JP2004184052A

JP2004184052A - Control device

Info

Publication number: JP2004184052A
Application number: JP2002355204A
Authority: JP
Inventors: Yoshihiko Tanaka; 良彦田中; Kenichi Fujii; 研一藤井; Yuta Kotajima; 雄太古田島; Toshihiro Hori; 俊博堀; Yuji Honda; 裕二本田; Tomoaki Sato; 友昭佐藤; Masafumi Takesako; 雅史竹迫; Kiyoshi Harigai; 清針谷
Original assignee: Azbil Corp; Mitsubishi Jisho Sekkei Inc
Current assignee: Azbil Corp; Mitsubishi Jisho Sekkei Inc
Priority date: 2002-12-06
Filing date: 2002-12-06
Publication date: 2004-07-02
Anticipated expiration: 2022-12-06
Also published as: JP3828485B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To allow efficient operation of a heat source device. <P>SOLUTION: This control device is configured such that a carrying capacity (a rated flow rate) of a heat medium pump P is larger than a designed value (a designed flow rate) of a pump heat medium flow rate in exerting the maximum capability of a heat source machine G. The used heat medium pump P is a variable flow pump, whose discharge flow rate is controlled to make a differential pressure ▵P constant. The control device can control the opening of a bypass valve 8 with a decrease in the flow rate of a heat medium required by an external load 4, and it can control the discharge flow rate of the pump P to make the differential pressure ▵P constant while changing a stage increasing threshold or a stage reducing threshold for increasing or reducing the stage of the number of the heat source machines G and the pumps P to be operated with a going/returning temperature difference. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、熱媒を循環する熱源装置に用いられる制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図４に従来の熱源装置の計装図を示す。同図において、Ｇ１〜Ｇ３は熱媒を生成する熱源、Ｐ１〜Ｐ３は熱源Ｇ１〜Ｇ３が生成する熱媒を搬送する熱媒ポンプ、２は熱源Ｇ１〜Ｇ３からの熱媒（冷水／温水）を混合する往ヘッダ、３は往水管路、４は往ヘッダ２から往水管路３を介して送られてくる熱媒の供給を受ける外部負荷（地域冷暖房の需要家、空調機・ファンコイル等の熱負荷）、５は還水管路である。熱源Ｇ（Ｇ１〜Ｇ３）には冷却水ポンプＧＰ（ＧＰ１〜ＧＰ３）や冷却塔ファンＧＦ（ＧＦ１〜ＧＦ３）が補機として設けられている。
【０００３】
６は外部負荷４において熱交換され還水管路５を介して送られてくる熱媒が戻される還ヘッダ、７は往ヘッダ２と還ヘッダ６とを連通するバイパス管路、８はバイパス管路７に設けられたバイパス弁、９は往ヘッダ２と還ヘッダ６との間の熱媒の差圧ΔＰを計測する差圧計、１０は往ヘッダ２から外部負荷５への熱媒の温度を往水温度ＴＳとして計測する往水温度センサ、１１は還ヘッダ６に戻される熱媒の温度を還水温度ＴＲとして計測する還水温度センサ、１２は還ヘッダ６に戻される熱媒の流量（外部負荷５に供給される熱媒の流量）を負荷流量Ｆとして計測する流量計、１３は制御装置である。
【０００４】
この熱源装置において、熱媒ポンプＰ１〜Ｐ３により圧送された熱媒は、熱源Ｇ１〜Ｇ３により冷却あるいは加熱され、往ヘッダ２において混合され、往水管路３を介して外部負荷４へ供給される。そして、外部負荷４において熱交換され、還水管路５を介して還ヘッダ６に戻され、再び熱媒ポンプＰ１〜Ｐ３によって圧送され、以上の経路を循環する。例えば、熱源Ｇ１〜Ｇ３を冷凍機とした場合、熱媒は冷水とされ、上述した経路を循環する。熱源Ｇ１〜Ｇ３を加熱機とした場合、熱媒は温水とされ、上述した経路を循環する。
【０００５】
制御装置１３は、差圧計９によって計測される往ヘッダ２と還ヘッダ６との間の差圧ΔＰを監視し、この差圧ΔＰを一定とするようにバイパス弁８の開度、すなわちバイパス管路７を流れる熱媒の流量（バイパス流量）を制御する。また、制御装置１３は、流量計１２が計測する負荷流量Ｆに応じて熱源Ｇ１〜Ｇ３および熱媒ポンプＰ１〜Ｐ３の運転台数を制御する。なお、熱媒ポンプＰ１〜Ｐ３は、熱源Ｇ１〜Ｇ３を経由してオン／オフされる。
【０００６】
この熱源装置において、熱源Ｇ１〜Ｇ３の設計能力（最大能力）や設計流量（最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値）、熱媒ポンプＰ１〜Ｐ３の搬送容量（定格流量）などは、外部負荷４において必要とされる最大熱負荷量を考慮して定められる。例えば、この熱源装置を冷水熱源装置とした場合、往水温度ＴＳを５℃、還水温度ＴＲを１４℃と想定し、外部負荷４において必要とされる最大熱負荷量を賄い得る冷水の必要流量を算出する。この冷水の必要流量は、往水温度ＴＳと還水温度ＴＲとの温度差（往還温度差）と流量との積が熱負荷量に相当するので、必要とされる最大熱負荷量を往還温度差で除することによって求められる。
【０００７】
ここで、冷水の必要流量が１００８ｍ^３／ｈとして求められたとすると、熱源（冷凍機）Ｇの１台当たりの設計流量を３３６ｍ^３／ｈ、熱媒ポンプＰの１台当たりの搬送容量（定格流量）を３３６ｍ^３／ｈとする。また、３３６ｍ^３／ｈで送られてくる１４℃の還水をその最大能力発揮時に５℃に冷却することができるように、熱源Ｇの１台当たりの最大能力を例えば１０００ＲＴとする。
【０００８】
以下、この熱源装置を冷水熱源装置とした場合を例にとり、制御装置１３が行う処理動作の概要について説明する。熱源起動時刻に達すると（図５に示すステップ５０１）、制御装置１３は、１番目の熱源Ｇ１および熱媒ポンプＰ１を起動する（ステップ５０２）。すなわち、冷却水ポンプＧＰ１や冷却塔ファンＧＦ１をオンとして熱源（冷凍機）Ｇ１の運転を開始するとともに、熱媒ポンプＰ１を定格流量で起動する。
【０００９】
これにより、熱媒ポンプＰ１から熱源Ｇ１に３３６ｍ^３／ｈの熱媒が送られ、この熱媒が熱源Ｇ１において５℃の冷水とされ、往ヘッダ２へ送られる。ここで、外部負荷４はまだ運転が開始されていない（冷水弁４−１は未だ閉じられている）ので、その全量がバイパス管路７を通して還ヘッダ６へ戻される。この際、制御装置１３は、差圧計９からの差圧ΔＰを監視し、この差圧ΔＰが一定となるように、バイパス弁８の開度を制御する（ステップ５０３）。
【００１０】
外部負荷４の運転が開始されると（ステップ５０４のＹＥＳ）、すなわち外部負荷４における冷水弁４−１が開かれると、往ヘッダ２からバイパス管路７へ送られている冷水が分流して外部負荷４へ送られる。このとき、差圧ΔＰが下がろうとするので、制御装置１３は、差圧ΔＰが下がらないようにバイパス弁８の開度を制御する（ステップ５０５）。このバイパス弁８の制御により、外部負荷４が要求する冷水の流量が増大するにつれ、バイパス弁８は閉じられて行く。バイパス弁８が全閉とされると、熱源Ｇ１から往ヘッダ２へ送られる冷水の全量が外部負荷４へ送られるようになる。
【００１１】
制御装置１３は、外部負荷４に供給される冷水の流量を流量計１２により負荷流量Ｆとして監視しており、この負荷流量Ｆが第１の増段閾値として予め定められている所定流量Ｆ１ｕ（この例では、３３６ｍ^３／ｈ）に達すると（ステップ５０６のＹＥＳ）、２番目の熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２を起動する（ステップ５０７）。すなわち、冷却水ポンプＧＰ２や冷却塔ファンＧＦ２をオンとして熱源Ｇ２の運転を開始するとともに、熱媒ポンプＰ２を定格流量で起動する。
【００１２】
これにより、熱媒ポンプＰ２から熱源Ｇ２に３３６ｍ^３／ｈの熱媒が送られ、この熱媒が熱源Ｇ２において５℃の冷水とされ、往ヘッダ２へ送られる。この場合、差圧ΔＰが上がろうとするので、制御装置１３は、バイパス弁８を開いて、差圧ΔＰが上がらないようにする。これにより、過剰に生成された冷水がバイパス管路７を通して還ヘッダ６へ戻され、必要される流量の冷水が外部負荷４へ供給される。
【００１３】
以下同様にして、制御装置１３は、差圧ΔＰが一定となるようにバイパス弁８の開度を制御し、負荷流量Ｆが第２の増段閾値として予め定められている所定流量Ｆ２ｕ（この例では、６７２ｍ^３／ｈ）に達すると、３番目の熱源Ｇ３および熱媒ポンプＰ３を起動する。その後、外部負荷４が要求する冷水の流量が少なくなり、負荷流量Ｆが第２の減段閾値として予め定められている所定流量Ｆ２ｄ（この例では、５３８ｍ^３／ｈ）を下回ると、熱源Ｇ３および熱媒ポンプＰ３の運転を停止する。外部負荷４が要求する冷水の流量がさらに少なくなり、負荷流量Ｆが第１の減段閾値として予め定められている所定流量Ｆ１ｄ（この例では、２６９ｍ^３／ｈ）を下回ると、熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２の運転を停止する（例えば、特許文献１参照）。
【００１４】
【特許文献１】
特開２０００−１８６８３号公報（第２図）
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
上述した冷水熱源装置において、熱源Ｇは、３３６ｍ^３／ｈで１４℃の熱媒が送られてくる場合に、すなわち送られてくる熱媒と生成する冷水（５℃）との温度差が９℃である場合に、その最大能力を発揮する。逆に言うと、３３６ｍ^３／ｈで還水が送られてきても、生成する冷水（５℃）との往還温度差が９℃以下である場合には、熱源Ｇは自己の冷却能力を絞って運転する。
【００１６】
実際の建物においてこの冷水熱源装置を運用してみると、還水温度ＴＲは実際には１４℃となることは少なく、１４℃以下になってしまうことが多い。これは、外部負荷４に設計値以上の冷水が流れていたり（バルブの開き過ぎ、圧力のかかり過ぎ）、外部負荷４における熱交換器を通過する風量が不足していたり、熱交換器が劣化していたりといった様々な原因で生じる。
【００１７】
例えば、熱源Ｇ１および熱媒ポンプＰ１のみを運転している場合を想定すると、往水温度ＴＳは５℃であるが、還水温度ＴＲが設計値である１４℃よりも大幅に低い１１℃であるというようなことがあり得る。この場合、熱源Ｇ１は、３３６ｍ^３／ｈの熱媒に９℃（＝１４℃−５℃）の温度差をつけるだけの最大能力を有するにも拘わらず、６℃（＝１１℃−５℃）の温度差をつけるために自己の冷却能力を絞って運転し、最大能力を発揮しない。なお、正確には、バイパス管路７を介して還ヘッダ６に戻される冷水によって熱源Ｇ１に送られる熱媒は還水温度ＴＲよりも低くなる。
【００１８】
このような状態で、外部負荷４が要求する冷水の流量が増大し、負荷流量Ｆが第１の増段閾値Ｆ１ｕ（３３６ｍ^３／ｈ）に達すると、熱源Ｇ１が能力を絞って運転しているにも拘わらず、熱源Ｇ２への増段が図られてしまう。例えば、この時の熱源Ｇ１の発揮能力を最大能力の６０％とした場合、４０％の冷却能力の余裕がまだあるにも拘わらず、熱源Ｇ２への増段が図られてしまう。熱源Ｇ１において余力を残したままで、熱源Ｇ２への増段を図ることは、冷却水ポンプＧＰ２，冷却塔ファンＧＦ２を含めて、熱源Ｇ２や熱媒ポンプＰ２を早めに起動することになり、エネルギーの過剰消費となる。
【００１９】
また、熱源Ｇ２への増段が図られると、余剰な冷水がバイパス管路７を通して往ヘッダ２から還ヘッダ６へ戻されて熱源Ｇ１，Ｇ２が生成する冷水と熱源Ｇ１，Ｇ２への熱媒の温度差がさらに小さくなる。その結果、熱源Ｇ１，Ｇ２はさらに低能力（例えば、３０％）で運転されるようになる。熱源Ｇは最大能力を発揮した状態（全負荷状態）で運転効率が最も高くなるように設計されている（吸収式冷凍機の場合は設計条件が若干異なる）ので、余力を残した状態（部分負荷状態）で運転し、かつ運転台数を増やすことは、補機動力の過剰消費になり、冷水熱源装置全体としての運転効率の低下を招く。
【００２０】
〔熱媒ポンプＰの搬送容量を熱源Ｇの設計流量よりも大きくした場合〕
還水温度ＴＲが設計値よりも低いために熱源Ｇの運転効率が低下するという問題に対し、熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３に対する熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の搬送容量（定格流量）を熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３の設計流量よりも大きくすることが考えられる。例えば、１４℃の熱媒を５℃の冷水とすることを前提とした熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３の設計流量（３３６ｍ^３／ｈ）に対し、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の搬送容量を６００ｍ^３／ｈに増大することが考えられる。この場合、制御装置１３における第１の増段閾値Ｆｕ１を６００ｍ^３／ｈ、第２の増段閾値Ｆｕ２を１２００ｍ^３／ｈとすれば、還水温度ＴＲが低く熱媒の流量が増大しても、熱源Ｇ１，Ｇ２が高能力を発揮した状態になるまでは増段を抑えることが可能となる。
【００２１】
しかしながら、この方法では、熱媒ポンプＰを６００ｍ^３／ｈで常に駆動するために、熱媒ポンプＰでのエネルギーの消費量が過大となる。また、熱源Ｇが最大能力を発揮して６００ｍ^３／ｈの流量の熱媒を例えば１１℃から５℃に冷却する（６℃の温度差をつける）ものとすれば、熱源Ｇへの還水の温度が１１℃以上となる場合には、熱源Ｇ１の能力が不足して、５℃の冷水を生成することができなくなる。
なお、上述においては、冷水熱源装置を例にとって説明したが、温水熱源装置においても同様の問題が生じる。
【００２２】
本発明はこのような課題を解決するためになされたもので、その目的とするところは、熱源の最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値（設計流量）よりも大きい搬送容量（定格能力）を有する熱媒ポンプを使用することによって、往還水温度差が設計値に対して低下しているような場合でも熱源に最も運転効率のよい状態である最大能力またはそれに近い能力（高能力）を発揮させた状態で増段を図ることを可能とするとともに、エネルギーの消費量を少なくし、熱源装置をより効率よく運転することの可能な制御装置を提供することにある。
【００２３】
また、熱源の最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値（設計流量）よりも大きい搬送容量（定格流量）を有する熱媒ポンプを使用することによって、往還水温度差が設計値に対して低下しているような場合でも熱源に最も運転効率のよい状態である最大能力またはそれに近い能力（高能力）を発揮させた状態で増段を図ることを可能とするとともに、熱源の能力が不足して往水温度が不足（冷房の場合には上昇、暖房の場合には低下）するような事態に陥いらないように、直ちにに増段を図って能力不足を生じさせないようにし、熱源装置をより効率よく運転することの可能な制御装置を提供することにある。
【００２４】
【課題を解決するための手段】
このような目的を達成するために、第１発明（請求項１に係る発明）は、熱媒を生成する熱源と、この熱源が生成する熱媒を搬送する当該熱源の最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値（設計流量）よりも大きい搬送容量（定格流量）を有する流量可変型の熱媒ポンプと、熱源からの熱媒を受ける往ヘッダと、この往ヘッダから送水される熱媒の供給を受ける外部負荷と、この外部負荷において熱交換された熱媒を熱源に戻す還ヘッダと、往ヘッダと還ヘッダとを連通するバイパス管路とを備えた熱源装置に用いられる制御装置であって、熱源を熱媒ポンプの吐出流量を所定値として起動する熱源起動手段と、往ヘッダと還ヘッダとの間の熱媒の差圧を一定とするように熱媒ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、外部負荷が要求する熱媒の流量の減少に伴い、吐出流量制御手段によって差圧を一定とすることが困難となった場合、バイパス管路を流れる熱媒の流量を制御するバイパス流量制御手段とを設けたものである。
【００２５】
例えば熱源起動時刻に達すると、熱源が熱媒ポンプの吐出流量を所定値（例えば、１５０ｍ^３／ｈ）として起動される。このとき、外部負荷の運転がまだ開始されていないとすると、熱源からの熱媒の全量がバイパス管路を通して還ヘッダに戻される。この際、制御装置は、往ヘッダと還ヘッダとの間の熱媒の差圧ΔＰを一定とするように、バイパス管路を流れる熱媒の流量を制御する。
【００２６】
この状態で、外部負荷の運転が開始されると、往ヘッダからバイパス管路へ送られている熱媒が分流して外部負荷へ送られる。このとき、往ヘッダと還ヘッダとの間の差圧ΔＰが下がろうとするので、制御装置は、差圧ΔＰが下がらないように、バイパス管路を流れる熱媒の流量（バイパス流量）を制御する。このバイパス流量の制御により、外部負荷が要求する熱媒の流量が増大するにつれて、バイパス管路を流れる熱媒の流量は少なくなり、バイパス流量が零となると、熱源から往ヘッダへ送られる熱媒の全量が外部負荷へ送られるようになる。
【００２７】
外部負荷がさらに熱媒を要求すると、熱源からはそれ以上の熱媒を供給することができないため、差圧ΔＰを一定に維持することが困難となる。この発明において、制御装置は、差圧ΔＰを一定とするように、それまで所定値としていた熱媒ポンプの吐出流量の制御を開始する。これにより、バイパス流量を零とした状態で、外部負荷への熱媒のさらなる供給が行われる。
【００２８】
外部負荷が要求する熱媒の流量が増大するにつれ、熱媒ポンプの吐出流量は大きくなり、やがて熱源の設計流量（例えば、３３６ｍ^３／ｈ）に達する。この場合、熱媒ポンプの搬送容量は熱源の設計流量よりも大きくされているので（例えば、６００ｍ^３／ｈ）、外部負荷の要求に応えて熱媒ポンプの吐出流量をさらに大きくすることができる。ここで、増段閾値を６００ｍ^３／ｈとすれば、往還水温度差が設計値に対して低下している場合でも、熱源に高能力を発揮させた状態で増段を図ることが可能となる。
【００２９】
一方、外部負荷が要求する熱媒の流量の減少に伴い、熱媒ポンプの吐出流量の制御によって差圧を一定とすることが困難となると、バイパス管路を流れる熱媒の流量が制御されるようになる。すなわち、熱媒ポンプの吐出流量の制御からバイパス流量の制御に切り換わる。
【００３０】
この発明で注目すべき点は、熱媒ポンプはその定格流量（搬送容量：６００ｍ^３／ｈ）で常に駆動されるのではなく、外部負荷が要求する熱媒の流量が増大するにつれて、所定値（１５０ｍ^３／ｈ）から熱源の設計流量（３３６ｍ^３／ｈ）を経て熱媒ポンプの定格流量（６００ｍ^３／ｈ）へと変化することである。すなわち、この発明では、熱源の設計流量よりも大きい搬送容量（定格流量）を有する熱媒ポンプを使用しているが、この熱媒ポンプはその定格流量で常に駆動されるのではなく、各時点において外部負荷が要求する熱媒の流量を賄うことができる流量でしか駆動されない。したがって、熱媒ポンプを常にその定格容量で駆動する場合と比べて、熱媒ポンプでの消費エネルギーは遙かに少なくなる。
【００３１】
第２発明（請求項２に係る発明）は、第１発明において、熱源を通過する熱媒の流量を監視し、この熱媒の流量が予め設定されている最低熱媒量を下回らないように、熱媒ポンプの吐出流量を制御するフェールセーフ手段を設けたものである。この発明によれば、熱源を通過する熱媒の流量が予め設定されている最低熱媒量（例えば、１２０ｍ^３／ｈ）を下回る虞れがある場合には、熱媒ポンプの吐出流量が増大される。
【００３２】
冷凍機は、そこを通過する熱媒が過少となると、凍結してしまう虞れがある。そこで、通常は、最低熱媒量を定め、この最低熱媒量を下回ると、冷凍機を自動停止させるということが行われる。第１発明において、熱媒ポンプは所定値（例えば、１５０ｍ^３／ｈ）として起動されるが、これは熱媒ポンプへの指令値であって実際に熱媒ポンプの吐出流量が１５０ｍ^３／ｈになっているか否かは定かではない。そこで、第２発明では、熱源を通過する熱媒の流量を監視し、最低熱媒量を下回らないないように熱媒ポンプの吐出流量を制御する。
【００３３】
第３発明（請求項３に係る発明）は、熱媒を生成する第１〜第Ｎ（Ｎ≧２）の熱源と、この第１〜第Ｎの熱源が生成する熱媒を搬送する当該熱源の最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値（設計流量）よりも大きい搬送容量（定格流量）を有する第１〜第Ｎの流量可変型の熱媒ポンプと、第１〜第Ｎの熱源からの熱媒を混合する往ヘッダと、この往ヘッダから送水される熱媒の供給を受ける外部負荷と、この外部負荷において熱交換された熱媒を第１〜第Ｎの熱源に戻す還ヘッダと、往ヘッダと還ヘッダとを連通するバイパス管路とを備えた熱源装置に用いられ、外部負荷へ供給される熱媒の流量を予め定められている増段閾値および減段閾値と比較して熱源および熱媒ポンプの運転台数を増減段する制御装置であって、往ヘッダから送水される熱媒と還水ヘッダに戻される熱媒の温度差に応じて熱源および熱媒ポンプの運転台数を増減段する際の増段閾値および減段閾値を変更する閾値変更手段を設けたものである。
【００３４】
この発明によれば、熱媒ポンプの定格流量が熱源の設計流量（例えば、３３６ｍ^３／ｈ）よりも大きくされているので（例えば、６００ｍ^３／ｈ）、例えば熱源が１台運転されているものとすると、外部負荷へは最大６００ｍ^３／ｈの熱媒を供給することが可能である。ここで、運転中の熱源が１台の時の増段閾値を６００ｍ^３／ｈとすれば、往還水温度差が設計値に対して低下している場合でも、熱源が高能力を発揮した状態になるまでは増段を抑えることが可能となる。
【００３５】
例えば、冷水熱源装置において、往水温度ＴＳの設計値を５℃、還水温度ＴＲの設計値を１４℃とした場合、実際の冷水熱源装置では還水温度ＴＲが１１℃であるというようなことがあり得る。このような場合を想定し、１１℃の還水を６００ｍ^３／ｈで熱源へ送った時に、熱源が最大能力を発揮して５℃の冷水が生成されるようにする。
【００３６】
しかし、このようにすると、熱源への還水の温度が１１℃以上となると、熱源の能力が不足して、５℃の冷水を生成することができなくなる。すなわち、外部負荷へ供給する冷水の温度を設定温度である５℃に維持することが困難となる。このような場合、制御装置は、往水温度ＴＳと還水温度ＴＲとの差（往還温度差）に応じて、熱源および熱媒ポンプの運転台数を増減段する際の増段閾値および減段閾値を変更する。
【００３７】
例えば、現在の往還温度差（実往還温度差）と設計温度差と熱源の設計流量とから、下記（１）式に従って実往還温度差の時に熱源が最大能力を発揮するために必要な流量Ｑを求め、この求めた流量Ｑを運転中の熱源および熱媒ポンプが１台である場合の増段閾値Ｆ１ｕとする。また、求めた増段閾値Ｆ１ｕに対して、例えば２０％のヒステリシスを持たせた値を運転中の熱源および熱媒ポンプが２台である場合の減段閾値Ｆ１ｄとする。
このようにすると、差圧ΔＰを一定とするように熱媒ポンプの吐出流量を制御する方式とした場合、熱源が最大能力を発揮するであろう時点で増段を図ることが可能となる。
Ｑ＝（設計往還温度差／実往還温度差）×熱源の設計流量・・・・（１）
【００３８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図面に基づいて詳細に説明する。図１はこの発明の一実施の形態を示す熱源装置の計装図である。同図において、図４と同一符号は図４を参照して説明した構成要素と同一或いは同等構成要素を示し、その説明は省略する。
【００３９】
この実施の形態では、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の搬送容量（定格流量）を熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３の最大能力発揮時におけるポンプ熱媒流量の設計値（設計流量）よりも大きくしている。例えば、熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３の設計流量である３３６ｍ^３／ｈに対し、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の搬送容量を６００ｍ^３／ｈとしている。
【００４０】
また、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３にインバータＩＮＶ１，ＩＮＶ２，ＩＮＶ３を設け、このインバータＩＮＶ１，ＩＮＶ２，ＩＮＶ３へ制御装置１３Ａからインバータ出力を与え、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の吐出流量を制御するようにしている。すなわち、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３として流量可変型の熱媒ポンプを用いている。
【００４１】
また、熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３からの熱媒の往ヘッダ２への循環通路に流量計１４−１，１４−２，１４−３を設け、これら流量計１４−１，１４−２，１４−３が計測する熱媒の流量Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３を制御装置１３Ａへ与えるようにしている。
【００４２】
制御装置１３Ａは、プロセッサや記憶装置からなるハードウェアと、これらのハードウェアと協働して各種機能を実現させるプログラムとによって実現される。制御装置１３Ａには、従来の制御装置１３と同様に、往水温度センサ１０からの往水温度ＴＳ、還水温度センサ１１からの還水温度ＴＲ、流量計１２からの負荷流量Ｆ、差圧計１２からの差圧ΔＰが与えられる。
【００４３】
以下、この熱源装置を冷水熱源装置とした場合を例にとり、制御装置１３Ａが行う処理動作の概要について説明する。なお、この冷水熱源装置においても、図４で説明した従来の冷水熱源装置と同様に、熱源Ｇの１台当たりの最大能力を１０００ＲＴとし、還水温度ＴＲの設計値を１４℃、往水温度ＴＳの設計値を５℃とした場合の熱源（冷凍機）Ｇの１台当たりの設計流量を３３６ｍ^３／ｈとし、３３６ｍ^３／ｈで送られてくる１４℃の還水を熱源Ｇの最大能力発揮時に５℃に冷却することができるようにしている。熱源Ｇは最大能力を発揮した状態で運転効率が最も高くなるように設計されている。
【００４４】
熱源起動時刻に達すると（図２に示すステップ２０１）、制御装置１３Ａは、１番目の熱源Ｇ１および熱媒ポンプＰ１を起動する。この際、熱媒ポンプＰ１は、その吐出流量を熱源Ｇ１の設計流量よりも少なく所定値（１５０ｍ^３／ｈ）として起動する（ステップ２０２）。すなわち、冷却水ポンプＧＰ１や冷却塔ファンＧＦ１をオンとして熱源（冷凍機）Ｇ１の運転を開始するとともに、インバータＩＮＶ１に指令を送り、熱媒ポンプＰ１を１５０ｍ^３／ｈで起動する。
【００４５】
これにより、熱媒ポンプＰ１から熱源Ｇ１に１５０ｍ^３／ｈの熱媒が送られ、この熱媒が熱源Ｇ１において５℃の冷水とされ、往ヘッダ２へ送られる。ここで、外部負荷４はまだ運転が開始されていない（冷水弁４−１は閉じられている）ので、その全量がバイパス管路７を通して還ヘッダ６へ戻される。この際、制御装置１３Ａは、差圧計９からの往ヘッダ２と還ヘッダ６との間の差圧ΔＰを監視し、この差圧ΔＰが一定となるように、バイパス弁８の開度を制御する（ステップ２０３）。
【００４６】
この状態で、外部負荷４の運転が開始されると（ステップ２０４のＹＥＳ）、すなわち外部負荷４における冷水弁４−１が開かれると、往ヘッダ２からバイパス管路７へ送られている冷水が分流して外部負荷４へ送られる。これにより、差圧ΔＰが下がろうとするので、制御装置１３Ａは、差圧ΔＰが下がらないようにバイパス弁８の開度を制御する（ステップ２０５）。このバイパス弁８の制御により、すなわち差圧ΔＰを一定に保つことにより、外部負荷４には冷水弁４−１の開度に比例した流量で冷水が供給されるようになり、外部負荷４が要求する冷水の流量が増大するにつれてバイパス弁８が閉じられて行く。バイパス弁８が全閉とされると、熱源Ｇ１から往ヘッダ２へ送られる冷水の全量が外部負荷４へ送られるようになる。
【００４７】
外部負荷４がさらに冷水を要求すると（冷水弁４−１がさらに開かれると）、熱源Ｇ１からはそれ以上の冷水を供給することができないため、差圧ΔＰを一定に維持することが困難となり、差圧ΔＰは急速に下がり始める。本実施の形態において、制御装置１３Ａは、差圧ΔＰを監視して、差圧ΔＰが急速に下がり始めた時点を差圧ΔＰを一定に維持することが困難となった時点と判断し（ステップ２０６のＹＥＳ）、差圧ΔＰを一定とするように、インバータＩＮＶ１へ指令を送り、それまで１５０ｍ^３／ｈとしていた熱媒ポンプＰ１の吐出流量の制御を開始する（ステップ２０７）。これにより、バイパス流量を零とした状態で、外部負荷４への熱媒のさらなる供給が行われる。
【００４８】
また、制御装置１３Ａは、熱媒ポンプＰ１の吐出流量の制御が開始されると、現在の還水温度ＴＲと往水温度ＴＳとの差を現在の往還温度差（実往還温度差）ΔＴとして求め（ステップ２０８）、この往還温度差ΔＴと設計温度差ΔＴｓｐ（ΔＴｓｐ＝１４℃−５℃＝９℃）と熱源Ｇ１の設計流量（３３６ｍ^３／ｈ）とから、下記（２）式に従って実往還温度差ΔＴの時に熱源Ｇ１が最大能力を発揮するために必要な流量Ｑ１を求める（ステップ２０９）。
Ｑ１＝（ΔＴｓｐ／ΔＴ）×（熱源Ｇ１の設計流量（３３６ｍ^３／ｈ））・・・・（２）
【００４９】
そして、制御装置１３Ａは、この求めた流量Ｑ１を運転中の熱源および熱媒ポンプが１台である場合の増段閾値Ｆ１ｕとする。また、求めた増段閾値Ｆ１ｕに対して、２０％のヒステリシスを持たせた値を運転中の熱源および熱媒ポンプが２台である場合の減段閾値Ｆ１ｄ（Ｆ１ｄ＝Ｑ１−０．２×Ｑ１）とする（ステップ２１０）。
【００５０】
外部負荷４が要求する熱媒の流量が増大するにつれ、熱媒ポンプＰ１の吐出流量は大きくなり、やがて熱源Ｇ１の設計流量（３３６ｍ^３／ｈ）に達する。この場合、熱媒ポンプＰ１の搬送容量は熱源Ｇ１の設計流量よりも大きくされているので（６００ｍ^３／ｈ）、外部負荷４の要求に応えて熱媒ポンプＰ１の吐出流量はさらに大きくすることが可能である。
【００５１】
ここで、現在の還水温度ＴＲが１４℃、往水温度ＴＳが５℃であり、実往還温度差ΔＴが９℃であるとすると、すなわち往還温度差が設計値通りであるとすると、ステップ２０９でのＱ１はＱ１＝（９℃／９℃）×３３６ｍ^３／ｈ＝３３６ｍ^３／ｈとして得られる。この場合、増段閾値Ｆ１ｕは３３６ｍ^３／ｈとされ、減段閾値Ｆ１ｄは２６９ｍ^３／ｈとされる（図３（ａ）参照）。
【００５２】
従って、外部負荷４が要求する熱媒の流量が増大し、負荷流量Ｆが３３６ｍ^３／ｈに達すると（ステップ２１１のＹＥＳ）、すなわち熱媒ポンプＰ１の吐出流量が３３６ｍ^３／ｈに達すると、制御装置１３Ａは２番目の熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２を起動する。この場合、制御装置１３Ａは、その吐出流量を所定値（１５０ｍ^３／ｈ）として、熱媒ポンプＰ２を起動する（ステップ２１３）。
【００５３】
この時、熱源Ｇ１はその最大能力を丁度発揮した時点にあり、熱媒ポンプＰ１の吐出流量が３３６ｍ^３／ｈとされた状態で熱源および熱媒ポンプの増段が図られるものとなる。したがって、熱源Ｇ１が最大能力を発揮した後は、熱媒ポンプＰ１から３３６ｍ^３／ｈ以上の還水が熱源Ｇ１に供給されることがなく、ＴＲ＝１４℃の過剰な量の還水の供給を受けて熱源Ｇ１が能力不足となってしまうということがない。
【００５４】
これに対し、現在の還水温度ＴＲが１２℃、往水温度ＴＳが５℃であり、実往還温度差ΔＴが７℃であるとすると、ステップ２０９でのＱ１はＱ１＝（９℃／７℃）×３３６ｍ^３／ｈ＝４３２ｍ^３／ｈとなる。この場合、増段閾値Ｆ１ｕは４３２ｍ^３／ｈとされ、減段閾値Ｆ１ｄは３４６ｍ^３／ｈとされる（図３（ｂ）参照）。
【００５５】
従って、外部負荷４が要求する熱媒の流量が増大し、負荷流量Ｆが４３２ｍ^３／ｈに達したときに（ステップ２１１のＹＥＳ）、すなわち熱媒ポンプＰ１の吐出流量が４３２ｍ^３／ｈに達したときに、制御装置１３Ａは２番目の熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２を起動する（ステップ２１３）。
【００５６】
この時、熱源Ｇ１はその最大能力を丁度発揮した時点にあり、熱媒ポンプＰ１の吐出流量が４３２ｍ^３／ｈとされた状態で熱源の増段が図られるものとなる。したがって、熱源Ｇ１が最大能力を発揮した後は、熱媒ポンプＰ１から４３２ｍ^３／ｈ以上の還水が熱源Ｇ１に供給されることがなく、ＴＲ＝１２℃の過剰な量の還水の供給を受けて熱源Ｇ１が能力不足となってしまうということがない。
【００５７】
また、現在の還水温度ＴＲが１１℃、往水温度ＴＳが５℃であり、実往還温度差ΔＴが６℃であるとすると、ステップ２０９でのＱ１はＱ１＝（９℃／６℃）×３３６ｍ^３／ｈ＝５０４ｍ^３／ｈとなる。この場合、増段閾値Ｆ１ｕは５０４ｍ^３／ｈとされ、減段閾値Ｆ１ｄは４０３ｍ^３／ｈとされる（図３（ｃ）参照）。
【００５８】
従って、外部負荷４が要求する熱媒の流量が増大し、負荷流量Ｆが５０４ｍ^３／ｈに達したときに（ステップ２１１のＹＥＳ）、すなわち熱媒ポンプＰ１の吐出流量が５０４に達したときに、制御装置１３Ａは２番目の熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２を起動する（ステップ２１３）。
【００５９】
この時、熱源Ｇ１はその最大能力を丁度発揮した時点にあり、熱媒ポンプＰ１の吐出流量が５０４ｍ^３／ｈとされた状態で熱源の増段が図られるものとなる。したがって、熱源Ｇ１が最大能力を発揮した後は、熱媒ポンプＰ１から５０４ｍ^３／ｈ以上の還水が熱源Ｇ１に供給されることがなく、ＴＲ＝１１℃の過剰な量の還水の供給を受けて熱源Ｇ１が能力不足となってしまうということがない。
【００６０】
なお、負荷流量Ｆが増段閾値Ｆ１ｕに達しなくても、往水温度ＴＳが６℃以上になると（ステップ２１２のＹＥＳ）、制御装置１３Ａは、往水温度ＴＳを設定温度（５℃）に維持することが困難になったと判断し、２番目の熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２を起動する（ステップ２１３）。すなわち、負荷流量Ｆが増段閾値Ｆ１ｕに達する前に、何らかの原因で熱源Ｇ１が能力不足になったような場合、熱源Ｇ１の能力不足が直ちに解消され、外部負荷４へ供給される冷水が設計値である５℃に維持されることになる。
【００６１】
以下同様にして、制御装置１３Ａは、差圧ΔＰが一定となるようにバイパス弁８の開度を制御した後、差圧ΔＰを一定とすることが困難となったと判断すると、差圧ΔＰが一定となるように熱媒ポンプＰ２の吐出流量を制御し、負荷流量Ｆが下記（３）式によりＱ２として求められる第２の増段閾値Ｆ２ｕに達すると、３番目の熱源Ｇ３および熱媒ポンプＰ３を起動する。
Ｑ２＝（ΔＴｓｐ／ΔＴ）×（熱源Ｇ１＋Ｇ２の設計流量（毎時６７２ｍ^３））・・・・（３）
【００６２】
外部負荷４が要求する冷水の流量が少なくなり、負荷流量Ｆが第２の減段閾値Ｆ２ｄ（Ｆ２ｄ＝Ｑ２−０．２×Ｑ２）を下回ると、熱源Ｇ３および熱媒ポンプＰ３の運転を停止する。さらに外部負荷４が要求する冷水の流量が少なくなり、負荷流量Ｆが第１の減段閾値Ｆ１ｄ（Ｆ１ｄ＝Ｑ１−０．２×Ｑ１）を下回ると、熱源Ｇ２および熱媒ポンプＰ２の運転を停止する。
【００６３】
さらに、外部負荷４が要求する冷水の流量が少なくなり、熱媒ポンプＰ１の吐出流量の制御によって差圧ΔＰを一定に維持することが困難となった場合、制御装置１３Ａは、バイパス弁８を開き、差圧ΔＰを一定とするようにバイパス管路７を流れる熱媒の流量を制御する。
【００６４】
なお、上述においては、実往還温度差ΔＴがΔＴｓｐ以下となる場合について説明したが、ΔＴ＞ΔＴｓｐとなる場合には、すなわち還水温度ＴＲが１４℃を上回るような場合には、前記（２）式や（３）式によって求められるＱ１やＱ２が減少し、増段閾値Ｆ１ｕやＦ２ｕが低くなる。この場合にも、熱源Ｇ１や熱源Ｇ２が最大能力を発揮した時点で増段が図られ、能力不足となることがない。
【００６５】
また、制御装置１３Ａは、流量計１４−１，１４−２，１４−３からの流量Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３により熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３を通過する冷水の流量を監視し、この冷水の流量が予め設定されている最低熱媒量Ｆｍｉｎ（例えば、Ｆｍｉｎ＝１２０ｍ^３／ｈ）を下回る虞れがある場合、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の吐出流量を増大させる。
【００６６】
本実施の形態において、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３は最初は１５０ｍ^３／ｈで起動されるが、これは熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３への指令値であって実際に熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の吐出流量が１５０ｍ^３／ｈになっているか否かは定かではない。冷凍機は、そこを通過する熱媒が過少となると、凍結してしまう虞れがある。そこで、本実施の形態では、熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３を通過する冷水の流量を監視し、熱源Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３が凍結してしまう虞れのある最低熱媒量Ｆｍｉｎを下回らないように、熱媒ポンプＰ１，Ｐ２，Ｐ３の吐出流量を制御するようにしている。
【００６７】
以上の説明から分かるように、本実施の形態では、熱源Ｇ（Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３）の設計流量よりも大きい搬送容量（定格流量）を有する熱媒ポンプＰ（Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３）を使用しているので、外部負荷４の要求に応えて熱媒ポンプＰ（Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３）の吐出流量を熱源Ｇ（Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３）の設計流量よりも大きくして、往還水温度差が設計値に対して低下しているような場合でも、熱源Ｇに最も運転効率の高い状態である最大能力又はそれに近い能力（高能力）を発揮させることが可能となる。これにより、熱源Ｇ１において余力を残したままで熱源Ｇ２への増段が図られてしまうということがなくなり、熱源の運転効率の悪化や補機（冷却水ポンプ、冷却塔ファンなど）の運転台数の増加によるエネルギーの過剰消費が防がれる。
【００６８】
また、本実施の形態では、熱媒ポンプＰ（Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３）はその定格流量で常に駆動されるのではなく、各時点において外部負荷４が要求する冷水の流量を賄うことができる流量でしか駆動されないので、熱媒ポンプＰ（Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３）を常にその定格流量で駆動する場合と比べて、熱媒ポンプＰ（Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３）での消費エネルギーが遙かに少なくなり、冷水熱源装置をより効率よく運転することができるようになる。
【００６９】
また、本実施の形態では、熱源Ｇ１（Ｇ２）の能力が不足して往水温度ＴＳが低下するような場合には、直ちに熱源Ｇ２（Ｇ３）の増段を図って能力不足が解消され、冷水熱源装置をより効率よく運転することができるようになる。
【００７０】
なお、上述した実施の形態では、熱源を３台設けた例で説明したが、熱源は３台に限られるものでないことは言うまでもない。
また、上述した実施の形態では、冷水熱源装置を例にとって説明したが、温水熱源装置においても同様にして制御することが可能である。
【００７１】
また、上述した実施の形態では、増段閾値や減段閾値を実往還温度差に応じて変更するようにしたが、増段閾値や減段閾値は固定値としてもよい。すなわち、図２に示したフローチャートにおいて、ステップ２０８，２０９，２１０を省略し、増段閾値Ｆ１ｕを例えば６００ｍ^３／ｈ、減段閾値Ｆ１ｄを例えば４８０ｍ^３／ｈに固定するようにしてもよい。この場合、例えば還水温度ＴＲが１４℃である場合には、負荷流量Ｆが３３６ｍ^３／ｈに達した時点で熱源Ｇ１が最大能力を発揮し、それ以上の流量の還水が熱源Ｇ１に供給されると能力不足となるが、ステップ２１２において往水温度ＴＳが６℃以上となった場合に増段を図ることによって、その能力不足は直ち解消される。
【００７２】
また、上述した実施の形態では、最初は熱媒ポンプＰの吐出流量を１５０ｍ^３／ｈとして起動し、バイパス流量の制御によって差圧ΔＰを一定とすることが困難となった場合に、差圧ΔＰを一定とするように熱媒ポンプＰの吐出流量を制御するようにしたが、最初から熱媒ポンプを６００ｍ^３／ｈの吐出流量で起動するようにしてもよい。すなわち、差圧ΔＰを一定するようなバイパス流量の制御のみとし、熱媒ポンプＰの吐出流量の制御は行わないようにしてもよい。但し、制御装置１３Ａには、往水温度ＴＳを設定温度（５℃）に維持することが困難となった場合、負荷流量Ｆに拘わらず熱源およびポンプの運転台数を増段する機能を残す。このような制御方式としても、熱源の能力が不足して往水温度ＴＳが低下するような場合には直ちに増段を図って能力不足を解消することができるので、冷水熱源装置を効率よく運転するという目的は達成することが可能である。
【００７３】
【発明の効果】
以上説明したことから明らかなように、第１発明によれば、熱源を熱媒ポンプの吐出流量を所定値として起動する熱源起動手段と、往ヘッダと還ヘッダとの間の熱媒の差圧を一定とするように熱媒ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、外部負荷が要求する熱媒の流量の減少に伴い、吐出流量制御手段によって差圧を一定とすることが困難となった場合、バイパス管路を流れる熱媒の流量を制御するバイパス流量制御手段とを設けたので、往還温度差が設計値に対して低下しているような場合でも熱源に高能力を発揮させた状態で増段を図ることが可能となり、熱源の運転効率を向上させることができるとともに、各時点において外部負荷が要求する熱媒の流量を賄うことができる流量でしか熱媒ポンプが駆動されないようにして、すなわち熱媒ポンプがその定格流量で常に駆動されることがないようにして、エネルギーの消費量を少なくし、熱源装置をより効率よく運転することができるようになる。
【００７４】
第２発明によれば、第１発明において、熱源を通過する熱媒の流量を監視し、この熱媒の流量が予め設定されている最低熱媒量を下回らないように、熱媒ポンプの吐出流量を制御するフェールセーフ手段を設けたので、熱源が自動停止してしまわないように熱源を通過する熱媒の流量を常に最低熱媒量以上に維持し、熱媒を安定して供給することが可能となる。
【００７５】
第３発明によれば、往ヘッダから送水される熱媒と還水ヘッダに戻される熱媒の温度差に応じて熱源および熱媒ポンプの運転台数を増減段する際の増段閾値および減段閾値を変更する閾値変更手段を設けたので、熱源が最大能力を丁度発揮した時点で増段を図ることが可能となり、熱源と熱媒ポンプの運転台数を抑えることができるため、熱源装置を効率よく運転するこができるようになり、運転コストが低くなるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態を示す熱源装置の計装図である。
【図２】この熱源装置に設けられた制御装置が行う処理動作の概要を説明するためのフローチャートである。
【図３】現在の往還温度差（実往還温度差）に応じて設定される減段閾値および増段閾値を例示する図である。
【図４】従来の熱源装置の一例を示す計装図である。
【図５】従来の熱源装置に設けられた制御装置が行う処理動作の概要を説明するためのフローチャートである。
【符号の説明】
Ｇ（Ｇ１〜Ｇ３）…熱源、Ｐ（Ｐ１〜Ｐ３）…熱媒ポンプ、ＧＰ（ＧＰ１〜ＧＰ３）…冷却水ポンプ、ＧＦ（ＧＦ１〜ＧＦ３）…冷却塔ファン、２…往ヘッダ、３…往水管路、４…外部負荷、５…還水管路、６…還ヘッダ、７…バイパス管路、８…バイパス弁、９…差圧計、１０…往水温度センサ、１１…還水温度センサ、１２…流量計、１３Ａ…制御装置、１４−１〜１４−３…流量計。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device used for a heat source device that circulates a heat medium.
[0002]
[Prior art]
FIG. 4 shows an instrumentation diagram of a conventional heat source device. In the figure, G1 to G3 are heat sources for generating heat medium, P1 to P3 are heat medium pumps for conveying the heat medium generated by heat sources G1 to G3, and 2 are heat medium (cold water / hot water) from heat sources G1 to G3. Header, 3 is an outgoing water pipeline, and 4 is an external load (a customer for district cooling / heating, an air conditioner / fan coil, etc.) receiving the supply of the heat medium sent from the outgoing header 2 via the outgoing water pipeline 3. 5 is a return water pipeline. The heat source G (G1 to G3) is provided with a cooling water pump GP (GP1 to GP3) and a cooling tower fan GF (GF1 to GF3) as auxiliary equipment.
[0003]
Reference numeral 6 denotes a return header from which heat is exchanged in the external load 4 and the heat medium sent through the return water pipe 5 is returned. Reference numeral 7 denotes a bypass pipe that connects the forward header 2 and the return header 6, and reference numeral 8 denotes a bypass pipe. 7 is a bypass valve, 9 is a differential pressure gauge for measuring the pressure difference ΔP of the heat medium between the forward header 2 and the return header 6, and 10 is the temperature of the heat medium from the forward header 2 to the external load 5. An outgoing water temperature sensor for measuring the water temperature TS, a return water temperature sensor 11 for measuring the temperature of the heat medium returned to the return header 6 as a return water temperature TR, and a flow rate of the heat medium returned to the return header 6 (external) A flow meter 13 measures a flow rate of the heat medium supplied to the load 5) as a load flow rate F, and 13 is a control device.
[0004]
In this heat source device, the heat medium pumped by the heat medium pumps P1 to P3 is cooled or heated by the heat sources G1 to G3, mixed in the outgoing header 2 and supplied to the external load 4 via the outgoing water line 3. . Then, the heat is exchanged in the external load 4, returned to the return header 6 via the return water pipe 5, and again pumped by the heat medium pumps P1 to P3, and circulates in the above path. For example, when the heat sources G1 to G3 are refrigerators, the heat medium is cold water and circulates in the above-described path. When the heat sources G1 to G3 are heaters, the heat medium is hot water and circulates in the above-described path.
[0005]
The control device 13 monitors the differential pressure ΔP between the forward header 2 and the return header 6 measured by the differential pressure gauge 9, and controls the opening of the bypass valve 8, that is, the bypass pipe so as to keep the differential pressure ΔP constant. The flow rate (bypass flow rate) of the heat medium flowing through the passage 7 is controlled. The control device 13 controls the number of operating heat sources G1 to G3 and the number of heat medium pumps P1 to P3 according to the load flow rate F measured by the flow meter 12. The heat medium pumps P1 to P3 are turned on / off via heat sources G1 to G3.
[0006]
In this heat source device, the design capacity (maximum capacity) and design flow rate (design value of the pump heat medium flow rate when the maximum capacity is exhibited) of the heat sources G1 to G3, the transfer capacity (rated flow rate) of the heat medium pumps P1 to P3, and the like are as follows. It is determined in consideration of the maximum heat load required for the external load 4. For example, when this heat source device is a cold water heat source device, the outgoing water temperature TS is assumed to be 5 ° C. and the return water temperature TR is assumed to be 14 ° C., and the cold water required to be able to cover the maximum heat load required by the external load 4 is required. Calculate the flow rate. The required flow rate of the chilled water is determined by multiplying the flow rate by the product of the temperature difference between the outgoing water temperature TS and the return water temperature TR (return temperature difference) and the flow rate. It is determined by dividing by the difference.
[0007]
Here, the required flow rate of cold water is 1008 m ³ / H, the design flow rate per heat source (refrigerator) G is 336 m ³ / H, the transfer capacity (rated flow rate) per heat medium pump P is 336 m ³ / H. Also, 336m ³ The maximum capacity per heat source G is set to, for example, 1000 RT so that the 14 ° C. return water sent at / h can be cooled to 5 ° C. when the maximum capacity is exhibited.
[0008]
Hereinafter, an outline of the processing operation performed by the control device 13 will be described by taking, as an example, a case where the heat source device is a cold water heat source device. When the heat source activation time is reached (Step 501 shown in FIG. 5), the control device 13 activates the first heat source G1 and the heat medium pump P1 (Step 502). That is, the cooling water pump GP1 and the cooling tower fan GF1 are turned on to start the operation of the heat source (refrigerator) G1, and the heat medium pump P1 is started at the rated flow rate.
[0009]
Thereby, 336 m from the heat medium pump P1 to the heat source G1 ³ / H is sent to the heat source G 1, which is turned into cold water of 5 ° C. at the heat source G 1 and sent to the forward header 2. Here, since the operation of the external load 4 has not been started yet (the cold water valve 4-1 is still closed), the entire amount thereof is returned to the return header 6 through the bypass pipe 7. At this time, the control device 13 monitors the differential pressure ΔP from the differential pressure gauge 9, and controls the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP becomes constant (step 503).
[0010]
When the operation of the external load 4 is started (YES in step 504), that is, when the chilled water valve 4-1 in the external load 4 is opened, the chilled water sent from the forward header 2 to the bypass pipe 7 is divided. It is sent to the external load 4. At this time, since the differential pressure ΔP tends to decrease, the control device 13 controls the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP does not decrease (step 505). The control of the bypass valve 8 causes the bypass valve 8 to be closed as the flow rate of the chilled water required by the external load 4 increases. When the bypass valve 8 is fully closed, the entire amount of the cold water sent from the heat source G1 to the forward header 2 is sent to the external load 4.
[0011]
The control device 13 monitors the flow rate of the chilled water supplied to the external load 4 as the load flow rate F by the flow meter 12, and the load flow rate F is a predetermined flow rate F1u ( In this example, 336m ³ / H) (YES in step 506), the second heat source G2 and the heat medium pump P2 are started (step 507). That is, the cooling water pump GP2 and the cooling tower fan GF2 are turned on to start the operation of the heat source G2, and the heating medium pump P2 is started at the rated flow rate.
[0012]
Thereby, 336 m from the heat medium pump P2 to the heat source G2. ³ / H of the heat medium, which is turned into cold water of 5 ° C. at the heat source G2 and sent to the outbound header 2. In this case, since the differential pressure ΔP tends to increase, the control device 13 opens the bypass valve 8 to prevent the differential pressure ΔP from increasing. Thereby, the excessively generated chilled water is returned to the return header 6 through the bypass pipe 7, and a required amount of chilled water is supplied to the external load 4.
[0013]
Similarly, the control device 13 controls the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP becomes constant, and sets the load flow rate F to a predetermined flow rate F2u (this In the example, 672m ³ / H), the third heat source G3 and the heat medium pump P3 are started. Thereafter, the flow rate of the chilled water required by the external load 4 decreases, and the load flow rate F becomes a predetermined flow rate F2d (538 m in this example) predetermined as a second step-down threshold. ³ / H), the operation of the heat source G3 and the heat medium pump P3 is stopped. The flow rate of the chilled water required by the external load 4 further decreases, and the load flow rate F is set to a predetermined flow rate F1d (in this example, 269 m ³ / H), the operation of the heat source G2 and the heat medium pump P2 is stopped (for example, see Patent Document 1).
[0014]
[Patent Document 1]
JP 2000-18683 A (FIG. 2)
[0015]
[Problems to be solved by the invention]
In the cold water heat source device described above, the heat source G is 336 m ³ When the heat medium of 14 ° C. is sent at / h, that is, when the temperature difference between the sent heat medium and the generated cold water (5 ° C.) is 9 ° C., the maximum capacity is exhibited. Conversely, 336m ³ Even if the return water is sent at / h, if the difference between the return temperature and the generated cold water (5 ° C.) is 9 ° C. or less, the heat source G operates by narrowing its own cooling capacity.
[0016]
When this chilled water heat source device is operated in an actual building, the return water temperature TR is rarely actually 14 ° C., and often falls to 14 ° C. or less. This is because the chilled water exceeding the design value is flowing to the external load 4 (the valve is too open and the pressure is too high), the air flow passing through the heat exchanger in the external load 4 is insufficient, or the heat exchanger is deteriorated. It is caused by various causes, such as waking.
[0017]
For example, assuming that only the heat source G1 and the heat medium pump P1 are operated, the outgoing water temperature TS is 5 ° C., but the return water temperature TR is 11 ° C., which is much lower than the designed value of 14 ° C. There could be something like that. In this case, the heat source G1 is 336 m ³ Despite having the maximum ability to provide a temperature difference of 9 ° C. (= 14 ° C.-5 ° C.) to the heat medium of / h, a self It operates with a limited cooling capacity and does not exhibit its maximum capacity. Note that, more accurately, the heat medium sent to the heat source G1 by the cold water returned to the return header 6 via the bypass pipe 7 is lower than the return water temperature TR.
[0018]
In such a state, the flow rate of the chilled water required by the external load 4 increases, and the load flow rate F becomes the first step-up threshold F1u (336 m ³ / H), the step to the heat source G2 is increased even though the heat source G1 is operating with reduced capacity. For example, if the capacity of the heat source G1 at this time is set to 60% of the maximum capacity, the step to the heat source G2 will be increased even though there is still room for the cooling capacity of 40%. Increasing the number of stages to the heat source G2 while leaving a margin in the heat source G1 means that the heat source G2 and the heat medium pump P2, including the cooling water pump GP2 and the cooling tower fan GF2, are started earlier, and the energy is increased. Excessive consumption.
[0019]
When the heat source G2 is stepped up, excess cold water is returned from the forward header 2 to the return header 6 through the bypass pipe 7, and the cold water generated by the heat sources G1 and G2 and the heat medium to the heat sources G1 and G2. Is further reduced. As a result, the heat sources G1 and G2 are operated at a lower capacity (for example, 30%). The heat source G is designed to have the highest operating efficiency in the state where the maximum capacity is exhibited (full load state) (in the case of the absorption refrigerator, the design conditions are slightly different). Operating in the load state and increasing the number of operating units results in excessive consumption of auxiliary power, which leads to a decrease in operating efficiency of the entire chilled water heat source device.
[0020]
[When the transfer capacity of the heat medium pump P is larger than the design flow rate of the heat source G]
To solve the problem that the operation efficiency of the heat source G decreases because the return water temperature TR is lower than the design value, the transfer capacity (rated flow rate) of the heat medium pumps P1, P2, and P3 with respect to the heat sources G1, G2, and G3 is changed to the heat source G1. , G2, and G3. For example, the design flow rate of the heat sources G1, G2, and G3 (336 m ³ / H), the transfer capacity of the heat medium pumps P1, P2, P3 is 600 m ³ / H. In this case, the first step-up threshold value Fu1 in the control device 13 is set to 600 m ³ / H, the second step-up threshold value Fu2 is 1200 m ³ / H, even if the return water temperature TR is low and the flow rate of the heat medium increases, it is possible to suppress the increase in the number of stages until the heat sources G1 and G2 exhibit a high capacity.
[0021]
However, in this method, the heat medium pump P is set to 600 m ³ / H, the amount of energy consumed by the heat medium pump P becomes excessive. In addition, heat source G exerts its maximum capacity and ³ / H is cooled from 11 ° C. to 5 ° C. (with a temperature difference of 6 ° C.), and if the temperature of the return water to the heat source G is 11 ° C. or more, the heat source Insufficient capacity of G1 makes it impossible to produce cold water at 5 ° C.
In the above description, a cold water heat source device has been described as an example, but a similar problem also occurs in a hot water heat source device.
[0022]
The present invention has been made to solve such a problem, and an object of the present invention is to provide a transfer capacity (rated capacity) larger than a design value (design flow rate) of a pump heat medium flow rate when the maximum capacity of the heat source is exhibited. ), The heat source has the maximum capacity which is the most efficient operation state or a capacity close to it (high capacity) even when the temperature difference between the incoming and outgoing water is lower than the design value. It is an object of the present invention to provide a control device capable of increasing the number of stages in a state where the heat source device is exerted, reducing the energy consumption, and operating the heat source device more efficiently.
[0023]
In addition, by using a heat transfer pump with a transfer capacity (rated flow rate) larger than the design value (design flow rate) of the pump heat transfer medium flow rate when the maximum capacity of the heat source is exhibited, the temperature difference between the incoming and outgoing water is larger than the design value. Even when the heat source is decreasing, it is possible to increase the number of stages while the heat source is at the maximum capacity, which is the state with the highest operating efficiency, or a capacity close to it (high capacity), and the capacity of the heat source is insufficient In order to avoid a situation where the outgoing water temperature is insufficient (increase in cooling, decrease in heating), immediately increase the number of stages to prevent insufficient capacity, and install a heat source device. It is to provide a control device capable of operating more efficiently.
[0024]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, a first invention (an invention according to claim 1) includes a heat source that generates a heat medium and a pump that conveys the heat medium generated by the heat source when the heat source exerts its maximum capacity. A variable flow rate heat medium pump having a transfer capacity (rated flow rate) larger than a design value (design flow rate) of the heat medium flow rate, an outgoing header for receiving a heat medium from a heat source, and a heat medium sent from the outgoing header A control device used in a heat source device including an external load that receives supply of heat, a return header that returns a heat medium heat-exchanged in the external load to a heat source, and a bypass pipe that communicates the forward header and the return header. There is a heat source activating means for activating the heat source with the discharge flow rate of the heat medium pump being a predetermined value, and controlling the discharge flow rate of the heat medium pump so as to keep the pressure difference of the heat medium between the forward header and the return header constant. Discharge flow control means and external negative When it is difficult to keep the differential pressure constant by the discharge flow rate control means due to a decrease in the flow rate of the heat medium required, a bypass flow rate control means for controlling the flow rate of the heat medium flowing through the bypass pipe is provided. It is a thing.
[0025]
For example, when the heat source activation time is reached, the heat source sets the discharge flow rate of the heat medium pump to a predetermined value (for example, 150 m). ³ / H). At this time, assuming that the operation of the external load has not been started yet, the entire amount of the heat medium from the heat source is returned to the return header through the bypass pipe. At this time, the control device controls the flow rate of the heat medium flowing through the bypass conduit so that the pressure difference ΔP of the heat medium between the forward header and the return header is kept constant.
[0026]
In this state, when the operation of the external load is started, the heat medium sent from the outgoing header to the bypass pipe is divided and sent to the external load. At this time, since the pressure difference ΔP between the outgoing header and the return header tends to decrease, the control device controls the flow rate (bypass flow rate) of the heat medium flowing through the bypass pipe so that the pressure difference ΔP does not decrease. I do. By controlling the bypass flow rate, as the flow rate of the heat medium required by the external load increases, the flow rate of the heat medium flowing through the bypass pipe decreases, and when the bypass flow rate becomes zero, the heat medium sent from the heat source to the forward header is reduced. Will be sent to the external load.
[0027]
If the external load requires a further heat medium, it is difficult to maintain the differential pressure ΔP constant because no more heat medium can be supplied from the heat source. In the present invention, the control device starts controlling the discharge flow rate of the heat medium pump which has been set to the predetermined value so that the differential pressure ΔP is constant. Thereby, further supply of the heat medium to the external load is performed with the bypass flow rate set to zero.
[0028]
As the flow rate of the heat medium required by the external load increases, the discharge flow rate of the heat medium pump increases, and eventually the design flow rate of the heat source (for example, 336 m ³ / H). In this case, the transfer capacity of the heat medium pump is set larger than the design flow rate of the heat source (for example, 600 m). ³ / H), it is possible to further increase the discharge flow rate of the heat medium pump in response to the demand of the external load. Here, the step increase threshold is 600 m ³ If / h is set, it is possible to increase the number of stages in a state where the heat source has a high capacity even when the temperature difference between the incoming and outgoing water is lower than the design value.
[0029]
On the other hand, if it becomes difficult to keep the differential pressure constant by controlling the discharge flow rate of the heat medium pump as the flow rate of the heat medium required by the external load decreases, the flow rate of the heat medium flowing through the bypass pipe is controlled. Become like That is, the control is switched from the control of the discharge flow rate of the heat medium pump to the control of the bypass flow rate.
[0030]
It should be noted in this invention that the heat medium pump has a rated flow rate (transport capacity: 600 m). ³ / H) is not always driven, but as the flow rate of the heat medium required by the external load increases, a predetermined value (150 m ³ / H) to the design flow rate of the heat source (336m ³ / H) through the rated flow rate of the heat transfer pump (600 m ³ / H). That is, in the present invention, the heat medium pump having a transfer capacity (rated flow rate) larger than the designed flow rate of the heat source is used. However, this heat medium pump is not always driven at the rated flow rate, but at each time. In this case, the drive is performed only at a flow rate that can cover the flow rate of the heat medium required by the external load. Therefore, compared to the case where the heat medium pump is always driven at its rated capacity, the energy consumption of the heat medium pump is much smaller.
[0031]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the flow rate of the heat medium passing through the heat source is monitored so that the flow rate of the heat medium does not fall below a predetermined minimum heat medium amount. And a fail-safe means for controlling the discharge flow rate of the heat medium pump. According to the present invention, the flow rate of the heat medium passing through the heat source is set to a preset minimum heat medium amount (for example, 120 m ³ / H), the discharge flow rate of the heat medium pump is increased.
[0032]
If the amount of the heat medium passing therethrough is too small, the refrigerator may be frozen. Therefore, usually, the minimum heat medium amount is determined, and when the heat medium amount falls below the minimum heat medium amount, the refrigerator is automatically stopped. In the first invention, the heat medium pump has a predetermined value (for example, 150 m ³ / H), which is a command value to the heat medium pump, and the discharge flow rate of the heat medium pump is actually 150 m ³ / H is not clear. Therefore, in the second invention, the flow rate of the heat medium passing through the heat source is monitored, and the discharge flow rate of the heat medium pump is controlled so as not to fall below the minimum heat medium amount.
[0033]
A third invention (an invention according to claim 3) is a heat source that transports a heat medium generated by the first to Nth (N ≧ 2) heat sources that generate a heat medium and the heat medium generated by the first to Nth heat sources. First to Nth variable flow rate heat medium pumps having a transfer capacity (rated flow rate) larger than a design value (design flow rate) of the pump heat medium flow rate when the maximum capacity of the pump is exhibited, and first to Nth heat sources Header that mixes the heat medium from the external header, an external load that receives the supply of the heat medium sent from the upstream header, and a return header that returns the heat medium heat-exchanged in the external load to the first to Nth heat sources. Used in a heat source device having a bypass conduit communicating the forward header and the return header, and compares the flow rate of the heat medium supplied to the external load with a predetermined step-up threshold and a step-down threshold. Control device to increase or decrease the number of operating heat sources and heat medium pumps. Threshold changing means is provided for changing a step-up threshold and a step-down threshold when increasing or decreasing the number of operating heat sources and heat medium pumps according to the temperature difference between the heat medium sent and the heat medium returned to the return water header. Things.
[0034]
According to the present invention, the rated flow rate of the heat transfer pump is equal to the design flow rate of the heat source (for example, 336 m). ³ / H) (for example, 600 m ³ / H), for example, assuming that one heat source is operated, a maximum of 600 m is applied to the external load. ³ / H of heat medium can be supplied. Here, when the number of operating heat sources is one, the step increase threshold is 600 m. ³ If / h, the step increase can be suppressed until the heat source reaches a state where the heat source exhibits a high capacity even when the temperature difference between the incoming and outgoing water is lower than the design value.
[0035]
For example, when the design value of the outgoing water temperature TS is 5 ° C. and the design value of the return water temperature TR is 14 ° C. in the cold water heat source device, the return water temperature TR is 11 ° C. in the actual cold water heat source device. It is possible. Assuming such a case, return water of 11 degrees Celsius is 600m ³ When sent to a heat source at / h, the heat source will perform at its maximum capacity to produce 5 ° C cold water.
[0036]
However, in this case, when the temperature of the return water to the heat source is equal to or higher than 11 ° C., the capacity of the heat source is insufficient, and it is impossible to generate 5 ° C. cold water. That is, it is difficult to maintain the temperature of the cold water supplied to the external load at the set temperature of 5 ° C. In such a case, the control device determines a step-up threshold value and a step-down step when increasing or decreasing the operating number of the heat source and the heat medium pump according to the difference between the outgoing water temperature TS and the return water temperature TR (the incoming and outgoing temperature difference). Change the threshold.
[0037]
For example, the flow rate Q required for the heat source to exhibit the maximum capacity at the actual return temperature difference according to the following equation (1), based on the current return temperature difference (actual return temperature difference), the design temperature difference, and the design flow rate of the heat source. Is obtained, and the obtained flow rate Q is set as a step-up threshold F1u when the number of operating heat sources and the number of heat medium pumps are one. Further, a value obtained by providing a hysteresis of, for example, 20% with respect to the obtained step-up threshold F1u is set as a step-down threshold F1d when the number of operating heat sources and the number of heat medium pumps are two.
In this way, in the case where the discharge flow rate of the heat medium pump is controlled so as to keep the differential pressure ΔP constant, it is possible to increase the number of stages when the heat source will exhibit the maximum capacity.
Q = (design return temperature difference / actual return temperature difference) x design flow rate of heat source ... (1)
[0038]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is an instrumentation diagram of a heat source device showing an embodiment of the present invention. 4, the same reference numerals as those in FIG. 4 denote the same or equivalent components as those described with reference to FIG. 4, and a description thereof will be omitted.
[0039]
In this embodiment, the transfer capacity (rated flow rate) of the heat medium pumps P1, P2, and P3 is set to be larger than the design value (design flow rate) of the pump heat medium flow rate when the heat sources G1, G2, and G3 exhibit the maximum capacity. I have. For example, the design flow rate of the heat sources G1, G2, and G3 is 336 m. ³ / H, the transfer capacity of the heat medium pumps P1, P2, and P3 is 600 m ³ / H.
[0040]
Further, inverters INV1, INV2, INV3 are provided in the heat medium pumps P1, P2, P3, and an inverter output is supplied from the control device 13A to the inverters INV1, INV2, INV3 to control the discharge flow rate of the heat medium pumps P1, P2, P3. I am trying to do it. That is, variable flow rate heat medium pumps are used as the heat medium pumps P1, P2, and P3.
[0041]
Further, flow meters 14-1, 14-2, and 14-3 are provided in a circulation passage of the heat medium from the heat sources G1, G2, and G3 to the outward header 2, and the flow meters 14-1, 14-2, and 14- are provided. The flow rates F1, F2, and F3 of the heat medium measured by 3 are supplied to the control device 13A.
[0042]
The control device 13A is realized by hardware including a processor and a storage device, and a program that realizes various functions in cooperation with the hardware. Similar to the conventional control device 13, the control device 13A includes a flow water temperature TS from the flow water temperature sensor 10, a return water temperature TR from the return water temperature sensor 11, a load flow rate F from the flow meter 12, and a differential pressure gauge. 12 is provided.
[0043]
Hereinafter, an outline of a processing operation performed by the control device 13A will be described by taking a case where the heat source device is a cold water heat source device as an example. In this chilled water heat source device, as in the conventional chilled water heat source device described with reference to FIG. 4, the maximum capacity per heat source G is set to 1000 RT, the design value of the return water temperature TR is set to 14 ° C., and the outgoing water temperature is set. Design flow rate per heat source (refrigerator) G is 336 m when the design value of TS is 5 ° C. ³ / H and 336m ³ The returned water of 14 ° C. sent at / h can be cooled to 5 ° C. when the heat source G exhibits its maximum capacity. The heat source G is designed so that the operating efficiency is maximized in the state where the heat source G exhibits the maximum capacity.
[0044]
When the heat source activation time is reached (Step 201 shown in FIG. 2), the control device 13A activates the first heat source G1 and the heat medium pump P1. At this time, the heat medium pump P1 sets its discharge flow rate to a predetermined value (150 m) smaller than the design flow rate of the heat source G1. ³ / H) (step 202). That is, the cooling water pump GP1 and the cooling tower fan GF1 are turned on to start the operation of the heat source (refrigerator) G1, and at the same time, send a command to the inverter INV1 to change the heat medium pump P1 by 150 m. ³ Start with / h.
[0045]
Thereby, 150 m from the heat medium pump P1 to the heat source G1. ³ / H is sent to the heat source G 1, which is turned into cold water of 5 ° C. at the heat source G 1 and sent to the forward header 2. Here, since the operation of the external load 4 has not been started yet (the chilled water valve 4-1 is closed), the entire amount thereof is returned to the return header 6 through the bypass line 7. At this time, the control device 13A monitors the differential pressure ΔP between the forward header 2 and the return header 6 from the differential pressure gauge 9, and controls the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP becomes constant. (Step 203).
[0046]
In this state, when the operation of the external load 4 is started (YES in step 204), that is, when the chilled water valve 4-1 of the external load 4 is opened, the chilled water sent from the forward header 2 to the bypass pipe 7 is Is diverted and sent to the external load 4. As a result, the differential pressure ΔP tends to decrease, so the control device 13A controls the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP does not decrease (step 205). By controlling the bypass valve 8, that is, by keeping the differential pressure ΔP constant, chilled water is supplied to the external load 4 at a flow rate proportional to the opening of the chilled water valve 4-1. As the required flow rate of the cold water increases, the bypass valve 8 is closed. When the bypass valve 8 is fully closed, the entire amount of the cold water sent from the heat source G1 to the forward header 2 is sent to the external load 4.
[0047]
When the external load 4 requests more chilled water (when the chilled water valve 4-1 is further opened), it is difficult to maintain the differential pressure ΔP constant because it is not possible to supply more chilled water from the heat source G1. , The differential pressure ΔP starts to decrease rapidly. In the present embodiment, control device 13A monitors differential pressure ΔP, and determines that the time when differential pressure ΔP starts to decrease rapidly is the time when it becomes difficult to maintain differential pressure ΔP constant (step 206), a command is sent to the inverter INV1 to keep the differential pressure ΔP constant, and the ³ The control of the discharge flow rate of the heat medium pump P1 at / h is started (step 207). As a result, the heat medium is further supplied to the external load 4 with the bypass flow rate set to zero.
[0048]
Further, when the control of the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is started, the control device 13A sets the difference between the current return water temperature TR and the forward water temperature TS as the current return temperature difference (actual return temperature difference) ΔT. (Step 208), the return temperature difference ΔT and the design temperature difference ΔTsp (ΔTsp = 14 ° C.-5 ° C. = 9 ° C.) and the design flow rate of the heat source G1 (336 m ³ / H), the flow rate Q1 necessary for the heat source G1 to exhibit the maximum capacity at the actual return temperature difference ΔT is obtained according to the following equation (2) (step 209).
Q1 = (ΔTsp / ΔT) × (design flow rate of heat source G1 (336 m ³ / H)) · · · (2)
[0049]
Then, the controller 13A sets the obtained flow rate Q1 as the step-up threshold F1u in the case where one heat source and one heat medium pump are in operation. Further, a value obtained by giving a hysteresis of 20% to the obtained step-up threshold F1u is set to a step-down threshold F1d (F1d = Q1-0.2 × F1d) when the number of operating heat sources and the number of heat medium pumps are two. Q1) (Step 210).
[0050]
As the flow rate of the heat medium required by the external load 4 increases, the discharge flow rate of the heat medium pump P1 increases, and eventually the design flow rate of the heat source G1 (336 m ³ / H). In this case, the transfer capacity of the heat medium pump P1 is set larger than the design flow rate of the heat source G1 (600 m). ³ / H), it is possible to further increase the discharge flow rate of the heat medium pump P1 in response to the request of the external load 4.
[0051]
Here, if the current return water temperature TR is 14 ° C., the outgoing water temperature TS is 5 ° C., and the actual return temperature difference ΔT is 9 ° C., that is, if the return water temperature difference is as designed, step Q1 at 209 is Q1 = (9 ° C./9° C.) × 336 m ³ / H = 336m ³ / H. In this case, the step increase threshold F1u is 336 m ³ / H, and the step-down threshold F1d is 269 m ³ / H (see FIG. 3A).
[0052]
Therefore, the flow rate of the heat medium required by the external load 4 increases, and the load flow rate F becomes 336 m ³ / H (YES in step 211), that is, the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is 336 m ³ / H, the control device 13A activates the second heat source G2 and the heat medium pump P2. In this case, the controller 13A sets the discharge flow rate to a predetermined value (150 m ³ / H), the heat medium pump P2 is started (step 213).
[0053]
At this time, the heat source G1 has just reached its maximum capacity, and the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is 336 m. ³ / H, the number of stages of the heat source and the heat medium pump can be increased. Therefore, after the heat source G1 exhibits the maximum capacity, it is 336 m from the heat medium pump P1. ³ / H or more of the return water is not supplied to the heat source G1, and there is no possibility that the heat source G1 becomes insufficient in capacity due to the supply of an excessive amount of the return water of TR = 14 ° C.
[0054]
On the other hand, if the current return water temperature TR is 12 ° C., the outgoing water temperature TS is 5 ° C., and the actual return temperature difference ΔT is 7 ° C., Q1 in step 209 is Q1 = (9 ° C./7) ℃) × 336m ³ / H = 432m ³ / H. In this case, the step increase threshold F1u is 432 m ³ / H, and the step-down threshold F1d is 346 m ³ / H (see FIG. 3B).
[0055]
Accordingly, the flow rate of the heat medium required by the external load 4 increases, and the load flow rate F becomes 432 m ³ / H (YES in step 211), that is, the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is 432 m ³ / H, the control device 13A activates the second heat source G2 and the heat medium pump P2 (step 213).
[0056]
At this time, the heat source G1 has just reached its maximum capacity, and the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is 432 m. ³ / H, the number of heat sources can be increased. Therefore, after the heat source G1 exhibits the maximum capacity, it is 432 m from the heat medium pump P1. ³ / H or more is not supplied to the heat source G1, and the heat source G1 does not run out of capacity due to the supply of an excessive amount of return water of TR = 12 ° C.
[0057]
Assuming that the current return water temperature TR is 11 ° C., the outgoing water temperature TS is 5 ° C., and the actual return temperature difference ΔT is 6 ° C., Q1 in step 209 is Q1 = (9 ° C./6° C.) × 336m ³ / H = 504m ³ / H. In this case, the step increase threshold F1u is 504 m ³ / H, and the step-down threshold F1d is 403 m ³ / H (see FIG. 3C).
[0058]
Accordingly, the flow rate of the heat medium required by the external load 4 increases, and the load flow rate F becomes 504 m ³ / H (YES in step 211), that is, when the discharge flow rate of the heat medium pump P1 reaches 504, the control device 13A activates the second heat source G2 and the heat medium pump P2 (step 213). ).
[0059]
At this time, the heat source G1 has just reached its maximum capacity, and the discharge flow rate of the heat medium pump P1 is 504 m. ³ / H, the number of heat sources can be increased. Therefore, after the heat source G1 exhibits the maximum capacity, it is 504m from the heat medium pump P1. ³ / H or more is not supplied to the heat source G1, and the heat source G1 does not run out of capacity due to the supply of an excessive amount of return water of TR = 11 ° C.
[0060]
Even if the load flow rate F does not reach the step-up threshold F1u, if the outgoing water temperature TS becomes 6 ° C. or higher (YES in step 212), the controller 13A sets the outgoing water temperature TS to the set temperature (5 ° C.). It is determined that it becomes difficult to maintain, and the second heat source G2 and the heat medium pump P2 are started (step 213). That is, if the heat source G1 becomes insufficient in capacity for some reason before the load flow rate F reaches the step-up threshold F1u, the insufficient capacity of the heat source G1 is immediately resolved, and the chilled water supplied to the external load 4 is designed. The value will be maintained at 5 ° C.
[0061]
Similarly, after controlling the opening of the bypass valve 8 so that the differential pressure ΔP becomes constant, the control device 13A determines that it is difficult to keep the differential pressure ΔP constant, The discharge flow rate of the heat medium pump P2 is controlled so as to be constant, and when the load flow rate F reaches a second step-up threshold value F2u obtained as Q2 by the following equation (3), the third heat source G3 and the heat medium pump Start P3.
Q2 = (ΔTsp / ΔT) × (design flow rate of heat source G1 + G2 (672 m / hr) ³ )) ・・・・ (3)
[0062]
When the flow rate of the cold water required by the external load 4 decreases and the load flow rate F falls below the second step-down threshold value F2d (F2d = Q2−0.2 × Q2), the operation of the heat source G3 and the heat medium pump P3 is stopped. I do. Further, when the flow rate of the chilled water required by the external load 4 decreases and the load flow rate F falls below the first step-down threshold F1d (F1d = Q1-0.2 × Q1), the operation of the heat source G2 and the heat medium pump P2 is stopped. Stop.
[0063]
Further, when the flow rate of the cold water required by the external load 4 decreases and it becomes difficult to maintain the differential pressure ΔP constant by controlling the discharge flow rate of the heat medium pump P1, the control device 13A switches the bypass valve 8 The flow rate of the heat medium flowing through the bypass pipe 7 is controlled so as to open and keep the differential pressure ΔP constant.
[0064]
In the above description, the case where the actual return temperature difference ΔT is equal to or smaller than ΔTsp has been described. However, if ΔT> ΔTsp, that is, if the return water temperature TR exceeds 14 ° C., the above (2) Q1 and Q2 obtained by the equations (3) and (3) decrease, and the step-up thresholds F1u and F2u decrease. Also in this case, the stage is increased when the heat source G1 or the heat source G2 exhibits the maximum capacity, and the capacity does not become insufficient.
[0065]
The controller 13A monitors the flow rates of the cold water passing through the heat sources G1, G2, and G3 by the flow rates F1, F2, and F3 from the flow meters 14-1, 14-2, and 14-3. A predetermined minimum heat medium amount Fmin (for example, Fmin = 120 m ³ / H), the discharge flow rate of the heat medium pumps P1, P2, P3 is increased.
[0066]
In the present embodiment, the heat medium pumps P1, P2, and P3 are initially 150 m ³ / H, which is a command value to the heat medium pumps P1, P2, and P3, and the discharge flow rate of the heat medium pumps P1, P2, and P3 is actually 150 m ³ / H is not clear. If the amount of the heat medium passing therethrough is too small, the refrigerator may be frozen. Therefore, in the present embodiment, the flow rate of the cold water passing through the heat sources G1, G2, and G3 is monitored, and the flow rate of the chilled water is prevented from falling below the minimum heat medium amount Fmin at which the heat sources G1, G2, and G3 may freeze. The discharge flow rates of the heat medium pumps P1, P2, and P3 are controlled.
[0067]
As can be understood from the above description, in the present embodiment, the heat medium pump P (P1, P2, P3) having a transfer capacity (rated flow rate) larger than the designed flow rate of the heat source G (G1, G2, G3) is used. Therefore, the discharge flow rate of the heat medium pump P (P1, P2, P3) is made larger than the design flow rate of the heat source G (G1, G2, G3) in response to the request of the external load 4, and the return water temperature difference Is lower than the design value, it is possible to cause the heat source G to exhibit the maximum capacity in the state of the highest operating efficiency or a capacity close to it (high capacity). As a result, it is possible to prevent the heat source G1 from increasing the number of stages to the heat source G2 while leaving a margin, and to reduce the operation efficiency of the heat source and reduce the number of operating auxiliary equipment (cooling water pump, cooling tower fan, etc.). Excessive energy consumption due to the increase is prevented.
[0068]
Further, in the present embodiment, the heat medium pumps P (P1, P2, P3) are not always driven at the rated flow rate, but are flow rates that can cover the flow rate of the cold water required by the external load 4 at each time. , The heat medium pump P (P1, P2, P3) consumes much less energy than the case where the heat medium pump P (P1, P2, P3) is always driven at its rated flow rate. As a result, the chilled water heat source device can be operated more efficiently.
[0069]
Further, in the present embodiment, when the capacity of the heat source G1 (G2) is insufficient and the outgoing water temperature TS decreases, the stage of the heat source G2 (G3) is immediately increased to eliminate the insufficient capacity, The chilled water heat source device can be operated more efficiently.
[0070]
In the above-described embodiment, an example in which three heat sources are provided has been described. However, it is needless to say that the number of heat sources is not limited to three.
Further, in the above-described embodiment, the cold water heat source device has been described as an example, but the control can be similarly performed in the hot water heat source device.
[0071]
Further, in the above-described embodiment, the step increase threshold and the step decrease threshold are changed according to the actual return temperature difference, but the step increase threshold and the step decrease threshold may be fixed values. That is, in the flowchart shown in FIG. 2, steps 208, 209, and 210 are omitted, and the step increase threshold F1u is set to, for example, 600 m. ³ / H, the step-down threshold F1d is, for example, 480 m ³ / H. In this case, for example, when the return water temperature TR is 14 ° C., the load flow rate F is 336 m. ³ / H, the heat source G1 exhibits the maximum capacity, and the capacity becomes insufficient when the return water with a higher flow rate is supplied to the heat source G1, but the outgoing water temperature TS becomes 6 ° C. or more in step 212. In such a case, by increasing the number of stages, the shortage of the capacity is immediately resolved.
[0072]
In the above-described embodiment, the discharge flow rate of the heat medium pump P is initially set to 150 m. ³ / H, and when it becomes difficult to keep the differential pressure ΔP constant by controlling the bypass flow rate, the discharge flow rate of the heat medium pump P is controlled to keep the differential pressure ΔP constant. 600m heat medium pump from the beginning ³ / H may be started at a discharge flow rate of / h. That is, only the control of the bypass flow rate to keep the differential pressure ΔP constant may be performed, and the control of the discharge flow rate of the heat medium pump P may not be performed. However, when it becomes difficult to maintain the outgoing water temperature TS at the set temperature (5 ° C.), the controller 13A has a function of increasing the number of operating heat sources and pumps regardless of the load flow rate F. Even with such a control method, when the capacity of the heat source is insufficient and the outgoing water temperature TS decreases, it is possible to immediately increase the number of stages and eliminate the insufficient capacity, so that the chilled water heat source device can be operated efficiently. The goal of doing so can be achieved.
[0073]
【The invention's effect】
As is apparent from the above description, according to the first aspect, the heat source activating means for activating the heat source with the discharge flow rate of the heat medium pump being a predetermined value, and the differential pressure of the heat medium between the forward header and the return header. It is difficult to keep the differential pressure constant by the discharge flow rate control means that controls the discharge flow rate of the heat medium pump so that In the event that the flow rate of the heat medium flowing through the bypass pipe is increased, a bypass flow rate control means is provided to control the flow rate of the heat medium. In this state, the stage can be increased, the operation efficiency of the heat source can be improved, and the heat medium pump is driven only at a flow rate that can cover the flow rate of the heat medium required by the external load at each time. Like that That as never refrigerant pump is always driven at its rated flow rate, to reduce the consumption of energy, it is possible to operate more efficiently heat source device.
[0074]
According to the second invention, in the first invention, the flow rate of the heat medium passing through the heat source is monitored, and the flow rate of the heat medium pump is controlled so that the flow rate of the heat medium does not fall below a preset minimum heat medium amount. Fail-safe means for controlling the flow rate is provided, so that the flow rate of the heat medium passing through the heat source is always maintained at the minimum heat medium amount or more so that the heat source does not automatically stop, and the heat medium is supplied stably. Becomes possible.
[0075]
According to the third invention, the step increase threshold and the step decrease when increasing or decreasing the number of operating heat sources and the number of heat medium pumps in accordance with the temperature difference between the heat medium sent from the outgoing header and the heat medium returned to the return water header. Since the threshold changing means for changing the threshold is provided, it is possible to increase the number of stages when the heat source has just exhibited the maximum capacity, and it is possible to suppress the number of operating heat sources and the heat medium pumps, thereby improving the efficiency of the heat source device. Driving can be performed well, and there is an effect that operating costs are reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an instrumentation diagram of a heat source device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a flowchart illustrating an outline of a processing operation performed by a control device provided in the heat source device.
FIG. 3 is a diagram exemplifying a step-down threshold and a step-up threshold set according to a current round trip temperature difference (actual round trip temperature difference).
FIG. 4 is an instrumentation diagram showing an example of a conventional heat source device.
FIG. 5 is a flowchart illustrating an outline of a processing operation performed by a control device provided in a conventional heat source device.
[Explanation of symbols]
G (G1 to G3): heat source, P (P1 to P3): heat medium pump, GP (GP1 to GP3): cooling water pump, GF (GF1 to GF3): cooling tower fan, 2: forward header, 3 ... forward Water line, 4 ... External load, 5 ... Return water line, 6 ... Return header, 7 ... Bypass line, 8 ... Bypass valve, 9 ... Differential pressure gauge, 10 ... Outgoing water temperature sensor, 11 ... Return water temperature sensor, 12 ... flow meter, 13A ... control device, 14-1 to 14-3 ... flow meter.

Claims

A heat source for generating a heat medium, a variable flow rate heat medium pump having a transfer capacity larger than a design value of the pump heat medium flow rate when the heat source generates the maximum capacity of the heat source for transferring the heat medium, An outgoing header that receives a heat medium from a heat source, an external load that receives a supply of a heat medium sent from the outgoing header, a return header that returns the heat medium heat-exchanged in the external load to the heat source, and the outgoing header. And a bypass device that communicates with the return header, the control device being used for a heat source device,
Heat source activation means for activating the heat source with a predetermined discharge flow rate of the heat medium pump,
Discharge flow rate control means for controlling the discharge flow rate of the heat medium pump so as to keep the pressure difference of the heat medium between the outgoing header and the return header constant, and reducing the flow rate of the heat medium required by the external load And a bypass flow rate control means for controlling a flow rate of the heat medium flowing through said bypass pipe when it becomes difficult to keep said differential pressure constant by said discharge flow rate control means. apparatus.

The control device according to claim 1,
Fail-safe means for monitoring the flow rate of the heat medium passing through the heat source and controlling the discharge flow rate of the heat medium pump so that the flow rate of the heat medium does not fall below a predetermined minimum heat medium amount. A control device, characterized in that:

Design values of the first to Nth (N ≧ 2) heat sources that generate the heat medium and the pump heat medium flow rates when the heat sources that convey the heat medium generated by the first to Nth heat sources exhibit the maximum capacity. First to Nth variable flow rate heat medium pumps having a larger transfer capacity, a forward header for mixing the heat medium from the first to Nth heat sources, and a heat medium supplied from the forward header And a return header that returns the heat medium heat-exchanged in the external load to the first to Nth heat sources, and a bypass pipe that communicates the forward header and the return header. Control for comparing the flow rate of the heat medium supplied to the external load with a predetermined step-up threshold and a step-down threshold to increase or decrease the operating number of the heat source and the heat medium pump used in the heat source device A device,
Change the step-up threshold and the step-down threshold when increasing or decreasing the operating number of the heat source and the heat medium pump according to the temperature difference between the heat medium sent from the outgoing header and the heat medium returned to the return water header. A control device, comprising: