JP4591355B2 - 除湿空調システム - Google Patents

Description

本発明は、デシカント空調機を基本とし、その空気加熱・冷却手段としてヒートポンプを備えた除湿空調システムに関する。

本発明に関わる除湿空調システムとしては、例えば下記特許文献１に記載の技術が挙げられる。本文献には、冷媒回路すなわちヒートポンプと吸放湿手段としてのデシカントロータを備え、除湿対象空気を前記ヒートポンプの放熱器で加熱し、この空気を前記デシカントロータの放湿領域で加湿し、この空気を前記ヒートポンプの吸熱器で冷却しさらに前記デシカントロータの吸湿領域において除湿する構成となっている。また本公知例では、ヒートポンプの冷媒は放熱器において超臨界圧力にて放熱を行い、冷媒には二酸化炭素を用いている。

また本発明で用いるヒートポンプサイクルに関する背景技術としては、下記特許文献２および非特許文献１が挙げられる。これら文献には、高圧冷媒の熱によって低圧冷媒が蒸発及び加熱を受けるようになっている付加的熱交換器、すなわち内部熱交換器を設置して能力の増大を図った超臨界蒸気圧縮サイクルが開示されている。

特開２００５−３４８３８ 図１ 特公平７−１８６０２ 第２図 ＮＥＤＯ平成１３年度調査報告書５１４０１０１１−０−１ 二酸化炭素冷媒等を使用した応用機器に関する調査 ｐ．１０５

上記特許文献１の従来技術では、一般的な空調に用いる除湿装置を対象にしているため、ヒートポンプで加熱する再生用空気に外気を用いている。ところが、低湿度、低露点環境が必要な場合には、デシカントロータにパージゾーンを設けたいわゆるパージ型デシカント除湿機が用いられ、この場合ヒートポンプで加熱する再生用空気には、ロータのパージすなわち冷却に用いた空気を用いるが、この空気は外気よりも温度が高いためにヒートポンプからの放熱が不十分となって冷却ＣＯＰが低下し、消費電力が増大するという課題が生じる。

さらに上記特許文献１の従来技術では、外部から取り入れた空気をヒートポンプの放熱部を用いて加熱し、デシカントロータの再生を行っているが、外気条件の変動に対する配慮がされていないため、再生温度やそれに伴う給気の湿度が季節によって大きく変動すると共に、加熱量と冷却熱量の配分がヒートポンプサイクルによって決定するために、外気変動に対する対応が難しいという課題があった。また、再生用空気の加熱をヒートポンプの放熱部のみで行っているため、再生空気温度の上限が低く、除湿能力もこれに制限されるという課題があった。

さらに上記特許文献１の従来技術では、ヒートポンプの冷媒に地球温暖化係数の小さい二酸化炭素を用い、再生空気の加熱を超臨界圧力にて行うとしているが、二酸化炭素をヒートポンプの冷媒に用いて再生用空気の高温加熱を行う場合は、高温を得るために、圧縮機において冷媒を高圧に圧縮する必要が生じ、圧縮機の断熱効率や体積効率が低下して消費エネルギーやヒートポンプ装置の容量の増大を招くという課題があり、上記従来技術ではこの点に対する配慮がされていない。

なお上記特許文献２の従来技術では、圧縮比の低減によってもたらされる圧縮機の断熱効率の向上および消費エネルギーの低減、この効果に対して内部熱交換器の設置が大きな役割を果たす点については言及していない。

本発明の目的は、低露点環境用に用いるヒートポンプを用いたデシカント除湿システムの消費電力低減、外気変動に対する安定した給気の実現にある。また本発明の他の目的は、二酸化炭素などを冷媒とした放熱部の冷媒が超臨界圧力となるヒートポンプを空気の加熱および冷却に用いる場合に、圧縮機出口における冷媒圧力、圧縮比を低減して圧縮機の断熱効率を向上し、除湿空調システムの消費電力を低減することにある。

上記目的を達成するために、本発明に係る除湿空調システムは、再生空気の加熱および給気の冷却にヒートポンプを用いるとともに、このヒートポンプサイクルに、再生空気の加熱を行う放熱器に加えて、外部の冷却媒体によって高圧側の冷媒を冷却する放熱手段を設けたものである。

本発明に係る除湿空調システムによれば、ヒートポンプを用いて再生空気を加熱するので、電気ヒータのみを用いて加熱した場合に対して消費電力が減少し、外部への放熱手段によりヒートポンプの冷却効率が上昇することにより、消費電力をさらに減少させることができる。

以下、本発明の一実施例について図面を用いて説明する。

図１、図２および図３を用いて実施例１を説明する。図１は本実施例に係る除湿空調システムの全体系統図である。図２は本実施例で用いるヒートポンプサイクルを温度−エンタルピー線図上に表した図である。図３は本実施例に係る除湿空調システムの消費エネルギーおよびその内訳を類似のシステムと比較したグラフである。

図１に示すように除湿空調システムは、デシカント除湿ロータ１０、ヒートポンプ３０、電気ヒータ７０、冷凍機８０およびこれらに処理空気およびデシカント再生空気を通風させるダクトおよびファンなどから構成されている。

除湿ロータ１０は、処理空気の湿分を吸着して除湿を行う処理ゾーン１１と、高温の再生空気でロータから湿分を脱着する再生ゾーン１２と、再生ゾーンで温度上昇したロータを、処理空気の一部を分岐して冷却するパージゾーン１３を順次回転することによって除湿を行う。なお除湿ロータ１０には、シリカゲルやゼオライト等の除湿部材が保持される。

ヒートポンプ３０は、冷媒ガスを超臨界状態まで圧縮して温度上昇させる圧縮機３１と、圧縮機３１で超臨界圧力に圧縮され高温となった冷媒を用いてロータ再生用空気９５を加熱する空気加熱器３２と、空気加熱器３２で温度低下した冷媒を放熱用外気９９でさらに冷却する外気放熱器３３と、外気加熱器３３から出た冷媒を超臨界状態から二相域に減圧する減圧弁３４と、二相になった冷媒の冷媒液の蒸発などによって処理空気すなわち図示しない低露点室内からの還気９４と導入した外気を冷却する空気冷却器３５、３６およびこれらを結ぶ冷媒配管３７などから構成されている。

さらにダクトの各所には、ヒートポンプ３０の容量制御を行うための温度センサ３９と、電気ヒータ７０の制御を行うためにロータ再生用空気９５の温度を検出する温度センサ７９と、冷凍機８０の発停を含む運転制御を行うために冷凍機８０に設けられた直膨式冷却コイル８１を通過した後の導入外気９１の温度を測定する温度センサ８９が設けられている。

次に本実施例に係る除湿空調システムの基本的な動作について説明する。除湿空調システムでは、給気用として導入した外気９１を最初に冷凍機８０に設けられた直膨式冷却コイル８１で予備冷却する。さらに、予備冷却された外気はヒートポンプ３０の空気冷却器３６で冷却された後、低露点室内からの還気９４をヒートポンプの空気冷却器３５で冷却した空気と合流する。この合流した空気は、一部が分岐してパージ空気９２としてパージゾーン１３に導かれ、残りは処理ゾーン１１に導かれて湿度を下げた後、給気として図示しない低露点室に導かれる。

一方、パージ空気９２は、パージゾーン１３で除湿ロータ１０を冷却する。これにより、パージ型デシカント除湿機の特徴としてよく知られているように、十分に冷却された領域のみから給気を行い、結果として非常に湿度の低い給気を得ることができる。除湿ロータ１０を冷却して温度上昇したパージ空気９２は、再循環再生空気９６と合流して再生空気となり、さらにヒートポンプ３０の空気加熱器３２、電気ヒータ７０で順次加熱された後に再生ゾーン１２に導かれて再生すなわち除湿ロータ１０からの水分の脱着除去を行う。

再生ゾーン１２からの再生空気９５は、上記のように一部が分岐して再循環再生空気９６としてパージ空気９２と合流し、残りは除湿ロータ１０から除去した水分とともに排気９７として機外に排出される。

次に、このときのヒートポンプ３０の動作について図２を用いて説明する。本実施例ではヒートポンプ３０の作動媒体として二酸化炭素を用いており、図２における記号Ａ〜Ｆは図２に示した温度―エンタルピー線図上における冷媒の状態を示しており、曲線（細線）Ｈは飽和線を表している。

圧縮機３１で超臨界圧力に圧縮された冷媒は、温度上昇して状態Ａとなり、空気加熱器３２に導かれる。空気加熱器３２では、冷媒が温度降下しながら再生空気９７を加熱して状態Ｂとなり、外気放熱器３３へ導かれる。外気放熱器３３において、導入される放熱用外気９９は空気加熱器３２に流入する再生空気よりも温度が低いため、冷媒はさらに温度降下して状態Ｃとなる。その後、冷媒は膨張弁３４に導かれて減圧し、冷媒液と冷媒蒸気からなる二相状態である状態Ｄとなって、空気冷却器３５、３６において、冷媒液の蒸発潜熱によって室内還気９４、導入した外気９１をそれぞれ冷却する。空気冷却器３６内では全ての冷媒液が蒸発して飽和線上の状態Ｅとなり、さらに外気９１との熱交換によって過熱蒸気の状態Ｆとなった後に、圧縮機３１に吸引されて再び圧縮される。

なお、実際には各熱交換器内では圧力損失があるが、図２ではその影響を省略して状態Ａ、Ｂ、Ｃを超臨界領域の等圧線上に示し、状態Ｄ、Ｅ、Ｆを二相域およびガス域の等圧線上に示している。

次に本実施例に係る除湿空調システムの運転制御について説明する。本実施例においてヒートポンプ３０は、空気加熱器３２において再生空気９５が回収可能な最大熱量に基づいて能力および冷媒循環量の上限が設定されている。従って、外気温度が高い場合などには冷却能力が不足することが考えられ、これに備えて冷凍機８０が設置されている。この冷凍機８０は、冷凍機によって冷却された外気の温度を計測する温度センサ８９の出力に基づいて制御される。

外気温度が高い場合には、温度センサ８９によって計測される空気温度が略一定値となるように冷凍機８０が制御される。この空気温度の値は、ヒートポンプ３０が、空気加熱器３２において再生空気９５が回収可能な最大熱量を供給できるような運転状態における、ヒートポンプ３０の冷却能力に対応して決められている。

外気温度が低い場合には、冷却負荷が小さくなり、ヒートポンプ３０の冷却能力のみで外気９１および室内還気９４の冷却を十分賄えるため冷凍機８０の運転を停止する。なおこの場合、ヒートポンプ３０の運転を停止することは、空気加熱器３２の加熱量がゼロとなって電気ヒータ７０の消費電力が増大するため、好ましくない。本実施例では、温度センサ８９で計測される空気温度が所定の値よりも低くなると冷凍機８０の運転を停止し、この空気温度が再び上昇して前記所定の値に一定の動作隙間（ヒステリシス）を加えた値を上回ると冷凍機８０の運転を再開する。

ヒートポンプ３０は、空気冷却器３５、３６でそれぞれ冷却された室内還気９４と外気９１が混合した後の処理空気温度を計測する温度センサ３９の出力に基づいて制御される。このとき、空気冷却器３５の入口における室内還気９４の温度はほぼ一定であり、空気冷却器３６の入口における外気９１の温度は上述のように冷凍機８０によって一定温度以下に維持されているので、温度センサ３９によって計測される処理空気の温度はヒートポンプ３０の容量制御の範囲内でほぼ一定値に制御される。なお、この値は除湿空調システムから低露点室へ供給する給気の仕様から決定する。

外気温度が低く、冷凍機８０が前記制御動作によって停止している状態では、上述のようにヒートポンプ３０を容量制御することにより混合空気の温度をほぼ一定に維持するため、これに伴って、空気加熱器３２における空気加熱量も変化する。この変化に対しては、電気ヒータ７０から除湿ロータ１０の再生ゾーン１２へ向う再生空気の温度を検出する温度センサ７９の出力に基づいて電気ヒータ７０による加熱量を制御することにより、再生空気の温度を所定の値に維持して、処理ゾーン１１における除湿能力を維持する。

以上説明したように本実施例では、ヒートポンプサイクルの吸熱部すなわち蒸発器を処理空気の冷却源、放熱部を再生空気の加熱源として用いることにより、電気ヒータ７０の負荷を低減するなどの作用によって消費エネルギーの低減を図っている。また、外気放熱器３３を設けたことにより、冷媒である二酸化炭素がヒートポンプサイクルの放熱部で再生空気９５を加熱して状態Ｂとなった後に、放熱用外気９９でさらに放熱して状態Ｃまで温度低下する。すなわち、空気冷却器３５，３６における冷却能力が図２における状態Ｄ−状態Ｆ間のエンタルピー差であるＱＥとなっている。この冷却能力は外気放熱器３３を用いない場合と比較すると、外気放熱器３３を用いない場合には、冷媒が状態Ｂから減圧されて状態Ｄ’となり、冷却能力が状態Ｄ’−状態Ｆ間のエンタルピー差であるＱＥ’となる。このため、外気放熱器３３の設置によって単位冷媒流量当りの冷却能力が（ＱＥ−ＱＥ’）の分だけ増加し、圧縮機３１に投入する電気エネルギーが低減されたことがわかる。あるいは、上記冷却能力の増加分によって予備冷却用の冷凍機８０の冷却負荷が軽減されて、除湿空調システム全体の省エネルギーを図ることが可能となる。

また本実施例では、空気冷却器３５、３６で冷却された処理空気の温度に基づいてヒートポンプ３０の容量制御を行うことにより、除湿ロータ１０の処理ゾーン１１に流入する空気の温度が安定して、結果として低露点空気の供給を安定して行うことが可能となる。

また本実施例では、電気ヒータ７０を設置しているので、再生空気９５をヒートポンプで加熱可能な最高温度以上に加熱することができる。これにより、ロータ再生時に除湿部材の湿分が少なくなるため、例えば−５０℃などの低露点空気の供給が可能となる。さらに、この電気ヒータ７０によって加熱された再生空気の温度を検出する温度センサ７９を設け、この再生空気の温度が一定値となるように電気ヒータ７０の加熱量を制御する。これにより、ヒートポンプ３０の運転状態が変化した場合でも再生空気の温度を安定させて処理ゾーン１１での除湿能力を確保し、上記低露点空気の供給を安定して行うことが可能となる。

また本実施例では、導入した外気９１を冷却する冷凍機８０を設置して、ヒートポンプ３０による冷却能力の不足分を補う構成としている。このため、空気加熱器３２での加熱量、すなわち再生空気９５が温度上昇する際に回収可能な熱量に対応させてヒートポンプ３０のサイクルの容量を設定することができる。従って、放熱部においてヒートポンプ３０の加熱能力が過剰となることによるエネルギーの利用効率の低下を防止できる効果がある。

この効果について、図３を用いて説明する。図３は、本実施例に係る除湿空調システムにおける空気の加熱と冷却に要するエネルギーを他の方式と比較したものである。（１）〜（３）の各方式は以下のような構成である。構成（１）は除湿システムにおける再生空気の加熱を全て電気ヒータ７０で行い、処理空気の冷却を全て冷凍機８０で行い、ヒートポンプ３０を用いない場合を表している。次に構成（２）は処理空気の冷却を全てヒートポンプ３０の蒸発器で行い、再生空気の加熱はヒートポンプ３０の放熱部と電気ヒータ７０によって行い、冷凍機８０は用いない場合である。

構成（３）は本実施例の構成であり、前述のように再生空気の加熱にヒートポンプ３０と電気ヒータ７０、処理空気の冷却にヒートポンプ３０と冷凍機８０を用いる場合である。なお、構成（２）で用いるヒートポンプには外気冷却器３３が設置されていることを想定しており、本発明の範囲内である。

図３では、構成（１）における消費エネルギーの総和を１００％として、各構成における消費エネルギーを要素機器ごとに分類して比較している。（１）と（２）の比較では、処理空気の冷却に要するエネルギーが（１）の冷凍機に対して（２）のヒートポンプが大幅に増加しているが、これは冷凍機８０で用いている冷媒が代替フロン系の冷媒であるのに対して、ヒートポンプ３０で用いている冷媒が理論成績係数の低い二酸化炭素であることによる。

しかしながら、（２）ではヒートポンプ３０による再生空気の加熱を行っていることにより電気ヒータ７０の消費エネルギーが図に示すように小さく、結果として（１）よりもエネルギー消費量が低減されている。このことは、冷凍機８０を用いない場合でも、外気冷却器３３を設けたヒートポンプ３０の採用により省エネルギーが図られることを示している。

次に（２）と（３）の比較では、ヒートポンプ３０の能力を、再生空気で回収可能な熱量に合わせて設定しているために冷凍機３０の消費電力が減少し、そのかわりに不足となった処理空気の冷却熱量を補う冷凍機８０の消費電力が発生している。なお電気ヒータ７０は、いずれも再生空気をヒートポンプ３０で加熱可能な最高温度からさらに高温に加熱する用途に用いられているために（２）と（３）での差異は生じていない。

全消費エネルギーの比較では、本実施例の構成である（３）が（２）に対してさらに減少している。これは、（２）においてヒートポンプ３０の能力が冷却負荷に合わせて設定されているために加熱能力が過剰となり、そのエネルギーを外気に放出することによるロスと、空気冷却の一部を成績係数の高い冷凍機８０によって行うことによる。なお、構成（３）で冷凍機８０の冷却負荷を増加させ、ヒートポンプ３０の容量を減少させた場合は、システムの構成が（１）に近づくために消費エネルギーは増加する。

さらに冷凍機８０を設置したことにより、季節による外気冷却の負荷変動に対して、冷凍機８０の容量制御で対応することができるため、ヒートポンプ３０の負荷が安定し、空気加熱器３２での加熱量が確保できるという利点がある。例えば外気温度が低く冷却負荷が小さい場合には、冷凍機８０をオフにすることによって対応することができる。

また、冷凍機８０の発停および容量制御を、冷却コイル８１から空気冷却器３６に向う外気９１の温度の検出値（温度センサ８９の検出値）に基づいて行い、外気冷却負荷のうち、ヒートポンプ３０の最大能力を超える分のみを冷凍機８０で賄うことにより、ヒートポンプ３０の運転能力を最大限確保して空気加熱器３２での加熱量を最大とし、電気ヒータ７０の入力を低減することにより、図３に示される省エネルギー効果を発揮することが可能となる。

なお本実施例では、除湿システムで用いるデシカント除湿機をパージ型としているが、上記特許文献１に見られるようなパージゾーンを持たない標準型のデシカント除湿機としても、同様の効果が得られる。すなわち、ヒートポンプの放熱部を、特許文献１のように処理空気として導入した空気の加熱器のみとせず、冷却用の空気を導入して、処理空気を加熱した後の冷媒をさらに温度降下させるような外気放熱器を設置することによって、冷却能力の増大および装置全体の省エネルギーが図られる。

次に、本発明の他の実施例について、図４〜図７を用いて説明する。図４は本実施例に係る除湿空調システムの全体系統図、図５は本実施例で用いるヒートポンプサイクルを温度―エンタルピー線図上に表した図、図６は本実施例で用いる内部熱交換器の温度効率と本実施例に係る除湿空調システムの消費電力等の関係を表すグラフ、図７は本実施例に係る除湿空調システムの消費エネルギーおよびその内訳を図３で比較した３種類のシステムと比較したグラフである。それぞれの図において、図１の実施例と同一の構成要素に対しては、図１と同一の符号を付してある。なお以下の説明では、本実施例と図１の実施例との相違点に絞って説明を行う。

図４に示すように本実施例に係る除湿空調システムは、図１の実施例に対して冷凍機８０およびこれに附属する冷却コイル８１、温度センサ８９を設けずに、ヒートポンプ３０のサイクルに、外気放熱器３３で冷却された超臨界状態の冷媒と、空気冷却器３６で外気を冷却して冷媒蒸気となった冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器３８が設ける構成としたものである。なお、減圧弁３４は内部熱交換器３８の下流側に設ける構成としている。

本実施例の除湿空調システムでは、給気用として導入した外気９１は、直接空気冷却器３６で冷却されて、空気冷却器３５で冷却された室内還気９４と合流した後、図１の実施例と同様に一部はパージ空気９２となり、残りは除湿ロータ１０で除湿されて給気９３となる。パージ空気９２および再生空気９５の系統は図１の実施例と同様である。

本実施例におけるヒートポンプ３０の動作を図５内の太線（４）で示す。記号Ｐ〜Ｗは、図２における記号Ａ〜Ｆと同様に冷媒の状態を表している。圧縮機３１で超臨界圧力に昇圧された冷媒は温度上昇して状態Ｐとなり、空気加熱器３２、外気放熱器３３を経て状態Ｒとなった後、内部熱交換器３８において空気冷却器３６から圧縮機３１に向う冷媒蒸気に熱を与えて状態Ｓとなる。そして、膨張弁３４を通って二相状態Ｔとなり、空気冷却器３５、３６内で飽和蒸気Ｕ、過熱蒸気Ｖとなった後に内部熱交換器３８においてさらに加熱されて温度上昇して状態Ｗとなった後に圧縮機３１の吸込側に吸引される。

本実施例におけるヒートポンプサイクルを、図５中に点線で示す図１の実施例のサイクルと比較すると、外気放熱器３３で放熱した後の内部熱交換器３８において冷媒が状態Ｒから状態Ｓに冷却されたことにより、空気冷却器３５、３６における単位冷媒量当りの冷却能力が図中に示すＱＥからＱＥ”に増大している。この効果は、主に冷媒として二酸化炭素を用いた冷凍サイクルにおける内部熱交換による冷凍効果の増大として一般的に知られているものである。

さらに本実施例では、圧縮機３１に導かれる冷媒蒸気が内部熱交換器３８で加熱されて温度上昇している。ここで圧縮機の吐出圧力が図１の実施例と同じ場合は圧縮機の吐出温度が上昇するが、本実施例では圧縮機の吐出圧力を低く設定することにより、吐出温度を図１の実施例と同一としている。したがって、圧縮機３１の圧縮比が図１の実施例と比較して小さくなっている。ここで、圧縮機の効率は一般的に圧縮比が小さいほうが良いため、本実施例では吐出圧力および圧力比の低下によって圧縮機の効率が上昇し、消費電力がさらに低減される。次にこれらの関係を、図６を用いて説明する。

図６は横軸を内部熱交換器３８の温度効率ε、縦軸を消費電力および圧縮比の比率と圧縮比に伴って変化する圧縮機効率とし、圧縮機３１の吐出温度を一定値としてこれらの関係を示したものである。温度効率ε＝０の点は、図４において内部熱交換器３８を設置しない場合、すなわち図３における（２）と同じ構成を表しており、ヒートポンプサイクルはＴ−ｈ線図上において図１の実施例と同様、図２あるいは図５中に破線で示したサイクルとなる。本実施例におけるヒートポンプ３０の内部熱交換器３８は、定格運転時に横軸上に（４）で示す温度効率で動作するものである。

まず、前記冷凍効果の増大のみを考慮して、すなわち圧縮機効率は一定値として除湿空調システム全体の消費電力を算出した結果を細線で示す。内部熱交換器の温度効率が大きくなると、単位冷媒量あたりの冷却能力が増大する効果によって圧縮機の仕事が軽減されて、システム全体の消費電力が減少している。

次に、このときの圧縮比の変化を破線で示す。温度効率εが増加して圧縮機の入口温度が上昇したことに対して、吐出温度が一定となるように吐出圧力を決定した結果、吐出圧力と圧縮比が図６に示すように低下している。この圧縮比から圧縮機効率ηを導いた結果を図６に点線で示す。なお、圧縮比と圧縮機効率の関係は、例えば前記非特許文献１のｐ．１０６の式（５．１−４）等に示されている。図に示すように、圧縮機効率は内部熱交換器３８の温度効率の増加とともに上昇している。

この圧縮機効率の上昇を考慮して除湿空調システム全体の消費電力を再計算した結果を図６に太線で示す。内部熱交換器３８を設置したことにより圧縮機効率が上昇し、細線で示した冷却能力増大による消費電力低減効果に比較して、さらに消費電力が低減されている。本実施例の動作条件である（４）では、内部熱交換器なしの場合と比べて約１５％の消費電力低減効果が得られている。

本実施例に係る除湿空調システムによる空気の加熱および冷却に要するエネルギーを図３で比較した３種類のシステムと比較すると図７のようになる。以上説明した消費電力の低減効果によって、図１の実施例に対してさらに消費電力が減少していることがわかる。

以上説明したように本実施例では、ヒートポンプ３０に内部熱交換器３８を追加したことにより、一般に知られている冷却能力の増大効果に加えて、圧縮比の低減による圧縮機効率の向上とこれに伴う消費電力の低減効果が得られている。すなわち、図１の実施例よりも低い圧縮機吐出圧および圧縮比でありながら、同等の圧縮機吐出温度が得られている点が本実施例の大きな特徴であり、ヒートポンプサイクルを除湿空調システムに適用した場合に生じる独特の効果である。

なお本実施例では、冷凍機８０を用いていないが、図１の実施例のような冷凍機８０を用いた除湿空調システムのヒートポンプに対して内部熱交換器３８を追加しても同様の効果が得られることは明白である。また本実施例のように冷凍機８０を用いない場合には、システムが簡素化されるとともに、ヒートポンプ３０の冷媒を二酸化炭素とすることによって、地球温暖化係数の高い代替フロン等の冷媒用いる必要がなくなり、消費エネルギーの低減効果と合わせて環境保全の点で極めて有利な除湿空調システムを得ることが可能となる。

以上示した各実施例においては、ヒートポンプ３０の冷媒が空気加熱器３２において超臨界圧力にて放熱を行っているので、再生空気９５を高温に加熱することが可能となり、図３または図７における構成（１）と本発明の実施による（２）（３）（４）との比較に示されるように電気ヒータ７０の消費電力が減少して除湿空調システム全体の省エネルギー効果が得られている。

さらに以上示した各実施例においては、ヒートポンプ３０の冷媒として、臨界温度が３１．１℃と比較的低い二酸化炭素を用いているので、サイクルの高圧側が容易に超臨界状態となり、上記超臨界での放熱による効果が得られる。また、二酸化炭素はよく知られているように地球温暖化係数が極めて小さいため、冷媒回収の必要がなく、環境問題に対応した除湿空調システムを得ることができる。

さらに以上示した各実施例においては、空気加熱器３２を出た後の冷媒の冷却手段として外気放熱器３３を設置し、放熱用外気９９によって冷却する構成としたので、冷却水系統の設備が不要であるという利点がある。

一方、冷却水系統が予め整備された工場などに本システムを導入する際は、外気放熱器３３の代わりに水冷式の冷媒冷却器を設置して、冷却水によって冷却する構成としても良い。この場合は、冷却水系統が必要となる代わりに、空冷式の外気放熱器３３に比べて小さな伝熱面積で冷却することができるので、冷媒冷却器および除湿空調システムを小型化できるという利点がある。なお、この冷却水は河川水や海水であってもよいことは明白である。

本発明の一実施例に係る除湿空調システムの全体系統図。 図１の実施例におけるヒートポンプサイクルのＴ−ｈ線図。 図１の実施例における除湿空調システムの消費エネルギーを示すグラフ。 本発明の他の実施例に係る除湿空調システムの全体系統図。 図４の実施例におけるヒートポンプサイクルのＴ−ｈ線図。 図４の実施例における除湿空調システムの消費電力および圧縮機の圧縮比を、内部熱交換器の温度効率との関係で示したグラフ。 図４の実施例における除湿空調システムの消費エネルギーを示すグラフ。

符号の説明

１０…除湿ロータ、１１…処理ゾーン、１２…再生ゾーン、１３…パージゾーン、３０…ヒートポンプ、３１…圧縮機、３２…空気加熱器、３３…外気放熱器、３４…膨張弁、３５…室内還気用空気冷却器、３６…外気処理用空気冷却器、３７…冷媒配管、３８…内部熱交換器、３９…ヒートポンプ制御用温度センサ、７０…電気ヒータ、７９…電気ヒータ制御用温度センサ、８０…冷凍機、８１…直膨式冷却コイル、８９…冷凍機制御用温度センサ、９１…給気用外気、９２…パージ空気、９３…給気、９５…再生空気、９６…再循環再生空気、９７…排気、９９…放熱用外気、Ａ〜Ｆ、Ｐ〜Ｗ…Ｔ−ｈ線図上における冷媒の状態、Ｈ…飽和線、ＱＥ、ＱＥ’、ＱＥ” …冷却能力。

Claims (12)

1. 処理空気の水分を吸収する処理ゾーン、この水分を高温の再生空気に放出する再生ゾーン、再生ゾーンで温度上昇して水分を放出した領域を冷却用空気で冷却するパージゾーンを備えた除湿ロータが回転することによって順次通過するパージ型デシカント除湿機と、吸熱部と放熱部を有するヒートポンプと、前記吸熱部を冷却源として前記処理空気を冷却する冷却器と、前記放熱部を加熱源として前記再生空気を再生ゾーン入口側で加熱する加熱器を有する除湿空調システムにおいて、
   前記ヒートポンプは、冷媒を圧縮して温度上昇させる圧縮機、該圧縮機の下流に設けられ、前記再生空気に前記冷媒の熱を放出する第１の放熱器、該第１の放熱器の下流に設けられ、外部冷却媒体に前記冷媒の熱を放出する第２の放熱器、該第２の放熱器の下流に設けられ、前記冷媒を減圧する膨張弁、該膨張弁の下流に設けられ、低露点室からの環気を冷却する第１の空気冷却器、該第１の空気冷却器の下流に設けられ、外気を冷却する第２の空気冷却器、および、該第２の空気冷却器と前記圧縮機を結ぶ冷媒配管で構成されていることを特徴とする除湿空調システム。
2. 処理空気の水分を吸収する処理ゾーン、この水分を高温の再生空気に放出する再生ゾーンを備えた除湿ロータが回転することによって順次通過するデシカント除湿機と、吸熱部と放熱部を有するヒートポンプと、前記吸熱部を冷却源として前記処理空気を冷却する冷却器と、前記放熱部を加熱源として前記再生空気を再生ゾーン入口側で加熱する加熱器を有する除湿空調システムにおいて、
   前記ヒートポンプは、冷媒を圧縮して温度上昇させる圧縮機、該圧縮機の下流に設けられ、前記再生空気に前記冷媒の熱を放出する第１の放熱器、該第１の放熱器の下流に設けられ、外部冷却媒体に前記冷媒の熱を放出する第２の放熱器、該第２の放熱器の下流に設けられ、前記冷媒を減圧する膨張弁、該膨張弁の下流に設けられ、低露点室からの環気を冷却する第１の空気冷却器、該第１の空気冷却器の下流に設けられ、外気を冷却する第２の空気冷却器、および、該第２の空気冷却器と前記圧縮機を結ぶ冷媒配管で構成されていることを特徴とする除湿空調システム。
3. 請求項１または２に記載の除湿空調システムにおいて、
   前記ヒートポンプは、前記第２の放熱器で放熱した冷媒と、前記吸熱部で吸熱した冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設けたことを特徴とする除湿空調システム。
4. 請求項１から３のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
   冷却器において冷却された前記処理空気の温度を検出して、前記ヒートポンプの容量制御を行う制御装置を設けたことを特徴とする除湿空調システム。
5. 請求項１から４のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
   前記再生空気を前記第１の放熱器において加熱した後にさらに加熱する再加熱手段を設け、この再加熱手段から前記デシカント除湿機の再生ゾーンに、再生空気を導く構成としたことを特徴とする除湿空調システム。
6. 請求項５に記載の除湿空調システムにおいて、
   前記再加熱手段で加熱された再生空気の温度を検出して、この再加熱手段の加熱量を調節する制御装置を設けたことを特徴とする除湿空調システム。
7. 請求項１から６のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
   前記処理空気を冷却する補助冷却手段を設けたことを特徴とする除湿空調システム。
8. 請求項７に記載の除湿空調システムにおいて、
   前記補助冷却手段によって冷却された処理空気の温度を検出する温度センサを設け、この温度センサからの出力を用いて前記補助冷却手段の発停または容量制御を行う制御装置を設けたことを特徴とする除湿空調システム。
9. 請求項１から８のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
   前記外部冷却媒体が空気であることを特徴とする除湿空調システム。
10. 請求項１から８のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
    前記外部冷却媒体が冷却水であることを特徴とする除湿空調システム。
11. 請求項１から１０のいずれかに記載の除湿空調システムにおいて、
    前記ヒートポンプの冷媒が、前記放熱部において超臨界圧力にて放熱を行うことを特徴とする除湿空調システム。
12. 請求項１１に記載の除湿空調システムにおいて、
    前記ヒートポンプの冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする除湿空調システム。

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