JP6866447B2

JP6866447B2 - 熱源システム制御方法及びその装置

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Publication number: JP6866447B2
Application number: JP2019181335A
Authority: JP
Inventors: 坂本　裕; 裕坂本; 栞小川; 和樹矢島
Original assignee: Shinryo Corp
Current assignee: Shinryo Corp
Priority date: 2019-10-01
Filing date: 2019-10-01
Publication date: 2021-04-28
Anticipated expiration: 2039-10-01
Also published as: JP2021055975A

Description

本発明は、熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御方法及びその装置に関するものである。

近年、冷凍機や冷却塔を備えた熱源システムに対する省エネルギー対策は重要度を増しており、熱源システムを最適に制御するための技術が提案されている。

一般に、ターボ冷凍機やスクリュー冷凍機などの水冷式圧縮冷凍機は、冷却水量を減少させると、ポンプ動力が減少するが、冷凍機の効率が低下して消費電力が増大してしまう。また、冷却塔の風量を減らすと、ファン動力は減少するが、冷却水温度が上昇して冷凍機の消費電力が増大してしまう。このように、冷凍機の動力とポンプやファンなどの補機の動力とはトレードオフの関係にある。そのため、冷凍機と補機の消費エネルギー計算は複雑で、関係するパラメータ（冷却水温度、外気湿球温度、冷却水量、冷却塔風量）も多くなるため、簡単な計算で最適な冷却水量や冷却塔風量を求めることは困難である。

従来、熱源システムを最適に制御するため、外気湿球温度や冷凍機負荷率毎に冷却水量、冷却塔風量を変えながら、総当たりで消費電力を計算して最小な組合せを見つける方法が採用されている。

例えば、特許文献１には、運転条件パラメータとして入力される冷凍機負荷率、冷却水温度、冷却水量、外気湿球温度に基づき、熱源機システム全体の消費エネルギー量を算定するシミュレーションを実施して、その結果を熱源機システム全体としてのエネルギー消費量、コスト、ＣＯ２排出量の評価特性に換算表示する手段を備えた熱源機システム運転ナビゲーションシステムが開示されている。

特開２０１１−２１１１号公報

しかしながら、上記した特許文献１に記載の技術では、最適解を求めるに多くの計測センサと複雑な計算が必要となり、演算用のソフトウェアを稼働して制御指令を出すＰＬＣ（Programmable Logic Controller）が必須となるため、ハードウェアの費用が高額となる。また、複雑な計算を組み込んだソフトウェアの開発も必要となるため、多額の専用ソフトの開発費用が掛かるという問題もがある。

本発明は、上記した課題を解決すべくなされたものであり、制御の簡素化を図ると共にハードウェアやソフトウェア開発に掛かる費用を削減することのできる熱源システム制御方法及びその装置を提供することを目的とするものである。

上記した目的を達成するため、本発明は、冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御方法において、前記冷凍機の負荷率を演算する工程と、予め求められた前記冷凍機の負荷率と前記冷却水往還温度差との関係を示す一次式を用いて、前記冷却水往還温度差が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却水往還温度差となるように、前記冷却水ポンプのモータの回転数を可変に制御する工程と、を含むことを特徴とする。

本発明は、冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御方法において、前記冷凍機の負荷率を演算する工程と、予め求められた前記冷凍機の負荷率と前記冷却塔の風量比との関係を示す一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御する工程と、を含むことを特徴とする。

本発明は、冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御方法において、冷却水往還温度差を演算する工程と、予め求められた前記冷却水往還温度差と前記冷却塔の風量比との関係を示す一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷却水往還温度差に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御する工程と、を含むことを特徴とする。

本発明は、冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御装置において、前記冷凍機の負荷率を演算する制御装置を備え、前記制御装置は、予め求められた前記冷凍機の負荷率と前記冷却水往還温度差との関係を示す一次式を用いて、前記冷却水往還温度差が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却水往還温度差となるように、前記冷却水ポンプのモータの回転数を変化させることを特徴とする。

本発明は、冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御装置において、前記冷凍機の負荷率を演算する制御装置を備え、前記制御装置は、予め求められた前記冷凍機の負荷率と前記冷却塔の風量比との関係を示す一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御することを特徴とする。

本発明は、冷凍機と冷却塔との間で冷却水ポンプによって冷却水を往還させる熱源システムを最適に制御するための熱源システム制御装置において、冷却水往還温度差を演算する制御装置を備え、前記制御装置は、予め求められた前記冷却水往還温度差と前記冷却塔の風量比との関係を示す一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷却水往還温度差に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御することを特徴とする。

本発明によれば、制御の簡素化を図ることができると共にハードウェアやソフトウェア開発に掛かる費用を削減することができる等、種々の優れた効果を得ることができる。

本発明の実施の形態における熱源システムを示す概略図である。冷却水を定流量制御した場合と変流量制御した場合における冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。ターボ冷凍機において冷却水系の配管抵抗値及びポンプの動力を変化させた場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。スクリュー冷凍機において冷却水系の配管抵抗値及びポンプの動力を変化させた場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。別の冷凍機における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。ターボ冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係を示す図である。スクリュー冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係を示す図である。ターボ冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷却水往還温度差との関係を示す図である。スクリュー冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷却水往還温度差との関係を示す図である。複数のスクリュー冷凍機が冷却塔を共有する場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係を示す図である。複数のターボ冷凍機が冷却塔を共有する場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係を示す図である。冷却塔の性能が１００％の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。冷却塔の性能が７０％に低下した場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示す図である。ターボ冷凍機の場合の省エネルギー効果について本発明と従来技術とを比較した結果を示す図である。スクリュー冷凍機の場合の省エネルギー効果について本発明と従来技術とを比較した結果を示す図である。本発明と従来技術のイニシャルコストについて比較した結果を示す図である。

以下、図面を参照しつつ、本発明の実施の形態について説明する。

まず、図１を参照して、本発明の実施の形態における熱源システム１０について説明する。図１は、本発明の実施の形態における熱源システム１０を示す概略図である。

熱源システム１０は、建築物の空調設備（図示省略）に供給される冷水を冷却する冷凍機１１と、冷凍機１１に供給される冷却水を冷却する冷却塔１２と、を備えている。冷却塔１２には、回転数が可変に制御されるファン１３が設けられている。

冷凍機１１と前記空調設備との間には、冷水が循環するように冷水配管１４が配設されている。冷水配管１４には冷凍機１１の冷水循環方向（図１中の矢印参照）の上流側近傍位置に冷水ポンプ１５が設けられている。

冷凍機１１と冷却塔１２との間には、冷却水が循環するように冷却水往配管１６ａ及び冷却水還配管１６ｂがそれぞれ配設されている。冷却水往配管１６ａには、冷凍機１１の冷却水循環方向（図１中の矢印参照）の上流側近傍位置に冷却水ポンプ１７が設けられている。冷却水ポンプ１７には、回転数が可変に制御されるモータ（図示省略）が設けられている。

冷却水往配管１６ａの途中には、冷却塔１２の冷却水循環方向（図１中の矢印参照）の下流側近傍位置に冷却水往温度センサ１８ａが配置されており、冷却水往温度センサ１８ａは冷却水往配管１６ａを流れる冷却水の往温度を計測する。また、冷却水還配管１６ｂの途中には、冷却塔１２の冷却水循環方向（図１中の矢印参照）の上流側近傍位置に冷却水還温度センサ１８ｂが配置されており、冷却水還温度センサ１８ｂは冷却水還配管１６ｂを流れる冷却水の還温度を計測する。

冷却塔１２のファン１３、冷却水ポンプ１７、冷却水往温度センサ１８ａ、及び冷却水還温度センサ１８ｂには、コントローラ１９が電気的に接続されている。コントローラ１９は、本発明の実施の形態において制御装置として機能し、熱源システム１０を最適に制御する。

次に、図１に加えて図２〜図６を参照して、本発明の実施の形態に係る熱源システム制御方法の第１の特徴について説明する。

本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法の第１の特徴は、冷凍機１１の負荷率を演算する工程と、予め求められた冷凍機１１の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示す一次式を用いて、冷却水往還温度差が、前記演算された冷凍機１１の負荷率に対応する冷却水往還温度差となるように、冷却水ポンプ１７のモータの回転数を可変に制御する工程と、を含んでいる。
この場合、図１に示すように、コントローラ１９は、冷却水ポンプ１７のモータ回転数と冷却水往温度センサ１８ａ及び冷却水往配管１６ａで計測された冷却水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算することができる他、例えば冷却水還配管１６ｂに設置した流量計（図示省略）で測定された冷却水量と前記冷却水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算したり、或いは、冷水配管１４に設置した流量計（図示省略）で測定された冷水量と冷水配管１４に設置した冷水往温度センサ及び冷水還温度センサ（いずれも図示省略）で測定された冷水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算したりすることも可能である。

図２は、冷却水を定流量制御した場合と変流量制御した場合における冷凍機１１の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示している。図２中の二点差線は、冷却水を定流量制御（常時１００％の流量）した場合の冷凍機１１の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示し、一点鎖線は、冷却水往還温度差ΔＴを常時５℃として冷却水を変流量制御した場合の冷凍機１１の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示している。ここで、冷凍機１１の負荷率（％）とは、冷凍機１１の設備容量とその設備に掛かる負荷の量との比（負荷の量／設備容量）のことを言う。

一般的に、変流量制御時の冷凍機１１の冷却水流量の下限は一般的に５０％程度であるため、冷凍機１１の負荷率５０％（＝冷却水量５０％）以下の場合の冷却水往還温度差は、冷却水量が５０％の時の温度差ΔＴとなる。したがって、図２中において一点鎖線と二点鎖線で囲まれた範囲が冷却水の運転範囲となり、最適な冷却水往還温度差もこの範囲内になる。

図３は、図２中に、外気湿球温度（７ＷＢ℃、１２ＷＢ℃、１７ＷＢ℃、２２ＷＢ℃、２７ＷＢ℃）毎に最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係をプロットして示している。この場合の冷凍機１１は、三菱重工（登録商標）製のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン）を使用している。図３によれば、外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係は、外気湿球温度によらず、ほぼ同じ軌跡になり、次式（１）のような一次式で示される。次式（１）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図３に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｙ＝５．７Ｘ＋０．６１（Ｙ≦５）（１）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

図４及び図５は、いずれも、冷却水系の配管抵抗値及びポンプの動力を変化させた場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示しており、この場合の冷凍機１１も、図３の場合と同様に、三菱重工（登録商標）製のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン）を使用している。ここで、冷却水系の配管抵抗値とは、冷却水往配管１６ａ及び冷却水還配管１６ｂの抵抗値に加えて、冷凍機１１、冷却塔１２、冷却水ポンプ１７、冷却水往温度センサ１８ａ及び冷却水還温度センサ１８ｂ等の機器の抵抗を含んでいる。

具体的には、図４は、配管抵抗値が４０ｍＡｑで実揚程が５ｍＡｑの場合における外気湿球温度（７ＷＢ℃、１２ＷＢ℃、１７ＷＢ℃、２２ＷＢ℃、２７ＷＢ℃）毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示しており、この関係は次式（２）で示される。次式（２）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図４に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｙ＝７．０Ｘ＋０．５７（Ｙ≦５）（２）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

また、図５は、配管抵抗値が１５ｍＡｑで実揚程が２ｍＡｑの場合における外気湿球温度（７ＷＢ℃、１２ＷＢ℃、１７ＷＢ℃、２２ＷＢ℃、２７ＷＢ℃）毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示しており、この関係は次式（３）で示される。次式（３）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図５に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｙ＝４．８Ｘ＋０．６９（Ｙ≦５）（３）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

このように、一次式（回帰線）は、冷却水系の配管抵抗値が大きく冷却水ポンプの動力が大きい場合には、図４のように前記冷却水の運転範囲の変流量制御の一点鎖線側に寄り、冷却水系の配管抵抗値が小さく冷却水ポンプの動力が小さい場合には、図５のように該冷却水の運転範囲の定流量制御の二点鎖線側に寄るが、いずれの場合も、配管抵抗値やポンプの動力が変更されても、最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係は、外気湿球温度に拘わらず、上式（２）及び（３）のように、一次式で示される。

図６は、上記した冷凍機とは圧縮方式や容量の異なる別の冷凍機における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係を示しており、この場合の冷凍機１１は、神戸製鋼（登録商標）製のインバータ駆動のスクリュー冷凍機（１５０冷凍トン）を使用している。図６によれば、冷凍機の圧縮方式や容量が異なる場合であっても、最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係は、次式（４）のような一次式で示される。次式（４）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図６に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｙ＝５．２Ｘ＋０．５８（Ｙ≦５）（４）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

上記したように、本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法は、冷却水系の配管抵抗値及びポンプの動力や冷凍機１１の圧縮方式や容量などが異なる場合でも適用することができ、高い汎用性を有している。すなわち、本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法は、熱源システム１０の仕様（冷凍機１１の圧縮方式や容量、冷却水系の配管抵抗値、冷却水ポンプ１７の動力など）に合わせて予め求められた一次式を用いて、冷却水往還温度差を制御対象とすることによって、熱源システム１０を最適に制御することができる。

次に、図１に加えて図７及び図８を参照して、本発明の実施の形態に係る熱源システム制御方法の第２の特徴について説明する。

本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法の第２の特徴は、冷凍機１１の負荷率を演算する工程と、予め求められた冷凍機１１の負荷率と冷却塔１２の風量比との関係を示す一次式を用いて、冷却塔１２の風量比が、前記演算された冷凍機１１の負荷率に対応する冷却塔１２の風量比となるように、冷却塔１２のファン１３のモータの回転数を可変に制御する工程と、を含んでいる。
この場合、図１に示すように、コントローラ１９は、冷却水ポンプ１７のモータ回転数と冷却水往温度センサ１８ａ及び冷却水往配管１６ａで計測された冷却水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算することができる他、例えば冷却水還配管１６ｂに設置した流量計（図示省略）で測定された冷却水量と前記冷却水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算したり、或いは、冷水配管１４に設置した流量計（図示省略）で測定された冷水量と冷水配管１４に設置した冷水往温度センサ及び冷水還温度センサ（いずれも図示省略）で測定された冷水往還温度差とから冷凍機１１の負荷率を演算したりすることも可能である。

図７は、ターボ冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔１２の風量比と冷凍機１１の負荷率との関係を示しており、この場合の冷凍機１１は、三菱重工（登録商標）製のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン）を使用している。図８は、スクリュー冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係を示しており、この場合の冷凍機１１は、神戸製鋼（登録商標）製のインバータ駆動のスクリュー冷凍機（１５０冷凍トン）を使用している。ここで、冷却塔１２の風量比（−）とは、冷却塔１２のファン１３の最大風量と運転風量との比（運転風量／最大風量）のことを言う。

図７及び図８によれば、冷凍機の圧縮方式や容量が異なる場合でも、最適な冷却塔１２の風量比と冷凍機１１の負荷率との関係は、次式（５）又は（６）のような一次式で示される。次式（５）及び（６）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図７及び図８にそれぞれ回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｚ＝０．４Ｘ＋０．４７（５）
Ｚ＝０．４３Ｘ＋０．４５（６）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｚは冷却塔の風量比（−）である。

上記したように、本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法は、熱源システム１０の仕様に合わせて予め求められた一次式を用いて、冷却塔１２の風量比を制御対象とすることによって、熱源システム１０を最適に制御することができる。

次に、図１に加えて図９〜図１２を参照して、本発明の実施の形態に係る熱源システム制御方法の第３の特徴について説明する。

本発明の実施に係る熱源制御システム制御方法の第３の特徴は、冷却水往還温度差を演算する工程と、予め求められた冷却水往還温度差と冷却塔１２の風量比との関係を示す一次式を用いて、冷却塔１２の風量比が、前記演算された前記冷却水往還温度差に対応する冷却塔１２の風量比となるように、冷却塔１２のファン１３のモータの回転数を可変に制御する工程と、を含んでいる。

図９は、ターボ冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔１２の風量比と冷却水往還温度差との関係を示しており、この場合の冷凍機１１は、三菱重工（登録商標）製のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン）を使用している。図１０は、スクリュー冷凍機の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔１２の風量比と冷却水往還温度差との関係を示しており、この場合の冷凍機１１は、神戸製鋼（登録商標）製のインバータ駆動のスクリュー冷凍機（１５０冷凍トン）を使用している。なお、図９及び図１０は、いずれも、図１に示されているように冷凍機１１と冷却塔１２とが１対１で設置されている場合の関係を示している。

図９及び図１０によれば、冷凍機の圧縮方式や容量が異なる場合でも、最適な冷却塔１２の風量比と冷却水往還温度差との関係は、次式（７）又は（８）のような一次式で示される。次式（７）及び（８）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図９及び図１０にそれぞれ回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｚ＝０．０８５Ｗ＋０．３９（７）
Ｚ＝０．０９２Ｗ＋０．３８（８）
ここで、Ｗは測定値の冷却水往還温度差（℃）、Ｚは冷却塔の風量比（−）である。

図１１及び図１２は、いずれも、複数の冷凍機１１が冷却塔１２を共有する場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔１２の風量比と冷凍機１１の負荷率との関係を示している。具体的には、図１１は、４台のインバータ駆動のスクリュー冷凍機（１５０冷凍トン×４）が冷却塔１２を共有する場合であり、この場合における外気湿球温度毎の最適な冷却塔の風量比と冷凍機負荷率との関係は、次式（９）のような一次式で示される。次式（９）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図１１に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｚ＝０．６３Ｘ＋０．３１（９）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｚは冷却塔の風量比（−）である。

また、図１２は、１台のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン×１）と２台の定速ターボ冷凍機（１３５０冷凍トン×２）が冷却塔１２を共有する場合であり、この場合における、最適な冷却塔１２の風量比と冷凍機負荷率との関係は、次式（１０）のような一次式で示される。次式（１０）は、最小二乗法による回帰式に近似して求められ（図１２に回帰線として破線で示されている）、コントローラ１９などの記憶手段（図示省略）に予め格納される。
Ｚ＝０．４８Ｘ＋０．４１（１０）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｚは冷却塔の風量比（−）である。

このように異なる種類の複数の冷凍機が冷却塔を共有する場合であっても、冷凍機全体の負荷率を変数にすれば、外気湿球温度によらずに、予め求められた一次式を用いて熱源システム１０を最適に制御することができる。

次に、冷却塔１２の経年劣化やショートサーキットなどによって冷却塔１２の性能に変化が生じた場合に、熱源システム１０の制御特性に与える影響について検討した結果を説明する。

図１３に示されているように、冷却塔１２の性能が１００％の場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係は、次式（１１）のような一次式で示される（図１３に回帰線として破線で示されている）。
Ｙ＝５．８Ｘ＋０．５６（Ｙ≦５）（１１）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

これに対して、図１４に示されているように、冷却塔１２の性能が７０％に低下した場合における外気湿球温度毎の最適な冷却水往還温度差と冷凍機負荷率との関係は、上式（１１）とほぼ同じ次式（１２）のような一次式で示される（図１４に回帰線として破線で示されている）。
Ｙ＝５．９Ｘ＋０．５８（Ｙ≦５）（１２）
ここで、Ｘは冷凍機負荷率（−）、Ｙは制御目標値の冷却水往還温度差（℃）である。

すなわち、本発明によれば、冷却塔１２の経年劣化やショートサーキットなどで冷却塔１２の性能が落ちたとしても、熱源システム１０の制御特性にほとんど影響を与えないため、冷却塔１２の経年劣化やショートサーキットなどにより冷却能力が変化しても熱源システム１０の調整を行う必要がない。

次に、熱源システム１０の省エネルギー性能について、従来技術と本発明とを比較した結果について説明する。

具体的には、一般的なオフィスを想定した年間空調熱負荷条件において、熱源システムを最適に制御する従来技術を採用していない比較例１と、熱源システムを最適に制御する従来技術を採用している比較例２と、上記した本発明の熱源システム１０とについて、それぞれ、冷凍機１１、冷却水ポンプ１７、及び冷却塔１２のファン１３の総消費電力量を試算して比較した。

図１５は、三菱重工（登録商標）製のインバータ駆動のターボ冷凍機（９００冷凍トン×１台）の場合の省エネルギー効果について本発明と従来技術とを比較した結果を示しており、図１６は、神戸製鋼（登録商標）製のインバータ駆動のスクリュー冷凍機（１５０冷凍トン×１台）の場合の省エネルギー効果について比較した結果を示している。

図１５及び図１６に示されている試算結果によれば、冷凍機１１の機種や容量に拘わらず、本発明の熱源システム１０は、比較例１の従来技術より優れた省エネルギー効果を発揮するのは言う迄もなく、比較例２の従来技術と比較しても同等の省エネルギー効果を得ることを確認することができた。

また、図１７は、比較例２の従来技術と本発明（冷却水ポンプのモータ回転数と冷却水往還温度差とから冷凍機負荷率を演算する場合）のイニシャルコストについて試算して比較した結果を示している。図１７によれば、本発明のイニシャルコストは比較例２の従来技術のイニシャルコストの１６分の１で済むことが分かった。すなわち、本発明によれば、比較例２の従来技術と同等の優れた省エネルギー効果を発揮しつつ、イニシャルコストの大幅な削減を図ることができる。

上記したように本発明の熱源システム制御方法及びその装置によれば、冷凍機１１の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示す一次式、或いは冷凍機１１の負荷率と冷却塔１２の風量比との関係を示す一次式、或いは冷却水往還温度差と冷却塔１２の風量比との関係を示す一次式さえ求めれば、コントローラ１９による単純でシンプルな制御で優れた省エネルギー効果を発揮することができる。

また、外気湿球温度の計測が不要で、最小限のセンサだけで最適化制御を行うことができるため、物件毎に新たなソフトウェアを開発したり、複雑な計算をこなすＰＬＣを用いたりする必要がなく、汎用の安価な制御装置（コントローラ１９）を使用することができる。

さらに、コントローラ１９による熱源システム１９の最適な制御が、冷却水の温度差と流量の関係で成立するため、冷凍機１１が複数連携する場合でも冷却水ポンプ１７毎に独立した制御をかけることができる。

なお、上記した本発明の実施の形態の説明は、本発明に係る熱源システム制御方法及びその装置における好適な実施の形態を説明しているため、技術的に好ましい種々の限定を付している場合もあるが、本発明の技術範囲は、特に本発明を限定する記載がない限り、これらの態様に限定されるものではない。すなわち、上記した本発明の実施の形態における構成要素は適宜、既存の構成要素等との置き換えが可能であり、かつ、他の既存の構成要素との組合せを含む様々なバリエーションが可能であり、上記した本発明の実施の形態の記載をもって、特許請求の範囲に記載された発明の内容を限定するものではない。

１０熱源システム
１１吸収式冷凍機
１２冷却塔
１３ファン
１７冷却水ポンプ
１９コントローラ（制御装置）

Claims

冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システム制御方法において、
前記冷凍機の負荷率を演算する工程と、
外気湿球温度によらずに前記冷凍機の負荷率と冷却水往還温度差との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却水往還温度差が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却水往還温度差となるように、前記冷却水ポンプのモータの回転数を可変に制御する工程と、
を含むことを特徴とする熱源システム制御方法。
冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システム制御方法において、
前記冷凍機の負荷率を演算する工程と、
外気湿球温度によらずに前記冷凍機の負荷率と前記冷却塔の風量比との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御する工程と、
を含むことを特徴とする熱源システム制御方法。
冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システム制御方法において、
冷却水往還温度差を演算する工程と、
外気湿球温度によらずに前記冷却水往還温度差と前記冷却塔の風量比との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷却水往還温度差に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御する工程と、
を含むことを特徴とする熱源システム制御方法。
冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システム制御装置において、
前記冷凍機の負荷率を演算する制御装置を備え、
前記制御装置は、外気湿球温度によらずに前記冷凍機の負荷率と前記冷却水往還温度差との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却水往還温度差が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却水往還温度差となるように、前記冷却水ポンプのモータの回転数を変化させることを特徴とする熱源システム制御装置。
冷凍機と、冷却塔と、該冷凍機と該冷却塔との間に冷却水を往還させる冷却水ポンプと、を備えた熱源システム制御装置において、
前記冷凍機の負荷率を演算する制御装置を備え、
前記制御装置は、外気湿球温度によらずに前記冷凍機の負荷率と前記冷却塔の風量比との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷凍機の負荷率に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御することを特徴とする熱源システム制御装置。
冷凍機と冷却塔との間で冷却水ポンプによって冷却水を往還させる熱源システム制御装置において、
冷却水往還温度差を演算する制御装置を備え、
前記制御装置は、外気湿球温度によらずに前記冷却水往還温度差と前記冷却塔の風量比との関係を示す予め求められた一次式を用いて、前記冷却塔の風量比が、前記演算された前記冷却水往還温度差に対応する前記冷却塔の風量比となるように、前記冷却塔のファンのモータの回転数を可変に制御することを特徴とする熱源システム制御装置。