(57)【要約】      （修正有）【課題】近年、在来の空気調和設備から進化し、除湿と冷却を別けて夫れ夫れに専用の熱交換器と夫れ夫れに最適な温度レベルの冷水または冷媒などの冷熱源を使用して空気の温度湿度を操作することによって大幅な省エネルギー効果が得られることが知られてきた。これを大規模ビルに適用し、速やかに遍く省エネルギー効果を普及させる必要がある。これを実現するには１台のターボ冷凍機で効率よく双方の目的に適う運転が出来るように改善する。【解決手段】在来冷水温度は５℃〜７℃の温度レベルだった処を１８℃まで上げて昼間の運転を行い、夜間はダイナミック製氷により氷スラリーを氷蓄熱槽に貯える。この２つの条件で運転するにはターボ冷凍機の圧縮比は２．２倍、吸い込み冷媒ガスの比容積で０．５倍と言う大きな差のある処で効率よく運転出来る圧縮機特性や熱交換器の開発を行う。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
１台のターボ冷凍機で、圧縮機の回転数制御並びにガス冷媒の流通路に設けた可動式のガイドベーンを調整して、圧縮比が大幅に異なり、さらには、圧縮機の吸い込み冷媒ガスの比重量も大きく異なる二つの圧縮機の運転条件、すなわち、
▲１▼昼間の空調運転時間帯には空調を行う室内空気の露点温度より高い蒸発温度で液冷媒を蒸発させ、空調を行う室内の顕熱を専ら吸収処理するための冷水を冷却、
▲２▼夜間の蓄熱運転時間帯には、水の氷点よりも低い蒸発温度で液冷媒を蒸発させ、過冷却状態まで冷却した冷水を氷蓄熱槽内に噴射して氷スラリーを氷蓄熱槽内に形成することを、同一の圧縮機効率での運用を可能にし、昼間の運転によって得られる冷水を空気調和設備の顕熱冷却に使用し、夜間運転によって得られる氷スラリーを主として翌日の空調設備の除湿に使用する事を目的としたターボ冷凍機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  大規模建物の省エネルギー空調設備に主たる冷熱源機として利用されるターボ冷凍機に関する。
【背景技術】
【０００２】  空調設備は在来米国のキャリアー博士の発明になる１台の熱交換器と１種類の温度範囲の冷水を使用して、露点温度と風量を制御することによって空調設備の２大要素である［温度］と［湿度］の双方を制御出来ると言う空調理論に基づいて、すでに８０年の長期に亙り同様に設計施工されてきた。【０００３】  然し乍ら、近年では建築技術の向上によって、窓サッシュの気密性が高まり、夏季の高温で湿度の高い隙間風の侵入がゼロに近くなり、事務の自動化が進んで在室者数が減少したことによって、在室者の発生する水蒸気の総量が床面積当たりの在室者数に比例して減少し、逆に、ガラス窓の面積が増し、太陽輻射の影響が大きくなり、照明の照度向上によって照明による顕熱負荷が増し、４０〜５０年以前には室内空調負荷に占める潜熱負荷の比率、すなわち、除湿負荷の比率が２０％〜３０％であったのに対して、近年では僅か５％程度以下にまで減少して顕熱負荷の比率が７０％〜８０％であったものが、９５％程度と圧倒的大部分を占める様になってきた。【０００４】  数値的に見るとこの空調負荷の内容の変化は激変と言えるが、その変化が非常に長い年月をかけての徐々に生じた変化であったため、空調技術者は看過して来たと言えるが、近年、地球温暖化防止と省エネルギー性向上の重要性に関する世論の認識が高まりを見せるに従い、室内空気から［除湿］をするために室内空気の露点温度、概ね１４℃以下に空気を冷却する必要から、熱交換器での温度差を配慮して５℃〜７℃の冷水が在来必要とされて来たため、［温度］と［湿度］を一緒に処理する在来の空調では［冷却］のためには不必要な５℃〜７℃の冷水を使用せざるを得ないが、僅か［５％の除湿］のために、圧倒的大部分の［９５％に及ぶ冷却］を５℃〜７℃の低温冷水を使う大きな無駄に空調技術者も漸く思いを致すことになり、［除湿］と［冷却］を分離して［２つの熱交換器］と［２つの温度範囲の冷水］で空調を行おうとする［キャリアー離れ］の傾向にある。【０００５】  ［除湿］を行うには在来通りの５℃〜７℃の低温冷水が必要であることに変化はないが、こと［冷却］に関して冷水温度は室温より低いことは必要であるが、その範囲で高ければ高いほど経済性の良くなる範囲があり、近年では冷水温度の温度範囲を２０℃〜２３℃まで高めても、充分に快適な居住性が得られる処まで空調技術も進歩が見られ、この温度範囲であれば、在来、冷凍機圧縮機の圧縮比が３．３程度であったものが１．７と略半減する上に、冷却塔設備を利用してのフリークーリングに拠り、冷凍機を使用せずに約半年間は冷水の冷却循環が可能となり冷熱源設備について極めて大幅な省エネルギー化を達成することが出来る。【０００６】  他方、徐々に進みつつある発電の原子力化によって、夜間の原子力発電による余剰電力となりがちな状況を改善するために、午後１０時から翌朝８時までの１０時間に限って、蓄熱調整契約で昼間概ね１２円／ｋＷｈの単価を約４円まで割引する制度については衆知の通りであり、［除湿］用の冷水は当然のことながら氷蓄熱による冷水が望ましく、国策にも合致することになる。【０００７】  この様な背景技術から、大形建物の業務空調用のターボ冷凍機設備には、設備全体の省エネルギー性を高めるため、空調時間帯と蓄熱時間帯では異なる温度条件で液冷媒を蒸発させて、温度条件の異なる冷水を冷却循環する、または不凍液を介在させて、空調時間帯は不凍液／冷水の熱交換器を使用して冷水を循環冷却し、蓄熱時間帯には氷蓄熱槽内に設けた製氷管に水の氷点以下の低温の不凍液を流通して氷蓄熱を行うものまでは開発されている。
【発明の開示】
【０００８】  この発明は、上記の技術背景に照らし、さらに、利便性と経済性を追求して、大幅な省エネルギー化の速やかな普及を図るために、［０００７］の項に述べたターボ冷凍機にある、不凍液と不凍液の循環設備と氷蓄熱槽内部に別に設ける製氷管設備とを不必要なものと化し、スイッチ操作一つで空調運転時間帯には２０℃程度の高温の温度範囲の冷水の循環冷却を行うことによって室内の顕熱負荷を高効率にて除去し、夜間電力供給時間帯には氷蓄熱からの略０℃に近い冷水を氷スラリーに替えて氷蓄熱槽内に送り込んで氷蓄熱を行うことを１台のターボ冷凍機で可能とする技術を提供するものである。
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】  これまでに述べた空調運転時間帯と蓄熱運転時間帯の運転条件でのターボ冷凍機の冷凍サイクルの凝縮温度、蒸発温度、凝縮圧力、蒸発圧力、圧縮比とガス冷媒Ｒ−１３４ａ吸込み冷媒ガスの比容積は次表の通りである。
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圧縮比で２．２倍、吸い込み冷媒ガスの比容積で０．５倍以下と大きな差のある圧縮機作動条件で同様の圧縮機効率を上げるには多くの経験と技術力が不可欠。
【課題を解決するための手段】
【００１０】  この問題を解決する方法として、圧縮機を直列２段の加圧方式とし、電動機のインバーターによる回転数制御と冷媒の流通経路におけるガイドベーンの角度の調整などを適切に行って冷媒ガス圧縮機を運転する。
【発明の効果】
【００１１】  今日、冷凍機業界で最も効率の高いターボ冷凍機は冷水出口温度７℃、冷却水出口温度３７℃の場合でエネルギー消費効率ηａが６．４とされているが、熱力学上の冷凍サイクルの理論効率ηｔの式による計算結果と比較すると次の通りで理論効率の７３．５％となっている。
ηｔ＝（２７３℃＋６℃）／（３８℃−６℃）
＝２７９／３２＝８．７
ηａ／ηｔ＝６．４／８．７＝０．７３５
【００１２】  ここで出口温度１８℃の冷水の条件と出口温度３７℃の冷却水の条件を入れて同じ計算を試みると
ηａ１７＝ηｔ１７×０．７３５＝（２７３℃＋１７℃）／（３８℃−１７℃）
＝１３．８×０．７３５＝１０．２
さらに、同様に氷蓄熱運転の条件を入れて見ると
ηａ−６＝ηｔ−６×０．７３５＝（２７３℃−６℃）／｛３５℃−（−６℃）｝
＝９．５４×０．７３５＝６．５
【００１３】  上の計算で使用している氷蓄熱時の凝縮温度、３５℃は昼間の空調運転時間帯に１０２０ｋＷ＋１００ｋＷ＝１１２０ｋＷの放熱を受け持つ冷却塔に、夜間の蓄熱運転時間帯には６５０ｋＷ＋１００ｋＷ＝７５０ｋＷの放熱しかかからない、すなわち、７５０ｋＷ／１１２０ｋＷ＝０．６７、６７％の負荷しかかからない状態となるため、その分だけ冷却水の温度が低下することを見込んでの値である。
【００１４】  空調運転で冷却能力１０２０ｋＷ、氷蓄熱運転で６５０ｋＷの冷却能力を持つ圧縮機入力１００ｋＷのターボ冷凍機を空調運転で１２時間、８０％で運転し、夜間、氷蓄熱運転で１０時間運転した場合に当該建物の夏季の最大冷房負荷が処理出来ると、その最大負荷日の冷熱源の全日のエネルギー消費効率ηｄｍａｘは
ηｄｍａｘ＝（１０．２×１２ｈ×０．８＋６．５×１０）／（１２＋１０）
＝（９８＋６５）／２２＝７．４１
日量冷却能力は１０２０ｋＷ×１２ｈ×０．８＋６５０ｋＷ×１０ｈ
＝９８００ｋＷｈ＋６５００ｋＷｈ＝１６３００ｋＷｈ
【００１５】  フリークーリング期間を半年間とし、ターボ冷凍機の運転期間は当然同じく半年となるが休日を除いての稼働とし、空調運転１５０日間×１２ｈ＝１８００ｈ、氷蓄熱運転１５０日間×１０ｈ＝１５００ｈとなる。
【００１６】  運転期間中平均冷房負荷率を７０％、最小で５０％以上としてその場合の冷水循環冷却のターボ冷凍機の部分負荷時の効率を３０％増しと仮定し、蓄熱運転は１０時間、１００％利用するものと仮定をするとターボ冷凍機運転中の期間を通しての全冷却熱量と入力と総合エネルギー消費効率は次の通り計算される。
【００１７】  先ず、ターボ冷凍機運転期間中の全冷却熱量は
９８００ｋＷｈ／日×１５０日×０．７＋６５００ｋＷｈ／日×１５０日
＝１０２９０００ｋＷｈ＋９７５０００ｋＷｈ＝２０４００００ｋＷｈ
圧縮機入力は１０２９０００ｋＷｈ／（１０．２×１．３）＋９７５０００ｋＷｈ／６．５＝７７６００ｋＷｈ＋１５００００ｋＷｈ＝２２７６００ｋＷｈ
ターボ冷凍機運転期間中の総合エネルギー消費効率は
２０４００００ｋＷｈ／２２７６００ｋＷｈ＝８．９６
【００１８】  上の値は全てターボ冷凍機運転期間中についての数値であるが、フリークーリング運転期間を含む通年の全冷却熱量と入力とエネルギー消費効率を考えると通年の全冷却熱量は
２０４００００ｋＷｈ＋２０４００００ｋＷｈ×０．５＝３０６００００ｋＷｈ
通年の圧縮機入力は上の値と変わらず２２７６００ｋＷｈ
通年のエネルギー消費効率は
３０６００００ｋＷｈ／２２７６００ｋＷｈ＝１３．４となり年間を通じて極めて大きなエネルギー消費効率での運転が可能となる。
【００１９】  経済的効果を見るために、電気料金の概算をすると次の通りとなる。
基本料金については１００ｋＷ×１８００円／ｋＷ×１２カ月＝２１６万円
昼間電力の電力量料金は  ７７６００ｋＷｈ×１２円／ｋＷｈ＝  ９３万円
夜間電力の電力量料金は１５００００ｋＷｈ×４円／ｋＷｈ  ＝  ６０万円
電気料金合計３６９万円
【００２０】  上に求められた数値と在来の７℃の冷水と氷蓄熱を併用した場合の比較するために在来方式について同様の試算をすると、先ず、ターボ冷凍機の昼間の必要運転時間は９８００ｋＷｈ÷６４０ｋＷ＝１５．３ｈとなり空調運転時間の１２時間を超過してしまうのでターボ冷凍機は更に大きなものか、同じ能力なら２台が必要であることが判る。８０％の運転で１２時間で同じ９８００ｋＷｈに冷却熱量を得るために必要な大きさは
９８００ｋＷｈ÷（６４０ｋＷ×１２ｈ×０．８）＝１．６倍または２台
【００２１】  圧縮機入力は冷水温度が７℃の場合はフリークーリングが使用出来る期間が１カ月にも満たないので、ターボ冷凍機の運転時間は通年となり
３１１８５００ｋＷｈ÷６．４＝４８７２７０ｋＷｈ
次に、夜間時間帯の氷蓄熱運転についてはほぼ変わりがなく、冷却熱量並びに圧縮機入力は夫れ夫れ１０５００００ｋＷｈ、１５００００ｋＷｈで、通年の消費電力は４８７２７０ｋＷｈ＋１５００００ｋＷｈ＝６３７２７０ｋＷｈとなり、前記の１８℃冷水の場合の消費電力２２７６００ｋＷｈと比較すると
６３７２７０ｋＷｈ／２２７６００ｋＷｈ＝２．８倍となる。
【００２２】  電気料金に就いては
基本料金は１６０ｋＷ×１８００円／ｋＷ×１２カ月        ＝３４６万円
昼間電力の電力量料金は４８７２７０ｋＷｈ×１２円／ｋＷｈ＝５８５万円
夜間電力の電力量料金は１５００００ｋＷｈ×  ４円／ｋＷｈ＝  ６０万円
電気料金合計９９１万円で
前記の１８℃冷水の場合の電気料金合計３６９万円と比較すると
９９１万円／３６９万円＝２．７倍となる。
【００２３】  以上の試算により本発明による昼間１８℃冷水の循環冷却を夜間は氷スラリーを循環冷却するターボ冷凍機の効果は
設備電力で          １００ｋＷ／１６０ｋＷ                ＝０．６２５
エネルギー消費効率で１３．４／４．６５                    ＝２．８倍
消費電力で          ２２７６００ｋＷｈ／６３７２７０ｋＷｈ＝０．３５７
夜間電力移行率で    ４８７２７０／２２６７００ｋＷｈ      ＝２．１５倍
電気料金で          ３６９万円／９９１万円                ＝０．３７２
で、設備費、ＣＯ２ガス排出量の削減も含めて絶大なものがあることが判明する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】  本発明による大規模建物の空気調和設備としてのターボ冷凍機による冷却設備ではターボ冷凍機の水冷却器となる蒸発器に接続する配管は昼間の空調運転時間帯には各階の空調顕熱処理の負荷側機器との密閉型循環配管系に接続され、夜間の氷蓄熱運転時間帯には前記、負荷側機器との密閉型循環配管系とは縁を切り、開放型氷蓄熱槽との間の開放型循環配管系との接続が必要となるため、両者への切替え弁が必要である。これらの切替え弁は設備施工上の誤りの無いように、蒸発器の出入口に備え付けとし、毎日２回の操作が必要であるから、勿論のこと自動２方弁４個を使用し、氷スラリーが通過する自動２方弁については絞りの生じないフルボア型のボール弁を使用するなどが必要である。【００２５】  ［００１０］に述べた通り、昼間の１８℃冷水循環冷却運転の場合と夜間氷スラリー運転の場合では、昼間は夜間に対して圧縮比で約半分、吸込みガス比重量で２倍以上と大きな差異がある間での運転の繰り返しとなるので、ガス冷媒の通路の圧力損失の低減と、ターボ圧縮機の羽根車、ディフューザー、稼働式ベーンの形状の改良や調整角度の適正化による効率向上など全てに亙りバランスを配慮した設計が必要となるが、豊富な設計・製造の経験と技術とをもってすれば、決して不可能なこととは考えられない。【００２６】  特に、在来と同クラスの圧縮機出１．６倍の冷却能力を発揮することになるので、蒸発器の蒸発冷媒の気泡が通過するための熱交換チューブの間隔、エリミネーターの形状の改良による圧力損失の削減、蒸発器の胴から圧縮機の吸込管への接続部分へのベルマウス形状の採用などの改善も必要となろうし、圧縮機吐出管のガス速度の早い部分から、凝縮器への胴の入口における急拡大による圧力損失についてもも改良が必要となる。【００２７】  本発明の目的はこれまで余り注目されずに今日に至っている、除湿と冷却とを別けることによって、極めて大きな効率改善を図ることの出来る衆知の空調設備の大規模ビルへの適用のために、急遽、必要となった処の、１台のターボ冷凍機に課せられた大きく異なる２条件に適合する冷凍機を目指すことであり、性能的に大きな犠牲を払わずに２つの条件を組み合わせて１台のターボ冷凍機で運転できる様にすること自体とそれを利用して昼間に高い温度レベルの冷水を使用して空調の顕熱冷却を行い、半年間の冷却塔のみによるフリークーリングを行うこと、夜間の氷スラリーの循環による氷蓄熱槽の氷点に極めて近い冷水を翌日の空調の除湿に使用するなど、ターボ冷凍機を中心とする、上に述べた大規模ビル向けの一連の空調技術の実現でありそこに本出願の大きな特許性を見出すものである。
【実施例】
【００２８】  本発明による実施例について、ターボ冷凍機を中心とした、空気調和設備全体の系統を示す［図１］に沿って説明をする。図中１はターボ冷凍機、２はターボ冷凍機の圧縮機、３は同蒸発器、４は凝縮器を示す。蒸発器３の出入口には夫れ夫れ２個、合計４個の自動切替弁５、６、７、８が取り付けられ、昼間の空調運転時間帯、８：００〜２０：００までは自動切替弁５並びに７が開いて各階への冷水往還主管９に接続され、往き１８℃、戻り２２℃の温度帯の一次冷水が循環冷却されて各階における空調の顕熱の冷却処理に使用される。図中１０は各負荷に付属する冷水循環ポンプを示す。【００２９】  夜間の氷蓄熱運転時間帯２０：００〜翌朝８：００までは自動切替弁６並びに８が開いて蓄熱冷水ポンプ１１によって、氷蓄熱槽１２の高温端１３から２０℃〜２３℃の冷水と氷スラリーとを蒸発器入口温度調節弁４７で混合して得られる２℃〜３℃の冷水が蒸発器３に送り込まれ、氷点下１．５℃付近の過冷却状態まで冷却されて、氷蓄熱槽１２の低温端１４に戻り、水中に噴射される際の衝撃によって過冷却状態が解消して氷スラリーとなり、氷蓄熱が行われる。【００３０】  この氷スラリーは６０％程度が氷で０℃の冷水４０％との混合物で、充分の流動性があるため、蓄熱が進行すると氷蓄熱１２の低温端１４から高温端１３へ向けて流動し、翌朝８時までに氷蓄熱槽１２を氷スラリーで満たす結果となる。【００３１】  ［００２８］に述べた各階への冷水往還主管９を通る往き１８℃の一次冷水は各階の空調機械室１５で当該階専用の熱交換器１６によって、当該階の天井裏１７に設置された二次冷水配管系１８を二次冷水ポンプ１９によって循環する二次冷水を冷却し、二次冷水は一次冷水より僅か温度の高い往き２０℃、戻り２３℃程度の状態で循環冷却する。【００３２】  一次冷水とは当該階専用の熱交換器１６によって圧力的に縁の切れた二次冷水配管には独立して膨張タンク兼用の補給水槽２０を天井面２１より低い位置に設けることによって、天井裏１７内の二次冷水配管１８から漏水事故の発生の懸念を払拭できる。【００３３】  在来の空調方式では除湿と冷却とを同時に１台の熱交換器で行うため除湿には必要な１２℃〜１３℃程度の低温の空気を室内に循環冷却給気しているので、室内空気の温度２５℃との温度差が１２℃〜１３℃と大きかった。然し、本発明による二次冷水の温度は往き２０℃の高い温度レベルにあるため、室内空気の温度２５℃と給気温度の温度差が３℃程度と僅かであるため、給気風量が３倍〜４倍に達し、在来のファンコイルユニットなどによって循環冷却することが実質的に困難があり、本発明による場合は［図２］に示す様な照明器具一体化組み込み型の顕熱冷却専用の空調ユニット、ルミファック２２を使用する。【００３４】  ルミファック２２は通常６００×６００または６４０×６４０を一齣とするシステム天井に縦横二齣おきに設置される同寸法の照明器具２３の上部に薄型ながらも５００φ〜５４０φの大直径の放射状羽根車２４を持ち、６００ｒｐｍ程度の緩い速度で回転させて、照明器具２３の部分からフィルター２５と、二次冷水との熱交換器２６を通して室内空気を吸い込み、冷却して外周ケーシング２７によって照明器具��３の周囲とシステム天井のレール２８との間に設けられた給気スリット２９から室内へと循環給気される。【００３５】  照明器具２３は前項に述べた通り、６００×６００または６４０×６４０を一齣とするシステム天井の縦横二齣おき、すなわち、縦横約１８００毎に１台づつ設置されるので、照明器具一体化組み込み型のルミファック２２も縦横１８００毎に、即ち、一坪毎に設置される事になり、３倍〜４倍の風量でも全く問題なく、大直径で極めて緩い速度で回転する放射状電動羽根車２４から極めて低騒音で振動もなく室内への給気が可能となり、温度差も小さいため、在来方式の空調より遥に優れた、適度な風速の扇風機の風による如き快適な居住性が得られる。【００３６】  ルミファック２２は室内のサーモスタットの信号により電動羽根車２４の回転数を自動調整して風量を変化させて、室温を一定に保つよう自動制御される。なお、ルミファック２２には天井裏１７に面した箇所にも空気の吸い込み口があり、ルミファック２２の風量の３％程度前後に当たる風量を天井裏１７から吸い込む様な構造となっている。【００３７】  他方、氷蓄熱槽に夜間に溜められた氷スラリー中の略氷点の除湿用低温冷水は空調時間帯に入って一定時間を経過すると除湿用冷水ポンプ３０によって汲み上げられ各階への蓄熱冷水配管３１を通って各階の空調機械室１５にある外気除湿器３２に至り、真夏には最高３５℃以上に達する高温の外気を８℃までに冷却除湿を行って、除湿用低温冷水は２０℃以上に温度が上昇して蓄熱槽１２の高温端１３に戻る。【００３８】  盛夏時季は空調運転時間帯終了時には氷蓄熱槽内の氷スラリーは可成り使い切りとなるが、予め余裕のある場合は補助蓄熱冷水ポンプ３３によって汲み上げられ、空調運転時間帯に運転されて１８℃の冷水を循環冷却しているターボ冷凍機の蒸発器出口の自動混合弁３４で１８℃の冷水に混合され、自動混合弁の下流側に取り付けられた温度センサー３５の信号により圧縮機用インバーターが速度制御を行って圧縮機の負荷を軽減する。【００３９】  ［００３７］に述べた外気除湿器３２にはエコノマイザーが組み込まれ、外気除湿器３２の入口に設けられたエコノマイザー入口熱交換器３６と同じく出口に設けられたエコノマイザー出口３７の間にはエコノマイザー循環ポンプ３８によって温度成り行きの不凍液が循環して、入口の暑い外気の熱を利用して８℃まで冷却除湿された導入外気を室温近くまで再熱する。【００４０】  ここで室温近くまで再熱された除湿外気は外気ファン３９により加圧されて、給気ダクトを経て天井裏１７に給気され、［００３６］に説明した通り、ルミファック２２に吸い込まれて室内からの還気と混合されて室内に給気されて、室内空気の除湿を行う。【００４１】  外気ファンは室内に設けられたＣＯ２スタットの信号で炭酸ガス濃度が適正にと持たれる様に自動的に風量調整される。在室者の排出する炭酸ガスと水蒸気との比率は概ね食物の分子に含まれるＣ元素とＨ元素の比率に沿って殆んど一定である。８℃まで冷却除湿された真夏の設計外気の条件にある空気に含まれる水蒸気と、室内の２５℃：５０％の理想的な空気条件の空気に含まれる水蒸気との差は４０ｇ／ｍ３なので、最大在室者数１名あたり２��ｍ３／ｈの外気を給気出来るような能力を外気除湿器３２に持たせておけば、室内の絶対湿度は炭酸ガス濃度と同時に適正に制御される結果となる。【００４２】  以上の実施例の説明に述べた通り、本発明によるターボ冷凍機を中心とする一連の空調設備の作動によって、各階の空調を行う室内の空気の温湿度と換気は極めて理想的に運用することが出来る。上に述べたターボ冷凍機を除く空調設備については既に小形冷凍機で現実的に使用に供されており衆知の事実である。
【産業上の利用可能性】
【００４３】  従って、本発明によるターボ冷凍機が製品化され、昼間は１８℃の一次冷水を循環冷却して空調を行う室内の顕熱冷却に、夜間は氷スラリーを氷蓄熱槽に貯えて、空調を行う室内の翌日の除湿に使用し、１台のターボ冷凍機をフルに使用して、半年はフリークーングで空調をを行う事により［００２２］に説明した通り、▲１▼エネルギー消費効率で２．８倍の１３．４、▲２▼消費電力で６５％の節減▲３▼電気料金で６３％の節約▲４▼夜間電力移行率で２．２倍▲５▼設備電力で３７％の節減が可能となる本発明の産業上の利用可能性はこの上の無い確実性の高さが期待できる。【００４４】  氷蓄熱専用のターボ冷凍機と１８℃の冷水専用のターボ冷凍機の２台を使用して、或いは１台でも不凍液冷却専用のターボ冷凍機を使用して氷蓄熱と１８℃の冷水循環を行うことも同じ目的を果たす安易な方法と見る向きもあろうが、前者の場合はいずれかの機械が昼間、夜間、遊休となり、後者の場合は不凍液循環用の無駄な設備を伴い、２段熱交換のためエネルギー消費効率も劣るなど、１台で双方の目的を果たせる本発明のターボ冷凍機に比較すれば全く価値の異なるものであり、問題外であることは言を待つまでもないことである。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】は本発明によるターボ冷凍機を中心とした空調設備全体の系統図でり、
【図２】は温度レベルの高い冷水でも充分に冷却能力を発揮出来る天井型の顕熱冷却専用の照明器具一体化の空調ユニットの説明図である。
【符号の説明】
【００４６】  １．  ターボ冷凍機
２．  ターボ冷凍機の圧縮機
３．  ターボ冷凍機の蒸発器
４．  ターボ冷凍機の凝縮器
５．  自動切替弁
６．  自動切替弁
７．  自動切替弁
８．  自動切替弁
９．  冷水往還主管
１０．  冷水循環ポンプ
１１．  蓄熱冷水ポンプ
１２．  氷蓄熱槽
１３．  氷蓄熱槽の高温端
１４．  氷蓄熱槽の低温端
１５．  各階の空調機械室
１６．  当該階専用の熱交換器
１７．  天井裏
１８．  二次冷水配管系
１９．  二次冷水ポンプ
２０．  膨張タンク兼用の補給水槽
２１．  天井面
２２．  ルミファック
２３．  照明器具
２４．  放射状羽根車
２５．  フィルター
２６．  二次冷水との熱交換器
２７．  外周ケーシング
２８．  システム天井のレール
２９．  給気スリット
３０．  除湿用冷水ポンプ
３１．  各階への蓄熱冷水配管
３２．  外気除湿器
３３．  補助蓄熱冷水ポンプ
３４．  自動混合弁
３５．  温度センサー
３６．  エコノマイザー入口熱交換器
３７．  エコノマイザー出口
３９．  エコノマイザー循環ポンプ
４０．  冷却水主管
４１．  冷却水ポンプ
４２．  冷却塔
４３．  フリークーリング管路切替弁
４４．  フリークーリング管路切替弁
４５．  冷凍機管路切替弁
４６．  冷凍機管路切替弁
４７．  蒸発器入口温度調整弁
【図１】
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【図２】
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