JP5328951B2 - 空気調和システム - Google Patents

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。

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。

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。

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。

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）。

特開２００６−３２９４６８号公報（要約）

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。

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。

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。

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。

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ある。 図１の空気調和システムの冷媒回路の概略図である。 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の換気装置の概略構成を示す図である。 図１の換気装置の給気通風路における空気状態の変化を示す空気線図である。 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２の冷凍サイクルのｐ−ｈ線図である。 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。 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。 目標室内空気と冷却器流入空気ＩＡの空気状態を示す空気線図である。 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。 図１の換気装置の変形例１を示す図である。 図１２の換気装置を用いる場合の制御フローを示す図である。 図１の換気装置の変形例２を示す図である。 図１の換気装置の変形例３を示す図である。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

＜＜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。

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。

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。

（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。

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

（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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

(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’］

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’］

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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）。

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）。

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。

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。

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）。

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。

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。

（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。

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。

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。

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。

（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。

（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。

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。

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。

Claims (8)

1. 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、
   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。
2. 前記制御装置は、前記室内の在室人数に基づいて前記人体潜熱負荷Ｑｌｍを算出すると共に、前記冷却器流入空気の温湿度と目標室内空気の温湿度と前記換気装置における換気風量とに基づいて前記外気潜熱負荷Ｑｌｏを算出することを特徴とする請求項１記載の空気調和システム。
3. 前記室内のＣＯ₂濃度を検出するＣＯ₂濃度検出装置を備え、
   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。
4. 前記換気装置用冷却器に直列に接続された換気装置搭載膨張弁を備え、
   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。
5. 前記冷却器流入空気の絶対湿度が目標室内空気の絶対湿度よりも低い場合、前記換気装置搭載膨張弁を閉じて除湿を停止させることを特徴とする請求項４記載の空気調和システム。
6. 前記冷却器流入空気の絶対湿度及び室内空気の絶対湿度の両方が目標室内空気の絶対湿度よりも低い場合、前記換気装置搭載膨張弁を閉じて除湿を停止させることを特徴とする請求項４記載の空気調和システム。
7. 前記換気装置の前記給気通風路及び前記排気通風路の少なくとも一方に、前記全熱交換器を迂回するバイパス風路と前記バイパス風路を開閉するダンパーとを設け、前記換気装置用冷却器での除湿停止時に前記ダンパーを切り換えて前記バイパス風路を開放し、前記全熱交換器を通過させずに前記バイパス風路を通過させるようにしたことを特徴とする請求項１乃至請求項６の何れか一項に記載の空気調和システム。
8. 前記圧縮機から吐出した冷媒の流れ方向を切り換えて暖房運転を可能とする四方弁を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項７の何れか一項に記載の空気調和システム。

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