JP2013072590A - 空気調和システム - Google Patents

Abstract

【課題】冷房運転時に必要換気量を確保した上で高効率運転を行うことが可能な空気調和システムを提供する。
【解決手段】空気調和装置とは独立して換気装置の風量制御を行って必要換気量を確保し、その上で、目標室内温度及び目標室内湿度を実現できる最大蒸発温度以下の範囲で、目標蒸発温度を、室内温度と目標室内温度との温度差ΔＴが小さくなるに連れ、上昇させる制御を行う。
【選択図】図９

Description

本発明は、換気装置を備えた空気調和システムに関するものである。

従来、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、室内熱交換器にて周囲空気から熱を吸収することでガス化する。一方で、室内熱交換器では、空気は、冷媒により熱を奪われる。これにより室内空間が冷房される。室内熱交換器にて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。

空気調和システムにおける空調負荷としては、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）、室内で発生する熱負荷（＝室内全熱負荷）、建物壁面から進入する熱負荷（＝貫流負荷）が支配的である。室内の快適性を確保するには、室内温湿度を目標温湿度にする必要があるが、そのためには外気全熱負荷、室内全熱負荷及び貫流負荷を処理する必要がある。すなわち、顕熱負荷だけでなく、外気全熱負荷及び室内全熱負荷の一部である潜熱負荷も処理する必要がある。冷房運転時は特に除湿も重視されていることから、潜熱負荷を処理して除湿量を確保する必要があり、そのために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２００１−２７２０８６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を行うことが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、室外熱交換器、膨張弁及び室内熱交換器が順次配管で接続されて冷房運転が可能な冷凍サイクルと、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換気装置と、室内の温度を検出する室内温度検出装置と、室内の湿度を検出する室内湿度検出装置と、外気の温度を検出する外気温度検出装置と、外気の湿度を検出する外気湿度検出装置と、目標の室内温湿度を設定する温湿度設定装置と、室内全熱負荷及び室内顕熱負荷を設定する室内負荷設定装置と、室内温度検出装置により検出された室内温度と前記温湿度設定装置に設定された目標室内温度との温度差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を上昇させる制御を行う制御装置とを備え、制御装置は、室内温度検出装置、室内湿度検出装置、外気温度検出装置及び外気湿度検出装置のそれぞれの検出値と、換気装置の換気風量とから、外気全熱負荷及び外気顕熱負荷を求め、 室内温度検出装置の検出値と、外気温度検出装置の検出値と、建物の壁の表面積と、壁の熱貫流率とから貫流負荷を求め、外気全熱負荷と、外気顕熱負荷と、貫流負荷と、室内負荷設定装置により設定された室内全熱負荷及び室内顕熱負荷とから空調全熱負荷における空調顕熱負荷の比である顕熱比を算出し、算出した顕熱比と、温湿度設定装置により設定された目標室内温湿度とに基づいて所定の蒸発温度範囲の最大値を決定するものである。

本発明によれば、冷凍サイクルとは独立して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。また、室内温湿度を目標室内温湿度にすることのできる最大蒸発温度以下の範囲で、目標蒸発温度を、室内温度と目標室内温度との温度差に応じて変化させる制御を行うようにしたので、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の換気装置の概略構成を示す図である。 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の空気調和装置の冷媒回路の概略図である。 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４の冷凍サイクルのｐ−ｈ線図である。 湿り空気線図である。 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。 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９とは別の変形処理１の制御フローを示す図である。 図９とは別の変形処理２の制御フローを示す図である。 最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの違いによる目標蒸発温度Ｔｅの違いの説明図である。 図１の換気装置の他の構成例１を示す図である。 図１の換気装置の他の構成例２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と換気装置１１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９と室外機１０とを備えている。室外機１０は室外に設置され、室内機９は室内１０１に設置されており、室外機１０及び各室内機９のそれぞれは、伝送線１２により集中コントローラ１０２に接続されている。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を設定するための温湿度設定装置としての入力部３３を備えており、入力部３３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。

図２は、図１の換気装置の概略構成を示す図である。
換気装置１１は、図２に示すように送風機２０をここでは２個備えており、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により送風機２０の回転数が制御される。換気装置１１は、外気温度検出装置２１、外気湿度検出装置２２、室内温度検出装置２３及び室内湿度検出装置２４を備え、室内外温湿度を検出可能となっている。これらの検出装置２１〜２４の検出値は、伝送線１２を介して集中コントローラ１０２に出力される。

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、各室内機９のそれぞれに蒸発温度検出装置３１及び室内温度検出装置３２を備えている。

また、空気調和システム１００は、各室内機９毎に、それぞれの空調エリア内に存在する人間の数を検出する在室人数検出装置３４を備えており、全ての在室人数検出装置３４の検出結果を合計することで、室内１０１の在室人数を把握可能となっている。在室人数検出装置３４は、在室人数が分かるような手法であればどんなものでもよく、赤外線による人感センサを用いてもよいし、入力部３３から在室人数を手入力して集中コントローラ１０２に設定する方法でもよい。

図４は、図１の空気調和装置の冷媒回路の概略図である。
空気調和装置１は、圧縮機２、四方弁３、室外熱交換器４、減圧装置としての膨張弁５及び室内熱交換器６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１０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９に、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。

このように構成された空気調和装置１は、四方弁３の切り換えにより冷房運転又は暖房運転が可能となっており、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、空気調和装置１は少なくとも冷房運転が可能であればよく、よって、四方弁３は必ずしも必須の構成ではなく、省略可能である。

次に、空気調和装置１の冷凍サイクルの動作について説明する。

（冷房運転）
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で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、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。

（暖房運転）
空気調和装置１において、暖房時は、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を通り室内熱交換器６に送り込まれる。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で搬送される室内空気と熱交換し、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、室外熱交換器４に流入する。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、吸熱することによりガス化し、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暖房運転を行う。

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、換気装置１１の室内温度検出装置２３で検出された室内温度Ｔａ＿ｉ[℃]と、入力部３３から使用者により設定された目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ[℃]との差ΔＴに応じて目標蒸発温度Ｔｅ[℃]を決定し、蒸発器の蒸発温度が目標蒸発温度Ｔｅになるように、冷凍サイクルの制御（圧縮機２の回転数制御、膨張弁５の開度制御、送風機の制御等）を行う。

図５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５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６は、図４の冷凍サイクルのｐ−ｈ線図である。
目標蒸発温度Ｔｅは、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ[℃]と、最小蒸発温度Ｔｅ＿ｍｉｎ[℃]と、ΔＴとから図５に示す特性を用いて式（１）により決定する。

Ｔｅ＝{（Ｔｅ＿ｍａｘ−Ｔｅ＿ｍｉｎ）／Ｔ０×ΔＴ}＋Ｔｅ＿ｍａｘ …（１）

ここで、Ｔ０は、予め決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、例えば、十分に冷房能力が確保できる温度で例えば０℃等である。また、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘは、室内湿度が目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔ[％]を達成できる蒸発温度である。最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定方法については後述する。

図５より明らかなように、温度差ΔＴ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。このように負荷の減少に伴い目標蒸発温度Ｔｅを上げることで、図６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６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。

図７は、湿り空気線図であり、蒸発温度と、顕熱比ＳＨＦと、除湿量との関係の説明図である。図７において縦軸は絶対湿度[ｋｇ／ｋｇ’]、横軸は乾球温度[℃]である。なお、空気状態は、温度と湿度とから湿り線図上で１点で表され、室内１０１の空気状態が点Ａ（以下、空気温湿度Ａという）であるものとする。以下、図７を参照して、蒸発温度と、顕熱比ＳＨＦと、除湿量との関係について説明する。

ここでまず、顕熱比ＳＨＦについて説明する。顕熱比ＳＨＦとは、顕熱比＝顕熱／（顕熱＋潜熱）で表される。よって、顕熱比ＳＨＦが１の運転とはつまり、除湿を全く行わず（つまり絶対湿度が変化しない。）、室温を下げる運転となる。したがって、図７において、顕熱比１の運転は、空気温湿度Ａから真横に延びる線で表現され、その線と飽和線との交点が、顕熱比１のときの蒸発温度Ｔ３となる。逆に言えば、蒸発温度をＴ３とすると、除湿を全く行わずに室温を下げる顕熱比１の運転が行われることになる。この場合、蒸発器の出口側からは、空気温湿度Ａと蒸発温度Ｔ３とを結ぶ顕熱比１の線上にある温湿度の空気が流出される。

ここで、温度差ΔＴが減少して目標蒸発温度ＴｅをＴ１からＴ２に上昇させた場合について考える。この場合、上述したように目標蒸発温度Ｔｅを上昇させることによって高効率運転となる反面、顕熱比ＳＨＦが０．６から０．７に上昇することから潜熱能力（除湿量）が減少し、室内湿度が上昇する。よって、上述したように、運転効率向上のために温度差ΔＴの減少に伴って目標蒸発温度Ｔｅを上昇させるにしても、目標蒸発温度Ｔｅを上昇させたことによって室内湿度が目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔを超えてしまうことのないようにする必要がある。

つまり、目標蒸発温度Ｔｅの上限（最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ）を、目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔを達成できる範囲内とする必要があり、目標蒸発温度Ｔｅの上限を見極める必要がある。言い換えれば、目標蒸発温度Ｔｅが最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ以下であれば、室内湿度を目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔ内にすることができる。そして、上述したように、空気調和システムの目標蒸発温度Ｔｅを、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ以下の範囲で温度差ΔＴに応じて制御することで、必要な除湿量の確保と高効率運転との両立を実現できるのである。また、換気については、換気装置１１が空気調和装置１とは独立して必要換気量での換気を行っているため、本実施の形態の空気調和システムでは、除湿量確保と高効率運転のみならず、換気量の確保も可能となっている。

図８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。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。
本実施の形態では、必要換気量を確保した上で冷凍サイクルを高効率制御を行うことを目的としており、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの設定にあたっては、冷房負荷を考慮しつつ、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ及び目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔを達成できるように設定する。

空調負荷とは、上述したように換気装置１１から導入される外気からの熱負荷（＝外気全熱負荷）と、室内で発生する熱負荷（＝室内全熱負荷）と、建物壁面から進入する熱負荷（＝貫流負荷）とがある。よって、この空調負荷における顕熱比ＳＨＦを求め、その顕熱比ＳＨＦを、潜熱負荷を処理できる最大の顕熱比ＳＨＦｍａｘとする。そして、図８の空気線図に示すように、顕熱比ＳＨＦｍａｘで決まる傾きの直線を目標室内温湿度から延ばし、その直線と飽和曲線とが交わった点を最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとする。

このように最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを決めることで、必要換気量を維持したまま、目標室内湿度Ｔａ＿ｔｇｔ、ＲＨ＿ｔｇｔを実現できる最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを決定できる。そして、その最大蒸発温度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＿ｔｇｔ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。

次に、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘの具体的な算出方法について説明する。
最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘは、上述したように空調全熱負荷の顕熱比ＳＨＦｍａｘと、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔと、目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔとから決定する。

（ＳＨＦｍａｘの算出）
ＳＨＦｍａｘを算出するには、まず、外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ[ｋＷ]と、室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉ[ｋＷ]と、貫流負荷Ｑｌ＿ｋ[ｋＷ]とを求める。

１．外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ
換気により外気が侵入することによる外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏは式（２）で表される。

Ｑｌ＿ｏ＝Ｖａ×ρａ×（Ｉａ＿ｏ−Ｉａ＿ｉ）／３６００ …（２）
ここで、
Ｖａ[ｍ³／ｈ] ：換気装置１１の換気風量
ρａ[ｋｇ／ｍ³]：空気の密度
Ｉａ＿ｉ[ｋＪ／ｋｇ] ：Ｔａ＿ｉ[℃]とＲＨ＿ｉ[％]とから算出される室内空気エンタルピー
Ｉａ＿ｏ[ｋＪ／ｋｇ] ：Ｔａ＿ｏ[℃]とＲＨ＿ｏ[％]とから算出される室外空気エンタルピー
ＲＨ＿ｉ[％] ：室内湿度検出装置２４の検出値
ＲＨ＿ｏ[％] ：外気湿度検出装置２２の検出値

２．外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓ
換気により外気が進入することによる外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓ[ｋＷ]は式（３）で表される。
Ｑｌ＿ｏｓ＝Ｖａ×ρａ×（Ｔａ＿ｏ−Ｔａ＿ｉ）／３６００ …（３）
ここで、
Ｔａ＿ｏ[℃] ：外気温度検出装置２１の検出値
Ｔａ＿ｉ[℃] ：室内温度検出装置２３の検出値

３．室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉ、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓ
室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉは、室内１０１の人体から発生する合計の全熱負荷Ｑｌ＿ｍと、ＯＡ機器や照明機器等の発熱機器から発生する全熱負荷Ｑｌ＿ｉｎｐとの合計となる。室内の人体から発生する合計の全熱負荷Ｑｌ＿ｍ[ｋＷ]は式（４）で表される。例えば、ｑｌ＿ｍｓは７０[Ｗ／人]、ｑｌ＿ｍｌは５０[Ｗ／人]である。

Ｑｌ＿ｍ＝(ｑｌ＿ｍｓ＋ｑｌ＿ｍｌ)×Ｎ …（４）
ここで、
ｑｌ＿ｍｓ[ｋＷ／人]：予め決められた一人当りの顕熱負荷
ｑｌ＿ｍｌ[ｋＷ／人]：予め決められた一人当りの潜熱負荷
Ｎ（人）：空気調和システム１００にある在室人数検出装置３４で検出された合計在室人数

また、室内の人体から発生する合計の顕熱負荷Ｑｌ＿ｍｓ[ｋＷ]は式（５）で表される。

Ｑｌ＿ｍｓ＝ｑｌ＿ｍｓ×Ｎ …（５）

また、室内の発熱機器からの発熱量は、設備により決まるものであるので、発熱機器による全熱負荷Ｑｌ＿ｉｎｐ[ｋＷ]は、予め集中コントローラ１０２に入力しておくことができる。

以上より、室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉは、式（６）で表される。

Ｑｌ＿ｉ＝Ｑｌ＿ｍ＋Ｑｌ＿ｉｎｐ …（６）

また、Ｑｌ＿ｉｎｐ[ｋＷ]は顕熱のみのため、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓ[ｋＷ]は、式（７）で表される。

Ｑｌ＿ｉｓ＝Ｑｌ＿ｍｓ＋Ｑｌ＿ｉｎｐ …（７）

４．貫流負荷Ｑｌ＿Ｋ[ｋＷ]
貫流負荷Ｑｌ＿Ｋは、壁からの侵入熱で決定されるので、壁の表面積Ａ(ｍ²)、壁の熱貫流率Ｋ(ｋＷ／(ｍ²・Ｋ))、外気温度Ｔａ＿ｏ[℃]、室内温度Ｔａ＿ｉ[℃]を用いて式（８）で表される。なお、Ｑｌ＿Ｋ[ｋＷ]は、顕熱のみである。

Ｑｌ＿Ｋ＝Ａ×Ｋ×（Ｔａ＿ｏ-Ｔａ＿ｉ） …（８）

以上により、外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓと、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓと、貫流負荷Ｑｌ＿Ｋとが算出され、これらの値により、空調全熱負荷の顕熱比ＳＨＦが式（９）により算出される。

ＳＨＦ＝(Ｑｌ＿ｏｓ＋Ｑｌ＿ｉｓ＋Ｑｌ＿Ｋ)／(Ｑｌ＿ｏ＋Ｑｌ＿ｉ＋Ｑｌ＿Ｋ)
…（９）

このようにして算出された顕熱比ＳＨＦを、顕熱比ＳＨＦｍａｘとして決定する。そして、上述したように、ＳＨＦｍａｘで決まる傾きの直線を目標室内温湿度から延ばし、その直線と飽和曲線とが交わった点を最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとする。

図９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＿ｔｇｔと目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔとを設定して冷房運転を開始する（Ｓ１）。そして、外気温度Ｔａ＿ｏ、外気湿度ＲＨ＿ｏ、室内温度Ｔａ＿ｉ及び室内湿度ＲＨ＿ｉを検出し、更に在室人数Ｎを検出する（Ｓ２）。続いて、空調負荷（外気全熱負荷、外気顕熱負荷、室内全熱負荷、室内顕熱負荷、貫流負荷）を計算し、上記（９）式より顕熱比ＳＨＦｍａｘを計算する（Ｓ３）。そして、顕熱比ＳＨＦｍａｘと、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ[℃]と、目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔ[％]とから上述のようにして最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを計算する（Ｓ４）。

そして、室内温度Ｔａ＿ｉ[℃]と目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ[℃]との温度差ΔＴから上記の式（１）により目標蒸発温度Ｔｅを計算し（Ｓ５）、蒸発器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、膨張弁５の開度制御、送風機７，８の制御等）を行う（Ｓ６）。そして、外気温湿度や在室人数が変化したり、目標温湿度が変更されていないかを判定し（Ｓ７）、少なくとも一つが変化又は変更されていた場合、変化又は変更後の空調負荷に応じた運転制御となるように、Ｓ３に戻って再び負荷、ＳＨＦｍａｘの計算からやり直し、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを更新する（Ｓ４）。

ステップＳ７において外気温湿度、在室人数及び目標温湿度変更の何れも変化又は変更されていなければ、運転終了かどうか判断し（Ｓ８）、運転終了でない場合はＳ５に戻って、再び温度差ΔＴを算出し、温度差ΔＴから上記の式（１）により目標蒸発温度Ｔｅを計算する（Ｓ５）。このとき、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、上述したように目標蒸発温度Ｔｅを、図５に従って現状より高い温度に設定する。なお、ステップＳ８において運転終了と判断されれば、運転を終了する（Ｓ９）。

以上説明したように本実施の形態によれば、空気調和装置１とは独立して換気装置１１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、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ及び目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔを実現できる最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘ以下の範囲で、目標蒸発温度Ｔｅを、室内温度Ｔａ＿ｉと目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔとの温度差ΔＴに応じて変化させる制御を行うようにしたので、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。

また、外気温湿度や在室人数の変化、目標温湿度の変更を検出し、その変化・変更に応じて顕熱比ＳＨＦｍａｘを計算し直して最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを更新するようにしたので、常に、快適性及び省エネ性を維持した運転が可能となる。また、運転中、外気温湿度や在室人数の変化、目標温湿度の変更を繰り返しチェックするようにしたので、これらの変化・変更に素早く対応できる。

また、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓと室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉの算出に、在室人数検出装置３４で検出した在室人数を用いているため、現状に即した精度の高い算出が可能である。よって、結果的に快適性向上と高効率化に寄与できる。

（変形処理１）
上記では、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓと室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉを、在室人数検出装置３４で検出した在室人数を用いて求めているが、予め一定値として与えておいてもよい。この場合は、在室人数検出装置３４は不要となり、顕熱比ＳＨＦを算出する上記（９）式において、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓと室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉとが一定値となる。この場合の制御フローは図１０のようになる。

図１０は、ステップＳ２ａとステップＳ７ａの処理が図９と異なり、それ以外の処理は図９と同様である。すなわち、図１０のステップＳ２ａでは、在室人数の検出が省略され、また、ステップＳ７ａでは、在室人数の変化の検出が省略される。よって、請求項１の室内負荷設定装置は、在室人数検出装置３４の検出結果を用いて室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉｓ及び室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉを設定するものでもよいし、予め一定値として設定するものであってもよい。

このような処理とした場合も、上記と同様の作用効果を得ることができる。

（変形処理２）
目標室内温湿度に確実に到達するように、顕熱比ＳＨＦｍａｘを補正係数αを用いて補正し、図１１に示すような制御フローとしてもよい。

まず、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔと目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔとを設定して運転を開始し（Ｓ１１）、補正係数αを初期値である１とする（Ｓ１２）。そして、上記と同様に外気温度Ｔａ＿ｏ、外気湿度ＲＨ＿ｏ、室内温度Ｔａ＿ｉ及び室内湿度ＲＨ_ｉを検出し、更に在室人数Ｎを検出する（Ｓ１３）。続いて、空調負荷（外気全熱負荷、外気顕熱負荷、室内全熱負荷、室内顕熱負荷、貫流負荷）を計算し、上記（９）式より顕熱比ＳＨＦを計算し、この顕熱比ＳＨＦに補正係数αを乗算した値を顕熱比ＳＨＦｍａｘとする（Ｓ１４）。そして、顕熱比ＳＨＦｍａｘと、目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ[℃]と、目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔ[％]とから最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを計算する（Ｓ１５）。

そして、室内温度Ｔａ＿ｉ[℃]と目標室内温度Ｔａ＿ｔｇｔ[℃]との温度差ΔＴから上記（１）式により目標蒸発温度Ｔｅを計算し（Ｓ１６）、蒸発器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、膨張弁５の開度制御、送風機の制御等）を行う（Ｓ１７）。そして、外気温湿度や在室人数が変化したり、目標温湿度が変更されていないかを判定し（Ｓ１８）、少なくとも一つが変化又は変更されていた場合、変化又は変更後の空調負荷に応じた運転制御となるよう、Ｓ１４に戻って再び負荷、ＳＨＦｍａｘの計算からやり直し、最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘを更新する（Ｓ１５）。

外気温湿度、在室人数及び目標温湿度変更の何れも変化又は変更されていなければ、温度差ΔＴが予め決められた値Ｔｓｅｔより小さいかを判定する。温度差ΔＴがＴｓｅｔ以上の場合はまだ室温が安定していないため、ステップＳ１６に戻り、温度差ΔＴに応じて目標蒸発温度Ｔｅを変更する運転を継続する。一方、温度差ΔＴがＴｓｅｔよりも小さい場合は室温安定域にあると判断し、次のステップＳ２０に進む。なお、Ｔｓｅｔの値は例えば０．５である。

ステップＳ２０では、目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔと室内湿度ＲＨ＿ｉとの湿度差の絶対値が予め決められた値ＲＨｓｅｔ（例えば「５」）よりも小さいか判定する。ＲＨｓｅｔよりも小さい場合は、湿度が目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔに到達していると判断して、ステップＳ１６に戻り、ＲＨｓｅｔ以上の場合は、室温は目標に到達しているが、湿度が目標に到達していないため、続いて補正係数αを決定する処理に入る。

すなわち、室内湿度ＲＨ＿ｉと目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔとを比較し（Ｓ２１）、室内湿度ＲＨ＿ｉが目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔよりも小さい場合、室内湿度ＲＨ＿ｉが下がり過ぎている。つまり、ステップＳ１４で計算した顕熱比ＳＨＦｍａｘは、実際の顕熱比よりも小さいということになる。具体的に例えば図７の例で説明すると、実際の顕熱比が０．７であるにも関わらず、例えば０．６に設定されていた場合、顕熱比０．６のときの蒸発温度Ｔ１を最大蒸発温度Ｔｅ＿ｍａｘとして運転されていたことになる。すなわち、図１２に示すように、顕熱比０．６のときの目標蒸発温度Ｔｅは、顕熱比が０．７の場合よりも総じて低い蒸発温度で運転されることになり、除湿量が多い状態で運転されることになる。よって、室内湿度ＲＨ＿ｉが下がり過ぎているといった状態になる。

このような場合には、実際の顕熱比に近づけるべく、ある決められた値α１をαにプラスしてαを補正する（Ｓ２２）。逆に、室内湿度ＲＨ＿ｉが目標室内湿度ＲＨ＿ｔｇｔ以上の場合は、湿度が十分に下がっておらず、ステップＳ１４で計算した顕熱比は、実際の顕熱比よりも大きいということになるため、顕熱比ＳＨＦｍａｘを小さくするためにαの値をある決められた値α１をマイナスして補正する（Ｓ２３）。その後、ステップＳ２４で運転終了かどうか判断し、運転終了でない場合は、ステップＳ１６に戻り、再び外気温湿度検出、在室人数判断を行うという流れになる。このように補正係数αを設定して顕熱比ＳＨＦｍａｘを補正することで、より確実に目標温湿度に到達させることが可能となる。そして、ステップＳ２４において、運転終了と判断されれば、運転を終了する（Ｓ２５）。

このように室内温湿度をフィードバックすることで、より確実に設定温湿度に到達し、より広い範囲で快適性及び省エネ性を維持した運転が可能となる。なお、この変形処理２は、上記変形処理１と組みあわせることが可能であり、室内顕熱負荷Ｑｌ＿ｉｓと室内全熱負荷Ｑｌ＿ｉを予め一定値として与えておいてもよい。

また、上記実施の形態では、室内温度Ｔａ＿ｉを、換気装置１１の室内温度検出装置２３の検出値としたが、室内温度検出装置３２の検出値Ｔａ＿ｒとしてもよい。室内温度検出装置３２は室内１０１に複数あるため、何れかの室内温度検出装置３２の検出値としてもよいし、全ての検出値を平均して用いるなどとしてもよい。

また、換気装置１１の構成は図２に示した構成に限られず、次の図１３、図１４に示す構成としてもよい。

図１３は、図１の換気装置の他の構成例１を示す図であり、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
図１３に示すように、換気装置１１内に、室内空気と室外空気との熱交換を行う第一の熱交換器４１を更に備えた構成としてもよい。この場合、外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ、外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓを算出する場合は、外気温度検出装置２１の検出値及び外気湿度検出装置２２の検出値をそのまま使用することはできない。このため、外気温度検出装置２１の検出値と外気湿度検出装置２２の検出値とに加えて更に、室内温度検出装置２３の検出値と室内湿度検出装置２４の検出値と第一の熱交換器４１の特性とを用いて、室内に供給される空気の温湿度を予測し、その予測した温湿度を外気温湿度として用いて外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ及び外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓを算出する。

図１４は、図１の換気装置の他の構成例２を示す図であり、（ａ）は正面図、（ｂ）は断面図である。
図１４に示すように、換気装置１１内に、室内空気と室外空気との熱交換を行う第一の熱交換器４１と、冷媒と空気との熱交換を行う第二の熱交換器４２とを更に備えた構成としてもよい。第二の熱交換器４２は、室外空気が第一の熱交換器４１を通過した後の風路に設置され、第一の熱交換器４１を通過後の室外空気と冷媒との熱交換を行う。第二の熱交換器４２は、具体的には空気調和装置１の冷凍サイクルから分岐管を介して接続した構成とすることができる。

このように第一の熱交換器４１に加えて第二の熱交換器４２を設けた場合も、外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ及び外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓを算出する場合は、外気温度検出装置２１の検出値と外気湿度検出装置２２の検出値とをそのまま使用することはできない。このため、外気温度検出装置２１の検出値と外気湿度検出装置２２の検出値とに加えて更に、室内温度検出装置２３の検出値と、室内湿度検出装置２４の検出値と、第一の熱交換器４１の特性と、第二の熱交換器４２の特性とを用いて、室内に供給される空気の温湿度を予測し、その予測した温湿度を外気温湿度として用いて外気全熱負荷Ｑｌ＿ｏ及び外気顕熱負荷Ｑｌ＿ｏｓを算出する。

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、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 室内機、１０ 室外機、１１ 換気装置、１２ 伝送線、２０ 送風機、２１ 外気温度検出装置、２２ 外気湿度検出装置、２３ 室内温度検出装置、２４ 室内湿度検出装置、３１ 蒸発温度検出装置、３２ 室内温度検出装置、３３ 入力部、３４ 在室人数検出装置、４１ 第一の熱交換器、４２ 第二の熱交換器、１００ 空気調和システム、１０１ 室内、１０２ 集中コントローラ。

Claims (9)

1. 圧縮機、室外熱交換器、膨張弁及び室内熱交換器が順次配管で接続されて冷房運転が可能な冷凍サイクルと、
   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換気装置と、
   室内の温度を検出する室内温度検出装置と、
   室内の湿度を検出する室内湿度検出装置と、
   外気の温度を検出する外気温度検出装置と、
   外気の湿度を検出する外気湿度検出装置と、
   目標の室内温湿度を設定する温湿度設定装置と、
   室内全熱負荷及び室内顕熱負荷を設定する室内負荷設定装置と、
   前記室内温度検出装置により検出された室内温度と前記温湿度設定装置に設定された目標室内温度との温度差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を上昇させる制御を行う制御装置とを備え、
   前記制御装置は、
   前記室内温度検出装置、前記室内湿度検出装置、前記外気温度検出装置及び前記外気湿度検出装置のそれぞれの検出値と、前記換気装置の換気風量とから、外気全熱負荷及び外気顕熱負荷を求め、
   前記室内温度検出装置の検出値と、前記外気温度検出装置の検出値と、建物の壁の表面積と、前記壁の熱貫流率とから貫流負荷を求め、
   前記外気全熱負荷と、前記外気顕熱負荷と、前記貫流負荷と、前記室内負荷設定装置により設定された前記室内全熱負荷及び前記室内顕熱負荷とから空調全熱負荷における空調顕熱負荷の比である顕熱比を算出し、
   算出した顕熱比と、前記温湿度設定装置により設定された目標室内温湿度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、運転中に外気温度、外気湿度、目標室内温度又は目標室内湿度の何れかが変わった場合、前記顕熱比を算出し直して前記所定の蒸発温度範囲の最大値を更新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. 前記室内負荷設定装置は、室内の在室人数を検出する在室人数検出装置を備え、前記在室人数検出装置で検出された在室人数を加味して前記室内全熱負荷と前記室内顕熱負荷とを設定することを特徴とする請求項１又は請求項２記載の空気調和システム。
4. 前記制御装置は、運転中に前記在室人数検出装置により検出された在室人数が変化した場合、前記顕熱比を算出し直して前記所定の蒸発温度範囲の最大値を更新することを特徴とする請求項３記載の空気調和システム。
5. 前記室内温度検出装置により検出された室内温度が前記目標室内温度に到達し、前記室内湿度検出装置により検出された室内湿度が前記目標室内湿度に到達していない場合、前記室内湿度と前記目標室内湿度とを比較してどちらの方が高いのかに応じて前記顕熱比を補正することを特徴とする請求項１乃至請求項４の何れか一項に記載の空気調和システム。
6. 前記室内湿度と前記目標室内湿度とを比較して前記室内湿度の方が低い場合、前記顕熱比を高くする方向に補正し、前記室内湿度の方が高い場合、前記顕熱比を低くする方向に補正することを特徴とする請求項１乃至請求項５の何れか一項に記載の空気調和システム。
7. 前記換気装置は、室外空気と室内空気との熱交換を行う第一の熱交換器を備え、
   前記制御装置は、前記外気全熱負荷及び前記外気顕熱負荷を求めるに際し、前記第一の熱交換器の特性も加味する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. 前記換気装置は、前記第一の熱交換器を通過後の室外空気と、前記冷凍サイクルを通過する冷媒とを熱交換する第二の熱交換器を更に備え、
   前記制御装置は、前記外気全熱負荷及び前記外気顕熱負荷を求めるに際し、前記第二の熱交換器の特性も更に加味することを特徴とする請求項７記載の空気調和システム。
9. 冷房運転時に前記室内熱交換器が蒸発器、前記室外熱交換器が凝縮器となり、暖房運転時にその逆となるように流路を切換え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８の何れか一項に記載の空気調和システム。

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