JP5611079B2

JP5611079B2 - デシカントロータを用いた外気処理装置

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Publication number: JP5611079B2
Application number: JP2011034227A
Authority: JP
Inventors: 正幸谷野; 修太郎堺; 万尾　達徳; 達徳万尾; 敏明斉藤; 亮江成
Original assignee: Takasago Thermal Engineering Co Ltd; Nippon Pmac Co Ltd
Current assignee: Takasago Thermal Engineering Co Ltd; Nippon Pmac Co Ltd
Priority date: 2011-02-21
Filing date: 2011-02-21
Publication date: 2014-10-22
Anticipated expiration: 2031-02-21
Also published as: JP2012172880A

Description

本発明は、デシカントロータを用いて外気を除湿処理して空調空間に給気する外気処理装置に関する。

近年、５０℃程度の低温再生デシカント材が開発され、このデシカント材やデシカントロータを搭載した個別分散空調システムや、セントラル空調を対象にした外気処理用の空調機（外調機)が開発・上市された。また、この技術分野を対象として、特許文献１〜１５に示すような多くの発明考案が公開されてきた。

特許文献１の技術は、デシカントロータの再生空気を高温に維持して、除湿能力を確保するヒートポンプ回路に関するものである。特許文献１の技術では、デシカントロータ再生部を２分割し、ヒートポンプ回路の圧縮機吐出の過熱蒸気冷媒によって再生空気を高温に維持している。特許文献２の技術では、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として、デシカントロータ通過後の除湿空気とともに再生空気のロータ通過後の排気を利用して、その熱源の熱量を確保している。特許文献３の技術では、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として、別途の冷媒を利用して、その熱源の熱量を確保している。特許文献４の技術では、ヒートポンプ回路の圧縮機吐出の過熱蒸気冷媒で再生空気を高温に維持している。特許文献５の技術は、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として室内空気を冷却する熱交換器（室内機）を利用したパッケージ型空調機システムである。また、特許文献６の技術は、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として、室内空気を冷却する熱交換器（空調機）を利用したセントラルシステムである。

特許文献７〜１０および１３の技術は、吸着素子（熱交換器に吸着剤を塗布したもの）を用いた、個別分散システムなどに関するものである。さらに、特許文献１１の技術は、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として、室内空気を冷却する熱交換器（室内機）を設けたPACシステムであり、電気ヒータも併用して確実にデシカントロータ再生空気を加熱している。また、特許文献１２の技術は、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路の熱源として、デシカントロータ流入前に空気を冷却除湿する熱交換器とともに、室内空気を冷却する熱交換器を利用したシステムである。また、特許文献１４の技術は、デシカントロータ再生空気を加熱するヒートポンプ回路として、２系統のヒートポンプ経路を有するシステムである。特許文献１５の技術は、排気と給気を顕熱交換器で熱交換させてデシカントロータ再生空気を加熱するシステムである。

デシカントロータを利用した外調機において、ロータ通過後の除湿空気は高温になるが、特許文献１〜１５の技術では室内への給気のために、（１）顕熱ロータにて排気と熱交換して冷却する方法、（２）水噴霧で冷却する方法、または（３）ヒートポンプ回路で冷却する方法が示されている。（１）の場合には顕熱ロータが必要になり、また（２）の場合には事前の十二分な除湿のための大きなデシカントロータが必要になるため、外調機は大きなものになる。個別分散型空調システムを対象にして、その外調機（換気ユニット）をコンパクトにするためには、（３）のヒートポンプ回路で冷却する方法が有望である。

特開平10-267576号公報特開平10-288486号公報特開2000-171058号公報特開2001-263732号公報特開2002-22205号公報特開2002-303433号公報特開2003-232538号公報特開2005-114291号公報特開2005-114294号公報特開2005-164165号公報特開2005-180885号公報特開2005-195285号公報特開2006-275409号公報特許第2968224号公報特開2010-112633号公報

昨今の地球温暖化防止の課題に対しては、省エネルギーによるCO₂排出量の削減とともに、温暖化係数GWPが数千（CO₂の数千倍の温室効果）であるフロン冷媒を大気放出しないことが重要である。そのためには、冷媒漏洩が皆無な機器や施工技術の開発が必要であるが、冷媒充てん量が極少の機器・システムを採用することも近々の対策となる。外気処理装置が備える圧縮機の動力が小さくてすめば、それだけ冷媒充てん量も少なくできる。

また、デシカントロータ搭載の水熱源外気処理装置において、外気条件の変化による室内への給気温度の変化をなるべく小さくすることが望まれていた。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、動力の小さい圧縮機を利用でき、外気条件の変化による室内への給気温度の変化を小さくできる水熱源外気処理装置を提供することを目的とする。

前記の目的を達成するため、本発明によれば、デシカントロータを用いて外気を除湿処理して空調空間に給気する外気処理装置であって、冷媒を蒸発器、圧縮機、凝縮器および膨張弁の順に循環させて冷凍サイクルを行うヒートポンプ回路を備え、前記デシカントロータが排気路と給気路にまたがって回転自在に配置され、前記ヒートポンプ回路の蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの下流側に配置され、前記ヒートポンプ回路の凝縮器が、前記排気路において前記デシカントロータの上流側に配置され、前記冷凍サイクルとは別系統の冷熱源水を用いて冷却するアフタークール用冷却器が、前記給気路において前記デシカントロータと前記蒸発器の間に配置され、前記ヒートポンプ回路において、前記蒸発器と前記圧縮機の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の温熱源水を用いて冷媒を蒸発させる再生熱源用蒸発器が配置されていることを特徴とする、外気処理装置が提供される。なお、冷媒とは、例えばフロン系冷媒やＣＯ_２冷媒のように、圧縮膨張に供されて蒸発（気化）により熱交換対象を冷却し、凝縮（液化）により熱交換対象を加熱するものを指す。また、冷熱源水にはブラインやブライン混じりの水を含み、上述の冷媒のように相変化せずに熱交換に供されるものを指す。

かかる本発明によれば、デシカントロータで除湿処理された外気が、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器で冷却された後、ヒートポンプ回路の蒸発器で更に冷却されて空調空間に給気される。

本発明の外気処理装置にあっては、前記ヒートポンプ回路がプレクール用蒸発器を更に備え、前記プレクール用蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの上流側に配置されていても良い。また、前記ヒートポンプ回路において、前記膨張弁と前記凝縮器の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷媒を冷却させる別の凝縮器が配置されていても良い。

本発明によれば、デシカントロータで除湿処理された外気のあら熱が、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器で取り除かれて冷却された後、ヒートポンプ回路の蒸発器で更に冷却されて空調空間に給気されるので、ヒートポンプ回路の蒸発器の冷却負荷が軽減される。このため、ヒートポンプ回路が備える圧縮機の動力が小さくて済み、それだけヒートポンプ回路の冷媒の充てん量も少なくできる。また、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて外気のあら熱が取り除かれるので、ヒートポンプ回路の蒸発器では安定した冷却を行うことができ、外気条件の変化による室内への給気温度の変化を小さくできるようになる。

本実施の形態にかかる外気処理装置の説明図であり、冷房除湿運転の状態を示している。本実施の形態にかかる外気処理装置の説明図であり、暖房加湿運転の状態を示している。圧縮機の回転数制御によるp-h線図上の運転状態の変化を示すグラフである。アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給した場合の運転状態（表２〜４の運転状態）を示す空気線図である。アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給しない場合の運転状態（表５〜７の運転状態）を示す空気線図である。表１の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合についてまとめて示したグラフである（ａ）。（ｂ）は、プレクール用蒸発器の能力と蒸発温度の変化を示すグラフである。表８の外気条件（その２）において、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給した場合の、運転状態を示す空気線図である。外気条件（その２）において、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給しない場合の、運転状態を示す空気線図である。表８の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示した示したグラフである（ａ）。（ｂ）は、プレクール用蒸発器の能力と蒸発温度の変化を示すグラフである。表９の外気条件（その３）において、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給した場合の運転状態を示す空気線図である。表９の外気条件（その３）において、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給しない場合の運転状態を示す空気線図である。表９の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したグラフである（ａ）。（ｂ）は、プレクール用蒸発器の能力と蒸発温度の変化を示すグラフである。ヒートポンプ回路の第１の流路において、膨張弁と凝縮器の間に、別の凝縮器を設けた外気処理装置の説明図であり、冷房除湿運転の状態を示している。第２の流路から再生熱源用蒸発器を省略した外気処理装置の説明図であり、冷房除湿運転の状態を示している。コンプレッサ内蔵の水熱源小型ヒートポンプユニットを建物内に複数分配し、一部に本発明の実施の形態にかかる外気処理装置を配置した空調システムの説明図である。

以下、本発明の実施の形態について説明する。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能構成を有する構成要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。

図１、２に示すように、本発明の実施の形態にかかる外気処理装置１の内部には、外気ＯＡを除湿処理して空調空間（図示せず）に給気ＳＡとして供給する給気路１０と、空調空間（図示せず）から排出された還気ＲＡを、排気ＥＡとして外部に排気する排気路１１が設けられている。また、外気処理装置１の内部には、ヒートポンプ回路１２が設けられている。

給気路１０と排気路１１には、乾燥剤が保持された通気性のある円筒形状のデシカントロータ１５がまたがって配置されている。デシカントロータ１５の半分は排気路１１に配置され、デシカントロータ１５の残りの半分は給気路１０に配置されている。デシカントロータ１５は回転しており、その回転に伴ってデシカントロータ１５の側面が、給気路１０と排気路１１を交互に移動するようになっている。

ヒートポンプ回路１２は、４つの出入り口Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４を有する四方弁２０を備えている。図１に示すように冷房除湿運転の状態では、四方弁２０は、出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ２が接続され、出入り口Ｐ３と出入り口Ｐ４が接続される。図２に示すように暖房加湿運転の状態では、四方弁２０は、出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ４が接続され、出入り口Ｐ２と出入り口Ｐ３が接続される。四方弁２０の出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ３には、ヒートポンプ回路１２の冷媒を流通させる第１の流路２１が接続され、出入り口Ｐ２と出入り口Ｐ４には、ヒートポンプ回路１２の冷媒を流通させる第２の流路２２が接続されている。

四方弁２０の出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ３を接続している第１の流路２１には、出入り口Ｐ１から出入り口Ｐ３に向かって、プレクール用蒸発器２５、膨張弁２６、凝縮器２７が順に設けられている。プレクール用蒸発器２５は、給気路１０においてデシカントロータ１５の上流側に配置されている。凝縮器２７は、排気路１１においてデシカントロータ１５の上流側に配置されている。

四方弁２０の出入り口Ｐ２と出入り口Ｐ４を接続している第２の流路２２には、出入り口Ｐ２から出入り口Ｐ４に向かって、蒸発器３０、再生熱源用蒸発器３１、圧縮機３２が順に設けられている。蒸発器３０は、給気路１０においてデシカントロータ１５の下流側に配置されている。再生熱源用蒸発器３１には、ヒートポンプ回路１２の冷凍サイクルとは別系統の温熱源装置（例えばボイラーなど）で加熱された温熱源水が供給されており、再生熱源用蒸発器３１では、ヒートポンプ回路１２の冷媒が加熱されて蒸発させられる。再生熱源用蒸発器３１は、蒸発器３０と圧縮機３２の間に配置されている。

給気路１０においてデシカントロータ１５と蒸発器３０の間には、アフタークール用冷却器３３が配置されている。このアフタークール用冷却器３３には、ヒートポンプ回路１２の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源装置（例えば冷却塔など）で冷却された冷熱源水が供給されており、アフタークール用冷却器３３では、給気路１０を流れる外気ＯＡのあら熱が取り除かれる。

以上のように構成された外気処理装置１において冷房除湿運転を行う場合、図１に示すように、四方弁２０の出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ２が接続され、出入り口Ｐ３と出入り口Ｐ４が接続される。そして、ヒートポンプ回路１２では、冷媒がプレクール用蒸発器２５、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１の順に供給されていく。そして、プレクール用蒸発器２５、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１で吸熱し、順次蒸発されて気体となった冷媒が、圧縮機３２で圧縮された後、四方弁２０の出入り口Ｐ４から出入り口Ｐ３へ通過し、凝縮器２７に供給される。そして、凝縮器２７で放熱し液体となった冷媒が、膨張弁２６を経て、再びプレクール用蒸発器２５、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１の順に供給されていく。こうして、ヒートポンプ回路１２では、冷媒がプレクール用蒸発器２５、蒸発器３０、再生熱源用蒸発器３１、圧縮機３２、凝縮器２７および膨張弁２６の順に循環され、プレクール用蒸発器２５、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１で吸熱し、凝縮器２７で放熱する冷凍サイクルが行われる。

また、外気処理装置１の給気路１０には、室外から外気ＯＡが取り込まれ、プレクール用蒸発器２５、デシカントロータ１５、アフタークール用冷却器３３および蒸発器３０の順に通過して、冷却除湿された処理空気が給気ＳＡとなって、給気路１０から室内に供給される。ここで、先ずプレクール用蒸発器２５では、ヒートポンプ回路１２の冷媒の蒸発によって外気ＯＡの冷却・除湿が行われ、その後、デシカントロータ１５で水分が吸着されて除湿処理が行われる。更に、デシカントロータ１５を通過後の高温の除湿空気は、ヒートポンプ回路１２とは別系統の冷熱源装置からアフタークール用冷却器３３に供給された冷熱源水によって冷却され、あら熱が取り除かれる。そして、あら熱が取り除かれた外気ＯＡは、更に蒸発器３０にてヒートポンプ回路１２の冷媒の蒸発によって冷却され、冷却除湿された給気ＳＡとして室内に供給される。

一方、外気処理装置１の排気路１１には、室内から還気ＲＡが取り込まれ、凝縮器２７、デシカントロータ１５の順に通過して、排気ＥＡとなって排気路１１から室外に排出される。排気路１１では、先ず凝縮器２７においてヒートポンプ回路１２の冷媒の凝縮により、還気ＲＡが例えば５０℃程度まで昇温させられる。そして、高温となった還気ＲＡがデシカントロータ１５に送られ、水分の除去・放出が行われてデシカントロータ１５が再生される。そして、高温、多湿となった還気ＲＡは、排気ＥＡとして外部に排気される。

また、デシカントロータ１５の回転に伴ってデシカントロータ１５の側面は給気路１０と排気路１１を交互に移動していく。そして、排気路１１では、デシカントロータ１５に付着した水分の除去・放出が行われてデシカントロータ１５の再生が行われる。一方、給気路１０では、再生されたデシカントロータ１５によって、外気ＯＡの水分が吸着され除湿処理が行われる。

この外気処理装置１によれば、デシカントロータ１５で除湿処理された外気ＯＡのあら熱が、ヒートポンプ回路１２の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器３３で取り除かれて冷却された後、蒸発器３０で更に冷却されて空調空間に給気されるので、ヒートポンプ回路１２では蒸発器３０の冷却負荷が軽減され、消費電力の削減（高効率化）が図られる。このため、ヒートポンプ回路１２が備える圧縮機３２の動力が小さくて済み、それだけヒートポンプ回路１２の冷媒の充てん量も少なくできる。また、ヒートポンプ回路１２とは別系統の冷熱源水を用いて外気のあら熱が取り除かれるので、ヒートポンプ回路１２の蒸発器３０では安定した冷却を行うことができ、外気条件の変化による室内への給気ＳＡの温度変化を小さくでき、温度の制御性を高めることができる。

ヒートポンプ回路１２では、プレクール用蒸発器２５、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１が直列に接続されている。これらの蒸発器２５、３０、３１を並列に接続して各々をマルチ制御することも考えられる。しかし、このヒートポンプ回路１２の第１の目的は、凝縮器２７において還気ＲＡを５０℃程度まで加熱してデシカントロータ１５を再生することにあるので、ヒートポンプ回路１２の熱源側である蒸発器２５、３０、３１側での採熱能力を維持し易いように、３つの蒸発器２５、３０、３１を直列に接続した単純な回路（シンプルな回路）を採用した。

アフタークール用冷却器３３に供給される冷熱源水は、例えば冷却塔などの冷熱源装置で冷却される。冷却塔では、冷熱源水の冷却のための動力はポンプとファンのみなので、冷凍機等に比べ極少の動力で冷熱が製造できる。アフタークール用冷却器３３において、この冷熱源水によって「あら熱」が処理されることで、ヒートポンプ回路１２での冷却負荷が少なくなって、消費電力の削減（高効率化）が図られる。

また、蒸発器３０に供給される空気は、デシカントロータ１５通過直後の高温の除湿空気ではなく、冷却塔などで冷却された冷熱源水（外気ＯＡの湿球温度に応じた温度の冷熱源水）によって冷却されることになる。一方、プレクール用蒸発器２５で冷却される空気は外気ＯＡである。アフタークール用冷却器３３において冷熱源水で「あら熱」が処理されることにより、プレクール用蒸発器２５および蒸発器３０の双方の入口空気が外気ＯＡの影響を同時に受けることになる。このことは、図１のように蒸発器２５、３０、３１が直列配置されたヒートポンプ回路１２の能力の制御性（給気温度の制御性）を高めることにつながる。詳しくは、以下に説明する。

外気処理装置１での冷房除湿運転（空気のエンタルピーを減少させる操作）において、デシカントロータ１５は外気ＯＡの潜熱を顕熱に変換するものであり、空気のエンタルピーを減少させてはいない（正確にはエンタルピー一定ではなく、１以下の交換効率によってエンタルピーは若干増加する）。デシカントロータ１５の出口空気は、高温低湿の状態になる。したがって、空気のエンタルピーを減少させる操作は、デシカントロータ１５の下流のアフタークール用冷却器３３や蒸発器３０が担っている。デシカントロータ１５への供給空気の水分濃度（相対湿度）が高いほど、デシカントロータ１５での除湿量（水分濃度の移動量）は多くなるので、プレクール用蒸発器２５において相対湿度を１００％ＲＨ（飽和空気）にすることが必要になる。

また、現状で上市されている低温再生デシカントロータの性能は、R410Aのような汎用冷媒のヒートポンプ回路で得られる５０℃程度の再生空気では、一般に空調で求められる除湿量（導入外気の除湿量）を達成するのに十分とは言えない。そこで、プレクール用蒸発器２５では、デシカントロータ１５での除湿量の確保のためにデシカントロータ１５への供給空気を飽和空気にするとともに、デシカントロータ１５での除湿の不足分を冷却除湿する必要がある。

したがって、外気処理装置１での空気のエンタルピーを減少させる操作は、直接的にはプレクール用蒸発器２５、蒸発器３０、さらにはアフタークール用冷却器３３が担っている。

しかしながら、上記のような操作を確実に行うためには、第１にデシカントロータ１５が再生されていること（再生空気（デシカントロータ１５に供給される還気ＲＡ）が５０℃程度の温度に維持されていること）が必要条件であるので、次に、凝縮器２７の能力を維持することを第１の目的として説明する。

外気処理装置１の給気ＳＡ（室内）の湿度温度・湿度の制御方法としては、まずヒートポンプ回路１２において、インバータによる「圧縮機の回転数制御」を採用する。ヒートポンプ回路１２において、凝縮器２７側の被加熱流体（還気ＲＡ）と蒸発器２５、３０、３１側の被冷却流体（外気ＯＡ）の供給温度と流量が一定の下、図３（ａ）のように圧縮機の回転数が増加すると、蒸発温度（蒸発圧力）は低下し、凝縮温度（凝縮圧力）は上昇し、蒸発器２５、３０、３１および凝縮器２７の能力は大きくなる。

ここでの外気処理装置１のヒートポンプ回路１２は、デシカントロータ１５の再生が主たる操作（第１の目的）であり、給気ＳＡ（室内）の湿度によってインバータによる圧縮機の回転数（冷媒流量）を調節する。この際、凝縮器２７の能力とともに、蒸発器２５、３０、３１の能力も変化する。

たとえば、外気ＯＡの湿度が高くなり温度も高くなった場合（潜熱負荷が大きくなり顕熱負荷も大きくなった場合）には、圧縮機回転数を高め（冷媒流量を増加させ）、凝縮器２７の能力を増加させてデシカントロータ１５を十分に再生し、デシカントロータ１５の除湿性能を高める（給気ＳＡの湿度を低湿にする）ことができる。同時に、プレクール用蒸発器２５の冷却除湿能力を高めて給気湿度を低湿にして、併せて蒸発器３０の能力を増加させて給気ＳＡの温度を低温化することができる。

しかし、給気ＳＡの湿度が高くなり温度は所定値であった（潜熱負荷のみ大きくなった）場合には、圧縮機回転数を高めたのみでは給気ＳＡの温度が過冷になる。そのため、再生熱源用蒸発器３１に供給される温熱源水の流量制御（２方弁制御など）を採用する。たとえば、今、再生熱源用蒸発器３１に温熱源水が供給されていないとき、給気ＳＡの湿度が高くなったことで、上記と同様に圧縮機の回転数が高まる。併せて、再生熱源用蒸発器３１に温熱源水を供給（温熱源水の流量を制御）すると、トータルの蒸発器２５、３０、３１の伝熱面積が増加することになるので、図３（ｂ）のように蒸発圧力（蒸発温度）の低下を抑えることができる。

次に、外気処理装置１の温度の制御性について述べるために、再生熱源用蒸発器３１に温熱源水を供給しているときに、外気条件の変化が給気温度に与える影響について考察する。この外気ＯＡの条件は表１のように、乾球温度30.0℃DB／絶対湿度16.6g/kgDA（Case（１））、32.5℃DB／17.7g/kgDA（Case（２））、および35.0℃DB／18.8g/kgDA（Case（３））の３種類である。

まず、Case（２）の外気条件の下で、熱源水温度30.5℃／蒸発温度20℃として、プレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の仕様（総括伝熱係数×伝熱面積）および運転状態を定めた。表２〜４には、前述の図１での外気処理装置１における各位置ａ〜ｅにおける、空気の乾球温度、絶対湿度、エンタルピー、およびプレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の能力を示す。表２のように、Case（２）での室内への給気ＳＡ（表２〜４のｅの列）は、25.9℃DB／10.50g/kgDAである。

つぎに、上記のプレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の仕様を用いて、Case（１）およびCase（３）の外気条件での運転状態を求める際、プレクール用蒸発器２５の出口空気（表２〜４のｂの列）は22.8℃DB／16.60g/kgDAに固定することで、Case（２）のデシカントロータ１５での除湿量（16.60−10.50＝6.10 g/kgDA）が維持されるよう、蒸発温度を定めた。表３のようにCase（１）での室内への給気ＳＡ（ｅの列）は26.5℃DBであり、蒸発温度は21.6℃であった．また、表４のようにCase（３）での室内への給気ＳＡ（ｅの列）は25.1℃DBであり、蒸発温度は18.4℃であった。表２〜４の範囲での外気条件の変化は、室内への給気温度に1.4deg.（26.5℃DB〜25.1℃DB）の変化を与えることになった。

ここでは、デシカントロータ１５での除湿量が維持されるよう、表１の外気条件は極端な範囲ではないため、上述のような給気温度の変化（1.4deg.）であったが、たとえば外気ＯＡの顕熱負荷が極少の場合には給気ＳＡは過冷になり、前述のような再生熱源用蒸発器３１に供給される温熱源水の流量制御が必要になる。

なお、前述のように、アフタークール用冷却器３３は、蒸発器２５、３０、３１が直列配置されたヒートポンプ回路１２の能力の制御性（給気温度の制御性）を高めることにつながる。このことは、ここでの給気温度の変化（1.4deg.）を、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の給気温度の変化と比較して、つぎに説明する。

表５〜７に、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の、空気の乾球温度、絶対湿度、エンタルピー、および、プレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の能力を示す。外気条件は表１のCase（１）、Case（２）、およびCase（３）の３種類である。

先と同様に、まず、Case（２）の外気条件の下で、蒸発温度20℃／熱源水温度30.5℃として、プレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の仕様（総括伝熱係数×伝熱面積）および運転状態を定めた。表５のようにCase（２）での室内への給気ＳＡ（ｅの列）は、25.9℃DB／10.50g/kgDAである。

つぎに、上記のプレクール用蒸発器２５、アフタークール用冷却器３３、蒸発器３０の仕様を用いて、Case（１）およびCase（３）の外気条件での運転状態を求める際、プレクール用蒸発器２５の出口空気（ｂの列）は22.8℃DB／16.60g/kgDAに固定することで、Case（２）のデシカントロータ１５での除湿量（16.60−10.50＝6.10 g/kgDA）が維持されるよう、蒸発温度を定めた。表６のようにCase（１）での室内への給気（ｅの列）は27.0℃DBであり、蒸発温度は21.6℃であった。また、表７のようにCase（３）での室内への給気（ｅの列）は24.6℃DBであり、蒸発温度は18.4℃であった。表１の範囲での外気条件の変化は、室内への給気温度に2.4deg.（27.0℃DB〜24.6℃DB）の変化を与えることになった。

このように、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の給気温度の変化（2.4deg.）は、前述のように冷熱源水を供給する場合の給気温度の変化（1.4deg.）に比べ、1.7倍に拡大した。換言すれば、アフタークール用冷却器３３は、給気温度の変化を約半減させる。

このことは、アフタークール用冷却器３３が、蒸発器２５、３０、３１が直列配置されたヒートポンプ回路１２の能力の制御性（給気温度の制御性）を高めることにつながることを説明するものである。

図４は、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給した場合の運転状態（表２〜４の運転状態）を空気線図上に示したものである。図５は、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の運転状態（表５〜７の運転状態）を空気線図上に示したものである。また、図６は、表１の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図６には参考のため、プレクール用蒸発器２５の能力と蒸発温度の変化も示す。

さらに、表８の外気条件（その２）と表９の外気条件（その３）においても、以上と同様に、外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について検討した。表１の外気条件では、乾球温度が高いほど絶対湿度が高かったが、表８の外気条件（その２）では、乾球温度が高いほど絶対湿度が低くなっている。また、表９の外気条件（その３）では、乾球温度によらず絶対湿度は一定としている。

表８の外気条件（その２）において、図７はアフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給した場合の運転状態を空気線図上に示したものであり、図８はアフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の運転状態を空気線図上に示したものである。また、図９は表８の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却熱交換器に熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図９には参考のため、プレクール用蒸発器２５の能力と蒸発温度の変化も示す。

表９の外気条件（その３）において、図１０はアフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給した場合の運転状態を空気線図上に示したものであり、図１１はアフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給しない場合の運転状態を空気線図上に示したものである。また、図１２は表９の範囲での外気条件の変化（外気温度の変化）が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図１２には参考のため、プレクール用蒸発器２５の能力と蒸発温度の変化も示す。

外気条件（その２）と外気条件（その３）では、プレクール用蒸発器２５の能力の変化が少なく蒸発温度の変化も少ないので、給気温度の変化も少ない。その結果、アフタークール用冷却器３３に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合での、給気温度の変化の相違も少ない結果となった。

次に、図１３に示す外気処理装置２は、ヒートポンプ回路１２の第１の流路２１において、膨張弁２６と凝縮器２７の間に、別の凝縮器４０を設けている。この別の凝縮器４０には、ヒートポンプ回路１２の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源装置（例えば冷却塔など）で冷却された冷熱源水が供給されている。なお、膨張弁２６と凝縮器２７の間に別の凝縮器４０を設けた点を除けば、図１３に示す外気処理装置２は、先に図１、２で説明した外気処理装置１と実質的に同様の構成を有する。よって、共通する構成要素について図１３中に図１、２と同じ符号を付することにより重複説明を省略する。外気負荷の内の顕熱負荷が大きい条件では、この図１３に示す外気処理装置２のように、第１の流路２１に設けられた凝縮器２７に加えて、別の凝縮器４０の設置が必要な場合もある。

また、図１４に示す外気処理装置３は、第２の流路２２から再生熱源用蒸発器３１を省略したものである。なお、この図１４に示す外気処理装置３においても、図１３に示す外気処理装置２と同様に膨張弁２６と凝縮器２７の間に別の凝縮器４０を設けている。再生熱源用蒸発器３１を省略し、膨張弁２６と凝縮器２７の間に別の凝縮器４０を設けた点を除けば、図１４に示す外気処理装置３は、先に図１、２で説明した外気処理装置１と実質的に同様の構成を有する。よって、共通する構成要素について図１４中に図１、２と同じ符号を付することにより重複説明を省略する。前述のように、負荷条件によっては再生熱源用蒸発器３１が不要な場合もある。例えば、常に外気負荷の内の潜熱負荷の割合が大きくは変化しない場合には、図１４に示す外気処理装置３のように再生熱源用蒸発器３１が無くても、給気温度が過冷になったり、また、再生空気温度が過熱（圧縮機３２の突出温度が過熱）になったりすることがない。

また、図１、２および図１３、１４に示した外気処理装置１〜３は、暖房加湿運転を行うこともできる。図２に示したように、暖房加湿運転の状態では、四方弁２０は、出入り口Ｐ１と出入り口Ｐ４が接続され、出入り口Ｐ２と出入り口Ｐ３が接続され、プレクール用蒸発器２５が凝縮器として機能し、凝縮器２７、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１が蒸発器として機能する。そして、ヒートポンプ回路１２では、凝縮器２７（蒸発器として機能）、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１で吸熱し、蒸発して気体となった冷媒が、圧縮機３２で圧縮された後、プレクール用蒸発器２５（凝縮器として機能）で放熱し液体となった冷媒が、膨張弁２６を経て、凝縮器２７（蒸発器として機能）、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１に供給されていく。こうして、ヒートポンプ回路１２では、凝縮器２７（蒸発器として機能）、蒸発器３０および再生熱源用蒸発器３１で吸熱し、プレクール用蒸発器２５（凝縮器として機能）で放熱する冷凍サイクルが行われる。図１３、１４に示した外気処理装置２、３においても、四方弁２０の切り替えにより、暖房加湿運転を行うことができる。

ここで、図１５に示すように、コンプレッサ内蔵の水熱源小型ヒートポンプユニット５０を建物５１内に複数分配して配置することによって個別空調を行う空調システム５２が知られている。この空調システム５２では、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０に対して配管５５、ポンプ５６を通じて熱源水が供給されており、冷熱源装置（冷却塔）５７で冷却した熱源水、もしくは、温熱源装置（ボイラ）５８で加熱した熱源水が適宜選択して各水熱源小型ヒートポンプユニット５０に供給される。これにより、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０により、冷房もしくは暖房の個別空調が行われる。また、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０は、送風のみの運転、あるいは、運転を停止することもできる。

このような個別空調を行う空調システム５２において、一部に先に図１、２、１３、１４で説明した本発明の実施の形態にかかる外気処理装置１〜３を配置することも考えられる。各水熱源小型ヒートポンプユニット５０と同様に、外気処理装置１〜３にも、配管５５を通じて熱源水が供給される。このようにコンプレッサ内蔵の外気処理装置１〜３を空調システム５２内に配置して、例えば冷房運転時には外気処理装置１〜３で潜熱負荷を処理（除湿）することで、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０では顕熱負荷のみを処理（除湿せずに冷却）することができ、あるいは、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０では主に顕熱負荷を処理（極少除湿と冷却）することになるので、各水熱源小型ヒートポンプユニット５０では“高い蒸発温度”で“高効率”に冷房負荷を処理できる。

本発明は、室内の冷房除湿運転を行う外気処理装置に有用である。

１外気処理装置
１０給気路
１１排気路
１２ヒートポンプ回路
１５デシカントロータ
Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４出入り口
２０四方弁
２１第１の流路
２２第２の流路
２５プレクール用蒸発器
２６膨張弁
２７凝縮器
３０蒸発器
３１再生熱源用蒸発器
３２圧縮機
３３アフタークール用冷却器
５０水熱源小型ヒートポンプユニット
５１建物
５２空調システム
５５配管
５６ポンプ
５７冷熱源装置
５８温熱源装置

Claims

デシカントロータを用いて外気を除湿処理して空調空間に給気する外気処理装置であって、
冷媒を蒸発器、圧縮機、凝縮器および膨張弁の順に循環させて冷凍サイクルを行うヒートポンプ回路を備え、
前記デシカントロータが排気路と給気路にまたがって回転自在に配置され、
前記ヒートポンプ回路の蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの下流側に配置され、
前記ヒートポンプ回路の凝縮器が、前記排気路において前記デシカントロータの上流側に配置され、
前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷却するアフタークール用冷却器が、前記給気路において前記デシカントロータと前記蒸発器の間に配置され、
前記ヒートポンプ回路において、前記蒸発器と前記圧縮機の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の温熱源水を用いて冷媒を蒸発させる再生熱源用蒸発器が配置されていることを特徴とする、外気処理装置。
前記ヒートポンプ回路がプレクール用蒸発器を更に備え、
前記プレクール用蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの上流側に配置されていることを特徴とする、請求項１に記載の外気処理装置。
前記ヒートポンプ回路において、前記膨張弁と前記凝縮器の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷媒を冷却させる別の凝縮器が配置されていることを特徴とする、請求項１または２のいずれかに記載の外気処理装置。