JP2015001359A - Non-humidification control method of air conditioning system - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a non-humidification control technology of an air conditioning system that is suitable for air conditioning of a data center storing ICT equipment/devices.SOLUTION: An allowance value ε1 of a blow-off temperature To and an allowance value ε2 of an evaporator temperature Te are shown as a function of relative humidity Hi proportionally increasing, respectively. However, ε1 is always ε1≥0, but ε2 may take a negative value when the relative humidity Hi is low. This is because the re-evaporation due to a bypass factor in an evaporator 5a is considered when the relative humidity is low. By changing the allowance value in response to the relative humidity, a water risk is small when the relative humidity is low, so that the blow-off temperature To and an evaporator temperature Te threshold value may be lowered, and namely air conditioning capacity may be secured. Alternatively, as the relative humidity becomes higher, the water risk becomes higher, so that the blow-off temperature To and the evaporator temperature Te threshold value may become high, and namely a moisture condensation may be prevented.

Description

本発明は空調システムの無除湿制御方法に関し、特にＩＣＴ機器・装置類を収容するデータセンター空調に好適な空調システムの無除湿制御方法に関する。   The present invention relates to a non-dehumidification control method for an air conditioning system, and more particularly to a non-dehumidification control method for an air conditioning system suitable for data center air conditioning that accommodates ICT equipment and devices.

情報通信機械室（データセンタ）において、ＩＣＴ機器・装置類（以下、ＩＣＴ機器と総称）を格納するサーバラックは、前面から冷気を吸込、内部の発熱部位（ＣＰＵやＨＤＤ等）を冷却して、上面又は背面から排気するタイプが多く、各ラックは同方向を向けて横一列に配置される。機械室内にはこのようなラック列が、隣接する列の吸気面と吸気面、排気面と排気面とを対向させて、複数列配置される。ここに、吸気面に挟まれた通路は二重床から冷気が供給されていることから、コールドアイルと呼ばれる。同様に、排気面に挟まれた通路はラックからの排気で温度が上がるため、ホットアイルと呼ばれる。   In an information communication machine room (data center), server racks that store ICT equipment and devices (hereinafter collectively referred to as ICT equipment) suck in cool air from the front and cool internal heat generation parts (CPU, HDD, etc.). There are many types that exhaust from the upper surface or the rear surface, and each rack is arranged in a horizontal row in the same direction. In the machine room, such rack rows are arranged in a plurality of rows with the intake surfaces and the intake surfaces of the adjacent rows facing each other and the exhaust surfaces and the exhaust surfaces facing each other. Here, the passage between the intake surfaces is called cold aisle because cold air is supplied from the double floor. Similarly, the passage between the exhaust surfaces is called hot aisle because the temperature rises due to exhaust from the rack.

このようなサーバラックの配置に対応して、機械室空調システムは、機械室全体を冷却する全体空調機（アンビエント空調機）と、ラック列内に局所空調機（タスク空調機）を配置して、ホットアイルの高温空気を吸気し、コールドアイルに空調機で冷却した低温空気を吹き出す構成としている。
通常、コールドアイルに直接冷気を供給するラック型空調機は、ＩＣＴ機器近傍に置かれため、漏水や水飛びによるＩＣＴ機器への結露リスクが高い。
本願出願人は、このような水リスクを回避するため、蒸発器温度を吸込空気の露点温度以上とし、圧縮機や冷水流量をコントロールする技術を提案している（特許文献１）。 Corresponding to the arrangement of such server racks, the machine room air conditioning system has an overall air conditioner (ambient air conditioner) that cools the entire machine room and a local air conditioner (task air conditioner) in the rack row. The hot air of hot aisle is taken in and the cold air cooled by the air conditioner is blown out to the cold aisle.
Usually, a rack type air conditioner that directly supplies cold air to a cold aisle is placed near the ICT equipment, and therefore there is a high risk of condensation on the ICT equipment due to water leakage or water splash.
In order to avoid such a water risk, the applicant of the present application has proposed a technique for controlling the compressor and the cold water flow rate by setting the evaporator temperature to be equal to or higher than the dew point temperature of the intake air (Patent Document 1).

特開２００９−３６５０１号公報JP 2009-36501 A

無除湿制御は冷房能力の低下を伴うことから、温度上昇や温度変動が問題となる場合があり、可能な限りこの制御には入らないことが望ましいといえる。
また、蒸発器温度が露点温度以下であっても、相対湿度が低い場合には蒸発器コイル部に全く触れることなく通過する空気部分（バイパスファクター）において再蒸発現象が生じて、結露に至らないケースもある。
他方、水リスクの高い高湿度条件下で湿度変動があった場合には、制御追従ができず結露等発生する可能性もあるため、特に安全サイドの制御が必要となる。 Since dehumidification control is accompanied by a decrease in cooling capacity, temperature rise and temperature fluctuation may be problematic, and it can be said that it is desirable not to enter this control as much as possible.
Even if the evaporator temperature is lower than the dew point temperature, if the relative humidity is low, re-evaporation occurs in the air part (bypass factor) that passes through without touching the evaporator coil part, resulting in no condensation. There is also a case.
On the other hand, when there is a change in humidity under high humidity conditions with a high water risk, control follow-up cannot be performed and condensation may occur.

本発明は、上記課題に鑑み、データセンターにおける冷房能力確保と水リスク回避を両立可能な除湿制御技術を提供するものである。
本発明に係る空調システムの無除湿制御方法は、
（１）蒸発器において冷媒を蒸発させ、吸込空気を冷却して室内に吹き出す室内機を備えた空調システムの制御方法であって、
吹出温度（Ｔｏ）を、設定温度（Ｔｓ）以上、かつ、吸込空気の露点温度（Ｔｗ）より第一の余裕値（ε１）以上を維持し、又は／及び、
蒸発器温度（Ｔｅ）を、吸込空気の露点温度（Ｔｗ）＋第二の余裕値（ε２）以上を維持するように、
冷媒蒸発量を制御することを特徴とする。
なお、蒸発器温度（Ｔｅ）は、例えば蒸発器入口冷媒温度の計測、蒸発器コイル表面温度の計測、冷媒圧力計計測値に基づく演算 等により求めることができる。 In view of the above problems, the present invention provides a dehumidification control technique capable of ensuring both cooling capability and avoiding water risk in a data center.
The dehumidification control method for an air conditioning system according to the present invention is:
(1) A control method of an air conditioning system including an indoor unit that evaporates refrigerant in an evaporator, cools intake air, and blows out the air into the room,
Maintaining the blowing temperature (To) at a set temperature (Ts) or more and a first margin value (ε1) or more from the dew point temperature (Tw) of the intake air; and / or
In order to maintain the evaporator temperature (Te) above the dew point temperature (Tw) of the intake air + the second margin value (ε2) or more,
The refrigerant evaporation amount is controlled.
The evaporator temperature (Te) can be obtained, for example, by measuring the evaporator inlet refrigerant temperature, measuring the evaporator coil surface temperature, or calculating based on the refrigerant pressure gauge measurement value.

（２）上記発明において、前記第一の余裕値（ε１）を、
吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応してε１≧０の範囲で可変とし、かつ、
（ａ）吹出温度（Ｔｏ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｂ）吹出温度＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、ように設定することを特徴とする。 (2) In the above invention, the first margin value (ε1) is
Variable in the range of ε1 ≧ 0 corresponding to the intake air humidity (Hi), and
(A) Under the condition of the blowing temperature (To) ≦ the intake air dew point temperature (Tw) + ε1, the evaporator temperature (Te) is in the increasing direction,
(B) It is characterized in that the evaporator temperature (Te) is set to be in a decreasing direction under the condition of the blowing temperature> the intake air dew point temperature (Tw) + ε1.

（３）上記（１）の発明において、第二の余裕値（ε２）を、
吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応して可変とし、かつ、
（ｃ）蒸発器温度（Ｔｅ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｄ）蒸発器温度（Ｔｅ）＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、ように設定することを特徴とする。 (3) In the invention of (1), the second margin value (ε2) is
Variable according to the intake air humidity (Hi), and
(C) Under the condition of evaporator temperature (Te) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε2, the evaporator temperature (Te) is increasing,
(D) It is characterized by setting the evaporator temperature (Te) in a decreasing direction under the condition of evaporator temperature (Te)> intake air dew point temperature (Tw) + ε2.

（４）上記（１）の発明において、第一の余裕値（ε１）及び第二の余裕値（ε２）を、吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応して可変とし（但し、ε１≧０）、かつ、
（ｅ）吹出温度（Ｔｏ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１、又は、蒸発器温度（Ｔｅ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｆ）吹出温度＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１、かつ、蒸発器温度（Ｔｅ）＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、
ように設定することを特徴とする。 (4) In the invention of (1), the first margin value (ε1) and the second margin value (ε2) are variable corresponding to the intake air humidity (Hi) (provided that ε1 ≧ 0), And,
(E) Blowing temperature (To) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε1, or evaporator temperature (Te) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε2 The evaporator temperature (Te) is in the increasing direction,
(F) Evaporator temperature (Te) is in a decreasing direction under conditions of blowing temperature> intake air dew point temperature (Tw) + ε1 and evaporator temperature (Te)> intake air dew point temperature (Tw) + ε2.
It is characterized by setting as follows.

（５）上記各発明において、前記空調システムが一次側冷水回路と二次側冷媒回路を備えた冷水−冷媒方式によるものであり、
前記蒸発器温度（Ｔｅ）の制御を、一次側冷水回路に介装した冷水弁の開度制御により行うことを特徴とする。 (5) In each of the above inventions, the air conditioning system is based on a cold water-refrigerant system including a primary side cold water circuit and a secondary side refrigerant circuit,
The evaporator temperature (Te) is controlled by controlling the opening of a chilled water valve interposed in the primary chilled water circuit.

（６）上記各発明において、前記空調システムが一次側冷水回路と二次側冷媒回路を備えた冷水−冷媒空調方式によるものであり、
前記蒸発器温度（Ｔｅ）の制御を、二次側冷媒回路に介装した冷媒弁の開度制御により行うことを特徴とする。 (6) In each of the above inventions, the air conditioning system is based on a cold water-refrigerant air conditioning system including a primary side chilled water circuit and a secondary side refrigerant circuit,
The evaporator temperature (Te) is controlled by opening control of a refrigerant valve interposed in the secondary refrigerant circuit.

（７）上記各発明において、前記空調システムが直膨方式によるものであり、
前記冷媒蒸発量の制御を、圧縮機回転数制御、又は、膨張弁の開度制御により行うことを特徴とする。 (7) In each of the above inventions, the air conditioning system is based on a direct expansion system,
The refrigerant evaporation amount is controlled by compressor rotational speed control or expansion valve opening control.

（８）上記各発明において、「吸込空気湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「蒸発器ドレン受けの水検知有無」であることを特徴とする。 (8) In each of the above-described inventions, the present invention is characterized in that it is “presence / absence of water detection in evaporator drain receiver” instead of or in addition to “suction air humidity (Hi)”.

（９）上記各発明において、前記空調システムが、冷房負荷に対応して前記室内機の送風ファン風量を可変とする変風量制御によるものであって、かつ、「吸込空気の湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「送風ファン周波数」であることを特徴とする。 (9) In each of the above-described inventions, the air conditioning system is based on variable air volume control in which the air blowing fan air volume of the indoor unit is variable corresponding to a cooling load, and “intake air humidity (Hi)”. Instead of or in addition to this, the “fan fan frequency” is used.

（１０）上記各発明において、前記空調システムは、アンビエント空調機とラック型空調機を備えて成り、かつ、「吸込空気湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「ラック型空調機の吹出温度（Ｔｏ）とアンビエント空調機の吹出温度（Ｔｏ’）の差」であることを特徴とする。 (10) In each of the above inventions, the air conditioning system includes an ambient air conditioner and a rack type air conditioner, and instead of or in addition to “suction air humidity (Hi)”, a “rack type air conditioner”. The difference between the blowing temperature (To) of the machine and the blowing temperature (To ′) of the ambient air conditioner ”.

（１１）上記発明において、前記空調システムがアンビエント空調機の冷気を二重床下を介して室内に供給するシステムであって、かつ、
「アンビエント空調機の吹出温度（Ｔｏ’）」に替えて、又は、これに加えて「二重床下空間温度（Ｔｆ）」
であることを特徴とする。 (11) In the above invention, the air conditioning system is a system for supplying cold air from an ambient air conditioner into a room through a double floor, and
Instead of or in addition to “Ambient air conditioner outlet temperature (To ′)”, “Double underfloor space temperature (Tf)”
It is characterized by being.

（１２）上記発明において、さらに、ラック型空調機の吹出温度（Ｔｏ）を、二重床下温度（Ｔｆ）以上に制御することを特徴とする。 (12) In the above invention, the air temperature (To) of the rack type air conditioner is further controlled to be equal to or higher than the double underfloor temperature (Tf).

上記各発明によれば、吹出温度（Ｔｏ）と吸込露点温度（Ｔｗ）の比較制御によりラック周囲結露を防ぐとともに、蒸発器温度（Ｔｅ）と吸込露点温度（Ｔｗ）の比較制御により、吹出空気随伴による水とびや、蒸発器ドレンパンからの溢水・漏水リスクを回避することができる。   According to each of the above inventions, dew condensation around the rack is prevented by comparative control of the blowing temperature (To) and the suction dew point temperature (Tw), and the blowing air is controlled by the comparative control of the evaporator temperature (Te) and the suction dew point temperature (Tw). It is possible to avoid the risk of overflow and leakage from the accompanying drainage and evaporator drain pan.

水リスクの低い条件では制御余裕値ε１、ε２を低く設定することにより、無除湿制御に伴う能力低下、温度上昇の問題を低減できる。特に、第二の余裕値ε２を負にも設定できるため、再蒸発等の効果を考慮した制御が可能となる。
また、水リスクの高い条件では制御余裕値を高く設定することにより、安全側の制御ができ、ラック型空調機にとって重要な信頼性確保を担保できる。 By setting the control margin values ε1 and ε2 to be low under conditions with a low water risk, it is possible to reduce the problem of capacity reduction and temperature rise associated with non-dehumidification control. In particular, since the second margin value ε2 can be set to a negative value, it is possible to perform control in consideration of effects such as reevaporation.
Further, by setting a high control margin value under conditions with a high water risk, safe control can be performed, and it is possible to ensure reliability that is important for the rack type air conditioner.

第一の実施形態に係る空調システム１の構成を示す図である。It is a figure showing composition of air-conditioning system 1 concerning a first embodiment. 余裕値テーブルＡの内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows the content of the margin value table A notionally. 余裕値テーブルＡ’の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of margin value table A '. 第一の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control operation | movement flow in 1st embodiment. 第二の実施形態に係る空調システム２０の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the air conditioning system 20 which concerns on 2nd embodiment. 余裕値テーブルＢ１の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of margin value table B1. 余裕値テーブルＢ２の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of margin value table B2. 第二の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control driving | operation flow in 2nd embodiment. 余裕値テーブルＣ１（ファン風量小）の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of the margin value table C1 (small fan air volume). 余裕値テーブルＣ２（ファン風量大）の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of margin value table C2 (fan air volume is large). 余裕値テーブルＣ３（ファン風量特大）の内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the content of margin value table C3 (fan airflow extra large). 第三の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control operation flow in 3rd embodiment. 第四の実施形態に係る空調システム４０の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the air conditioning system 40 which concerns on 4th embodiment. 余裕値テーブルＤの内容を概念的に示す図である。It is a figure which shows the content of the margin value table D notionally. 第四の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control driving | operation flow in 4th embodiment. 第五の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control operation flow in 5th embodiment. 第六の実施形態における除湿制御運転フローを示す図である。It is a figure which shows the dehumidification control operation flow in 6th embodiment.

以下、本発明に係る無除湿運転制御方法の各実施形態について、図１乃至１７を参照してさらに詳細に説明する。重複を避けるため、各図において同一構成には同一符号を用いて示している。なお、本発明の範囲は特許請求の範囲記載のものであって、以下の実施形態に限定されないことはいうまでもない。   Hereinafter, each embodiment of the dehumidifying operation control method according to the present invention will be described in more detail with reference to FIGS. In order to avoid duplication, in each figure, the same structure is shown using the same code | symbol. Needless to say, the scope of the present invention is described in the claims and is not limited to the following embodiments.

（第一の実施形態）
本実施形態は上述の（１）の発明に係り、特に水リスク回避が求められるラック型空調機の無除湿制御の形態に関する。本実施形態では、ラック型空調機として冷水−冷媒方式の空調機を用いている。図１を参照して、本実施形態に係る空調システム１は、情報通信機械室８内に収容される複数のサーバラック３を、アンビエント空調機４及び複数のラック型空調機５により冷却するシステムである。 (First embodiment)
The present embodiment relates to the above-described invention (1), and particularly relates to a form of non-dehumidification control of a rack-type air conditioner that requires water risk avoidance. In this embodiment, a cold water-refrigerant air conditioner is used as the rack type air conditioner. Referring to FIG. 1, an air conditioning system 1 according to the present embodiment cools a plurality of server racks 3 housed in an information communication machine room 8 with an ambient air conditioner 4 and a plurality of rack type air conditioners 5. It is.

機械室８内部は、室内空間８ａ、天井空間８ｂ、二重床下空間８ｃの３つの空間に区画されている。アンビエント空調機４と天井空間８ｂとは、還気ダクト８ｈを介して結ばれている。
サーバラック３は同一モジュールで構成されており、これを横一列に並べることによりラック列３ａが形成されている。サーバラック３の各段には、ラックマウントサーバ（以下、サーバ）３ｂが格納されている。ラック列３ａを構成する各サーバラック３は、隣接する列の吸気面と吸気面、排気面と排気面が対向するように配置されており、これにより吸気側通路のコールドアイル９ａと、排気側通路のホットアイル９ｂが形成されている。 The interior of the machine room 8 is partitioned into three spaces: an indoor space 8a, a ceiling space 8b, and a double underfloor space 8c. The ambient air conditioner 4 and the ceiling space 8b are connected via a return air duct 8h.
The server rack 3 is composed of the same modules, and a rack row 3a is formed by arranging them in a horizontal row. Each stage of the server rack 3 stores a rack mount server (hereinafter referred to as a server) 3b. Each server rack 3 constituting the rack row 3a is arranged so that the intake surface and the intake surface of the adjacent row face each other and the exhaust surface and the exhaust surface face each other, whereby the cold aisle 9a in the intake side passage and the exhaust side A hot aisle 9b of the passage is formed.

ラック型空調機５は、ラック列３ａを構成する各サーバラック３と同一モジュールに形成され、高発熱サーバラックの近傍に配設されている。なお、同図では１台のみ表示しているが実際には各ラック列内の必要箇所に配置されている。
ラック型空調機５は、蒸発器５ａ、送風ファン５ｂ、及び、蒸発器５ａの直下に凝縮水貯留のためのドレンパン５ｃ、を主要構成として備えている。ラック型空調機５は、冷房方式として一次側冷水回路６、冷媒ポンプユニット（ＮＰＵ）８、二次側冷媒回路７を備えた冷水−冷媒方式を採用している。 The rack-type air conditioner 5 is formed in the same module as each server rack 3 constituting the rack row 3a, and is disposed in the vicinity of the high heat generation server rack. Although only one unit is shown in the figure, it is actually arranged at a necessary location in each rack row.
The rack type air conditioner 5 includes an evaporator 5a, a blower fan 5b, and a drain pan 5c for storing condensed water immediately below the evaporator 5a as main components. The rack type air conditioner 5 employs a chilled water-refrigerant system having a primary chilled water circuit 6, a refrigerant pump unit (NPU) 8, and a secondary refrigerant circuit 7 as a cooling system.

ＮＰＵ８は、冷媒回路側の排熱を冷水回路側に放熱する凝縮器８ｂ、凝縮冷媒液を一旦蓄える冷媒タンク８ｃ、冷媒循環用の冷媒ポンプ８ｄ、冷水供給量を制御する冷水弁８ｅ、を主要構成として備えている。
一次側冷水回路６は、冷水発生源である熱源機（図示せず）から冷水を循環供給する一次側冷水配管６ａ、ＮＰＵ８内の凝縮器８ｂ、バイパス配管６ｂにより冷水循環量を制御する冷水弁Ｖ１、により構成されている。
二次側冷媒回路７は、凝縮器８ｂ、冷媒タンク８ｃ、冷媒ポンプ８ｄ、ラック型空調機５内の蒸発器５ａ、及び、これらを結ぶ冷媒配管８ａにより構成されている。 The NPU 8 mainly includes a condenser 8b that radiates exhaust heat on the refrigerant circuit side to the chilled water circuit side, a refrigerant tank 8c that temporarily stores condensed refrigerant liquid, a refrigerant pump 8d for refrigerant circulation, and a chilled water valve 8e that controls the amount of chilled water supplied. It is provided as a configuration.
The primary side chilled water circuit 6 is a chilled water valve that controls the amount of chilled water circulation by a primary side chilled water pipe 6a that circulates and supplies cold water from a heat source machine (not shown) that is a chilled water generation source, a condenser 8b in the NPU 8, and a bypass pipe 6b. V1.
The secondary refrigerant circuit 7 includes a condenser 8b, a refrigerant tank 8c, a refrigerant pump 8d, an evaporator 5a in the rack-type air conditioner 5, and a refrigerant pipe 8a connecting them.

以上の構成により、二次側冷媒回路７においては、凝縮器８ｂにおいて冷水に放熱して凝縮した冷媒を冷媒タンク８ｃに一旦蓄え、さらに冷媒ポンプ８ｄによりラック型空調機５の蒸発器５ａに搬送し、室内空気から蒸発潜熱を奪い蒸発した冷媒を凝縮器８ｂに戻す、という冷凍サイクルを構成している。   With the above configuration, in the secondary-side refrigerant circuit 7, the refrigerant that has released heat and condensed in the condenser 8b into the cold water is temporarily stored in the refrigerant tank 8c, and further conveyed to the evaporator 5a of the rack-type air conditioner 5 by the refrigerant pump 8d. Thus, a refrigeration cycle is constructed in which latent heat of evaporation is taken from the indoor air and the evaporated refrigerant is returned to the condenser 8b.

アンビエント空調機４は、蒸発器４ａ及び送風ファン４ｂを主要構成として備えている。なお、図示を省略するがアンビエント空調機４についても、ラック型空調機５と同様に冷房方式として冷水−冷媒方式を採用している。   The ambient air conditioner 4 includes an evaporator 4a and a blower fan 4b as main components. In addition, although illustration is abbreviate | omitted, also about the ambient air conditioner 4, the cold water-refrigerant system is employ | adopted as a cooling system similarly to the rack type air conditioner 5. FIG.

以上の構成により、空調システム１におけるアンビエント空調機４及びラック型空調機５による室内冷却は以下の通り行われる。
アンビエント空調機４については、還気ダクト８ｈを介して導入される室内空気を、蒸発器４ａにおいて熱交換して冷気とし、送風ファン４ｂにより床面に沿ってコールドアイル９ａに供給する。各サーバラック３に吸込まれた冷気は、各サーバ３ｂを冷却して高温排気となりホットアイル９ｂに排出される。排気はホットアイル９ｂ内を上昇して、天井空間８ｂに導かれ、還気ダクト８ｈを通過して空調機４に戻される。 With the above configuration, room cooling by the ambient air conditioner 4 and the rack type air conditioner 5 in the air conditioning system 1 is performed as follows.
As for the ambient air conditioner 4, the room air introduced through the return air duct 8h is subjected to heat exchange in the evaporator 4a to be cooled and supplied to the cold aisle 9a along the floor surface by the blower fan 4b. The cold air sucked into each server rack 3 cools each server 3b to become high-temperature exhaust, and is discharged to the hot aisle 9b. The exhaust gas rises in the hot aisle 9b, is guided to the ceiling space 8b, passes through the return air duct 8h, and is returned to the air conditioner 4.

一方、ラック型空調機５については、ホットアイル９ｂ内の高温排気の一部を直接吸い込んで、蒸発器５ａで熱交換して冷気とし、送風ファン５ｂによりコールドアイル９ａに吹き出す。供給冷気は、アンビエント空調機４からの冷気と混合されて、各サーバラックに吸込まれる。以上のような冷気・排気循環により、各サーバラックの冷却を行っている。   On the other hand, for the rack type air conditioner 5, a part of the high-temperature exhaust in the hot aisle 9b is directly sucked, heat is exchanged by the evaporator 5a to cool, and blown out to the cold aisle 9a by the blower fan 5b. The supplied cool air is mixed with the cool air from the ambient air conditioner 4 and sucked into each server rack. Each server rack is cooled by the cold air / exhaust circulation as described above.

次に、空調システム１の制御系統は、ラック型空調機５の吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅ、をそれぞれ計測する温度センサＳ１乃至Ｓ３と、吸込空気の相対湿度Ｈｉを計測する湿度センサＳ４と、これら各センサの計測値に基づいて本実施形態の無除湿運転制御を指令する制御部９を、主要構成として備えている。   Next, the control system of the air conditioning system 1 measures temperature sensors S1 to S3 that measure the blowout temperature To, the suction temperature Ti, and the evaporator temperature Te of the rack-type air conditioner 5, and the relative humidity Hi of the suction air. A humidity sensor S4 and a control unit 9 for commanding the non-dehumidifying operation control of the present embodiment based on the measurement values of these sensors are provided as main components.

制御部９は、吸込温度Ｔｉ及び相対湿度Ｈｉに基づいて吸込み空気の露点温度Ｔｗを演算するための空気表テーブル（図示せず）を備えている。
制御部９は、さらに吹出温度Ｔｏ及び蒸発器温度Ｔｅを制御することにより水リスク回避を担保するための、相対湿度Ｈｉの関数として示される余裕値テーブルＡを備えている。 The controller 9 includes an air table (not shown) for calculating the dew point temperature Tw of the intake air based on the intake temperature Ti and the relative humidity Hi.
The control unit 9 further includes a margin value table A shown as a function of the relative humidity Hi for ensuring the avoidance of water risk by controlling the blow-out temperature To and the evaporator temperature Te.

図２は、余裕値テーブルＡの内容を概念的に示したものである。同図（ａ）を参照して、吹出温度Ｔｏの余裕値ε１は、比例的に増加する相対湿度Ｈｉの関数（ε１＝ｆ（Hi））として示される。また、同図（ｂ）を参照して、蒸発器温度Ｔｅの余裕値ε２についても、比例的に増加する相対湿度Ｈｉの関数（ε２＝ｇ（Hi））で示される。但し、ε１は常にε１≧０であるのに対して、相対湿度Ｈｉが低い場合にはε２は負の値をとることもある。これは相対湿度が低い場合の蒸発器５ａにおけるバイパスファクターによる再蒸発を考慮したものである。   FIG. 2 conceptually shows the contents of the margin value table A. Referring to FIG. 3A, the margin value ε1 of the blowing temperature To is shown as a function (ε1 = f (Hi)) of the relative humidity Hi that increases proportionally. In addition, referring to FIG. 2B, the margin value ε2 of the evaporator temperature Te is also indicated by a function (ε2 = g (Hi)) of the relative humidity Hi that increases proportionally. However, ε1 is always ε1 ≧ 0, whereas ε2 may take a negative value when the relative humidity Hi is low. This takes into account re-evaporation due to the bypass factor in the evaporator 5a when the relative humidity is low.

このように、相対湿度に対応して余裕値ε１、ε２を変化させることにより、相対湿度が低い場合には、水リスクが小さいため吹出温度Ｔｏ、蒸発器温度Ｔｅ閾値を低く、すなわち冷房能力確保を図ることができる。一方、相対湿度が高くなるにつれて水リスクも高くなるため、吹出温度Ｔｏ、蒸発器温度Ｔｅ閾値を高く、すなわち結露防止を図ることができる。   As described above, by changing the margin values ε1 and ε2 corresponding to the relative humidity, when the relative humidity is low, the water risk is small, so the blowout temperature To and the evaporator temperature Te threshold are lowered, that is, the cooling capacity is secured. Can be achieved. On the other hand, since the water risk increases as the relative humidity increases, the blowout temperature To and the evaporator temperature Te threshold can be increased, that is, condensation can be prevented.

次に図４を参照して、本実施形態における無除湿運転制御の具体的フローについて説明する。なお、以下のフローでは制御の安定化を考慮して、各ステップは所定の時間間隔で行われるものとする。
運転開始後は温度センサＳ１〜Ｓ３により吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅが、湿度センサＳ４により吸込空気の相対湿度Ｈｉが、それぞれ計測される（Ｓ２００）。次いで、余裕値テーブルＡを用いてε１＝ｆ（Hi）、ε２＝ｇ（Hi）の値が演算される（Ｓ１０１）。これらの計測値及び演算値に基づいて、以下の制御が行われる。 Next, a specific flow of non-dehumidifying operation control in the present embodiment will be described with reference to FIG. In the following flow, each step is performed at a predetermined time interval in consideration of stabilization of control.
After the operation is started, the temperature sensor S1 to S3 measures the blowing temperature To, the suction temperature Ti, and the evaporator temperature Te, and the humidity sensor S4 measures the relative humidity Hi of the suction air (S200). Next, values of ε1 = f (Hi) and ε2 = g (Hi) are calculated using the margin value table A (S101). The following control is performed based on these measured values and calculated values.

まず、吹出温度Ｔｏが設定室温Ｔｓ以上か否かの判定が行われる（Ｓ１０２）。Ｔｏ＜Ｔｓの場合には、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞る（Ｓ１０６）。蒸発器温度Ｔｅを上昇方向に制御して、吹出温度Ｔｏを設定室温Ｔｓ以上に維持するためである。   First, it is determined whether or not the blowing temperature To is equal to or higher than the set room temperature Ts (S102). If To <Ts, the chilled water valve V1 opening is reduced by one step (S106). This is because the evaporator temperature Te is controlled in the upward direction so as to maintain the blowing temperature To at or above the set room temperature Ts.

Ｓ１０２においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｓの場合には、次に吹出温度Ｔｏと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる（Ｓ１０３）。比較に際しては、水リスク回避を図るため相対湿度Ｈｉに比例する余裕値ε１を考慮して行われる。
Ｔｏ＜Ｔｗ＋ε１の場合には水リスク大と判定し、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞り、蒸発器温度Ｔｅを上昇傾向に制御する（Ｓ１０６）。 If Y in S102, that is, if To ≧ Ts, the blowout temperature To is compared with the dew point temperature Tw of the intake air (S103). The comparison is performed in consideration of a margin value ε1 proportional to the relative humidity Hi in order to avoid a water risk.
In the case of To <Tw + ε1, it is determined that the water risk is large, the chilled water valve V1 opening is throttled by one step, and the evaporator temperature Te is controlled to increase (S106).

Ｓ１０３においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｗ＋ε１の場合には、さらに蒸発器温度Ｔｅと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる（Ｓ１０４）。この場合、蒸発器５ａの凝縮水による水リスクを回避するため、以下のとおり余裕値ε２を考慮して行われる。
Ｔｅ≧Ｔｗ＋ε２の場合には、蒸発器温度を下げても水リスク小と判定して、冷水弁Ｖ１開度を１段階増加する（Ｓ１０５）。Ｔｅ＜Ｔｗ＋ε２の場合には、水リスク大と判定して、蒸発器温度を上昇傾向に制御するため冷水弁Ｖ１開度を１段階絞る（Ｓ１０６）。以上の制御を運転停止に至るまで（Ｓ１０７においてＹ）繰り返し定期的に行う（Ｓ１０８）。 In S103, if Y, that is, To ≧ Tw + ε1, the evaporator temperature Te is further compared with the dew point temperature Tw of the intake air (S104). In this case, in order to avoid a water risk due to the condensed water of the evaporator 5a, the margin value ε2 is considered as follows.
In the case of Te ≧ Tw + ε2, it is determined that the water risk is small even if the evaporator temperature is lowered, and the chilled water valve V1 opening is increased by one step (S105). In the case of Te <Tw + ε2, it is determined that the water risk is large, and the chilled water valve V1 opening is throttled by one step in order to control the evaporator temperature in an increasing trend (S106). The above control is repeated periodically until the operation is stopped (Y in S107) (S108).

なお、本実施形態ではε１、ε２が相対湿度Ｈｉ変化に対応して比例的に増加する例を示したが、段階的に増加する余裕値テーブルＡ’（図３参照）を用いる態様とすることもできる。これにより、制御の簡便化が可能となる。該当する以下の各実施形態についても同様である。
また、本実施形態では水リスクの指標として相対湿度を用いる例を示したが、これに替えて絶対湿度を用いることもできる。絶対湿度の方が室内の温度変動に影響をされないため、より安定した制御指標となる。以下の各実施形態についても同様である。
また、本実施形態では、冷媒蒸発量の制御を一次側冷水回路６に介装した冷水弁Ｖ１の開度制御により行う例を示したが、二次側冷媒回路７に介装した冷媒弁Ｖ２の開度制御により行う態様とすることもできる。
さらに、蒸発器または凝縮器の熱交換器の一部を迂回するバイパス回路を設け、当該回路内に介装した冷媒弁の開度制御により行う態様としてもよい。 In the present embodiment, ε1 and ε2 are proportionally increased in response to a change in relative humidity Hi. However, a mode in which a margin value table A ′ (see FIG. 3) that increases stepwise is used. You can also. Thereby, simplification of control becomes possible. The same applies to the following corresponding embodiments.
Moreover, although the example which uses relative humidity as a water risk parameter | index was shown in this embodiment, it replaces with this and absolute humidity can also be used. Since absolute humidity is not affected by temperature fluctuations in the room, it is a more stable control index. The same applies to the following embodiments.
In the present embodiment, the refrigerant evaporation amount is controlled by controlling the opening degree of the chilled water valve V1 interposed in the primary side chilled water circuit 6, but the refrigerant valve V2 interposed in the secondary side refrigerant circuit 7 is shown. It can also be set as the aspect performed by opening degree control.
Further, a bypass circuit that bypasses a part of the heat exchanger of the evaporator or the condenser may be provided, and the mode may be performed by controlling the opening degree of the refrigerant valve interposed in the circuit.

（第二の実施形態）
次に、本発明の他の実施形態について説明する。図５を参照して、本実施形態に係る空調システム２０の構成が上述の空調システム１と異なる点は、第一に空調方式である。すなわち、空調システム１のラック型空調機５は冷水−冷媒方式を採用しているのに対して、空調システム２０では直膨方式を採用していることである。すなわち、空調機２１の室外機２２は圧縮機２２ａ、凝縮器２２ｂを備え、室内機であるラック型空調機２３の蒸発器２３ａに冷熱供給するように構成されている。 (Second embodiment)
Next, another embodiment of the present invention will be described. With reference to FIG. 5, the point from which the structure of the air conditioning system 20 which concerns on this embodiment differs from the above-mentioned air conditioning system 1 is an air conditioning system first. That is, the rack type air conditioner 5 of the air conditioning system 1 employs a cold water-refrigerant system, whereas the air conditioning system 20 employs a direct expansion system. That is, the outdoor unit 22 of the air conditioner 21 includes a compressor 22a and a condenser 22b, and is configured to supply cold heat to the evaporator 23a of the rack type air conditioner 23 that is an indoor unit.

また、蒸発器２３ａ下部のドレンパン２３ｃ内に水検知センサＳ２１を備えていることである。さらに、ドレンパン２３内の水検知有無により閾値を変化させるため、余裕値テーブルＢ１，Ｂ２を備えていることである。
図６を参照して、テーブルＢ１は、上述の余裕値テーブルＡ１と同一余裕値（ε１'＝ｆ（Hi）、ε２'＝ｇ（Hi））であり、水検知しない場合に適用される。
一方、水検知有の場合には水とびリスク大と判定されるため、図７に示すようにε１'＝ｆ2（Hi）、ε２'＝ｇ2（Hi）であるテーブルＢ２が適用される。
両図より明らかなように、ｆ2（Hi）＞ｆ（Hi）、ｇ2（Hi）＞ｇ（Hi）に設定されており、水検知の場合の閾値を大きく取るようにしている。
さらに、常にｆ2（Hi）'＞０、ｇ2（Hi）＞０に設定されており、水リスク回避を担保している。 Further, the water detection sensor S21 is provided in the drain pan 23c below the evaporator 23a. Further, in order to change the threshold value depending on the presence or absence of water detection in the drain pan 23, the margin value tables B1 and B2 are provided.
Referring to FIG. 6, table B1 has the same margin values (ε1 ′ = f (Hi), ε2 ′ = g (Hi)) as the above-described margin value table A1, and is applied when water is not detected.
On the other hand, when there is water detection, it is determined that there is a large risk of water jumping, so as shown in FIG. 7, a table B2 with ε1 ′ = f2 (Hi) and ε2 ′ = g2 (Hi) is applied.
As is clear from both figures, f2 (Hi)> f (Hi) and g2 (Hi)> g (Hi) are set, and the threshold value in the case of water detection is set large.
Furthermore, f2 (Hi) ′> 0 and g2 (Hi)> 0 are always set, and water risk avoidance is ensured.

次に図８を参照して、本実施形態における無除湿運転制御の具体的フローについて説明する。運転開始後は吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅ、湿度センサＳ４により吸込空気の相対湿度Ｈｉの値、及び、水検知センサＳ２１によりドレンパン２３ｃ内の水検知有無が計測される（Ｓ２００）。次に、水検知の有無により（Ｓ２０１）、テーブルＢ１又はテーブルＢ２を適用して、ε１’＝ｆ’（Hi）、ε２’＝ｇ’（Hi）の値が演算される（Ｓ２０２又はＳ２０３）。
これらの計測値及び演算値に基づいて、以下の制御が行われる。まず、吹出温度Ｔｏが設定室温Ｔｓ以上か否かの判定が行われる（Ｓ２０４）。Ｔｏ＜Ｔｓの場合には、圧縮機２２ａの回転数を１段階減少させる（Ｓ２０８）。これにより蒸発器温度Ｔｅを制御して、吹出温度Ｔｏを設定室温Ｔｓ以上に維持する。 Next, a specific flow of non-dehumidifying operation control in the present embodiment will be described with reference to FIG. After the start of operation, the blowing temperature To, the suction temperature Ti, the evaporator temperature Te, the value of the relative humidity Hi of the suction air is measured by the humidity sensor S4, and the presence or absence of water detection in the drain pan 23c is measured by the water detection sensor S21 (S200). ). Next, the values of ε1 ′ = f ′ (Hi) and ε2 ′ = g ′ (Hi) are calculated by applying Table B1 or Table B2 depending on the presence or absence of water detection (S202 or S203). .
The following control is performed based on these measured values and calculated values. First, it is determined whether or not the blowing temperature To is equal to or higher than the set room temperature Ts (S204). If To <Ts, the rotational speed of the compressor 22a is decreased by one step (S208). Thereby, the evaporator temperature Te is controlled, and the blowing temperature To is maintained above the set room temperature Ts.

Ｓ２０４においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｓの場合には、次に吹出温度Ｔｏと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる（Ｓ２０５）。比較に際しては結露防止を図るため余裕値ε１’を考慮して行われる。Ｔｏ＜Ｔｗ＋ε１’の場合には結露のおそれありと判定し、圧縮機２２ａの回転数を１段階減少させる（Ｓ２０８）。   If Y in S204, that is, if To ≧ Ts, the blowout temperature To and the dew point temperature Tw of the intake air are compared (S205). The comparison is performed in consideration of the margin value ε1 'in order to prevent condensation. If To <Tw + ε1 ′, it is determined that there is a possibility of condensation, and the rotational speed of the compressor 22a is decreased by one step (S208).

Ｓ２０４においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｗ＋ε１’の場合には、さらに蒸発器温度Ｔｅと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる（Ｓ２０６）。この場合、ドレンパン２３ｃにおける溢水、漏水、さらに水飛び等を図るため、以下のとおり余裕値ε２を考慮して行われる。なお、上述のように、余裕値ε２’は水検知の場合に蒸発器温度（Ｔｅの）閾値を高くするように設定されている。
Ｔｅ≧Ｔｗ＋ε２’の場合には、蒸発器温度を下げても水リスクなしと判定して、圧縮機２２ａの回転数を１段階増加させる（Ｓ２０７）。Ｔｅ＜Ｔｗ＋ε２’の場合には、水リスク大と判定して、蒸発器温度を低下傾向に制御するため圧縮機２２ａの回転数を１段階減少させる（Ｓ２０８）。
以上の制御を運転停止に至るまで（Ｓ２０９においてＹ）繰り返し定期的に行う（Ｓ２１０）。 If Y in S204, that is, To ≧ Tw + ε1 ′, the evaporator temperature Te is further compared with the dew point temperature Tw of the intake air (S206). In this case, in order to prevent overflow, leakage, water jumping, and the like in the drain pan 23c, the margin value ε2 is considered as follows. As described above, the margin value ε2 ′ is set to increase the threshold value of the evaporator temperature (Te) in the case of water detection.
In the case of Te ≧ Tw + ε2 ′, it is determined that there is no water risk even if the evaporator temperature is lowered, and the rotation speed of the compressor 22a is increased by one step (S207). In the case of Te <Tw + ε2 ′, it is determined that the water risk is large, and the rotational speed of the compressor 22a is decreased by one step in order to control the evaporator temperature in a decreasing tendency (S208).
The above control is repeated periodically until the operation is stopped (Y in S209) (S210).

また、本実施形態では直膨方式の室内機を用いた例を示したが、第一の実施形態と同じく冷水−冷媒方式の空調機を用いた態様とすることもできる。   Moreover, although the example which used the indoor unit of the direct expansion type was shown in this embodiment, it can also be set as the aspect using the cold water-refrigerant type air conditioner similarly to 1st embodiment.

（第三の実施形態）
さらに、本発明の他の実施形態について説明する。本実施形態の構成は上述の実施形態に係る空調システム２０と同一である。本実施形態が異なる点は余裕値テーブルの内容である。すなわち、上述の実施形態ではドレンパン２３内の水検知有無に対応して、第二の余裕値（ε２’）を変化させているのに対して、本実施形態ではラック型空調機２３のファン２３ｃの回転数ｒに対応して、第二の余裕値（ε２”）の値を変化させることである。なお、余裕値ε１”については上述の実施形態と同様のテーブルを適用する。 (Third embodiment)
Furthermore, another embodiment of the present invention will be described. The configuration of the present embodiment is the same as that of the air conditioning system 20 according to the above-described embodiment. The difference of this embodiment is the contents of the margin value table. That is, in the above-described embodiment, the second margin value (ε2 ′) is changed corresponding to the presence or absence of water detection in the drain pan 23, whereas in the present embodiment, the fan 23c of the rack-type air conditioner 23 is changed. The value of the second margin value (ε2 ″) is changed corresponding to the number of rotations r. The table similar to the above-described embodiment is applied to the margin value ε1 ″.

具体的には、第二の余裕値ε２”は、ファン回転数ｒに対応して図９〜図１１に示す異なるテーブルＣ１乃至Ｃ３に基づいて設定される。すなわち、ファン回転数が低い領域（ｒ≦ｒ１）では、冷却の顕熱比（ＳＨＦ）が下がるため凝縮水発生リスクは高くなる。このため、テーブルＣ１では、ε２”≧０、かつ、蒸発器温度閾値が高くなるよう設定されている（図９（ｂ））。
ファン回転数が大きくなるに従い（ｒ２≧ｒ＞ｒ１）、ＳＨＦは上がり凝縮水発生リスクが低減するため、閾値を下げて冷房能力を確保する制御としている（図１０（ｂ））。
さらにファン回転数が大きい領域（ｒ＞ｒ２）では、万一、湿度変動等により凝縮水発生した場合、コイルからドレンパンに落ちずに、ファン風圧で凝縮水が室内側に飛ばされるおそれがある。こうしたリスクを回避するため、凝縮リスクに対して余裕を持った閾値とするものである（図１１（ｂ））。
なお、ファン回転数ｒ１、ｒ２は、空調機能力、冷房負荷、余裕値ε１”、ε２”等に対応して、適切な値に設定することができる。 Specifically, the second margin value ε2 ″ is set on the basis of different tables C1 to C3 shown in FIGS. 9 to 11 corresponding to the fan rotational speed r. When r ≦ r1), the sensible heat ratio (SHF) of cooling decreases, so the risk of condensed water generation increases. For this reason, in Table C1, ε2 ″ ≧ 0 and the evaporator temperature threshold is set to be high. (FIG. 9B).
As the fan speed increases (r2 ≧ r> r1), the SHF increases and the risk of condensate generation is reduced. Therefore, the threshold value is lowered to secure the cooling capacity (FIG. 10B).
Further, in the region where the fan rotation speed is large (r> r2), in the unlikely event that condensed water is generated due to humidity fluctuation or the like, the condensed water may be blown indoors by the fan wind pressure without falling from the coil to the drain pan. In order to avoid such a risk, a threshold with a margin against the condensation risk is set (FIG. 11B).
The fan rotational speeds r1 and r2 can be set to appropriate values corresponding to the air conditioning functional force, the cooling load, the margin values ε1 ″, ε2 ″, and the like.

次に図１２を参照して、本実施形態における無除湿運転制御フローについて説明する。運転開始後は吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅ、湿度センサＳ４により吸込空気の相対湿度Ｈｉの値、及び、ファン回転数検知センサＳ２２によりファン２３ｃ回転数が計測される（Ｓ３００）。次に、ファン回転数ｒの値に対応して（Ｓ３０１）、テーブルＣ１乃至Ｃ３を適用して、ε１”、ε２”の値が演算される（Ｓ３０２〜Ｓ３０４）。
以下のフローについては図８のＳ２０４〜Ｓ２１０と同様であるので（但し、同図においてε１’、ε２’→ε１”、ε２”）、重複説明を省略する。 Next, a non-dehumidifying operation control flow in this embodiment will be described with reference to FIG. After the operation is started, the blowout temperature To, the suction temperature Ti, the evaporator temperature Te, the relative humidity Hi of the suction air is measured by the humidity sensor S4, and the fan 23c rotational speed is measured by the fan rotational speed detection sensor S22 (S300). . Next, corresponding to the value of the fan speed r (S301), the values of ε1 ″ and ε2 ″ are calculated by applying the tables C1 to C3 (S302 to S304).
Since the following flow is the same as S204 to S210 in FIG. 8 (however, in FIG. 8, ε1 ′, ε2 ′ → ε1 ″, ε2 ″), redundant description is omitted.

（第四の実施形態）
さらに、本発明の他の実施形態について説明する。本実施形態は、主として上述の（１０）の発明に関する。図１３を参照して、本実施形態に係る空調システム４０の構成が、第一の実施形態に係る空調システム１と異なる点は、アンビエント空調機４の吹出温度Ｔｏ’、二重床下空間温度Ｔｆ’をそれぞれ計測する温度センサＳ４１、Ｓ４２をさらに備えていることである。
また、制御方式で異なる点は、ラック型空調機の吹出温度（Ｔｏ）とアンビエント空調機の吹出温度（Ｔｏ’）の差、ΔＴｏ＝（Ｔｏ−Ｔｏ’）に基づいて余裕値ε１(3)、ε２(3)を変化させていることである。 (Fourth embodiment)
Furthermore, another embodiment of the present invention will be described. The present embodiment mainly relates to the invention (10) described above. Referring to FIG. 13, the configuration of the air conditioning system 40 according to the present embodiment is different from the air conditioning system 1 according to the first embodiment in that the blowout temperature To ′ of the ambient air conditioner 4 and the double underfloor space temperature Tf. It is further provided with temperature sensors S41 and S42 for measuring 'respectively.
Further, the difference between the control methods is that the margin value ε1 (3) based on the difference between the discharge temperature (To) of the rack type air conditioner and the discharge temperature (To ′) of the ambient air conditioner, ΔTo = (To−To ′). , Ε2 (3) is changed.

本実施形態において余裕値テーブルＤは、ε１(3)についてはΔＴｏ≧０の範囲では余裕値ε１(3)＝ε１＋を小さく設定している。この範囲では、ラック型空調機５の吹出温度（Ｔｏ）がアンビエント空調機４の吹出温度（Ｔｏ’）より高く、アンビエント空調機４側で除湿制御が行われてもＩＣＴ機器側の結露リスクが少ないためである。
これに対してΔＴｏ＜０の範囲では、ラック型空調機５側で除湿制御を行うことになるため、水リスクが大きい。このため、ε１(3)＝ε１−を大きく設定している。
さらに、第二の余裕値ε２(3)についても同様の設定としている。但し、両者の値は必ずしも同一である必要はない。 In the present embodiment, the margin value table D sets the margin value ε1 (3) = ε1 + small for ε1 (3) in the range of ΔTo ≧ 0. In this range, the blowout temperature (To) of the rack type air conditioner 5 is higher than the blowout temperature (To ′) of the ambient air conditioner 4, and even if the dehumidification control is performed on the ambient air conditioner 4 side, there is a risk of condensation on the ICT equipment side. This is because there are few.
On the other hand, in the range of ΔTo <0, the dehumidification control is performed on the rack type air conditioner 5 side, so the water risk is large. For this reason, ε1 (3) = ε1− is set large.
Further, the second margin value ε2 (3) is set similarly. However, both values are not necessarily the same.

次に図１５を参照して、本実施形態における無除湿運転制御フローについて説明する。運転開始後はラック型空調機５について、吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅが計測される。また、アンビエント空調機４について、吹出温度Ｔｏ’及び二重床下温度Ｔｆが計測される（Ｓ４００）。
次に、ΔＴｏ＝（Ｔｏ−Ｔｏ’）の正負に対応して、テーブルＤを適用して、ε１”、ε２”の値が演算される（Ｓ４０１）。 Next, a non-dehumidifying operation control flow in this embodiment will be described with reference to FIG. After the start of operation, the blowout temperature To, the suction temperature Ti, and the evaporator temperature Te are measured for the rack type air conditioner 5. Moreover, about the ambient air conditioner 4, the blowing temperature To 'and the double underfloor temperature Tf are measured (S400).
Next, corresponding to the positive / negative of ΔTo = (To−To ′), the values of ε1 ″ and ε2 ″ are calculated by applying the table D (S401).

さらに、ラック型空調機５の吹出温度Ｔｏが二重床下温度Ｔｆ以上か否かが判定される（Ｓ４０２）。Ｔｏ＜Ｔｆの場合には（Ｓ４０２においてＮ）、結露のおそれがあるためラック型空調機５の吹き出し温度を上昇させるべく、冷水弁Ｖ１を一段階絞る（Ｓ４０６）。
Ｓ４０３以下のフローについては図４のＳ１０３以下と同様であるので、重複説明を省略する。 Further, it is determined whether or not the outlet temperature To of the rack type air conditioner 5 is equal to or higher than the double underfloor temperature Tf (S402). If To <Tf (N in S402), there is a risk of condensation, so the chilled water valve V1 is throttled by one step in order to increase the temperature at which the rack-type air conditioner 5 is blown (S406).
The flow after S403 is the same as that after S103 in FIG.

なお、本実施形態では余裕値テーブルＤ設定に際して、ラック型空調機とアンビエント空調機の吹出温度の差に基づく例を示したが、二重床下空間温度Ｔｆ’との差に基づく態様とすることもできる。   In this embodiment, when setting the margin value table D, an example based on the difference between the blowout temperatures of the rack type air conditioner and the ambient air conditioner is shown, but an aspect based on the difference from the double underfloor space temperature Tf ′ is adopted. You can also.

（第五の実施形態）
さらに、本発明の他の実施形態について説明する。本実施形態は、主として上述の（２）の発明に関する。本実施形態の構成は上述の実施形態に係る空調システム１と同一である。本実施形態の制御が第一の実施形態と異なる点は以下の通りである。すなわち、第一の実施形態ではラック型空調機５の吹出温度Ｔｏ及び蒸発器温度Ｔｅと、吸込空気の露点温度Ｔｗの比較に基づいて、余裕値ε１、ε２の値を変化させている。これに対して、本実施形態では吹出温度Ｔｏと吸込空気の露点温度Ｔｗの比較に基づいて、余裕値ε１のみ制御するものである。 (Fifth embodiment)
Furthermore, another embodiment of the present invention will be described. The present embodiment mainly relates to the invention (2) described above. The configuration of the present embodiment is the same as that of the air conditioning system 1 according to the above-described embodiment. The control of this embodiment is different from the first embodiment as follows. That is, in the first embodiment, the values of the margin values ε1 and ε2 are changed based on the comparison between the blowout temperature To and the evaporator temperature Te of the rack-type air conditioner 5 and the dew point temperature Tw of the intake air. On the other hand, in the present embodiment, only the margin value ε1 is controlled based on the comparison between the blowing temperature To and the dew point temperature Tw of the intake air.

以下、図１６を参照して、本実施形態における無除湿運転制御の具体的フローについて説明する。運転開始後は温度センサＳ１〜Ｓ３により吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅが、湿度センサＳ４により吸込空気の相対湿度Ｈｉが、それぞれ計測される（Ｓ５００）。次いで、余裕値テーブルＡを用いてε１＝ｆ（Hi）の値が演算される（Ｓ５０１）。これらの計測値及び演算値に基づいて、以下の制御が行われる。   Hereinafter, a specific flow of the dehumidifying operation control in the present embodiment will be described with reference to FIG. After the operation is started, the temperature sensor S1 to S3 measures the blowing temperature To, the suction temperature Ti, and the evaporator temperature Te, and the humidity sensor S4 measures the relative humidity Hi of the suction air (S500). Next, the value of ε1 = f (Hi) is calculated using the margin value table A (S501). The following control is performed based on these measured values and calculated values.

まず、吹出温度Ｔｏが設定室温Ｔｓ以上か否かの判定が行われる（Ｓ５０２）。Ｔｏ＜Ｔｓの場合には、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞る（Ｓ５０４）。蒸発器温度Ｔｅを上昇方向に制御して、吹出温度Ｔｏを設定室温Ｔｓ以上に維持するためである。   First, it is determined whether or not the blowing temperature To is equal to or higher than the set room temperature Ts (S502). If To <Ts, the chilled water valve V1 opening is throttled by one step (S504). This is because the evaporator temperature Te is controlled in the upward direction so as to maintain the blowing temperature To at or above the set room temperature Ts.

Ｓ５０２においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｓの場合には、次に吹出温度Ｔｏと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる（Ｓ５０３）。比較に際しては、水リスク回避を図るため相対湿度Ｈｉに比例する余裕値ε１を考慮して行われる。
Ｓ５０３においてＮ，すなわちＴｏ＜Ｔｗ＋ε１の場合には水リスク大と判定し、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞り、蒸発器温度Ｔｅを上昇傾向に制御する（Ｓ５０４）。 If Y in S502, that is, if To ≧ Ts, the blowout temperature To is compared with the dew point temperature Tw of the intake air (S503). The comparison is performed in consideration of a margin value ε1 proportional to the relative humidity Hi in order to avoid a water risk.
In S503, if N, that is, To <Tw + ε1, it is determined that the water risk is large, the chilled water valve V1 opening is throttled by one step, and the evaporator temperature Te is controlled to increase (S504).

Ｓ５０３においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｗ＋ε１の場合には水リスク小と判定し、冷水弁Ｖ１開度を１段階増加し、蒸発器温度Ｔｅ低下傾向に制御する（Ｓ５０５）。以上の制御を運転停止に至るまで（Ｓ５０６においてＹ）、繰り返し定期的に行う（Ｓ５０７）。   In S503, when Y, that is, To ≧ Tw + ε1, it is determined that the water risk is small, the chilled water valve V1 opening is increased by one step, and the evaporator temperature Te is controlled to decrease (S505). The above control is repeated periodically until the operation is stopped (Y in S506) (S507).

（第六の実施形態）
さらに、本発明の他の実施形態について説明する。本実施形態は、主として上述の（３）の発明に関する。本実施形態の構成は上述の実施形態に係る空調システム１と同一である。本実施形態の制御が第五の実施形態と異なる点は、第五の実施形態では吹出温度Ｔｏと吸込空気の露点温度Ｔｗの比較に基づいて余裕値ε１のみ制御するのに対して、本実施形態では蒸発器温度Ｔｅと吸込空気の露点温度Ｔｗの比較に基づいて余裕値ε２のみ制御する点である。 (Sixth embodiment)
Furthermore, another embodiment of the present invention will be described. The present embodiment mainly relates to the invention (3) described above. The configuration of the present embodiment is the same as that of the air conditioning system 1 according to the above-described embodiment. The control of the present embodiment differs from the fifth embodiment in that, in the fifth embodiment, only the margin value ε1 is controlled based on the comparison between the blowing temperature To and the dew point temperature Tw of the intake air. In the embodiment, only the margin value ε2 is controlled based on the comparison between the evaporator temperature Te and the dew point temperature Tw of the intake air.

以下、図１７を参照して、本実施形態における無除湿運転制御の具体的フローについて説明する。運転開始後は温度センサＳ１〜Ｓ３により吹出温度Ｔｏ、吸込温度Ｔｉ、蒸発器温度Ｔｅが、湿度センサＳ４により吸込空気の相対湿度Ｈｉが、それぞれ計測される（Ｓ６００）。次いで、余裕値テーブルＡを用いてε２＝ｇ（Hi）の値が演算される（Ｓ６０１）。これらの計測値及び演算値に基づいて、以下の制御が行われる。   Hereinafter, a specific flow of non-dehumidifying operation control in the present embodiment will be described with reference to FIG. After the operation is started, the temperature sensor S1 to S3 measures the blowing temperature To, the suction temperature Ti, and the evaporator temperature Te, and the humidity sensor S4 measures the relative humidity Hi of the suction air (S600). Next, the value of ε2 = g (Hi) is calculated using the margin value table A (S601). The following control is performed based on these measured values and calculated values.

まず、吹出温度Ｔｏが設定室温Ｔｓ以上か否かの判定が行われる（Ｓ６０２）。Ｔｏ＜Ｔｓの場合には、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞る（Ｓ６０５）。蒸発器温度Ｔｅを上昇方向に制御して、吹出温度Ｔｏを設定室温Ｔｓ以上に維持するためである。   First, it is determined whether or not the blowing temperature To is equal to or higher than the set room temperature Ts (S602). If To <Ts, the chilled water valve V1 opening is reduced by one step (S605). This is because the evaporator temperature Te is controlled in the upward direction so as to maintain the blowing temperature To at or above the set room temperature Ts.

Ｓ６０２においてＹ、すなわちＴｏ≧Ｔｓの場合には、次に蒸発器温度Ｔｅと吸込空気の露点温度Ｔｗとの比較が行われる。比較に際しては、水リスク回避を図るため相対湿度Ｈｉに比例する余裕値ε２を考慮して行われる。
Ｔｅ＜Ｔｗ＋ε２の場合には（Ｓ６０３においてＮ）、水リスク大と判定し、冷水弁Ｖ１開度を１段階絞り、蒸発器温度Ｔｅを上昇傾向に制御する（Ｓ６０５）。 If Y in S602, that is, if To ≧ Ts, the evaporator temperature Te is compared with the dew point temperature Tw of the intake air. The comparison is performed in consideration of a margin value ε2 proportional to the relative humidity Hi in order to avoid water risk.
If Te <Tw + ε2 (N in S603), it is determined that the water risk is large, the chilled water valve V1 opening is throttled by one step, and the evaporator temperature Te is controlled to increase (S605).

Ｔｅ≧Ｔｗ＋ε２の場合には（Ｓ６０３においてＹ）、蒸発器温度を下げても水リスク小と判定して、冷水弁Ｖ１開度を１段階増加し、蒸発器温度Ｔｅ低下傾向に制御する（Ｓ６０４）。
以上の制御を運転停止に至るまで（Ｓ６０７においてＹ）繰り返し定期的に行う。 If Te ≧ Tw + ε2 (Y in S603), it is determined that the water risk is low even if the evaporator temperature is lowered, and the chilled water valve V1 opening is increased by one step, and the evaporator temperature Te is controlled to decrease (S604). ).
The above control is repeated periodically until the operation is stopped (Y in S607).

１、２０、４０・・空調システム
３・・・・・サーバラック
４・・・・・アンビエント空調機
５、２３・・ラック型空調機
５ａ・・・・蒸発器
５ｂ・・・・送風ファン
５ｃ、２３ｃ・・・・・ドレンパン
６・・・・・一次側冷水回路
７・・・・・二次側冷媒回路
８ｅ・・・・冷水弁
９ａ・・・・コールドアイル
９ｂ・・・・ホットアイル
２２ａ・・・・・圧縮機
Ｓ１−Ｓ３、Ｓ４１・・・・・温度センサ
Ｓ４・・・・・湿度センサ
Ｓ２１・・・・・水検知センサ
Ｓ２２・・・・・ファン回転数検知センサ 1, 20, 40 ··· Air conditioning system 3 ··· Server rack 4 ··· Ambient air conditioner 5 and 23 · · · Rack type air conditioner 5a · · · Evaporator 5b · · · Blower fan 5c 23c... Drain pan 6... Primary side cold water circuit 7... Secondary side refrigerant circuit 8 e... Cold water valve 9 a. 22a: compressor S1-S3, S41: temperature sensor S4: humidity sensor S21: water detection sensor S22: fan rotational speed detection sensor

Claims (12)

蒸発器において冷媒を蒸発させ、吸込空気を冷却して室内に吹き出す室内機を備えた空調システムの制御方法であって、
吹出温度（Ｔｏ）を、設定温度（Ｔｓ）以上、かつ、吸込空気の露点温度（Ｔｗ）より第一の余裕値（ε１）以上を維持し、又は／及び、
蒸発器温度（Ｔｅ）を、吸込空気の露点温度（Ｔｗ）＋第二の余裕値（ε２）以上を維持するように、
冷媒蒸発量を制御することを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。 A control method for an air conditioning system including an indoor unit that evaporates refrigerant in an evaporator, cools intake air, and blows the air into the room,
Maintaining the blowing temperature (To) at a set temperature (Ts) or more and a first margin value (ε1) or more from the dew point temperature (Tw) of the intake air; and / or
In order to maintain the evaporator temperature (Te) above the dew point temperature (Tw) of the intake air + the second margin value (ε2) or more,
A non-dehumidification control method for an air conditioning system, characterized by controlling a refrigerant evaporation amount. 第一の余裕値（ε１）を、
吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応してε１≧０の範囲で可変とし、かつ、
（ａ）吹出温度（Ｔｏ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｂ）吹出温度＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、
ように設定することを特徴とする請求項１に記載の空調システムの無除湿制御方法。 The first margin value (ε1) is
Variable in the range of ε1 ≧ 0 corresponding to the intake air humidity (Hi), and
(A) Under the condition of the blowing temperature (To) ≦ the intake air dew point temperature (Tw) + ε1, the evaporator temperature (Te) is in the increasing direction,
(B) In the condition of the blowout temperature> the intake air dew point temperature (Tw) + ε1, the evaporator temperature (Te) is in the decreasing direction.
The non-dehumidification control method for an air conditioning system according to claim 1, wherein the setting is made as follows. 第二の余裕値（ε２）を、
吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応して可変とし、かつ、
（ｃ）蒸発器温度（Ｔｅ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｄ）蒸発器温度（Ｔｅ）＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、
ように設定することを特徴とする請求項１に記載の空調システムの無除湿制御方法。 The second margin value (ε2) is
Variable according to the intake air humidity (Hi), and
(C) Under the condition of evaporator temperature (Te) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε2, the evaporator temperature (Te) is increasing,
(D) In the condition of evaporator temperature (Te)> suction air dew point temperature (Tw) + ε2, the evaporator temperature (Te) decreases.
The non-dehumidification control method for an air conditioning system according to claim 1, wherein the setting is made as follows. 第一の余裕値（ε１）及び第二の余裕値（ε２）を、吸込空気湿度（Ｈｉ）に対応して可変とし（但し、ε１≧０）、かつ、
（ｅ）吹出温度（Ｔｏ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１、又は、蒸発器温度（Ｔｅ）≦吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が上昇方向となり、
（ｆ）吹出温度＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε１、かつ、蒸発器温度（Ｔｅ）＞吸込空気露点温度（Ｔｗ）＋ε２ の条件では、蒸発器温度（Ｔｅ）が低下方向となる、
ように設定することを特徴とする請求項１に記載の空調システムの無除湿制御方法。 The first margin value (ε1) and the second margin value (ε2) are variable corresponding to the intake air humidity (Hi) (provided that ε1 ≧ 0), and
(E) Blowing temperature (To) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε1, or evaporator temperature (Te) ≦ suction air dew point temperature (Tw) + ε2 The evaporator temperature (Te) is in the increasing direction,
(F) Evaporator temperature (Te) is in a decreasing direction under conditions of blowing temperature> intake air dew point temperature (Tw) + ε1 and evaporator temperature (Te)> intake air dew point temperature (Tw) + ε2.
The non-dehumidification control method for an air conditioning system according to claim 1, wherein the setting is made as follows. 前記空調システムが一次側冷水回路と二次側冷媒回路を備えた冷水−冷媒方式によるものであり、
前記蒸発器温度（Ｔｅ）の制御を、一次側冷水回路に介装した冷水弁の開度制御により行うことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system is based on a cold water-refrigerant system including a primary side chilled water circuit and a secondary side refrigerant circuit,
The dehumidification control method for an air conditioning system according to any one of claims 1 to 4, wherein the evaporator temperature (Te) is controlled by controlling an opening degree of a chilled water valve interposed in a primary chilled water circuit. . 前記空調システムが一次側冷水回路と二次側冷媒回路を備えた冷水−冷媒空調方式によるものであり、
前記蒸発器温度（Ｔｅ）の制御を、二次側冷媒回路に介装した冷媒弁の開度制御により行うことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system is based on a cold water-refrigerant air conditioning system including a primary chilled water circuit and a secondary refrigerant circuit,
The dehumidification control of the air conditioning system according to any one of claims 1 to 4, wherein the evaporator temperature (Te) is controlled by opening control of a refrigerant valve interposed in a secondary refrigerant circuit. Method. 前記空調システムが直膨方式によるものであり、
前記冷媒蒸発量の制御を、圧縮機回転数制御、又は、膨張弁の開度制御により行うことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system is a direct expansion system,
The dehumidification control method for an air conditioning system according to any one of claims 1 to 3, wherein the refrigerant evaporation amount is controlled by compressor speed control or expansion valve opening control. 請求項１乃至請求項７のいずれかにおいて、「吸込空気湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「蒸発器ドレン受けの水検知有無」であることを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。   The air conditioning system according to any one of claims 1 to 7, wherein, instead of or in addition to "suction air humidity (Hi)", "the presence or absence of water detection in the evaporator drain receiver". Dehumidification control method. 請求項１乃至請求項７のいずれかにおいて、前記空調システムが、冷房負荷に対応して前記室内機の送風ファン風量を可変とする変風量制御によるものであって、かつ、
「吸込空気の湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「送風ファン周波数」であることを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system according to any one of claims 1 to 7, wherein the air conditioning system is based on variable air volume control that varies a blower fan air volume of the indoor unit in response to a cooling load, and
A non-dehumidifying control method for an air conditioning system, characterized in that, instead of or in addition to the “humidity (Hi) of the intake air”, it is a “fan fan frequency”. 請求項１乃至請求項７のいずれかにおいて、前記空調システムは、アンビエント空調機とラック型空調機を備えて成り、かつ、
「吸込空気湿度（Ｈｉ）」に替えて、又は、これに加えて「ラック型空調機の吹出温度（Ｔｏ）とアンビエント空調機の吹出温度（Ｔｏ’）の差」であることを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system according to any one of claims 1 to 7, comprising an ambient air conditioner and a rack type air conditioner, and
In place of or in addition to “suction air humidity (Hi)”, it is “difference between outlet temperature (To) of rack air conditioner and outlet temperature (To ′) of ambient air conditioner”. Dehumidification control method for air conditioning system. 請求項１０において、前記空調システムがアンビエント空調機の冷気を二重床下を介して室内に供給するシステムであって、かつ、
「アンビエント空調機の吹出温度（Ｔｏ’）」に替えて、又は、これに加えて「二重床下空間温度（Ｔｆ）」
であることを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。 The air conditioning system according to claim 10, wherein the air conditioning system is a system for supplying cold air from an ambient air conditioner into a room through a double floor, and
Instead of or in addition to “Ambient air conditioner outlet temperature (To ′)”, “Double underfloor space temperature (Tf)”
A non-dehumidifying control method for an air conditioning system, characterized in that: 請求項９又は１１において、さらに、
ラック型空調機の吹出温度（Ｔｏ）を、二重床下温度（Ｔｆ）以上に制御することを特徴とする空調システムの無除湿制御方法。 In claim 9 or 11, further,
A non-dehumidification control method for an air conditioning system, characterized in that the blowout temperature (To) of the rack type air conditioner is controlled to be equal to or higher than the double underfloor temperature (Tf).

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