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WO2013021817A1 - 外気処理装置 - Google Patents

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WO2013021817A1
WO2013021817A1 PCT/JP2012/068785 JP2012068785W WO2013021817A1 WO 2013021817 A1 WO2013021817 A1 WO 2013021817A1 JP 2012068785 W JP2012068785 W JP 2012068785W WO 2013021817 A1 WO2013021817 A1 WO 2013021817A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
air
sensible heat
temperature
outside air
path
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2012/068785
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
和成 北隅
康晴 中野
ヤロスラワ ポルトワ
永江　公二
遼一 関矢
久樹 山脇
宗浩 趙
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
E'S Inc
Original Assignee
E'S Inc
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by E'S Inc filed Critical E'S Inc
Publication of WO2013021817A1 publication Critical patent/WO2013021817A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F3/00—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems
    • F24F3/12—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling
    • F24F3/14—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification
    • F24F3/147—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification with both heat and humidity transfer between supplied and exhausted air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F12/00—Use of energy recovery systems in air conditioning, ventilation or screening
    • F24F12/001—Use of energy recovery systems in air conditioning, ventilation or screening with heat-exchange between supplied and exhausted air
    • F24F12/006—Use of energy recovery systems in air conditioning, ventilation or screening with heat-exchange between supplied and exhausted air using an air-to-air heat exchanger
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
    • F24F3/00—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems
    • F24F3/12—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling
    • F24F3/14—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification
    • F24F2003/144—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification by dehumidification only
    • F24F2003/1446—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification by dehumidification only by condensing
    • F24F2003/1452—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification by dehumidification only by condensing heat extracted from the humid air for condensing is returned to the dried air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
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    • F24F2003/1464—Air-conditioning systems in which conditioned primary air is supplied from one or more central stations to distributing units in the rooms or spaces where it may receive secondary treatment; Apparatus specially designed for such systems characterised by the treatment of the air otherwise than by heating and cooling by humidification; by dehumidification using regenerators using rotating regenerators
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    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/56—Heat recovery units

Definitions

  • the present invention relates to an outside air processing apparatus that dehumidifies and cools outside air and supplies it to the room.
  • building facilities such as offices and hospitals are provided with an outside air processing device that dehumidifies and cools the outside air to supply it to the room in order to assist indoor cooling.
  • an air supply passage that communicates between the outdoor suction port and the indoor discharge port, a total heat exchanger that can exchange temperature and humidity, and adsorption and desorption of moisture in the air
  • the air flowing through the passage passes through the total heat exchanger, the dehumidification rotor, the sensible heat exchanger, and the air supply side cooler sequentially from the outdoor suction port, and is dehumidified and cooled and supplied to the room. It is known (see, for example, Patent Document 1).
  • the air supply side cooler is disposed in the air supply ventilation path between the sensible heat exchanger and the indoor outlet, and is a spray type that cools the air by using the latent heat of evaporation of water. Or since it is a vaporization type humidification means, while the temperature of the supplied air falls, there exists a problem that absolute humidity becomes high and it is not suitable for the air conditioning of summer.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to provide an outside air processing apparatus that can supply air having a lower temperature and lower humidity than outside air into a room with a simple configuration.
  • the present invention provides an air supply path for sucking outside air and supplying it to the room, dehumidifying means for dehumidifying the air flowing through the air supply path, and dehumidified air as outside air or room air.
  • the distribution means includes a blower fan provided in at least one of an air supply port of the air supply path and an exhaust port for discharging the one air to the outside of the air, and each of the second sensible heat exchange means.
  • Control means for controlling the air flow rate of the blower fan based on the outlet temperature may be provided.
  • the distribution unit includes a blower fan disposed in an opening that communicates the path through which the one air flows and the air supply path upstream of the humidification unit, and the second sensible heat exchange.
  • Control means for controlling the air flow rate of the blower fan based on each outlet temperature of the means may be provided.
  • the distribution means includes a damper provided on each of the path through which the one air flows and the air supply path on the upstream side of the humidification means, and each outlet of the second sensible heat exchange means.
  • Control means for controlling the opening degree of the damper based on the temperature may be provided.
  • the distribution means may set the distribution amount of the one air and the other air substantially equally.
  • the second sensible heat exchange means for sensible heat exchange between one humidified air and the other dehumidified air to cool the other air is provided. Air that has been cooled by utilizing the latent heat of water can be supplied to the room without increasing.
  • FIG. 1 is a conceptual diagram showing an outside air processing device 1 according to the first embodiment.
  • This outside air processing device 1 is intended to reduce the cooling load in the summer of a separately installed air conditioner by supplying outside air after dehumidifying and cooling the outside air.
  • the outside air processing apparatus 1 includes a main body box (housing) 10 formed in a box shape, and the main body box 10 is partitioned by a partition plate 11 and a plurality of paths through which air flows. Is formed.
  • the main body box 10 includes an air supply path 13 that sucks outside air OA and supplies the air supply SA into the room, a first exhaust path 15 that sucks outside air OA and discharges the exhaust EA to the outside again, A second exhaust path (a path through which one air flows) 17 is provided that discharges a part of the air that flows in the air path 13 and flows through the air supply path 13 to the outside as exhaust EA.
  • An outside air introduction fan 21 is provided at the suction port 13A of the air supply path 13, and most of the outside air OA sucked into the air supply path 13 through the suction port 13A by the operation of the outside air introduction fan 21 is a discharge port (air supply port).
  • a regeneration air introduction fan 23 is provided at the suction port 15A of the first exhaust path 15, and by the operation of the regeneration air introduction fan 23, outside air (regeneration) that is sucked into the first exhaust path 15 through the suction port 15A. Air) OA is discharged to the outside through the discharge port 15B.
  • the air supply path 13 and the first exhaust path 15 are configured such that air flows in opposition to each other, and the air supply path 13 and the first exhaust path 15 are arranged in order from the side closer to the suction port 13A of the air supply path 13 and the discharge port 15B of the first exhaust path 15.
  • a disc-shaped desiccant rotor (dehumidifying means) 25 and a first sensible heat exchanger (first sensible heat exchange means) 27 are disposed across the air supply path 13 and the first exhaust path 15.
  • a heater (heating regeneration means) 29 that heats the flowing air is disposed between the desiccant rotor 25 and the first sensible heat exchanger 27.
  • the heater 29 is formed of, for example, a hot water coil, and is supplied with hot water heated by heat obtained from natural energy such as exhaust heat when burning fuel such as gas or petroleum, or solar heat or geothermal heat. It is like that.
  • the desiccant rotor 25 is formed by forming a honeycomb-like non-woven fabric impregnated with a dehumidifying agent such as lithium chloride or silica gel into a rotor shape, and is driven to rotate at a low speed around the rotary shaft 25A.
  • the desiccant rotor 25 moves between the air supply path 13 and the first exhaust path 15 while rotating in a direction orthogonal to the air flow in the air supply path 13 and the first exhaust path 15.
  • the desiccant rotor 25 contacts the outside air OA taken from the suction port 13A in the air supply path 13 and dehumidifies the outside air OA.
  • the desiccant rotor 25 includes a dehumidifying region 25B that dehumidifies the outside air OA in the air supply path 13, and a regeneration region 25C that is heated and regenerated in contact with the regeneration air heated in the first exhaust path 15.
  • the first sensible heat exchanger 27 cools the dehumidified air by performing sensible heat exchange between the air dehumidified by the desiccant rotor 25 and the outside air sucked into the first exhaust passage 15.
  • the first sensible heat exchanger 27 is not shown, the aluminum foil or the synthetic resin film formed in a wave shape and the flat aluminum foil or the synthetic resin film are alternately alternated, and the wave directions are alternated.
  • the two flow paths 27A and 27B are orthogonal to each other, and the flow paths 27A and 27B communicate with the air supply path 13 or the first exhaust path 15, respectively.
  • gases passing through the two flow paths are not mixed, and sensible heat is exchanged through an aluminum foil or a synthetic resin film.
  • the air supply path 13 includes a distribution unit (distribution means) 31 that distributes the air flowing through the air supply path 13 to the downstream side of the first sensible heat exchanger 27, and the second exhaust path 17 is provided in the distribution unit 31. Is connected.
  • a humidifier (humidifying means) 33 and a second sensible heat exchanger (second sensible heat exchange means) 35 are arranged in this order from the distributor 31 toward the discharge port 17A.
  • the humidifier 33 is impregnated with water supplied to a non-woven fabric formed in a honeycomb shape. The air is passed through the non-woven fabric to humidify the air by containing moisture.
  • the second sensible heat exchanger 35 cools the other air by sensible heat exchange between one of the air distributed by the distributor 31 and humidified by the humidifier 33 and the other distributed air. It is. Similarly to the first sensible heat exchanger 27, the second sensible heat exchanger 35 has two flow paths 35A and 35B that are orthogonal to each other. Since the other configuration is the same as that of the first sensible heat exchanger 27, the description thereof is omitted. In the second sensible heat exchanger 35, since the humidified air flowing through the second exhaust path 17 and the dehumidified air flowing through the air supply path 13 exchange sensible heat, the dehumidified air has the latent heat of water. And is supplied into the room through the discharge port 13B. In this case, the second sensible heat exchanger 35 does not mix the gas passing through the two flow paths, so that moisture does not move into the dehumidified air and can prevent an increase in humidity.
  • the distribution ratio by the distribution unit 31, that is, one air amount flowing through the second exhaust path 17 (flow path 35A) and the other air amount flowing through the air supply path 13 (flow path 35A).
  • a configuration for controlling the ratio is provided.
  • the outside air processing apparatus 1 includes temperature sensors 37A and 37B that measure the air temperature disposed at the outlets of the flow paths 35A and 35B of the second sensible heat exchanger, and the discharge port 13B of the air supply path 13.
  • the blower fan 39 is provided with an inverter 41 for setting the rotational speed of the blower fan 39, and a controller (control means) 43 for controlling the rotational speed of the blower fan 39 via the inverter 41.
  • the blower fan 39 and the controller 43 constitute a distribution unit including the distribution unit 31.
  • the temperature sensors 37A and 37B described above are connected to the controller 43, and the controller 43 controls the rotational speed of the blower fan 39 based on the measured temperatures of the temperature sensors 37A and 37B.
  • FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the ratio of the supply air SA amount to the sucked outside air OA amount and the cooling capacity.
  • the exhaust (EA) temperature Td is the air temperature at the discharge port 17A (point F) of the second exhaust passage 17
  • the supply (SA) temperature Ts is the discharge port 13B (point) of the supply passage 13.
  • the air temperature in E) and the air temperature after humidification are the air temperature (point D) between the humidifier 33 and the second sensible heat exchanger 35, respectively, and the amount of supplied SA relative to the amount of outside air OA sucked The value when the ratio is changed between 10% and 90% is measured.
  • the exhaust temperature Td is measured by the temperature sensor 37B
  • the supply air temperature Ts is measured by the temperature sensor 37A.
  • the cooling capacity is a value obtained by multiplying the amount of supplied air supplied indoors by the temperature difference between the outside air temperature and the supplied air temperature Ts.
  • the supply air temperature Ts remains unchanged at a value lower than 25 ° C. until the ratio of the supply air SA amount to the sucked outside air OA amount is 50%, but suddenly exceeds 50%. It can be seen that it rises.
  • the ratio of the supply air SA amount to the sucked outside air OA amount is set low, a large amount of the external air OA is sucked in order to secure the supply air SA amount.
  • the cost for driving 21 increases.
  • the ratio of the supply air SA amount to the intake outside air OA amount is 45 to 50%, that is, approximately. It turned out to be evenly distributed.
  • the desiccant rotor 25 is an operation in which moisture in the air is adsorbed by the dehumidifying agent and in which the humidity is released from the dehumidifying agent without any enthalpy change, and the relative humidity after release and the relative humidity after adsorption are the same have.
  • the temperature of each fluid rises or falls to 90% of the temperature difference between the high temperature fluid and the low temperature fluid.
  • the humidifier 33 has a humidification efficiency of up to 90% relative humidity.
  • a dry bulb temperature of 35 ° C. and a wet bulb temperature of 24 ° C. which are ISO and JIS rated cooling conditions in the air conditioner, are described as an example.
  • the relative humidity at points A and G is 40.3%.
  • the dry bulb temperature indicated by point B is 44.3 ° C./wet bulb temperature 24.1 ° C./relative humidity 18.3%.
  • the dry-bulb temperature is rising because it is heated when passing through the desiccant rotor 25.
  • the dehumidified air is subjected to sensible heat exchange with the outside air OA in the first sensible heat exchanger 27, as indicated by a point C, the dry bulb temperature is 35.9 ° C./the wet bulb temperature is 21.7 ° C./relative.
  • the humidity is 28.6%, and it is slightly cooled by the outside air.
  • the air that has passed through the first sensible heat exchanger 27 is distributed into two by the distributor 31.
  • one air amount flowing through the second exhaust path 17 and the other air amount flowing through the air supply path 13 are distributed substantially evenly (50%: 50%).
  • the dry bulb temperature is 23.0 ° C./the wet bulb temperature is 21.7 ° C./the relative humidity is 90.0%.
  • the dry air that has passed through the desiccant rotor 25 and the first sensible heat exchanger 27 is distributed into two, and the distributed air is humidified and used to cool the other air.
  • the outside air at points A and G is humidified as it is (for example, point K: dry bulb temperature 25.5 ° C./humidity). (Bulb temperature 24.0 ° C./relative humidity 90.0%), the wet bulb temperature after humidification can be reduced by 2.5 ° C. and wet bulb temperature 3.3 ° C.
  • the relative humidity at point E appears to be 55.6%, which is higher than the relative humidity at 40.3% of outside air (point A)
  • the absolute humidity at point A is 0.01423 kg / Since the absolute humidity at point E is reduced to 0.01055 kg / kg (DA) while it is kg (DA), air having a lower temperature and lower humidity than the outside air can be supplied indoors. .
  • the dry air that has passed through the desiccant rotor 25 and the first sensible heat exchanger 27 is distributed into two, and this distributed air is humidified and used to cool the other air. Therefore, the cooling efficiency of the other air can be increased by causing the second sensible heat exchanger 35 to perform sensible heat exchange between the one air having a low dry bulb temperature and a low wet bulb temperature and the other air. it can.
  • the point F one air passing through the second sensible heat exchanger 35 becomes dry bulb temperature 34.6 ° C./wet bulb temperature 24.9 ° C./relative humidity 46.0% and is discharged outside the room. Is done.
  • the outside air that has passed through the first sensible heat exchanger 27 rises to a dry bulb temperature of 43.4 ° C./wet bulb temperature of 26.2 ° C./relative humidity of 25.6% as indicated by point H, Heated by the heater 29, the dry bulb temperature shown at point I is 50.0 ° C./wet bulb temperature 27.7 ° C./relative humidity 18.4%.
  • the heated air passes through the regeneration region 25C of the desiccant rotor 25, and as indicated by point J, the dry bulb temperature is 41.0 ° C./the wet bulb temperature is 27.6 ° C./the relative humidity is 36.6%. It is discharged outside.
  • the air supply path 13 that sucks outside air and supplies the air into the room
  • the desiccant rotor 25 that dehumidifies the air flowing through the air supply path 13, and the dehumidified air as the outside air.
  • the first sensible heat exchanger 27 that exchanges heat
  • the distribution unit 31 that distributes the sensible heat-exchanged air into two
  • the humidifier 33 that humidifies one of the distributed air
  • the outside air can be dehumidified and cooled with a simple configuration including the second sensible heat exchanger 35 that performs sensible heat exchange with the other air and cools the other air.
  • the outside air can be continuously dehumidified and cooled. Furthermore, the power for operating the outside air introduction fan 21 by using exhaust heat generated by burning fuel such as gas or oil as a heating source of the heater 29 or heat obtained by natural energy such as solar heat or geothermal heat. As long as there is water supplied to the humidifier 33, air having a lower temperature and lower absolute humidity than the outside air can be obtained. Further, in the second sensible heat exchanger 35, the other air supplied to the room and the humidified air are not mixed. For this reason, the germs mixed in the water for humidification are not mixed in the air supplied indoors, and clean and safe air can be supplied indoors.
  • the amount of one air flowing through the second exhaust path 17 and the other air amount flowing through the air supply path 13 in the distribution unit 31 are substantially equal (50%). : 50%) is important.
  • the supply air temperature Ts remains flat at a value lower than 25 ° C. until the ratio of the supply air SA amount to the sucked outside air OA amount is 50%, but exceeds 50%. And rises rapidly.
  • the exhaust temperature Td of one of the humidified air that contributes to the cooling of the supply air contrary to the supply air temperature Ts, rapidly increases until the ratio of the supply air SA amount to the sucked outside air OA amount is 50%.
  • the controller 43 controls the number of revolutions of the blower fan 39 based on the temperature of each path outlet of the second sensible heat exchanger 35 based on the above-described tendency.
  • the controller 43 obtains the maximum temperature difference ⁇ Tmax of the exhaust gas temperature difference ⁇ T between the exhaust gas temperature Td and the supply air temperature Ts in the initial operation when the operation of the outside air processing device 1 is started.
  • the controller 43 operates the blower fan 39 at the reference rotation speed Rf while the outside air introduction fan 21 is operating at a predetermined rotation speed, and measures the supply air temperature Ts 1 by the temperature sensor 37A.
  • the exhaust gas temperature Td 1 is measured by the temperature sensor 37B.
  • a temperature difference ⁇ T 1 between the measured exhaust temperature Td 1 and the supply air temperature Ts 1 is calculated.
  • the controller 43 causes the blower fan 39 to operate at a predetermined rotational speed Rf + ⁇ R that is larger than the reference rotational speed Rf by a predetermined rotational speed ⁇ R.
  • the supply air temperature Ts 2 and the exhaust gas temperature Td 2 at this time are measured.
  • the controller 43 calculates a temperature difference ⁇ T 2 between the measured exhaust gas temperature Td 2 and the supply air temperature Ts 2 , and a difference ( ⁇ T 2 ⁇ T) between the current temperature difference ⁇ T 2 and the previous temperature difference ⁇ T 1. It is determined whether 1 ) is positive, that is, greater than 0.
  • the controller 43 determines, as described above.
  • the rotational speed of the blower fan 39 is operated at a predetermined rotational speed Rf + n ⁇ R (n is 2, 3,... N) that is further increased by the rotational speed ⁇ R, and the temperature difference ⁇ T n at this time is The process is continued until the difference from the previously calculated temperature difference ⁇ T n ⁇ 1 is negative, that is, smaller than 0.
  • the temperature difference ⁇ T n at this time is set as the maximum temperature difference ⁇ Tmax, and the setting operation for the maximum temperature difference is completed.
  • the rotation speed of the blower fan 39 is set using the set maximum temperature difference ⁇ Tmax.
  • the controller 43 operates the blower fan 39 at the reference rotation speed Rf while the outside air introduction fan 21 is operating at a predetermined rotation speed, and measures the supply air temperature Ts 1 by the temperature sensor 37A. Then, the exhaust gas temperature Td 1 is measured by the temperature sensor 37B. Then, a temperature difference ⁇ T 1 between the measured exhaust temperature Td 1 and the supply air temperature Ts 1 is calculated.
  • the controller 43 calculates an additional rotation number ⁇ R 1 calculated by multiplying a difference ( ⁇ Tmax ⁇ T 1 ) between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 1 by a predetermined coefficient K,
  • the blower fan 39 is operated at a rotational speed Rf 1 (Rf + ⁇ R 1 ) obtained by adding the additional rotational speed ⁇ R 1 to the reference rotational speed Rf.
  • a predetermined time 5 minutes in the present embodiment
  • the controller 43 adds a predetermined coefficient K to the difference ( ⁇ Tmax ⁇ T 2 ) between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 2 , the current temperature difference ⁇ T 2 and the previous temperature difference ⁇ T 1 .
  • the blower fan 39 provided at the discharge port 13B of the air supply path 13 and the exhaust temperature Td and the supply air temperature Ts, which are outlet temperatures of the second sensible heat exchanger 35, are used.
  • the controller 43 that controls the amount of air blown by the blower fan 39, the distribution amount of air flowing through each path of the second sensible heat exchanger 35 can be simplified without actually measuring the amount of air supplied to the room. Can be adjusted.
  • the other air is The second sensible heat exchanger 35 can be cooled to the maximum.
  • FIG. 4 is a schematic diagram of the outside air processing apparatus 100 according to the second embodiment.
  • the same components as those in the outside air processing device 1 according to the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
  • the outside air processing device 100 has a distribution ratio by the distribution unit 31, that is, one air amount flowing through the second exhaust path 17 (flow path 35A) and the other air amount flowing through the air supply path 13 (flow path 35A). A configuration for controlling the ratio is provided.
  • the outside air processing apparatus 100 is arranged on the upstream side of the humidifier 33, and the blower fan 113 disposed in the opening 110 that communicates the second exhaust path 17 and the air supply path 13, and the rotation of the blower fan 113.
  • An inverter 141 for setting the number and a controller (control means) 143 for controlling the rotation speed of the blower fan 113 via the inverter 141 are provided.
  • the blower fan 113 and the controller 143 constitute a distribution unit including the distribution unit 31.
  • the blower fan 113 is configured to be able to change the blowing direction between the second exhaust path 17 and the air supply path 13 according to the rotation direction.
  • the temperature sensors 37A and 37B described above are connected to the controller 143, and the controller 143 controls the rotational speed of the blower fan 113 based on the measured temperatures of the temperature sensors 37A and 37B.
  • the controller 143 sets the maximum temperature difference ⁇ Tmax of the exhaust gas temperature difference ⁇ T between the exhaust gas temperature Td and the supply air temperature Ts at the initial operation time when the operation of the outside air processing device 100 is started. Ask. Since the calculation method of the maximum temperature difference ⁇ Tmax of the exhaust air temperature difference ⁇ T is the same as that in the first embodiment, the description thereof is omitted.
  • the rotation speed of the blower fan 113 is set using the set maximum temperature difference ⁇ Tmax.
  • the controller 143 causes the air to flow from the second exhaust path 17 to the air supply path 13 at the reference rotation speed Rf while the outside air introduction fan 21 is operating at a predetermined rotation speed.
  • the temperature sensor 37A measures the supply air temperature Ts 1 and the temperature sensor 37B measures the exhaust gas temperature Td 1 . Then, a temperature difference ⁇ T 1 between the measured exhaust temperature Td 1 and the supply air temperature Ts 1 is calculated.
  • the controller 143 calculates an additional rotation number ⁇ R 1 calculated by multiplying a difference ( ⁇ Tmax ⁇ T 1 ) between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 1 by a predetermined coefficient K,
  • the blower fan 113 is operated at a rotational speed Rf 1 (Rf + ⁇ R 1 ) obtained by adding the additional rotational speed ⁇ R 1 to the reference rotational speed Rf.
  • a predetermined time 5 minutes in the present embodiment
  • the controller 143 adds a predetermined coefficient K to the difference ( ⁇ Tmax ⁇ T 2 ) between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 2 , the current temperature difference ⁇ T 2, and the previous temperature difference ⁇ T 1 .
  • the rotational direction and the rotational speed (air flow rate) of the blower fan 113 can be finely adjusted, and the amount of one air flowing through the second exhaust path 17
  • the amount of distribution between the (exhaust air EA) and the other amount of air flowing through the air supply path 13 (supply air SA) can be kept substantially equal (50%: 50%), and thus the second sensible heat exchanger.
  • the cooling capacity at 35 can be maximized.
  • the blower fan 113 disposed in the opening 110 communicating the second exhaust path 17 and the air supply path 13, and the second sensible heat exchanger 35 Since the controller 143 for controlling the rotational speed of the blower fan 113 is provided based on the exhaust temperature Td and the supply air temperature Ts, which are outlet temperatures, it is possible to perform the first measurement without measuring the amount of air actually supplied into the room. 2 The distribution amount of the air flowing through each path of the sensible heat exchanger 35 can be easily adjusted.
  • FIG. 5 is a schematic diagram of an outside air processing apparatus 200 according to the third embodiment.
  • the same components as those in the outside air processing apparatus 1 according to the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
  • the outside air processing device 200 has a distribution ratio by the distribution unit 31, that is, one air amount flowing through the second exhaust path 17 (flow path 35A) and the other air amount flowing through the air supply path 13 (flow path 35A). A configuration for controlling the ratio is provided.
  • the outside air processing apparatus 200 includes an exhaust damper 210 provided in the second exhaust path 17, an air supply damper 211 provided in the air supply path 13, the exhaust damper 210, and the air supply A damper operating motor 213 that operates the damper 211, an inverter 241 that sets the rotational speed of the damper operating motor 213, and a controller (control means) 243 that controls the rotational speed of the damper operating motor 213 via the inverter 241.
  • the exhaust damper 210 and the air supply damper 211 are operated by a single damper operation motor 213, and the exhaust damper 210 and the air supply damper 211 perform the reverse operations. That is, when the exhaust damper 210 operates in the opening direction, the air supply damper 211 operates in the closing direction, and the distribution ratio of the air flowing through the second exhaust path 17 and the air supply path 13 is controlled. Is done.
  • the controller 243 obtains the maximum temperature difference ⁇ Tmax of the exhaust gas supply temperature difference ⁇ T between the exhaust temperature Td and the supply air temperature Ts in the initial operation when the operation of the outside air processing device 1 is started. First, the controller 243 sets the exhaust damper 210 and the air supply damper 211 to the reference opening position Dv while the outside air introduction fan 21 is operating at a predetermined rotational speed, and supplies the temperature by the temperature sensor 37A. The air temperature Ts 1 is measured, and the exhaust temperature Td 1 is measured by the temperature sensor 37B. Then, a temperature difference ⁇ T 1 between the measured exhaust temperature Td 1 and the supply air temperature Ts 1 is calculated.
  • the reference opening position Dv of the exhaust damper 210 and the air supply damper 211 refers to a position set to an opening of 70% with respect to the opening areas of the second exhaust path 17 and the air supply path 13. .
  • the controller 243 operates the damper operating motor 213 so that the air supply damper 211 has a predetermined opening (for example, a reference opening position Dv). 5%) a predetermined opening Dv + ⁇ D opened by ⁇ D, and a predetermined opening Dv ⁇ D in which the exhaust damper 210 is closed by a predetermined opening (5%) ⁇ D from the reference opening position Dv.
  • the supply air temperature Ts 2 and the exhaust gas temperature Td 2 are respectively measured. Then, the controller 243 calculates a temperature difference ⁇ T 2 between the measured exhaust temperature Td 2 and the supply air temperature Ts 2 , and a difference ( ⁇ T 2 ⁇ T) between the current temperature difference ⁇ T 2 and the previous temperature difference ⁇ T 1. It is determined whether 1 ) is positive, that is, greater than 0.
  • the opening degree of the air supply damper 211 is further set to a predetermined opening degree Dv + n ⁇ D (n is 2, 3,... N) opened by a predetermined opening degree ⁇ D, and the exhaust damper
  • the opening 210 is further closed by a predetermined opening ⁇ D, which is a predetermined opening Dv ⁇ n ⁇ D (n is 2, 3,...
  • the temperature difference ⁇ T n at this time is set as the maximum temperature difference ⁇ Tmax, and the setting operation for the maximum temperature difference is completed.
  • the opening degree of the supply damper 211 and the exhaust damper 210 is set using the set maximum temperature difference ⁇ Tmax.
  • the opening degree of the air supply damper 211 will be described.
  • the controller 243 sets the supply damper 211 to the reference opening position Dv while the outside air introduction fan 21 is operating at a predetermined rotation speed, and sets the supply air temperature Ts 1 by the temperature sensor 37A.
  • the exhaust temperature Td 1 is measured by the temperature sensor 37B. Then, a temperature difference ⁇ T 1 between the measured exhaust temperature Td 1 and the supply air temperature Ts 1 is calculated.
  • the controller 243 calculates a damper operation amount ⁇ D 1 calculated by multiplying a difference ( ⁇ Tmax ⁇ T 1 ) between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 1 by a predetermined coefficient K, and this damper operation Let the amount ⁇ D 1 be the opening degree Dv 1 (Dv + ⁇ D 1 ) obtained by adding the amount ⁇ D 1 to the reference opening position Dv of the supply damper 211. Subsequently, when a predetermined time (5 minutes in the present embodiment) elapses from the previous measurement, the supply air temperature Ts 2 and the exhaust gas temperature Td 2 at this time are measured, and the measured exhaust gas temperature Td 2 and supply air temperature Ts are measured.
  • the controller 243 adds a predetermined coefficient K to the difference between the set maximum temperature difference ⁇ Tmax and the calculated temperature difference ⁇ T 2 ( ⁇ Tmax ⁇ T 2 ), the current temperature difference ⁇ T 2 and the previous temperature difference ⁇ T 1 .
  • a damper operation amount ⁇ D 2 calculated by multiplying the difference ( ⁇ T 2 ⁇ T 1 ) by a positive / negative sign is calculated, and the damper operation amount ⁇ D 2 is added to the previous opening Dv 1 to obtain an opening Dv 2 (Dv
  • the damper operation motor 213 is operated so that 1 + ⁇ D 2 ).
  • the calculated damper operation amount ⁇ D n is used as the previous opening degree Dv. Subtract from n-1 . Also, when [Delta] T n calculated is larger than the .DELTA.Tmax that is set, it sets the [Delta] T n as a new maximum temperature difference .DELTA.Tmax. By performing such control at predetermined time intervals (5 minutes), the opening degree (air flow rate) of the supply damper 211 and the exhaust damper 210 can be finely adjusted and flows through the second exhaust path 17. The distribution amount of one air amount (exhaust EA) and the other air amount (supply air SA) flowing through the air supply path 13 can be kept substantially equal (50%: 50%). The cooling capacity of the sensible heat exchanger 35 can be maximized.
  • the exhaust damper 210 provided in the second exhaust path 17, the supply damper 211 provided in the supply path 13, and the outlet temperatures of the second sensible heat exchanger 35 Since the controller 243 for controlling the opening degree of the exhaust damper 210 and the supply damper 211 is provided based on the exhaust temperature Td and the supply air temperature Ts, the amount of air actually supplied into the room is not measured. In both cases, the distribution amount of the air flowing through each path of the second sensible heat exchanger 35 can be easily adjusted.
  • FIG. 6 is a schematic diagram of an outside air processing device 300 according to the fourth embodiment.
  • the same components as those in the outside air processing device 1 according to the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
  • the outside air processing apparatus 300 has a distribution ratio by the distribution unit 31, that is, one air amount flowing through the second exhaust path 17 (flow path 35A) and the other air amount flowing through the air supply path 13 (flow path 35A).
  • a configuration for controlling the ratio is provided.
  • the outside air processing apparatus 300 includes a shielding plate 310 that is provided in the second exhaust path 17 and the air supply path 13 and shields the paths, and the shielding plate 310 communicates with the second exhaust path 17.
  • An exhaust side passage window 311 and an air supply side passage window 313 communicating with the air supply path 13 are provided in parallel.
  • the opening area of each passing window is set to an area in which the amount of air flowing through the air supply path 13 is 45 to 50% of the amount of outside air that has been inspected in advance.
  • the area of the passage window cannot be changed following the change in the outside air temperature, but the air that has been dehumidified and cooled can be supplied indoors with a simple configuration.
  • the first exhaust path 15 is configured to suck outside air as regeneration air, but may be configured to suck indoor air instead.
  • the first sensible heat exchanger 27 performs sensible heat exchange between the room air and the dehumidified air. The temperature of the dehumidified air can be further reduced, and as a result, the supply air temperature can be reduced.
  • the desiccant rotor is employed as the dehumidifying means, but other configurations may be employed as long as the sucked outside air can be dehumidified.
  • the orthogonal sensible heat exchanger is adopted as the first sensible heat exchange means and the second sensible heat exchange means, but a sensible heat rotor may be adopted instead.
  • the heater 29 that is heated with warm water is used as the heating means, but it may be heated with electricity, steam, or the like.

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Abstract

　簡単な構成で、外気よりも低温、低湿度の空気を室内に供給することができる外気処理装置を提供すること。　外気を吸入して室内に供給する給気経路１３と、この給気経路１３を流れる空気を除湿するデシカントロータ２５と、除湿された空気を外気と顕熱交換する第１顕熱交換器２７と、顕熱交換された空気を２つに分配する分配部３１と、分配された一方の空気を加湿する加湿器３３と、加湿された空気と分配された他方の空気とを顕熱交換して当該他方の空気を冷却する第２顕熱交換器３５とを備え、この第２顕熱交換器３５で冷却された空気を室内に供給する。

Description

外気処理装置
　本発明は、外気を除湿、冷却処理して室内に供給する外気処理装置に関する。
　一般に、事務所や病院などのビル設備には、室内冷房を補助するために外気を除湿、冷却処理して室内に供給する外気処理装置が設けられている。この種の外気処理装置として、従来、室外側吸込口と室内側吐出口を連通する給気通風路と、温度および湿度の交換が可能な全熱交換器と、空気中の水分を吸着及び脱着可能な吸湿剤を含浸または塗布した除湿ロータと、温度のみを交換可能な顕熱交換器と、水の蒸発潜熱等を利用して空気を冷却する給気側冷却器とを備え、給気通風路を流れる空気は、室外側吸込口から全熱交換器、除湿ロータ、顕熱交換器、及び、給気側冷却器を順次通過することにより、除湿、冷却されて室内に供給されるものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２０００－１１１０９６号公報
　しかし、従来の構成では、給気側冷却器は、顕熱交換器と室内側吐出口との間の給気通風路内に配置され、水の蒸発潜熱を利用して空気を冷却する噴霧式または気化式の加湿手段であるため、供給される空気の温度が低下する一方で絶対湿度が高くなり、夏場の空調には適さないといった問題がある。
　本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、簡単な構成で、外気よりも低温、低湿度の空気を室内に供給することができる外気処理装置を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明は、外気を吸入して室内に供給する給気経路と、この給気経路を流れる空気を除湿する除湿手段と、除湿された空気を外気もしくは室内空気と顕熱交換する第１顕熱交換手段と、顕熱交換された空気を２つに分配する分配手段と、分配された一方の空気を加湿する加湿手段と、加湿された空気と分配された他方の空気とを顕熱交換して当該他方の空気を冷却する第２顕熱交換手段とを備え、この第２顕熱交換手段で冷却された空気を前記室内に供給することを特徴とする。
　この構成において、前記分配手段は、前記給気経路の給気口と前記一方の空気を室外に排出する排気口との少なくとも一方に設けられた送風ファンと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記送風ファンの送風量を制御する制御手段とを備えても良い。
　また、上記構成において、前記分配手段は、前記加湿手段の上流側で、前記一方の空気が流れる経路と前記給気経路とを連通する開口に配置された送風ファンと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記送風ファンの送風量を制御する制御手段とを備えても良い。
　また、上記構成において、前記分配手段は、前記加湿手段の上流側で、前記一方の空気が流れる経路と前記給気経路とにそれぞれ設けられたダンパーと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記ダンパーの開度をそれぞれ制御する制御手段とを備えても良い。また、前記分配手段は、前記一方の空気と前記他方の空気との分配量を略均等に設定しても良い。
　本発明によれば、加湿された一方の空気と除湿された他方の空気とを顕熱交換して当該他方の空気を冷却する第２顕熱交換手段を備えるため、簡単な構成で、湿度を増やすことなく水の潜熱を利用して冷却された空気を室内に供給することができる。また、本発明によれば、除湿手段及び第１顕熱交換手段を通過して除湿された空気を２つに分配する分配手段を備え、この分配された一方の空気を加湿して他方の空気の冷却に使用している。この一方の空気は、十分に除湿されているため、加湿後の乾球温度及び湿球温度を、外気を加湿して使用するものに比べて低下させることができる。このため、乾球温度及び湿球温度の低い一方の空気と他方の空気とを顕熱交換させることにより、当該他方の空気の冷却効率を高めることができる。
第一実施形態にかかる外気処理装置の概念図である。 吸入された外気量に対する給気量の割合と冷却能力との関係との関係を示す図である。 外気処理装置の空気が流通する経路上に設定した各点における空気の状態線図である。 第二実施形態にかかる外気処理装置の概念図である。 第三実施形態にかかる外気処理装置の概念図である。 第四実施形態にかかる外気処理装置の概念図である。
　以下、図面を参照して本発明の一実施の形態について説明する。
［第一実施形態］
　図１は、第一実施形態にかかる外気処理装置１を示す概念図である。この外気処理装置１は、外気を除湿及び冷却処理をして室内に供給することで、別個に設置される空気調和装置の夏場の冷房負荷の低減を図るものである。外気処理装置１は、図１に示すように、箱状に形成された本体ボックス（筐体）１０を備え、この本体ボックス１０内は仕切板１１により仕切られて空気が通流する複数の経路が形成されている。具体的には、本体ボックス１０は、外気ＯＡを吸い込んで室内に給気ＳＡを供給する給気経路１３と、外気ＯＡを吸い込んで再び室外に排気ＥＡを排出する第１排気経路１５と、給気経路１３の途中で分岐して給気経路１３を流れる空気の一部を排気ＥＡとして室外に排出する第２排気経路（一方の空気が流れる経路）１７とを備えて構成される。
　給気経路１３の吸入口１３Ａには外気導入ファン２１が設けられ、この外気導入ファン２１の運転により、吸入口１３Ａを通じて給気経路１３に吸入された外気ＯＡの多くは吐出口（給気口）１３Ｂを通じて室内に供給され、当該外気ＯＡの残りは第２排気経路１７の吐出口（排気口）１７Ａを通じて室外に排出される。また、第１排気経路１５の吸入口１５Ａには再生用空気導入ファン２３が設けられ、この再生用空気導入ファン２３の運転により、吸入口１５Ａを通じて第１排気経路１５に吸入された外気（再生用空気）ＯＡは吐出口１５Ｂを通じて室外に排出される。
　給気経路１３と第１排気経路１５とは、それぞれ空気が対向して流れるように構成され、これら給気経路１３の吸入口１３Ａ及び第１排気経路１５の吐出口１５Ｂに近い方から順番に円盤状のデシカントロータ（除湿手段）２５と第１顕熱交換器（第１顕熱交換手段）２７とが給気経路１３と第１排気経路１５とに跨って配置されている。また、第１排気経路１５には、デシカントロータ２５と第１顕熱交換器２７との間に、通流する空気を加熱するヒータ（加熱再生手段）２９が配置されている。このヒータ２９は、例えば温水コイルで形成されており、ガスや石油等の燃料を燃焼した際の排熱や、太陽熱または地熱のような自然エネルギーで得た熱で加熱された温水が供給されるようになっている。
　デシカントロータ２５は、塩化リチウムやシリカゲル等の除湿剤を含浸させたハニカム状の不織布をロータ状に形成したものであり、回転軸２５Ａを中心に低速で回転駆動されるようになっている。デシカントロータ２５は、給気経路１３及び第１排気経路１５の空気の流れと直交する向きに回転しながら、給気経路１３及び第１排気経路１５の間を移動する。そして、デシカントロータ２５は、給気経路１３では吸入口１３Ａから取り込まれた外気ＯＡと接触して、この外気ＯＡを除湿する一方、第１排気経路１５ではヒータ２９により加熱された外気（再生用空気）ＯＡと接触して除湿剤の加熱再生が行われる。すなわち、デシカントロータ２５は、給気経路１３において外気ＯＡを除湿する除湿領域２５Ｂと、第１排気経路１５において加熱された再生用空気と接触して加熱再生される再生領域２５Ｃとを備える。
　第１顕熱交換器２７は、デシカントロータ２５で除湿された空気と第１排気経路１５に吸入された外気とで顕熱交換をして当該除湿された空気を冷却するものである。第１顕熱交換器２７は、図示は省略したが、波状に形成されたアルミ箔や合成樹脂フィルムと平面状のアルミ箔や合成樹脂フィルムを交互に、かつ、波の方向が交互になるように積層して構成されたものであり、互いに直交する２つの流路２７Ａ，２７Ｂを有し、これら流路２７Ａ，２７Ｂがそれぞれ給気経路１３または第１排気経路１５に連通している。第１顕熱交換器２７は、２つの流路を通過する気体がそれぞれ混合することはなく、アルミ箔や合成樹脂フィルムを通じて顕熱の交換が行われる。
　給気経路１３は、第１顕熱交換器２７の下流側で給気経路１３を流れる空気を２つに分配する分配部（分配手段）３１を備え、この分配部３１に第２排気経路１７が接続されている。この第２排気経路１７には、分配部３１から吐出口１７Ａに向かって順番に加湿器（加湿手段）３３と第２顕熱交換器（第２顕熱交換手段）３５とが配置されている。
　加湿器３３は、ハニカム状に形成された不織布に供給された水が含浸させたものであり、この不織布に空気を通過させることにより当該空気に水分を含ませて加湿する。
　第２顕熱交換器３５は、上記した分配部３１で分配され、加湿器３３で加湿された一方の空気と、分配された他方の空気とを顕熱交換して他方の空気を冷却するものである。第２顕熱交換器３５は、第１顕熱交換器２７と同様に互いに直交する２つの流路３５Ａ，３５Ｂを有する。この他は第１顕熱交換器２７と同一の構成であるため説明を省略する。
　第２顕熱交換器３５では、第２排気経路１７を流れる加湿された空気と、給気経路１３を流れる除湿された空気とが顕熱交換するため、この除湿された空気は、水の潜熱により冷却され、吐出口１３Ｂを通じて室内に供給される。この場合、第２顕熱交換器３５は、２つの流路を通過する気体がそれぞれ混合しないため、除湿された空気中に水分が移動することはなく、湿度の上昇を防止できる。
　また、本実施形態では、分配部３１による分配比、すなわち、第２排気経路１７（流路３５Ａ）を流れる一方の空気量と、給気経路１３（流路３５Ａ）を流れる他方の空気量との比を制御するための構成を備える。具体的には、外気処理装置１は、第２顕熱交換器の各流路３５Ａ，３５Ｂの出口に配置される空気温度を測定する温度センサ３７Ａ，３７Ｂと、給気経路１３の吐出口１３Ｂに配置される送風ファン３９と、この送風ファン３９の回転数を設定するインバータ４１と、このインバータ４１を介して送風ファン３９の回転数を制御するコントローラ（制御手段）４３とを備える。これら送風ファン３９及びコントローラ４３は、分配部３１を含めて分配手段を構成する。上記した温度センサ３７Ａ，３７Ｂは、コントローラ４３に接続されており、コントローラ４３は、温度センサ３７Ａ，３７Ｂの測定温度に基づいて送風ファン３９の回転数を制御する。
　次に、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合と冷却能力との関係について説明する。図２は、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合と冷却能力との関係を示す図である。
　この図２において、排気（ＥＡ）温度Ｔｄは、第２排気経路１７の吐出口１７Ａ（点Ｆ）での空気温度、給気（ＳＡ）温度Ｔｓは、給気経路１３の吐出口１３Ｂ（点Ｅ）での空気温度、加湿後の空気温度は、加湿器３３と第２顕熱交換器３５との間の空気温度（点Ｄ）を、それぞれ、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合を１０～９０％の間で変化させた際の値を計測したものである。ここで、排気温度Ｔｄは温度センサ３７Ｂにより測定され、給気温度Ｔｓは温度センサ３７Ａにより測定されている。
　また、冷却能力は、室内に供給される給気風量に外気温度と給気温度Ｔｓとの温度差を乗じた値を算出したものである。
　この図２によれば、給気温度Ｔｓは、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合が５０％までは２５℃よりも低い値で横ばいに推移するが、５０％を超えると急激に上昇することがわかる。一方で、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合を低く設定すると、給気ＳＡ量を確保するために大量の外気ＯＡを吸入することになり、設備が大型化するとともに外気導入ファン２１を運転するためのコストが上昇する。
　このため、上記した構成にかかる外気処理装置１では、第２顕熱交換器３５で給気を冷却する場合、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合を４５～５０％、すなわち略均等に分配するのが望ましいと判明した。
　次に、図３に示す空気の状態線図を用いて給気経路１３の吐出口１３Ｂから室内供給される空気が除湿、冷却される作用を説明する。図３中に記した点Ａ～Ｊは、図１の各経路上に設定した点Ａ～Ｊに対応する。
　デシカントロータ２５は、空気中に水分を除湿剤に吸着させる動作及び除湿剤から湿度を放出させる動作もエンタルピー変化がない動作であり、放出後の相対湿度と吸着後の相対湿度は同一である特性を持っている。
　また、第１顕熱交換器２７及び第２顕熱交換器３５は、高温流体と低温流体との温度差の９０％までそれぞれの流体の温度が上昇または低下する。また、加湿器３３は加湿効率が相対湿度９０％までとする。
　点Ａ及び点Ｇにおいて吸入される外気は、空気調和装置におけるＩＳＯ及びＪＩＳの定格冷房条件である乾球温度３５℃、湿球温度２４℃を一例として記載する。この点Ａ，Ｇにおける相対湿度４０．３％である。
　この外気ＯＡがデシカントロータ２５の除湿領域２５Ｂを通過して除湿されると、点Ｂに示す乾球温度４４．３℃／湿球温度２４．１℃／相対湿度１８．３％となる。ここで乾球温度が上昇しているのはデシカントロータ２５を通過する際に加熱されるためである。
　次に、この除湿された空気を第１顕熱交換器２７にて外気ＯＡと顕熱交換すると、点Ｃに示すように、乾球温度３５．９℃／湿球温度２１．７℃／相対湿度２８．６％となり、外気によって若干冷却される。
　続いて、第１顕熱交換器２７を通過した空気を分配部３１にて２つに分配する。本構成では、第２排気経路１７を流れる一方の空気量と、給気経路１３を流れる他方の空気量とを略均等（５０％：５０％）に分配する。この一方の空気が加湿器３３を通過して加湿されると、点Ｄに示すように、乾球温度２３．０℃／湿球温度２１．７℃／相対湿度９０．０％となる。
　本構成では、デシカントロータ２５及び第１顕熱交換器２７を通過した乾燥空気を２つに分配し、この分配された一方の空気を加湿して他方の空気の冷却に使用している。ここで、加湿される一方の空気は、加湿される前に十分に除湿されているため、点Ａ，Ｇにおける外気をそのまま加湿したもの（例えば、点Ｋ：乾球温度２５．５℃／湿球温度２４．０℃／相対湿度９０．０％）に比べて、加湿後の乾球温度を２．５℃、湿球温度３．３℃低下させることができる。
　次に、この加湿された一方の空気と他方の空気とを第２顕熱交換器３５にて顕熱交換すると、点Ｅに示すように、乾球温度２４．３℃／湿球温度１８．１℃／相対湿度５５．６％となる。ここで、点Ｅの相対湿度は５５．６％と、外気（点Ａ）の相対湿度４０．３％に比べて上昇しているように見えるが、点Ａの絶対湿度は、０．０１４２３ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）であるのに対して、点Ｅの絶対湿度は、０．０１０５５ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）と減少しているので、外気よりも低温かつ低湿度の空気を室内に供給することができる。
　上記したように、本構成では、デシカントロータ２５及び第１顕熱交換器２７を通過した乾燥空気を２つに分配し、この分配された一方の空気を加湿して他方の空気の冷却に使用しているため、乾球温度及び湿球温度の低い一方の空気と他方の空気とを第２顕熱交換器３５にて顕熱交換させることにより、当該他方の空気の冷却効率を高めることができる。
　一方、第２顕熱交換器３５を通過した一方の空気は、点Ｆに示すように、乾球温度３４．６℃／湿球温度２４．９℃／相対湿度４６．０％となり室外に排出される。
　また、第１顕熱交換器２７を通過した外気は、点Ｈに示すように、乾球温度４３．４℃／湿球温度２６．２℃／相対湿度２５．６％に上昇し、さらに、ヒータ２９により加熱されて、点Ｉに示す乾球温度５０．０℃／湿球温度２７．７℃／相対湿度１８．４％になる。この加熱された空気は、デシカントロータ２５の再生領域２５Ｃを通過することにより、点Ｊに示すように、乾球温度４１．０℃／湿球温度２７．６℃／相対湿度３６．６％となって室外に排出される。
　このように、本実施形態によれば、外気を吸入して室内に供給する給気経路１３と、この給気経路１３を流れる空気を除湿するデシカントロータ２５と、除湿された空気を外気と顕熱交換する第１顕熱交換器２７と、顕熱交換された空気を２つに分配する分配部３１と、分配された一方の空気を加湿する加湿器３３と、加湿された空気と分配された他方の空気とを顕熱交換して当該他方の空気を冷却する第２顕熱交換器３５とを備えるといった簡単な構成で外気を除湿、冷却することができる。また、デシカントロータ２５を再生するヒータ２９を用いることにより外気を連続的に除湿、冷却処理することができる。さらに、上記ヒータ２９の加熱源としてガスや石油等の燃料を燃焼した際の排熱や、太陽熱または地熱のような自然エネルギーで得た熱を利用することで、外気導入ファン２１を動作させる動力と、加湿器３３に供給される水さえあれば、外気より低温かつ低絶対湿度の空気を得ることができる。
　また、第２顕熱交換器３５では、室内に供給される側の他方の空気と加湿された一方の空気とが混入することはない。このため、加湿用の水に混在する雑菌が室内に供給される空気に混入されることはなく、清潔で安全な空気を室内に供給することができる。
　上述したように、本構成にかかる外気処理装置１では、分配部３１にて第２排気経路１７を流れる一方の空気量と、給気経路１３を流れる他方の空気量とを略均等（５０％：５０％）に分配することが重要である。
　また、図２に示すように、給気温度Ｔｓは、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合が５０％までは２５℃よりも低い値で横ばいに推移するが、５０％を超えると急激に上昇する。一方、給気の冷却に寄与する加湿された一方の空気の排気温度Ｔｄは、給気温度Ｔｓとは反対に、吸入された外気ＯＡ量に対する給気ＳＡ量の割合が５０％までは急激に上昇するものの、５０％を超えると３５℃近辺で横ばいに推移する。このため、本構成では、排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓとの排給気温度差ΔＴが最大となる点が５０％近辺となるため、この排給気温度差ΔＴが最大となるように、第２排気経路１７を流れる一方の空気量と、給気経路１３を流れる他方の空気量とを分配している。
　第一実施形態では、コントローラ４３は、上記した傾向に基づいて、第２顕熱交換器３５の各経路出口温度に基づいて、送風ファン３９の回転数を制御している。
　コントローラ４３は、外気処理装置１の運転が開始された運転初期に、上記した排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓとの排給気温度差ΔＴの最大温度差ΔＴｍａｘを求める。
　まず、コントローラ４３は、外気導入ファン２１が予め定められた回転数で動作している状態で、送風ファン３９を基準回転数Ｒｆで動作させ、温度センサ３７Ａにより給気温度Ｔｓ1を測定するとともに、温度センサ３７Ｂにより排気温度Ｔｄ1を測定する。そして、この測定した排気温度Ｔｄ1と給気温度Ｔｓ1との温度差ΔＴ1を算出する。
　次に、コントローラ４３は、前回の測定から所定時間（本実施形態では５分）経過すると、送風ファン３９を基準回転数Ｒｆよりも予め定められた回転数ΔＲだけ大きい所定回転数Ｒｆ＋ΔＲで動作させ、この時の給気温度Ｔｓ2及び排気温度Ｔｄ2をそれぞれ測定する。そして、コントローラ４３は、この測定した排気温度Ｔｄ2と給気温度Ｔｓ2との温度差ΔＴ2を算出し、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差（ΔＴ2－ΔＴ1）がプラス、すなわち０より大きいか否かを判別する。
　この判別において、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差が０より大きい場合は、当該温度差ΔＴが最大温度差ΔＴｍａｘに至っていないため、コントローラ４３は、上述のように、前回の測定から所定時間経過後に、送風ファン３９の回転数を更に回転数ΔＲだけ大きい所定回転数Ｒｆ＋ｎΔＲ（ｎは、２、３・・・ｎ）で動作させ、この時の温度差ΔＴnと、その前回に算出された温度差ΔＴn-1との差がマイナス、すなわち０より小さくなるまで継続して実行する。
　一方、今回の温度差ΔＴnと、その前回に算出された温度差ΔＴn-1との差がマイナス、すなわち０より小さくなった場合には、当該温度差ΔＴが最大温度差ΔＴｍａｘを経過して減少する傾向にあるため、この際の温度差ΔＴnを最大温度差ΔＴｍａｘとして設定して、当該最大温度差の設定動作を終了する。
　次に、設定された最大温度差ΔＴｍａｘを用いて、送風ファン３９の回転数を設定する。まず、コントローラ４３は、外気導入ファン２１が予め定められた回転数で動作している状態で、送風ファン３９を基準回転数Ｒｆで動作させ、温度センサ３７Ａにより給気温度Ｔｓ1を測定するとともに、温度センサ３７Ｂにより排気温度Ｔｄ1を測定する。そして、この測定した排気温度Ｔｄ1と給気温度Ｔｓ1との温度差ΔＴ1を算出する。
　そして、コントローラ４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ1との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ1）に所定係数Ｋを乗じて算出された加算回転数ΔＲ1を算出し、この加算回転数ΔＲ1を基準回転数Ｒｆに加算した回転数Ｒｆ1（Ｒｆ＋ΔＲ1）で送風ファン３９を運転する。
　続いて、前回の測定から所定時間（本実施形態では５分）経過すると、この時の給気温度Ｔｓ2及び排気温度Ｔｄ2をそれぞれ測定し、この測定した排気温度Ｔｄ2と給気温度Ｔｓ2との温度差ΔＴ2を算出する。
　そして、コントローラ４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ2との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ2）に所定係数Ｋと、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差（ΔＴ2－ΔＴ1）の正負号とを乗じて算出された加算回転数ΔＲ2を算出し、この加算回転数ΔＲ2を前回の回転数Ｒｆ1に加算した回転数Ｒｆ2（Ｒｆ1＋ΔＲ2）で送風ファン３９を運転する。この場合、今回の温度差ΔＴnと前回の温度差ΔＴn-1との差（ΔＴn－ΔＴn-1）が負となれば、算出された加算回転数ΔＲnを前回の回転数Ｒｆn-1から減算する。また、設定されたΔＴｍａｘよりも算出されたΔＴnが大きい場合には、このΔＴnを新たな最大温度差ΔＴｍａｘとして設定する。
　このような制御を所定時間（５分）間隔で行うことにより、送風ファン３９の回転数（送風量）の微調整をすることができ、第２排気経路１７を流れる一方の空気量（排気ＥＡ）と、給気経路１３を流れる他方の空気量（給気ＳＡ）との分配量を略均等（５０％：５０％）に保持することができ、ひいては、第２顕熱交換器３５での冷却能力を最大限に発揮することができる。
　この第一実施形態によれば、給気経路１３の吐出口１３Ｂに設けられた送風ファン３９と、第２顕熱交換器３５の各出口温度である排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓに基づいて、送風ファン３９の送風量を制御するコントローラ４３とを備えるため、実際に室内に供給される空気量を測定しなくとも、第２顕熱交換器３５の各経路に流れる空気の分配量を簡単に調整することができる。
　また、この第一実施形態によれば、第２排気経路１７を流れる一方の空気量と、給気経路１３を流れる他方の空気量とを略均等に設定しているため、この他方の空気を第２顕熱交換器３５で最大限に冷却することができる。
［第二実施形態］
　図４は、第二実施形態にかかる外気処理装置１００の概要図である。上記した実施形態にかかる外気処理装置１と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
　外気処理装置１００は、分配部３１による分配比、すなわち、第２排気経路１７（流路３５Ａ）を流れる一方の空気量と、給気経路１３（流路３５Ａ）を流れる他方の空気量との比を制御するための構成を備える。具体的には、外気処理装置１００は、加湿器３３の上流側で、第２排気経路１７と給気経路１３とを連通する開口１１０に配置された送風ファン１１３と、この送風ファン１１３の回転数を設定するインバータ１４１と、このインバータ１４１を介して送風ファン１１３の回転数を制御するコントローラ（制御手段）１４３とを備える。これら送風ファン１１３及びコントローラ１４３は、分配部３１を含めて分配手段を構成する。また、この送風ファン１１３は、回転方向によって、第２排気経路１７と給気経路１３との間の送風方向を変更可能に構成されている。また、上記した温度センサ３７Ａ，３７Ｂは、コントローラ１４３に接続されており、コントローラ１４３は、温度センサ３７Ａ，３７Ｂの測定温度に基づいて送風ファン１１３の回転数を制御する。
　次に、この実施形態における空気の分配制御動作について説明する。
　この第二実施形態においても、コントローラ１４３は、外気処理装置１００の運転が開始された運転初期に、上記した排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓとの排給気温度差ΔＴの最大温度差ΔＴｍａｘを求める。排給気温度差ΔＴの最大温度差ΔＴｍａｘの算出方法は、上記した第一実施形態と同一であるため、説明を省略する。
　次に、設定された最大温度差ΔＴｍａｘを用いて、送風ファン１１３の回転数を設定する。まず、コントローラ１４３は、外気導入ファン２１が予め定められた回転数で動作している状態で、送風ファン１１３を基準回転数Ｒｆで第２排気経路１７から給気経路１３へ空気が流入する方向に回転させ、温度センサ３７Ａにより給気温度Ｔｓ1を測定するとともに、温度センサ３７Ｂにより排気温度Ｔｄ1を測定する。そして、この測定した排気温度Ｔｄ1と給気温度Ｔｓ1との温度差ΔＴ1を算出する。
　そして、コントローラ１４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ1との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ1）に所定係数Ｋを乗じて算出された加算回転数ΔＲ1を算出し、この加算回転数ΔＲ1を基準回転数Ｒｆに加算した回転数Ｒｆ1（Ｒｆ＋ΔＲ1）で送風ファン１１３を運転する。
　続いて、前回の測定から所定時間（本実施形態では５分）経過すると、この時の給気温度Ｔｓ2及び排気温度Ｔｄ2をそれぞれ測定し、この測定した排気温度Ｔｄ2と給気温度Ｔｓ2との温度差ΔＴ2を算出する。
　そして、コントローラ１４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ2との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ2）に所定係数Ｋと、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差（ΔＴ2－ΔＴ1）の正負号とを乗じて算出された加算回転数ΔＲ2を算出し、この加算回転数ΔＲ2を前回の回転数Ｒｆ1に加算した回転数Ｒｆ2（Ｒｆ1＋ΔＲ2）で送風ファン１１３を運転する。この場合、今回の温度差ΔＴnと前回の温度差ΔＴn-1との差（ΔＴn－ΔＴn-1）が負となれば、算出された加算回転数ΔＲnを前回の回転数Ｒｆn-1から減算する。また、この制御の途中で、回転数Ｒｆnが０よりも小さくなった場合、コントローラ１４３は、空気が給気経路１３から第２排気経路１７へ流れるように送風ファン１１３の回転方向及び回転数を制御する。また、設定されたΔＴｍａｘよりも算出されたΔＴnが大きい場合には、このΔＴnを新たな最大温度差ΔＴｍａｘとして設定する。
　このような制御を所定時間（５分）間隔で行うことにより、送風ファン１１３の回転方向及び回転数（送風量）の微調整をすることができ、第２排気経路１７を流れる一方の空気量（排気ＥＡ）と、給気経路１３を流れる他方の空気量（給気ＳＡ）との分配量を略均等（５０％：５０％）に保持することができ、ひいては、第２顕熱交換器３５での冷却能力を最大限に発揮することができる。
　この第二実施形態によれば、加湿器３３の上流側で、第２排気経路１７と給気経路１３とを連通する開口１１０に配置された送風ファン１１３と、第２顕熱交換器３５の各出口温度である排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓに基づいて、この送風ファン１１３の回転数を制御するコントローラ１４３とを備えるため、実際に室内に供給される空気量を測定しなくとも、第２顕熱交換器３５の各経路に流れる空気の分配量を簡単に調整することができる。
［第三実施形態］
　図５は、第三実施形態にかかる外気処理装置２００の概要図である。上記した実施形態にかかる外気処理装置１と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
　外気処理装置２００は、分配部３１による分配比、すなわち、第２排気経路１７（流路３５Ａ）を流れる一方の空気量と、給気経路１３（流路３５Ａ）を流れる他方の空気量との比を制御するための構成を備える。具体的には、外気処理装置２００は、第２排気経路１７に設けられた排気用ダンパー２１０と、給気経路１３に設けられた給気用ダンパー２１１と、これら排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１を作動するダンパー作動モーター２１３と、このダンパー作動モーター２１３の回転数を設定するインバータ２４１と、このインバータ２４１を介してダンパー作動モーター２１３の回転数を制御するコントローラ（制御手段）２４３とを備える。
　本実施形態では、排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１は、単一のダンパー作動モーター２１３により作動され、これら排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１が逆の動作をする。すなわち、排気用ダンパー２１０が開放される方向に作動する際には、給気用ダンパー２１１は閉塞する方向に作動し、第２排気経路１７と給気経路１３とを流れる空気の分配比が制御される。
　次に、この実施形態における空気の分配制御動作について説明する。
　コントローラ２４３は、外気処理装置１の運転が開始された運転初期に、上記した排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓとの排給気温度差ΔＴの最大温度差ΔＴｍａｘを求める。
　まず、コントローラ２４３は、外気導入ファン２１が予め定められた回転数で動作している状態で、排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１を基準開度位置Ｄｖに設定し、温度センサ３７Ａにより給気温度Ｔｓ1を測定するとともに、温度センサ３７Ｂにより排気温度Ｔｄ1を測定する。そして、この測定した排気温度Ｔｄ1と給気温度Ｔｓ1との温度差ΔＴ1を算出する。この場合、排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１の基準開度位置Ｄｖとは、第２排気経路１７及び給気経路１３の開口面積に対して７０％の開度に設定された位置をいう。
　次に、コントローラ２４３は、前回の測定から所定時間（本実施形態では５分）経過すると、ダンパー作動モーター２１３を作動させて給気用ダンパー２１１を基準開度位置Ｄｖよりも所定開度（例えば５％）ΔＤだけ開放された所定開度Ｄｖ＋ΔＤとするとともに、排気用ダンパー２１０を基準開度位置Ｄｖよりも所定開度（５％）ΔＤだけ閉塞された所定開度Ｄｖ－ΔＤとし、この時の給気温度Ｔｓ2及び排気温度Ｔｄ2をそれぞれ測定する。そして、コントローラ２４３は、この測定した排気温度Ｔｄ2と給気温度Ｔｓ2との温度差ΔＴ2を算出し、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差（ΔＴ2－ΔＴ1）がプラス、すなわち０より大きいか否かを判別する。
　この判別において、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差が０より大きい場合は、当該温度差ΔＴが最大温度差ΔＴｍａｘに至っていないため、コントローラ２４３は、上述のように、前回の測定から所定時間経過後に、給気用ダンパー２１１の開度を更に所定開度ΔＤだけ開放された所定開度Ｄｖ＋ｎΔＤ（ｎは、２、３・・・ｎ）とするとともに、排気用ダンパー２１０の開度を更に所定開度ΔＤだけ閉塞された所定開度Ｄｖ－ｎΔＤ（ｎは、２、３・・・ｎ）とし、この時の温度差ΔＴnと、その前回に算出された温度差ΔＴn-1との差がマイナス、すなわち０より小さくなるまで継続して実行する。
　一方、今回の温度差ΔＴnと、その前回に算出された温度差ΔＴn-1との差がマイナス、すなわち０より小さくなった場合には、当該温度差ΔＴが最大温度差ΔＴｍａｘを経過して減少する傾向にあるため、この際の温度差ΔＴnを最大温度差ΔＴｍａｘとして設定して、当該最大温度差の設定動作を終了する。
　次に、設定された最大温度差ΔＴｍａｘを用いて、給気用ダンパー２１１及び排気用ダンパー２１０の開度を設定する。ここでは、給気用ダンパー２１１の開度について説明する。
　まず、コントローラ２４３は、外気導入ファン２１が予め定められた回転数で動作している状態で、給気用ダンパー２１１を基準開度位置Ｄｖに設定し、温度センサ３７Ａにより給気温度Ｔｓ1を測定するとともに、温度センサ３７Ｂにより排気温度Ｔｄ1を測定する。そして、この測定した排気温度Ｔｄ1と給気温度Ｔｓ1との温度差ΔＴ1を算出する。
　コントローラ２４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ1との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ1）に所定係数Ｋを乗じて算出されたダンパー操作量ΔＤ1を算出し、このダンパー操作量ΔＤ1を給気用ダンパー２１１の基準開度位置Ｄｖに加算した開度Ｄｖ1（Ｄｖ＋ΔＤ1）とする。
　続いて、前回の測定から所定時間（本実施形態では５分）経過すると、この時の給気温度Ｔｓ2及び排気温度Ｔｄ2をそれぞれ測定し、この測定した排気温度Ｔｄ2と給気温度Ｔｓ2との温度差ΔＴ2を算出する。
　そして、コントローラ２４３は、設定された最大温度差ΔＴｍａｘと算出された温度差ΔＴ2との差（ΔＴｍａｘ－ΔＴ2）に所定係数Ｋと、今回の温度差ΔＴ2と前回の温度差ΔＴ1との差（ΔＴ2－ΔＴ1）の正負号とを乗じて算出されたダンパー操作量ΔＤ2を算出し、このダンパー操作量ΔＤ2を前回の開度Ｄｖ1に加算した開度Ｄｖ2（Ｄｖ1＋ΔＤ2）となるようにダンパー作動モーター２１３を運転する。この場合、今回の温度差ΔＴnと前回の温度差ΔＴn-1との差（ΔＴn－ΔＴn-1）が負となれば、算出されたダンパー操作量ΔＤnを前回の開度Ｄｖn-1から減算する。また、設定されたΔＴｍａｘよりも算出されたΔＴnが大きい場合には、このΔＴnを新たな最大温度差ΔＴｍａｘとして設定する。
　このような制御を所定時間（５分）間隔で行うことにより、給気用ダンパー２１１及び排気用ダンパー２１０の開度（送風量）の微調整をすることができ、第２排気経路１７を流れる一方の空気量（排気ＥＡ）と、給気経路１３を流れる他方の空気量（給気ＳＡ）との分配量を略均等（５０％：５０％）に保持することができ、ひいては、第２顕熱交換器３５での冷却能力を最大限に発揮することができる。
　この第三実施形態によれば、第２排気経路１７に設けられた排気用ダンパー２１０と、給気経路１３に設けられた給気用ダンパー２１１と、第２顕熱交換器３５の各出口温度である排気温度Ｔｄと給気温度Ｔｓに基づいて、排気用ダンパー２１０及び給気用ダンパー２１１の開度をそれぞれ制御するコントローラ２４３を備えるため、実際に室内に供給される空気量を測定しなくとも、第２顕熱交換器３５の各経路に流れる空気の分配量を簡単に調整することができる。
［第四実施形態］
　図６は、第四実施形態にかかる外気処理装置３００の概要図である。上記した実施形態にかかる外気処理装置１と同一の構成については同一の符号を付して説明を省略する。
　外気処理装置３００は、分配部３１による分配比、すなわち、第２排気経路１７（流路３５Ａ）を流れる一方の空気量と、給気経路１３（流路３５Ａ）を流れる他方の空気量との比を制御するための構成を備える。具体的には、外気処理装置３００は、第２排気経路１７及び給気経路１３に設けられて当該経路を遮蔽する遮蔽板３１０を備え、この遮蔽板３１０には第２排気経路１７に連通する排気側通過窓３１１と、給気経路１３に連通する給気側通過窓３１３とが並設されている。これら各通過窓の開口面積は、事前に試験を行い、給気経路１３に流れる空気量が吸入された外気量の４５～５０％となる面積に設定されている。
　この実施形態では、外気温度の変化に追従して通過窓の面積を変更することはできないが、簡単な構成で外気を除湿、冷却処理した空気を室内に供給することができる。
　以上、本発明の一実施の形態に基づいて本発明を説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、上記した実施形態では、第１排気経路１５には再生空気として外気を吸入する構成としているが、これに変えて室内空気を吸入する構成としても良い。　夏期においては、冷房された室内空気の温度は、外気温度よりも低くなっているため、第１顕熱交換器２７にて室内空気と除湿された空気との顕熱交換を行うことにより、この除湿された空気の温度をより低下させることができ、結果として、給気温度の低下を実現できる。
　また、上記した実施形態では、除湿手段としてデシカントロータを採用しているが、吸入された外気を除湿できるものであれば他の構成を採用しても良い。
　また、上記した実施形態では、第１顕熱交換手段及び第２顕熱交換手段として、直交型の顕熱交換器を採用しているが、これに変えて顕熱ロータを採用しても良い。
　また、上記した実施形態では、加熱手段として温水で加熱するヒータ２９を用いているが、電気や蒸気等で加熱するものでも良い。
　１、１００、２００、３００　外気処理装置
　１３　給気経路
　１３Ａ　吸入口
　１３Ｂ　吐出口（給気口）
　１５　第１排気経路
　１７　第２排気経路（一方の空気が流れる経路）
　１７Ａ　吐出口（排気口）
　２１　外気導入ファン
　２３　再生用空気導入ファン
　２５　デシカントロータ（除湿手段）
　２７　第１顕熱交換器（第１顕熱交換手段）
　２９　ヒータ
　３１　分配部（分配手段）
　３３　加湿器（加湿手段）
　３５　第２顕熱交換器（第２顕熱交換手段）
　３７Ａ　温度センサ
　３７Ｂ　温度センサ
　３９　送風ファン
　４１、１４１、２４１、３４１　インバータ
　４３、１４３、２４３、３４３　コントローラ（制御手段）
　１１０　開口
　１１３　送風ファン
　２１０　排気用ダンパー
　２１１　給気用ダンパー
　２１３　ダンパー作動モーター
　３１０　遮蔽板
　３１１　排気側通過窓
　３１３　給気側通過窓

Claims (5)

  1. 　外気を吸入して室内に供給する給気経路と、この給気経路を流れる空気を除湿する除湿手段と、除湿された空気を外気もしくは室内空気と顕熱交換する第１顕熱交換手段と、顕熱交換された空気を２つに分配する分配手段と、分配された一方の空気を加湿する加湿手段と、加湿された空気と分配された他方の空気とを顕熱交換して当該他方の空気を冷却する第２顕熱交換手段とを備え、この第２顕熱交換手段で冷却された空気を前記室内に供給することを特徴とする外気処理装置。
  2. 　前記分配手段は、前記給気経路の給気口と前記一方の空気を室外に排出する排気口との少なくとも一方に設けられた送風ファンと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記送風ファンの送風量を制御する制御手段とを備えることを特徴とする請求項１に記載の外気処理装置。
  3. 　前記分配手段は、前記加湿手段の上流側で、前記一方の空気が流れる経路と前記給気経路とを連通する開口に配置された送風ファンと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記送風ファンの送風量を制御する制御手段とを備えることを特徴とする請求項１に記載の外気処理装置。
  4. 　前記分配手段は、前記加湿手段の上流側で、前記一方の空気が流れる経路と前記給気経路とにそれぞれ設けられたダンパーと、前記第２顕熱交換手段の各出口温度に基づいて、前記ダンパーの開度をそれぞれ制御する制御手段とを備えることを特徴とする請求項１に記載の外気処理装置。
  5. 　前記分配手段は、前記一方の空気と前記他方の空気との分配量を略均等に設定していることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の外気処理装置。
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