風路に室内空気ＲＡと室外空気ＯＡとが通過することで両気流の間で全熱交換を行うものである。換気装置用冷却器９は、上述したように冷凍サイクルの蒸発器で構成され、自身を通過する空気を露点温度以下に冷却して除湿するものである。換気装置１３は、換気の他に上述したように室内１０１の潜熱負荷を処理する役割を有しており、全熱交換器２２と換気装置用冷却器９とにより室内１０１の潜熱負荷を処理する。この点については改めて説明する。
The
給気用送風機１０及び排気用送風機２１はファンなどから構成されており、回転数制御により換気装置１３内を流れる空気の風量を制御するものである。ファンを回転させるモータにＤＣモータを使用する場合には、電流値を変化させて回転数を制御することで風量を制御し、ＡＣモータを使用する場合には、インバータ制御により電源周波数を変化させて回転数を制御することで風量を制御する。
The
このように構成された換気装置１３では、室内１０１の環境（空気質、例えばＣＯ2濃度）を良好に保つ（例えば、ＣＯ2濃度を１０００ｐｐｍ以下に保つ）ための必要換気量（風量ＶＡ）で換気が行われるように、集中コントローラ１０２により給気用送風機１０及び排気用送風機２１の回転数が制御される。そして、室外空気ＯＡを、給気通風路Ａの全熱交換器２２及び換気装置用冷却器９に通過させて除湿した上で室内１０１に供給する一方、室内空気ＲＡを排気通風路Ｂに通過させて室外に排気することで、室内１０１の潜熱負荷を処理する。
In the
次に、換気装置１３の動作について図４及び図５を参照して説明する。ここでは、室外空気ＯＡが室内空気ＲＡよりも高温高湿の場合を例に説明する。
図５は、図１の換気装置の給気通風路Ａにおける空気状態の変化を示す空気線図である。図５の空気線図の縦軸は空気の絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］、横軸は空気の乾球温度［℃］である。なお、空気状態は、温度と湿度とから空気線図上で１点で表され、図５には、室外空気ＯＡ、冷却器流入空気ＩＡ、調整空気ＳＡのそれぞれの空気状態を示している。また、図５においてＴｅは換気装置用冷却器９の蒸発温度である。
Next, operation | movement of the
FIG. 5 is an air diagram showing changes in the air state in the supply air passage A of the ventilator of FIG. The vertical axis of the air diagram of FIG. 5 is the absolute humidity [kg / kg ′] of the air, and the horizontal axis is the dry bulb temperature [° C.] of the air. The air state is represented by one point on the air diagram from temperature and humidity, and FIG. 5 shows the air states of the outdoor air OA, the cooler inflow air IA, and the adjustment air SA. In FIG. 5, Te is the evaporation temperature of the
室外空気ＯＡは、全熱交換器２２通過時に排気通風路Ｂからの室内空気ＲＡと全熱交換し、図５に示すように冷却除湿されて換気装置用冷却器９に流入する。換気装置用冷却器９に流入した冷却器流入空気ＩＡは、換気装置用冷却器９通過時に露点温度以下まで冷やされて冷却除湿され、調整空気ＳＡとなって室内へ供給される。
The outdoor air OA undergoes total heat exchange with the room air RA from the exhaust ventilation path B when passing through the
このように、給気通風路Ａでは、室外空気ＯＡを全熱交換器２２で室内空気ＲＡと全熱交換して冷却除湿し、更に換気装置用冷却器９で冷却除湿してから室内１０１に供給する。この調整空気ＳＡは、室内湿度を、入力部１０２ａから設定された目標湿度にすることが可能なように絶対湿度が調整された空気である。よって、その調整空気ＳＡを室内１０１に供給することで、室内１０１を目標湿度にすることができる。
As described above, in the air supply and ventilation path A, the outdoor air OA is totally heat-exchanged with the room air RA by the
ところで、図５の空気線図上において、換気装置用冷却器９の蒸発温度Ｔｅの直線と飽和曲線との交点（１）と冷却器流入空気ＩＡの点とを結ぶ線上の空気状態の空気が、換気装置用冷却器９から流出して調整空気ＳＡとして室内へ供給されることになる。逆に言えば、点ＩＡで示した温湿度の空気を換気装置用冷却器９に流入して、点ＳＡで示した温湿度の空気を流出させたい場合には、点ＩＡと点ＳＡとを結んだ直線と飽和曲線との交点の温度Ｔｅの冷媒が換気装置用冷却器９に流れるようにすればよい。すなわち、換気装置用冷却器９における蒸発温度をＴｅとすればよい。よって、室内湿度を目標湿度にするにあたり調整空気ＳＡの絶対湿度を調整するには、目標湿度に応じて蒸発温度を調整すればよい。換気装置用冷却器９の蒸発温度Ｔｅの設定については後述する。
By the way, on the air diagram of FIG. 5, the air in the air state on the line connecting the intersection (1) between the straight line of the evaporation temperature Te and the saturation curve of the
また、図５より、Ｔｅが高くなれば絶対湿度が上がるため換気装置用冷却器９の潜熱処理能力は低下し、Ｔｅが低くなれば絶対湿度が下がるため換気装置用冷却器９の潜熱処理能力は上昇するということがわかる。
Further, as shown in FIG. 5, when Te increases, the absolute humidity increases, so the latent heat treatment capacity of the
以上説明したように、冷房運転時に換気のために室外空気ＯＡを取り入れる際に、室外の高温高湿の空気をそのまま室内１０１に取り入れると、室内１０１の潜熱負荷が増してしまう。しかし、換気装置１３では、室外空気ＯＡを全熱交換器２２及び換気装置用冷却器９を通過させて冷却除湿し、室内１０１を目標湿度にすることが可能な絶対湿度の空気に調整してから室内１０１に供給する。これにより、室内１０１の潜熱負荷が増すのを防止できるのはもちろんのこと、室内１０１の潜熱負荷を処理して室内１０１を目標湿度にすることが可能となる。なお、室内１０１を目標温湿度にするにあたり、顕熱負荷の処理は上述したように空気調和装置１側で行われる。
As described above, when the outdoor air OA is taken in for ventilation during the cooling operation, if the outdoor high-temperature and high-humidity air is directly taken into the
次に、空気調和システム１００における具体的な制御について説明する。
空気調和システム１００は、吸込温湿度検出装置３２で検出された室内温度Ｔａと入力部１０２ａで設定された目標室内温度Ｔａ＿ｉｎ(℃)との温度差ΔＴ（顕熱負荷）に応じて目標蒸発温度（運転蒸発温度）Ｔｅ[℃]を決定し、その目標蒸発温度Ｔｅになるように、冷凍サイクルの制御（圧縮機２の周波数制御、送風機１０、２１の回転数制御等）を行う。
Next, specific control in the
The
図６は、温度差ΔＴに応じた目標蒸発温度Ｔｅの決定方法の説明図である。図６において横軸は温度差ΔＴ、縦軸は目標蒸発温度Ｔｅである。図７は、図２の冷凍サイクルのｐ−ｈ線図である。
目標蒸発温度Ｔｅは、図６に示す特性と温度差ΔＴとを用いて決定する。
FIG. 6 is an explanatory diagram of a method for determining the target evaporation temperature Te according to the temperature difference ΔT. In FIG. 6, the horizontal axis represents the temperature difference ΔT, and the vertical axis represents the target evaporation temperature Te. FIG. 7 is a ph diagram of the refrigeration cycle of FIG.
The target evaporation temperature Te is determined using the characteristics shown in FIG. 6 and the temperature difference ΔT.
図６に示す特性は、Ｔ０と、Ｔｅ＿ｍｉｎと、Ｔｅ＿ｍａｘとに基づいて特定される特性であり、これらの３つの値のうち、Ｔ０及び最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎは、予め設定されている。なお、Ｔ０は、予め設定された温度差であり例えば１℃である。最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎは、十分な冷房能力を確保できる温度であり、例えば０℃等である。Ｔｅ＿ｍａｘは最大蒸発温度であり、室内湿度を目標室内湿度（相対湿度）ＲＨ＿ｉｎにすることができる蒸発温度範囲の最大値である。つまり、除湿量は蒸発温度を上げるほど減少するため、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘは、目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎを実現できる限界の蒸発温度に相当する。最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定方法については後述する。 The characteristics shown in FIG. 6 are characteristics specified based on T0, Te_min, and Te_max, and among these three values, T0 and the minimum evaporation temperature Te_min are set in advance. T0 is a preset temperature difference, for example, 1 ° C. The minimum evaporation temperature Te_min is a temperature at which a sufficient cooling capacity can be secured, and is 0 ° C., for example. Te_max is the maximum evaporation temperature, and is the maximum value of the evaporation temperature range in which the indoor humidity can be set to the target indoor humidity (relative humidity) RH_in. That is, since the dehumidification amount decreases as the evaporation temperature increases, the maximum evaporation temperature Te_max corresponds to the limit evaporation temperature at which the target indoor humidity RH_in can be achieved. A method for setting the maximum evaporation temperature Te_max will be described later.
図６より明らかなように、温度差ΔＴが小さくなるに連れ（顕熱負荷が小さくなるに連れ）、目標蒸発温度Ｔｅを上げる制御を行う。このように顕熱負荷の減少に伴い目標蒸発温度Ｔｅを上げることで、図７に示すように圧縮機２入口の冷媒状態が点ａから点ｂに変化する。これにより、図７に示すｐ−ｈ線図を見ても分かるように、圧縮機２入力が減少し、高効率運転とすることができる。通常の空気調和装置の運転は、温度差ΔＴが小さいところ（低負荷）での運転時間が長いので、この高効率運転が省エネ効果向上に大きく影響する。
As is apparent from FIG. 6, as the temperature difference ΔT decreases (as the sensible heat load decreases), control is performed to increase the target evaporation temperature Te. Thus, by raising the target evaporation temperature Te with the decrease in the sensible heat load, the refrigerant state at the inlet of the
本実施の形態では、上述したように換気装置１３により必要な換気量の確保も行うものであり、換気については、冷凍サイクルの制御とは別に換気装置１３の風量制御により独立して行っている。よって、本実施の形態の空気調和システムでは、最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎから最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの蒸発温度範囲内で、図６により温度差ΔＴに応じて目標蒸発温度Ｔｅを決定し、決定した目標蒸発温度Ｔｅとなるように冷凍サイクルを制御することで、必要換気量を確保した上で、必要な除湿量確保と高効率運転を実現できるのである。したがって、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを適切に設定することが重要であり、本実施の形態は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの決定方法に特徴がある。
In the present embodiment, as described above, the necessary ventilation amount is also secured by the
図８は、図５に示した空気線図上に目標温湿度を示した空気線図である。図８において縦軸は絶対湿度[ｋｇ／ｋｇ’]、横軸は乾球温度[℃]である。
最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定にあたっては、換気装置１３の換気による室内１０１への潜熱負荷の影響を考慮する必要がある。図８に示されているように目標室内空気の絶対湿度ｘａ＿ｉｎが、冷却器流入温湿度検出装置２３の検出値から求められる冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏよりも高い場合、目標湿度を実現するには室内の潜熱負荷（以下、人体潜熱負荷という）Ｑｌｍに加えて外気からの潜熱負荷（以下、外気潜熱負荷という）Ｑｌｏも処理する必要がある。
FIG. 8 is an air diagram showing the target temperature and humidity on the air diagram shown in FIG. In FIG. 8, the vertical axis represents absolute humidity [kg / kg ′], and the horizontal axis represents dry bulb temperature [° C.].
In setting the maximum evaporation temperature Te_max, it is necessary to consider the influence of the latent heat load on the
＜＜最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの算出＞＞
以下、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定にあたっての考え方についてまず説明する。
図９は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定方法を説明するための空気線図である。図９において縦軸は絶対湿度[ｋｇ／ｋｇ’]、横軸は乾球温度[℃]である。
<< Calculation of Maximum Evaporation Temperature Te_max >>
Hereinafter, the concept for setting the maximum evaporation temperature Te_max will be described first.
FIG. 9 is an air line diagram for explaining a method of setting the maximum evaporation temperature Te_max. In FIG. 9, the vertical axis represents absolute humidity [kg / kg ′], and the horizontal axis represents dry bulb temperature [° C.].
図９においてＳＡ’は、潜熱負荷Ｑｌ（＝Ｑｌｏ＋Ｑｌｍ）を処理できる調整空気のうち絶対湿度が最大の調整空気である。目標調整空気ＳＡ’の絶対湿度をｘａ＿ｆ、温度をＴｆとする。なお、絶対湿度ｘａ＿ｆ及び温度Ｔｆは現段階では未知であり、図９上の点は仮にプロットした点である。目標調整空気ＳＡ’の点と冷却器流入空気ＩＡの点とを結ぶ直線を延長した直線と飽和曲線との交点が最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとなる。 In FIG. 9, SA ′ is the adjusted air having the maximum absolute humidity among the adjusted air that can handle the latent heat load Ql (= Qlo + Qlm). The absolute humidity of the target adjustment air SA 'is xa_f and the temperature is Tf. The absolute humidity xa_f and the temperature Tf are unknown at this stage, and the points on FIG. 9 are tentatively plotted points. The intersection of a straight line obtained by extending a straight line connecting the point of the target adjustment air SA 'and the point of the cooler inflow air IA and the saturation curve is the maximum evaporation temperature Te_max.
次に、調整空気ＳＡ’の絶対湿度ｘａ＿ｆの算出について説明する。絶対湿度ｘａ＿ｆの算出には潜熱負荷Ｑｌが必要である。潜熱負荷Ｑｌは外気潜熱負荷Ｑｌｏと人体潜熱負荷Ｑｌｍとに分けられるため、ここではまず、外気潜熱負荷Ｑｌｏと人体潜熱負荷Ｑｌｍのそれぞれの算出方法について説明する。 Next, calculation of the absolute humidity xa_f of the adjusted air SA ′ will be described. The calculation of the absolute humidity xa_f requires the latent heat load Ql. Since the latent heat load Ql is divided into an outside air latent heat load Qlo and a human body latent heat load Qlm, first, each calculation method of the outside air latent heat load Qlo and the human body latent heat load Qlm will be described.
（外気潜熱負荷Ｑｌｏ）
本実施の形態においては、室外空気ＯＡと室内空気ＲＡとが全熱交換器２２で熱交換するので、外気潜熱負荷Ｑｌｏ［ｋＷ］は、水の蒸発潜熱を２５００［ｋＪ／ｋｇ］とすると式（１）で求まる。このように、冷却器流入空気ＩＡの温度を検出することで、容易に外気潜熱負荷Ｑｌｏが検出可能となる。
(Outside air latent heat load Qlo)
In the present embodiment, since the outdoor air OA and the indoor air RA exchange heat with the
Ｑｌｏ=ＶＡ／３６００×ρａ×(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｉｎ)×２５００ ・・・（１）
ここで、
ＶＡ［ｍ3 ／ｈ］ ：換気風量検出装置２５の検出値
ｘａ＿ｏ［ｋｇ／ｋｇ’］ ：全熱交換器２２通過後の空気（冷却器流入空気ＩＡ）の絶対湿度
ｘａ＿ｉｎ［ｋｇ／ｋｇ’］：目標室内空気の絶対湿度
ρａ［ｋｇ／ｍ3］：空気の密度
Qlo = VA / 3600 × ρa × (xa_o−xa_in) × 2500 (1)
here,
VA [m 3 / h]: Detected value of ventilation
（人体潜熱負荷Ｑｌｍ）
通常一人当りの潜熱負荷は例えば５３［Ｗ／人］で与えられるため、在室人数Ｎが分かれば人体からの人体潜熱負荷Ｑｌｍ［ｋＷ］が式（２）で求まる。一人当りの潜熱負荷については、５３［Ｗ／人］ではなく、その状況に応じた値を用いても良い。
(Human body latent heat load Qlm)
Usually, the latent heat load per person is given by, for example, 53 [W / person], so if the number of people in the room N is known, the human body latent heat load Qlm [kW] from the human body can be obtained by Expression (2). As for the latent heat load per person, a value corresponding to the situation may be used instead of 53 [W / person].
Ｑｌｍ=５３×Ｎ／１０００ ・・・（２） Qlm = 53 × N / 1000 (2)
在室人数Ｎについては、ＣＯ2 濃度検出装置２４の検出値Ｘ(ｐｐｍ)、換気風量検出装置２５の検出値ＶＡ［ｍ3 ／ｈ］を用いて算出する。一般的に、外気のＣＯ2 濃度は３５０ｐｐｍ、人体からのＣＯ2 発生量は０．０２ｍ3 ／（人・ｈ）であるため、在室人数Ｎは式（３）で求まる。外気のＣＯ2 濃度、人体からのＣＯ2 発生量については、その状況に応じた値を用いても良い。また、今回は、ＣＯ2 センサから在室人数Ｎを求めたが、別途人検出センサを用いても良いし、予め決められた値を用いても良いし、集中コントローラ１０２に使用者が入力する形としても良い。
The occupancy number N is calculated using the detection value X (ppm) of the CO 2
Ｎ =ＶＡ／０．０２×(Ｘ−３５０)×１０-6 ・・・（３） N = VA / 0.02 × (X−350) × 10 −6 (3)
以上より、外気潜熱負荷Ｑｌｏと人体潜熱負荷Ｑｌｍとが求まり、換気装置１３で処理すべき潜熱負荷Ｑｌ=Ｑｌｏ＋Ｑｌｍが求まる。
From the above, the outside air latent heat load Qlo and the human body latent heat load Qlm are obtained, and the latent heat load Ql = Qlo + Qlm to be processed by the
次に、以上のようにして求められた潜熱負荷Ｑｌを処理することが可能な目標調整空気ＳＡ’の絶対湿度を算出する。調整空気ＳＡ’の絶対湿度ｘａ＿ｆは、式（４）で求められる。 Next, the absolute humidity of the target adjusted air SA 'that can process the latent heat load Ql obtained as described above is calculated. The absolute humidity xa_f of the adjusted air SA ′ is obtained by Expression (4).
ｘａ＿ｆ=ｘａ＿ｏ−３６００×Ｑｌ／(ＶＡ・ρａ・２５００) ・・・（４） xa_f = xa_o-3600 × Ql / (VA · ρa · 2500) (4)
式（４）により算出した絶対湿度ｘａ＿ｆ以下の絶対湿度の調整空気を室内１０１に供給することにより、室内湿度を目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎにすることができる。
By supplying adjusted air having an absolute humidity equal to or lower than the absolute humidity xa_f calculated by Expression (4) to the
以上により絶対湿度ｘａ＿ｆの算出方法が明らかになったところで、続いて最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの算出について説明する。本実施の形態では、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの算出にあたり、換気装置用冷却器９の温度効率ηｔ（＝換気装置用冷却器９を通過前後の空気温度差／（冷却器流入空気ＩＡの温度−蒸発温度Ｔｅ））を使用する。
Now that the calculation method of the absolute humidity xa_f has been clarified, the calculation of the maximum evaporation temperature Te_max will be described. In the present embodiment, in calculating the maximum evaporation temperature Te_max, the temperature efficiency ηt of the ventilator cooler 9 (= the difference in air temperature before and after passing through the
ところで、換気装置１３の換気装置搭載膨張弁５ａは、換気装置用冷却器９出口の過熱度が予め設定された適正値を維持するように開度調整されている。適正値を例えば２℃にした場合と２．５℃にした場合とでは、換気装置用冷却器９の温度効率ηｔが異なる。具体的には、過熱度を高くする程、温度効率ηｔが下がる関係があり、この関係における具体的な数値については換気装置用冷却器９の構造等に応じて決まっており、互いに一意に決まる。このため、適正値を例えば２．５℃に設定すると、換気装置用冷却器９の温度効率ηｔも自ずと決まる。そして、換気装置用冷却器９における温度効率ηｔの関係は、換気装置用冷却器９の通過前後の絶対湿度効率の関係に置き換えることができるため、換気装置用冷却器９の蒸発温度がＴｅの場合、以下の式（５）が成り立つ。
By the way, the opening degree of the ventilator-mounted
(Ｔａ＿ｏ−Ｔｆ)／(Ｔａ＿ｏ−Ｔｅ)＝ηｔ=(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｆ)／(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｅ) ・・・（５）
ここで、
Ｔａ＿ｏ：冷却器流入空気ＩＡの温度［℃］
Ｔｆ ：冷却器流出空気の温度［℃］
ｘａ＿ｆ：冷却器流出空気の飽和絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］
ｘａ＿ｅ：蒸発温度Ｔｅの飽和絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］
(Ta_o-Tf) / (Ta_o-Te) = ηt = (xa_o-xa_f) / (xa_o-xa_e) (5)
here,
Ta_o: temperature of cooler inflow air IA [° C.]
Tf: temperature of the cooler outflow air [° C.]
xa_f: Saturated absolute humidity of cooler outlet air [kg / kg ']
xa_e: saturation absolute humidity at the evaporation temperature Te [kg / kg ′]
この式において、ＴｅをＴｅ＿ｍａｘに置き換えると、次の式（６）が成り立つ。
(Ｔａ＿ｏ−Ｔｆ)／(Ｔａ＿ｏ−Ｔｅ＿ｍａｘ)＝ηｔ=(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｆ)／(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｓ) ・・・（６）
ここで、
ｘａ＿ｓ：最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの飽和絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ’］
In this equation, when Te is replaced with Te_max, the following equation (6) is established.
(Ta_o-Tf) / (Ta_o-Te_max) = ηt = (xa_o-xa_f) / (xa_o-xa_s) (6)
here,
xa_s: saturation absolute humidity at the maximum evaporation temperature Te_max [kg / kg ′]
よって、式（６）の右側の等式（ηｔ=(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｆ)／(ｘａ＿ｏ−ｘａ＿ｓ) ）に、上記で算出したｘａ＿ｆと、冷却器流入温湿度検出装置２３の検出値により求められる冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏとを代入することでｘａ＿ｓを求めることができる。絶対湿度と、その絶対湿度を飽和絶対湿度とする温度とは一意の関係があることから、ｘａ＿ｓを求めることで、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘも求めることができる。なお、温度効率ηｔは予め集中コントローラ１０２内に設定されている。
Therefore, in the equation (ηt = (xa_o−xa_f) / (xa_o−xa_s)) on the right side of the equation (6), the cooling obtained by the above calculated xa_f and the detected value of the cooler inflow temperature and
このようにして求めた最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ以下に目標蒸発温度Ｔｅを設定して運転することで、繰り返しの説明となるが、潜熱負荷を十分処理でき、室内湿度を目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎに到達可能となって快適性が向上し、且つ、負荷に応じて目標蒸発温度Ｔｅを上昇させた高効率運転が可能となり、省エネ性が向上する。 By setting the target evaporation temperature Te to be equal to or less than the maximum evaporation temperature Te_max determined in this way and operating, the explanation will be repeated. However, the latent heat load can be sufficiently processed, and the indoor humidity can reach the target indoor humidity RH_in. As a result, comfort is improved, and high-efficiency operation is possible in which the target evaporation temperature Te is increased according to the load, and energy saving is improved.
以上の説明により最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの算出方法が明らかとなったところで、次に、換気装置搭載膨張弁５ａの制御について説明する。
換気装置搭載膨張弁５ａは、換気装置用冷却器９における過熱度が適正値を維持するように開度調整されていることは上述した通りである。この過熱度制御は、換気装置１３で除湿を行う場合に行うものであり、換気装置１３での除湿が不要な場合には、換気装置搭載膨張弁５ａを閉じて冷媒を流さないようにし、除湿停止する。このようにすることで、過剰に除湿することによる消費電力増大を防止することが可能となる。このときの最大蒸発温度は、上述のようにして算出するのではなく、機器の信頼性が保証される予め決められた最大蒸発温度にしても良い。
Now that the calculation method of the maximum evaporation temperature Te_max has been clarified as described above, control of the ventilation device mounted
As described above, the opening degree of the ventilator-mounted
ここで、除湿が不要な場合とは、冷却器流入温湿度検出装置２３の検出値から求まる冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏが、図１０の空気線図に示すように目標室内空気における絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも低い場合が該当する。冷却器流入空気ＩＡは、室内空気ＲＡと全熱交換後の空気であるため、その冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏが目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎより低い場合は、室内絶対湿度が目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも低くなっているか、室外空気ＯＡの絶対湿度が目標室内絶対湿度よりも低いということになる。このため、換気装置用冷却器９で除湿せずにそのまま室外空気ＯＡを室内１０１に取り込んでも構わない。よって、このような場合には、換気装置搭載膨張弁５ａを閉じて冷媒を流さないようにする。なお、除湿停止の条件は、絶対湿度だけでなく乾球温度も加味して、ｘａ＿ｏ＜ｘａ＿ｉｎ且つＴａ＿ｏ＜Ｔａ＿ｉｎとしても良い。
Here, the case where the dehumidification is unnecessary means that the absolute humidity xa_o of the cooler inflow air IA obtained from the detection value of the cooler inflow temperature and
このように冷却器流入空気ＩＡの温湿度を用いて除湿開始／除湿停止の判定も可能となる。よって、冷却器流入温湿度検出装置２３は、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの決定だけでなく、除湿開始／除湿停止の判定にも使用できる。
In this way, it is possible to determine whether to start dehumidification / stop dehumidification using the temperature and humidity of the cooler inflow air IA. Therefore, the cooler inflow temperature /
除湿停止後、冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏが目標空気の絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも高くなったら、換気装置搭載膨張弁５ａを開き、除湿開始させる。除湿開始後は過熱度制御に戻り、過熱度が適正値を維持するように換気装置搭載膨張弁５ａの開度調整を行う。
After the dehumidification stop, when the absolute humidity xa_o of the cooler inflow air IA becomes higher than the absolute humidity xa_in of the target air, the ventilation device mounted
図１１は、本発明の一実施の形態の空気調和システムにおける制御フローを示す図である。
まず、目標室内温度Ｔａ＿ｉｎと目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎとを設定して冷房運転を開始する。このとき、初期設定で室内機１１、室外機１２及び換気装置１３の運転を開始する（Ｓ１）。そして、目標室内温度Ｔａ＿ｉｎと目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎとから目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎを算出する（Ｓ２）。ついで、冷却器流入温湿度検出装置２３により冷却器流入空気ＩＡの温度Ｔａ＿ｏと湿度ＲＨ＿ｏとを検出し、これらの検出値から冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏを算出する（Ｓ３）。
FIG. 11 is a diagram showing a control flow in the air-conditioning system according to the embodiment of the present invention.
First, the target indoor temperature Ta_in and the target indoor humidity RH_in are set, and the cooling operation is started. At this time, the operation of the
次に、ステップＳ３で算出した冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏとステップＳ２で算出した目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎとを比較する（Ｓ４）。ｘａ＿ｏがｘａ＿ｉｎ以上であれば、換気風量ＶＡ及びＣＯ2 濃度を検出し、これらの検出値と、冷却器流入空気ＩＡの温度Ｔａ＿ｏと、冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏと、目標室内温度Ｔａ＿ｉｎと、目標室内空気の絶対湿度ｘａ＿ｉｎと、予め決められた温度効率ηｔとから、上述のようにして最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを算出する（Ｓ５）。 Next, the absolute humidity xa_o of the cooler inflow air IA calculated in step S3 is compared with the target indoor absolute humidity xa_in calculated in step S2 (S4). If xa_o is equal to or greater than xa_in, the ventilation air volume VA and CO 2 concentration are detected, and these detected values, the temperature Ta_o of the cooler inflow air IA, the absolute humidity xa_o of the cooler inflow air IA, and the target indoor temperature Ta_in From the absolute humidity xa_in of the target room air and the predetermined temperature efficiency ηt, the maximum evaporation temperature Te_max is calculated as described above (S5).
そして、最小蒸発温度を予め決められたＴｅ＿ｍｉｎ、最大蒸発温度をステップＳ５で算出した最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとした蒸発温度範囲内で図６により温度差ΔＴに応じた目標蒸発温度Ｔｅを決定する（Ｓ６）。そして、換気装置用冷却器９における蒸発温度が目標蒸発温度Ｔｅとなるように冷凍サイクルの制御（圧縮機２の回転数制御、送風機７，８の制御等）を行う（Ｓ７）。と同時に、換気装置搭載膨張弁５ａを、換気装置用冷却器９出口の過熱度が適正値を維持するように制御する（過熱度制御）（Ｓ８）。なお、空気調和装置１の膨張弁５も同様に、室内熱交換器６出口の過熱度が適正値を維持するように制御する。
Then, the target evaporation temperature Te corresponding to the temperature difference ΔT is determined according to FIG. 6 within the evaporation temperature range in which the minimum evaporation temperature is predetermined Te_min and the maximum evaporation temperature is the maximum evaporation temperature Te_max calculated in step S5 (S6). ). Then, control of the refrigeration cycle (control of the number of revolutions of the
そして、運転終了かどうかを判定し（Ｓ９）、運転終了でない場合はステップＳ３に戻る。冷凍サイクルの運転によって温度差ΔＴが減少していれば、ステップＳ６では、図６に従って現状より高い目標蒸発温度Ｔｅが設定される。そして、同様にステップＳ７及びステップＳ８の処理を行いステップＳ３に戻る。 Then, it is determined whether or not the operation is finished (S9). If the operation is not finished, the process returns to step S3. If the temperature difference ΔT is reduced by the operation of the refrigeration cycle, in step S6, a target evaporation temperature Te higher than the current state is set according to FIG. Similarly, the processing of step S7 and step S8 is performed, and the process returns to step S3.
そして、換気装置１３の運転により室内１０１の除湿が進んで室内絶対湿度が目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも低くなっている場合や、室外空気ＯＡの絶対湿度が目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも低い場合には、上述したように冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏが目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎ以下となる。よって、ステップＳ４の判断でｎｏとなり、ステップＳ１０に進む。ステップＳ１０では、蒸発温度範囲の最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを、機器の信頼性が保証される予め決められた最大蒸発温度に決定し、換気装置搭載膨張弁５ａを全閉にし（Ｓ１１）、冷媒の流れを止めて除湿を停止する。ステップＳ９の判断で運転終了と判断されれば、運転を終了する（Ｓ１２）。
Then, when the dehumidification of the
以上説明したように、本実施の形態によれば、換気装置１３の風量制御を行って常に必要換気量を確保しているため、室内空気質を良好に保つことができる。そして、必要換気量を確保した上で、人体潜熱負荷Ｑｌｍと外気潜熱負荷Ｑｌｏとを処理して目標室内湿度ＲＨ＿ｉｎを実現できる最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを決定し、その最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ以下の範囲で、顕熱負荷（室内温度と目標室内温度Ｔａ＿ｉｎとの温度差ΔＴ）に応じて目標蒸発温度Ｔｅを上昇させるようにした。これにより、高効率に室内温湿度を目標値に近づけることが可能となり、快適性向上と高効率化の両立を実現できる。
As described above, according to the present embodiment, the air volume control of the
なお、本発明の空気調和システム１００は、上記の構成に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で例えば以下のように種々変形実施可能である。
In addition, the
（変形例１）
上記では換気装置１３の除湿停止の判定を、冷却器流入温湿度検出装置２３で検出した冷却器流入空気ＩＡの温度湿度に基づいて判定するようにしていたが、次のようにしてもよい。すなわち、換気装置１３に、図１２に示すように室内温湿度を検出する室内温湿度検出装置２６を設け、室内温湿度検出装置２６で検出した室内温湿度（Ｔａ＿ｒ、ＲＨ＿ｒ）と、冷却器流入温湿度検出装置２３で検出した冷却器流入空気ＩＡの温湿度（Ｔａ＿ｏｒ、ＲＨ＿ｏ）との両方に基づいて判定してもよい。この場合の制御フローは図１３のようになる。
(Modification 1)
In the above description, the dehumidification stop of the
図１３は、ステップＳ３ａとステップＳ４ａの処理が図１１と異なり、それ以外の処理は図１１と同様である。すなわち、図１３のステップＳ３ａでは、冷却器流入温湿度検出装置２３により冷却器流入空気ＩＡの温度Ｔａ＿ｏと湿度ＲＨ＿ｏとを検出し、これらの検出値から冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏを算出する。これに加えて更に、室内温湿度検出装置２６により室内空気ＲＡの温度Ｔａ＿ｒと湿度ＲＨ＿ｒとを検出し、これらの検出値から室内空気ＲＡの絶対湿度ｘａ＿ｒを算出する。
FIG. 13 differs from FIG. 11 in the processing of step S3a and step S4a, and the other processing is the same as that of FIG. That is, in step S3a of FIG. 13, the cooler inflow temperature /
また、ステップＳ４ａでは、ステップＳ３ａで算出した、冷却器流入空気ＩＡの絶対湿度ｘａ＿ｏと室内空気ＲＡの絶対湿度ｘａ＿ｒとの両方が、目標室内絶対湿度ｘａ＿ｉｎよりも低い場合、除湿停止させる。 In step S4a, when both the absolute humidity xa_o of the cooler inflow air IA and the absolute humidity xa_r of the indoor air RA calculated in step S3a are lower than the target indoor absolute humidity xa_in, dehumidification is stopped.
このような処理とすることで、室内温湿度が目標温湿度に到達したか又は室外温湿度が目標室内温湿度よりも低い場合に除湿停止するので、確実に室内温湿度を目標値に到達させることができる。 With such processing, dehumidification is stopped when the indoor temperature / humidity reaches the target temperature / humidity or the outdoor temperature / humidity is lower than the target indoor temperature / humidity, so that the indoor temperature / humidity is surely reached the target value. be able to.
（変形例２）
図１４に示すように、換気装置１３に冷却器流入温湿度検出装置２３を設けずに、室内温湿度を検出する室内温湿度検出装置２６と、室外温湿度を検出する室外温湿度検出装置２７とを設け、室内温湿度検出装置２６及び室外温湿度検出装置２７の検出値と全熱交換器２２の効率とから冷却器流入空気ＩＡの温湿度を予測するようにしても良い。
(Modification 2)
As shown in FIG. 14, without providing the cooler inflow temperature /
（変形例３）
図１５に示すように、換気装置１３の本体ケーシング１３ａ内の排気通風路Ｂ側に、全熱交換器２２を迂回して全熱交換器２２に室内空気ＲＡを通さないようにするバイパス風路２９と、このバイパス風路２９を開閉するダンパー２８とを設けた構成としてもよい。そして、除湿停止したときにダンパー２８を切り換えてバイパス風路２９を開放し、室内空気ＲＡを全熱交換器２２に通さずにバイパス風路２９に流して排気するようにしてもよい。このようにすることで、除湿停止時に換気装置１３内の圧力損失を減らすことができ、送風機動力を低減することが可能となり、省エネ性が向上する。
(Modification 3)
As shown in FIG. 15, a bypass air passage that bypasses the
ダンパー２８とバイパス風路２９は、前述したように排気通風路Ｂ側だけに設けるようにしても良いし、給気通風路Ａ側と排気通風路Ｂ側の両方に設けても良いし、給気通風路Ａ側だけに設けても良い。
The
１ 空気調和装置、２ 圧縮機、３ 四方弁、４ 室外熱交換器、５ 膨張弁、５ａ 換気装置搭載膨張弁、６ 室内熱交換器、７ 室外熱交換器用送風機、８ 室内熱交換器用送風機、９ 換気装置用冷却器、１０ 給気用送風機、１１ 室内機、１２ 室外機、１３ 換気装置、１３ａ 本体ケーシング、１４ 換気装置、２１ 排気用送風機、２２ 全熱交換器、２３ 冷却器流入温湿度検出装置、２４ ＣＯ2濃度検出装置、２５ 換気風量検出装置、２６ 室内温湿度検出装置、２７ 室外温湿度検出装置、２８ ダンパー、２９ バイパス風路、３１ 蒸発温度検出装置、３２ 吸込温湿度検出装置、３３ 圧縮機周波数調整装置、１００ 空気調和システム、１０１ 室内、１０２ 集中コントローラ、１０２ａ 入力部、１０３ 伝送線、１０４ 冷媒配管、Ａ 給気通風路、Ｂ 排気通風路。
DESCRIPTION OF
Claims (8)
前記冷凍サイクルを備えて室内の顕熱負荷を処理する空気調和装置と、
室内環境に応じた必要換気量を確保するように風量制御され、室内空気と室外空気を入れ換えて換気を行うと共に、室内の潜熱負荷を処理する換気装置と、
前記室内の顕熱負荷が小さくなるに連れ、所定の蒸発温度範囲内で目標蒸発温度が上昇するように決定し、決定した前記目標蒸発温度となるように前記冷凍サイクルを制御する制御装置とを備え、
前記換気装置は、
室外空気を室内に供給する給気通風路と、
室内空気を室外に排気する排気通風路と、
前記給気通風路を流れる室外空気と前記排気通風路を流れる室内空気との間で全熱交換を行う全熱交換器と、
前記冷凍サイクルの前記蒸発器に並列に接続された蒸発器で構成され、前記給気通風路において前記全熱交換器の下流に配置されて前記全熱交換器を通過後の空気を除湿して前記室内に供給する換気装置用冷却器とを備え、
前記制御装置は、
前記室内の在室人数に応じた人体潜熱負荷Ｑｌｍと、前記換気装置によって室外空気を前記室内に取り入れることによる外気潜熱負荷Ｑｌｏと、前記換気装置における換気風量と、前記給気通風路において前記全熱交換器を通過後の空気である冷却器流入空気の温湿度と、前記換気装置用冷却器の温度効率とに基づいて前記所定の蒸発温度範囲の最大値を決定する
ことを特徴とする空気調和システム。 A refrigeration cycle having a compressor, a condenser, an expansion valve and an evaporator, and capable of cooling operation;
An air conditioner that includes the refrigeration cycle and processes an indoor sensible heat load;
Ventilation control is performed to ensure the necessary ventilation volume according to the indoor environment, ventilating by exchanging room air and outdoor air, and processing the latent heat load in the room,
A controller that determines that the target evaporation temperature rises within a predetermined evaporation temperature range as the sensible heat load in the room decreases, and controls the refrigeration cycle so as to achieve the determined target evaporation temperature; Prepared,
The ventilator is
An air supply passage for supplying outdoor air into the room;
An exhaust ventilation path for exhausting indoor air to the outside;
A total heat exchanger that performs total heat exchange between outdoor air flowing through the air supply ventilation path and indoor air flowing through the exhaust ventilation path;
It is composed of an evaporator connected in parallel to the evaporator of the refrigeration cycle, and is disposed downstream of the total heat exchanger in the air supply ventilation path to dehumidify air after passing through the total heat exchanger. A ventilator cooler for supplying to the room,
The controller is
The human body latent heat load Qlm corresponding to the number of people in the room, the outdoor air latent heat load Qlo by taking outdoor air into the room by the ventilator, the ventilation air volume in the ventilator, and the total air flow in the supply air passage Air having a maximum value in the predetermined evaporating temperature range is determined based on temperature and humidity of cooler inflow air, which is air after passing through a heat exchanger, and temperature efficiency of the ventilator cooler Harmony system.
前記制御装置は、前記ＣＯ2濃度検出装置により検出されたＣＯ2濃度と、前記換気装置における換気風量とに基づいて前記室内の在室人数を求めることを特徴とする請求項２記載の空気調和システム。 A CO 2 concentration detection device for detecting the CO 2 concentration in the room;
The control device includes a CO 2 concentration detected by the CO 2 concentration measuring apparatus, an air conditioner according to claim 2, wherein the determination of the number of people of the chamber on the basis of the ventilation power of the ventilator system.
前記制御装置は、前記換気装置用冷却器の出口の過熱度が、前記温度効率と一意に対応する過熱度を維持するように前記換気装置搭載膨張弁の開度を制御することを特徴とする請求項１乃至請求項３の何れか一項に記載の空気調和システム。 A ventilator-mounted expansion valve connected in series to the ventilator cooler;
The control device controls the opening degree of the expansion valve mounted on the ventilator so that the superheat degree at the outlet of the cooler for the ventilator maintains a superheat degree uniquely corresponding to the temperature efficiency. The air conditioning system according to any one of claims 1 to 3.
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