(57)【要約】【課題】  複雑な制御を必要とせず、高効率で運転可能な熱源システムを得ること。【解決手段】  冷却塔と、冷凍機と、その間を配管で接続して冷却水を循環させる冷却水ポンプから構成される冷却水系と、上記冷凍機で冷却された冷水を冷水ポンプで負荷側に供給する冷水系からなる熱源システムにおいて、上記冷却塔は、冷却塔のファン動力を増加させることなく外気と冷却水との熱交換面積を広げることにより、当該冷却塔の冷却水出口温度が年間を通じて１℃程度低くなるように設定する。【選択図】  図１
2008070004.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷却塔と、冷凍機と、その間を配管で接続して冷却水を循環させる冷却水ポンプから構成される冷却水系と、上記冷凍機で冷却された冷水を冷水ポンプで負荷側に供給する冷水系からなる熱源システムにおいて、
上記冷却塔は、冷却塔のファン動力を増加させることなく外気と冷却水との熱交換面積を広げることにより、当該冷却塔の冷却水出口温度が年間を通じて１℃程度低くなるように設定したものであることを特徴とする熱源システム。
【請求項２】
上記冷却塔の１００％負荷の運転時における冷却水出口温度は３１℃近傍であることを特徴とする請求項１記載の熱源システム。
【請求項３】
上記冷却塔及び上記冷凍機の１００％負荷の運転時において、上記冷凍機の冷却水入口温度と冷却水出口温度の温度差が７℃近傍となるように冷却水の流量を決定すると共に、
上記冷却水ポンプは、上記決定した流量による一定流量の冷却水を上記冷却水系に年間を通じて循環させるように構成したものであることを特徴とする請求項１又は２記載の熱源システム。
【請求項４】
上記冷却塔及び上記冷凍機の１００％負荷の運転時及び部分負荷運転時において、年間を通して常時、熱源システムのＣＯＰ（成績係数）が最大値となることを特徴とする請求項１〜３の何れかに記載の熱源システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍機、冷却塔、冷却水ポンプ、冷水ポンプ等から構成される熱源システムのＣＯＰ（成績係数）を向上させることにより高効率化を実現した熱源システムに関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、オフィスビル等の各種施設において空調設備等の熱負荷のために熱源システムが用いられている。かかる熱源システムは、冷却水系に冷凍機、冷却塔、冷却水ポンプを設け、上記冷却水ポンプにて冷却水を冷却水配管内において冷凍機から冷却塔へと循環させ、上記冷凍機の凝縮器にて温度上昇した冷却水を上記冷却塔にて冷却する構成である。また、熱負荷の設けられた冷水系では、冷水配管内の冷水を上記冷凍機の蒸発器にて冷却して熱負荷に循環させる構成である。
【０００３】
このような熱源システムにおいて、冷却水温度が低くなれば上記冷凍機の効率が良くなることは知られているが、通常は、最大負荷時（ピーク時）以外の中間期（部分負荷時）の外気温が低くなった時に冷却水温度もそれに応じて低下するという状況下での運転状態となっている。
【０００４】
そこで、夏場のピーク負荷時において冷却水系の冷却水温度を低下させて熱源システム全体の効率を向上させることが考えられるが、そのためには冷却塔の送風ファンの動力を大きくしたり、同一構成の冷却塔を複数台並設してその冷却能力を向上させることにより、冷却水温度を低下させ、これにより冷凍機のＣＯＰ（成績係数）を向上させることが提案されている（特許文献１）。
【０００５】
また、ピーク負荷時においては、冷凍機の入口温度と出口温度の冷却水温度差を５℃の冷却水流量にて運転し、部分負荷時においては、インバータにより冷却水ポンプの動力を低減制御することで冷却水流量を下げ、これにより動力低減を行って熱源システム全体の効率の向上を図ることが提案されている（特許文献２）。
【０００６】
【特許文献１】特開２００５−２１４６０８
【特許文献２】特開２００５−２５７２２１
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
ところで、上記特許文献１の技術では、冷却塔の台数を増やして冷却塔の容量を２倍程度に増強し、ターボ冷凍機の凝縮温度を下げて冷凍機のＣＯＰを向上させているが、単に冷却塔を増設すると各冷却塔に設けられている冷却ファンの消費電力が増加して冷却水系の消費電力量が増加してしまう。このため冷却水系のＣＯＰの最適化に必ずしもつながらないという課題がある。
【０００８】
また、上記特許文献２の技術では、圧縮式冷凍機の冷却水入口と冷却水出口の温度差を上記冷凍機のＣＯＰに応じて変更する方式であるが、熱源システム内に多くのセンサーやインバータが必要となり、熱源システムの構成及びその制御が複雑となり設計及び運転が難しいとの課題がある。
【０００９】
本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、冷却塔のファン動力を増加させることなく、外気と冷却水温度との熱交換面積を広げることにより、当該冷却塔の冷却水温度が年間を通して低くなるように設定したものであり、また、ピーク時において冷凍機の入口温度と出口温度の冷却水温度差を従来の温度差より大きく設定すると共に、そのような温度差を実現するための冷却水流量を以って年間を通じて一定流量で運転すること等により、複雑な制御を必要とせずに、構造の簡単な高効率の熱源システムを実現したものである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
本発明は上記課題を解決するため、
第１に、冷却塔と、冷凍機と、その間を配管で接続して冷却水を循環させる冷却水ポンプから構成される冷却水系と、上記冷凍機で冷却された冷水を冷水ポンプで負荷側に供給する冷水系からなる熱源システムにおいて、上記冷却塔は、冷却塔のファン動力を増加させることなく外気と冷却水との熱交換面積を広げることにより、当該冷却塔の冷却水出口温度が年間を通じて１℃程度低くなるように設定したものであることを特徴とする熱源システムにより構成される。
【００１１】
上記冷凍機は例えばターボ冷凍機（圧縮式冷凍機）である。このように構成すると、夏場のピーク時のみならず、部分負荷時においても例えば従来型の冷却水温度（ピーク時３２℃）より年間を通じて１℃程度低い温度に設定することができ、これにより冷凍機のＣＯＰ（成績係数）を年間を通じて向上させることができる。また、冷却水温度の低下は、冷却塔の冷却ファンの動力の増加を伴うことなく実現しているので、熱源システムのＣＯＰを向上させて効率的な運転を実現し得る。上記冷却水温度差の１℃程度とは、１℃を含み概ね０．５℃以上２．０℃以下の範囲を含む温度をいう。
【００１２】
第２に、上記冷却塔の１００％負荷の運転時における冷却水出口温度は３１℃近傍であることを特徴とする上記第１記載の熱源システムにより構成される。
【００１３】
このように構成すると、特に夏場のピーク時の消費電力を低減して熱源システムのＣＯＰを最大限に向上することができる。上記冷却水入口温度の３１℃近傍とは、３１℃を含み概ね温度範囲が３０℃から３１℃台前半の範囲を含む温度をいう。
【００１４】
第３に、上記冷却塔及び上記冷凍機の１００％負荷の運転時において、上記冷凍機の冷却水入口温度と冷却水出口温度の温度差が７℃近傍となるように冷却水の流量を決定すると共に、上記冷却水ポンプは、上記決定した流量による一定流量の冷却水を上記冷却水系に年間を通じて循環させるように構成したものであることを特徴とする上記第１又は２記載の熱源システムである。
【００１５】
このように構成すると、夏場のピーク時（１００％負荷の運転時）において、冷却水入口温度を例えば３１℃とすると、冷却水は冷凍機において３８℃に温度上昇して（温度差７℃）当該冷凍機を流出して冷却塔に流入し、当該冷却塔により３１℃まで冷却され、冷却水ポンプにより再度冷凍機に流入していく。よって、夏場のピーク時においては冷凍機の冷却水温度差は７℃に保たれる。また、上記冷凍機の１００％負荷の運転時において冷却水温度差（７℃）を基準に冷却水流量が決定されるので、従来の冷却水温度差（５℃）に基づく冷却水量よりも少ない流量とすることができ、低容量の冷却水ポンプを使用することができる。また、ピーク時以外においては冷凍機の発生熱量は低下するが冷却水量は一定流量を維持するため温度差は小さくなる。しかし、冷却水出口温度が低下するため冷凍機のＣＯＰ（成績係数）は向上する。よって、部分負荷時においても消費電力の低い効率的な運転を行うことができる。上記冷却水の温度差が７℃近傍とは、７℃を含み概ね温度差が６℃台後半から８℃台前半の範囲を含む温度をいう。
【００１６】
第４に、上記冷却塔及びターボ冷凍機の１００％負荷の運転時及び部分負荷運転時において、年間を通して常時、熱源システムのＣＯＰ（成績係数）が最大値となることを特徴とする上記第１〜３の何れかに記載の熱源システムにより構成される。
【発明の効果】
【００１７】
本発明に係る熱源システムは、冷却塔のファン動力を増加させることなく冷却水温度が年間を通じて１℃程度低く設定することで、冷凍機のＣＯＰを向上させるものである。
【００１８】
また、本発明に係る熱源システムは、ピーク時における冷凍機の冷却水温度差を従来より大きく設定すると共に、従来より少ない冷却水流量を以って年間を通じて一定の冷却水を循環させることにより、年間の消費電力量を低減して効率的な運転を可能としたものである。
【００１９】
従って、冷却水ポンプのインバータによる回転数制御等の複雑な制御を必要とせず、非常に簡単な構成により効率的な運転を実現することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２０】
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。尚、以下の説明において本発明のシステムにおけるＣＯＰ（成績係数）は、冷水系の冷水ポンプを除く冷却水系の熱源システムのＣＯＰをいうものとする（後述の式（５）（６）参照）。
【００２１】
まず、本発明の熱源システムの基本的構成を図１により詳述する。本発明に係る熱源システムは、ビル等の空調設備に用いられるシステムであり、冷却塔１ａ〜１ｃから構成される冷却塔１、ターボ冷凍機（圧縮式冷凍機）２、上記冷却塔１と上記冷凍機２との間に配管され冷凍機用の冷却水の往管３ａ及び還管３ｂからなる冷却水配管３、上記冷却水配管３中に設置され上記冷凍機２と上記冷却塔１との間の冷却水を循環させる冷却水ポンプ４、上記冷凍機２に接続され負荷側に冷水を供給する冷水配管５、及び冷水配管５中に設置された冷水ポンプ６を含む。尚、上記冷却水の循環する系を冷却水系、上記冷水が循環する系を冷水系という。上記各冷却塔１ａ〜１ｃにおいて、７ａ〜７ｃは外気を導入するための冷却ファン、８ａ〜８ｃは上記冷却水散布用スプレー、９は冷却水であり、これら冷却塔１ａ〜１ｃの冷却水入口は各々上記還管３ｂに接続され、上記冷却塔１ａ〜１ｃの冷却水出口は各々上記往管３ａに接続されている。
【００２２】
上記ターボ冷凍機２において、１０は気化した冷媒を液化するための凝縮器であり、上記冷却水は上記冷凍機入口１２ａより凝縮器１０内を経て冷凍機出口１２ｂより上記還管３ｂに流出する。１１は液化した冷媒を気化するための蒸発器であり、上記冷凍機２の上記冷水は冷水入口１３ａから蒸発器１１内を経て冷水出口１３ｂより冷水配管５に流出する。１４は上記液化した冷媒を圧縮して気化させるための圧縮機である。１５ａはターボ冷凍機２の冷却水入口温度を計測するための温度センサー、１５ｂはターボ冷凍機２の冷却水出口温度を計測するための温度センサー、１６ａはターボ冷凍機２の冷水入口温度を計測するための温度センサー、１６ｂはターボ冷凍機２の冷水出口温度を計測するための温度センサー、１７はターボ冷凍機２の操作部であり、表示部（図示せず）により上記温度センサー１５ａ，１５ｂの出力値、即ち冷却水入口温度と冷却水出口温度及び上記温度センサー１６ａ，１６ｂの出力値、即ち冷水入口温度と冷水出口温度等を表示し得るように構成されている。尚、図示していないが、上記熱源システムは各動力部に動力を供給するための動力盤と各種制御を行うための制御盤を具備している。
【００２３】
このような構成の熱源システムは、冷却水系においては、冷却塔１ａ〜１ｃから流出した冷却水は冷却水ポンプ４の容量に基づく一定流量でターボ冷凍機２に往管３ａを介して流入し、当該ターボ冷凍機２の上記凝縮器１０において冷媒の液化に伴う熱を吸収して温度上昇して還管３ｂに流出し、さらに配管３内を通って冷却塔１ａ〜１ｃに流入し、各冷却塔１ａ〜１ｃのスプレー８ａ、８ｂ、８ｃから散布され各冷却塔において外気により冷却された後、各々往管３ａに流入して冷却水ポンプ４により上記冷凍機２に送り出される。
【００２４】
また、冷水系においては、負荷により温度上昇した冷水は、冷水ポンプ６により上記冷凍機２に送り出され、当該冷凍機２の上記蒸発器１１において冷媒の気化に伴って熱を奪われて温度が低下し、当該冷凍機２の冷水出口１３ｂから冷水配管５を通って負荷側に流出していく。尚、ターボ冷凍機２内の冷媒はその後圧縮機１４によりに圧縮されたガスとなり、再度上記凝縮器１０に流入するサイクルを繰り返す。
【００２５】
尚、図１中、１８は上記往管３ａと還管３ｂとの間に接続されたバイパス弁であり、空調負荷が小さくなる中間期において外気温が低下して冷却水温度が低下した場合、当該バイパス弁１８を開いて還管３ｂ内の冷却水を往管３ａ側にバイパスし、これにより冷却水入口温度がターボ冷凍機２の下限値以下にならないようにするものである。
【００２６】
（Ａ）ターボ冷凍機単体のＣＯＰ（成績係数）について
このように構成される熱源システムにおいて、まず、ターボ冷凍機単体のＣＯＰ（成績係数）、即ち、「ターボ冷凍機の消費電力に対するターボ冷凍機の生産熱量の比」に着目する。ここでターボ冷凍機単体のＣＯＰは以下の式（１）により求められる。
ターボ冷凍機のＣＯＰ＝（ターボ冷凍機の生産熱量）／（ターボ冷凍機の消費電力）
・・・・・・・・・・・・・・（１）
ここで、ターボ冷凍機の生産熱量は以下の式（２）により求められる。
ターボ冷凍機の生産熱量＝｛（冷水入口温度−冷水出口温度）×冷水流量｝
・・・・・・・・・・・・・・（２）
また、冷却塔から外気に放熱される熱量は、式（３）及び式（４）により求められる。
冷却塔からの放熱量＝ターボ冷凍機の生産熱量＋ターボ冷凍機の消費電力・・・（３）
冷却塔からの放熱量＝｛（冷却水出口温度−冷却水入口温度）×冷却水流量｝・（４）
【００２７】
図３は、上記熱源システムとして用いられる一般的なインバータ制御のターボ冷凍機２単体のＣＯＰ（成績係数）を示すものであり、縦軸にＣＯＰ、横軸に負荷率をとり、当該冷凍機２への冷却水入口温度ごとに負荷率とＣＯＰとの関係を示したものである。同図より、全体として冷却水温度が低下する程、ターボ冷凍機のＣＯＰは向上することがわかる。即ち、ターボ冷凍機２は、冷却水温度は低い程効率的な運転が可能であること及び年間を通じての熱源システムのＣＯＰ向上に貢献し得ることが予測される。
【００２８】
ここで、上記ターボ冷凍機２の冷却水入口温度は、上記冷却塔１の設計条件によって定まる。従来、冷却塔１の設計条件は、夏場のピーク時、即ち冷却塔１の１００％負荷時において、概ね冷却水入口温度３７℃、冷却水出口温度３２℃で運転し得るように設計されている。尚、このような従来の一般的な冷却塔を以下「標準型冷却塔」という。
【００２９】
そこで、上記ターボ冷凍機２並びに熱源システムのＣＯＰの向上を図るため、夏場のピーク時のターボ冷凍機２の冷却水入口温度を従来の３２℃から３１℃近傍（３１℃を含み概ね温度範囲が３０℃から３１℃台前半の範囲を含む温度。以下同じ）に低下させ、これによりターボ冷凍機単体のＣＯＰを向上させることを検討する。
【００３０】
ピーク時のターボ冷凍機２の冷却水入口温度を１℃程度（１℃を含み概ね０．５℃以上２．０℃以下の範囲を含む温度。以下同じ）低下させるためには、冷却塔１の冷却能力を向上させることが必要となる。即ち、ピーク時（１００％負荷時）の冷却塔１の設計条件を例えば外気温度３３．５℃、外気湿球温度２７．５℃とし、このときの冷却塔１が冷却水出口温度３１℃近傍（或は３１℃以下）になるように、冷却水温度を従来の冷却水温度に比較して１℃程度（或は１℃以上）低下させる。結果として、このような冷却能力の冷却塔１によると、ピーク時のみならず、ピーク時以外の部分負荷時においても年間を通じて冷却水温度を１℃程度低下させることになる。
【００３１】
このとき、冷却塔１の冷却能力を向上させるために、従来技術にて説明したように冷却塔１自体を複数台増設することや、冷却塔１の冷却ファンの動力を増加させること等が考えられるが、何れの場合も冷却塔１の冷却ファン動力が増加してしまい、結果として冷却水系の消費電力が増大し、熱源システムのＣＯＰを低下させるおそれがある。よって、上記冷却塔１の冷却能力の向上は、冷却塔１の冷却ファン７ａ等の動力を増加させることなく、外気と冷却水との熱交換面積を１．５倍から２倍程度に増大させることにより行う。以下、このように冷却ファンの動力を増加させずに熱交換面積を増大させることにより、ピーク時の冷却水出口温度３１℃近傍、かつ年間を通じて上記標準型冷却塔より１℃程度低い冷却水温度を実現した冷却塔を「高性能型冷却塔」という。
【００３２】
（Ｂ）ターボ冷凍機の冷却水温度差
次に、本発明の発明者らは、上記熱源システムのＣＯＰをさらに向上させることを検討するに当たり、ターボ冷凍機２の冷却水の出入口温度差に着目した。
【００３３】
従来型のターボ冷凍機は上述のように冷却水入口温度３２℃、冷却水出口温度３７℃であり、温度差は５℃で運転しているが、一般にターボ冷凍機の生産熱量は、１００％負荷時（夏場のピーク時）において生産される熱量Ｑを基準として、当該基準熱量Ｑを１００％負荷時において生産し得るように設計されている。よって、１００％負荷時（夏場のピーク時）を考慮すると、生産される熱量Ｑ及びターボ冷凍機の消費電力は一義的に定まるので、上記式（２）、（４）より、冷却水温度差を増加させると、冷却水流量を低減することができる。
【００３４】
即ち、冷却水温度差を大きくすることにより、ターボ冷凍機２自体のＣＯＰは低下するが、その代わり冷却水流量を低減することができるので、冷却水ポンプ４の動力を削減することができる。そして、この冷却水ポンプ４の動力の削減が熱源システムのＣＯＰの削減につながることが予測される。
【００３５】
そこで、発明者らは、上記知見に基づいて、上記図１に示す熱源システムについて、上記標準型冷却塔を用いた場合と、上記高性能型冷却塔を用いた場合について、各々以下の試算を行った。
【００３６】
（ａ）条件１（標準型冷却塔を用いた場合）（図４（ａ）参照）
冷却塔１として上記標準型冷却塔を用いた。よって、ピーク時の冷却塔１の冷却水出口温度は３２℃、ターボ冷凍機２の冷却水入口温度は３２℃である。ターボ冷凍機はピーク時（１００％負荷時）に生産される熱量Ｑ、標準型冷却塔から放熱される熱量Ｑｓ（ピーク時一定）を基準値として、ピーク時におけるターボ冷凍機２の冷却水温度差を５℃、６℃、７℃、８℃、９℃、１０℃とした場合の冷却水流量を上記式（２）、（４）に基づいて決定した。即ち、冷却水流量は各温度差毎に、Ｑｓ／５、Ｑｓ／６、Ｑｓ／７、Ｑｓ／８、Ｑｓ／９、Ｑｓ／１０となる。
【００３７】
そして、これらの冷却水流量を送出可能な容量の冷却水ポンプ４を用いて年間を通じてピーク時以外においても各温度差毎に一定流量を冷却水系に循環させるものとする。そして、上記各冷却水温度差毎に、以下のパターンＡ〜Ｃの３パターンの負荷率（後述）について、年間の消費電力量を算出した。
【００３８】
（ｂ）条件２（高性能型冷却塔を用いた場合）（図４（ｂ）参照）
冷却塔１として上記高性能型冷却塔を用いた。よって、ピーク時の冷却塔１の冷却水出口温度は３１℃、ターボ冷凍機２の冷却水入口温度は３１℃であり、年間を通じて冷却水温度は上記条件１よりも１℃程度低く設定される。ターボ冷凍機２はピーク時（１００％負荷時）に生産される熱量Ｑ、高性能型冷却塔から放熱される熱量Ｑｈ（ピーク時一定）を基準値として、ピーク時におけるターボ冷凍機２の冷却水温度差を同様に５℃、６℃、７℃、８℃、９℃、１０℃とした場合の冷却水流量を式（２）、（４）に基づいて決定した。即ち、冷却水流量は各温度差毎に、Ｑｈ／５、Ｑｈ／６、Ｑｈ／７、Ｑｈ／８、Ｑｈ／９、Ｑｈ／１０となる。
【００３９】
そして、これらの冷却水流量を送出可能な容量の冷却水ポンプ４を用いて年間を通じて各温度差毎にピーク時以外においても一定流量を冷却水系に循環させるものとする。そして、上記各冷却水温度差毎に、以下のパターンＡ〜Ｃの３パターンの負荷率について、年間の消費電力量を算出した。
【００４０】
（ｃ）運転パターンについて
この場合、上記条件１、２の何れの場合も、熱源システムの運転パターンは、図５（ａ）〜（ｃ）に示す３つのパターンの年間負荷率とした。即ち、パターンＡは、日間負荷率は、１時から９時までの深夜は４５％、９時から２３時までが９０％であり、月別負荷率は、年間を通じて９５％一定とするもので、年間負荷率は６５％である。
【００４１】
パターンＢは、日間負荷率はパターンＡと同一であるが、月別負荷率は、７月と８月にピークが存在し、それ以外の月は漸次減少するパターンであり、年間負荷率は４５％である。
【００４２】
パターンＣは、月別負荷率はパターンＢと同一であるが、日間負荷率は１時から９時までは０％とするものであり、年間負荷率は３０％である。
【００４３】
（ｄ）年間を通じた試算方法
まず、パターンＡ〜Ｃの各々の負荷（図５の日間負荷率及び月間負荷率）に基づいてその月日の交換熱量を決定し、その月日での外気条件に基づいて冷却塔の運転条件（冷却水温度）を算出する。冷却水流量は一定なので、冷却塔の冷却水出口温度が決まれば、冷却水温度条件が決定される。例えば、標準型冷却塔を用いた場合は（図４（ａ））、夏場のピーク時（７月、８月等）の冷却水温度は３２℃に設定され、ターボ冷凍機２の冷却水温度差が例えば５℃の場合は、ピーク時の冷却水流量はＱｓ／５となる。よって、ピーク時を含めて冷却水流量はＱｓ／５一定で年間を通じて運転される。負荷が小さく、冷凍機が部分負荷運転を行う場合は（例えば、パターンＢでは３月、４月は月別負荷率は６０％参照）、交換熱量も減少し、冷却水側の交換熱量も減少し、温度差は上記５℃より低下するので、このような中間期の負荷率も考慮する。そして、当該条件で１年間運転した場合の冷却水系の消費電力の合計、即ち、算出した冷却水流量（Ｑｓ／５）での年間の冷却水ポンプ４の消費電力量を算出し、算出した温度条件でのターボ冷凍機２本体の消費電力量を算出し、算出した温度条件と冷却水流量から冷却塔１の冷却ファン７ａ〜７ｃの消費電力を算出し、これらの合計の消費電力量［ｋＷｈ／年］を求める。
【００４４】
また、高性能型冷却塔を用いた場合（図４（ｂ））も同様に年間消費電力量を求める。即ち、同様に、パターンＡ〜Ｃの各々の負荷（図５の日間負荷率及び月間負荷率）に基づいてその月日の交換熱量を決定し、その月日での外気条件に基づいて冷却塔の運転条件（冷却水温度）を算出する。例えば、高性能型冷却塔を用いた場合は（図４（ｂ））、夏場のピーク時（７月、８月等）の冷却水温度は３１℃に設定され、ターボ冷凍機２の冷却水温度差が例えば７℃の場合は、ピーク時の冷却水流量はＱｈ／７となる。よって、ピーク時を含めて冷却水流量はＱｈ／７一定で年間を通じて運転される。負荷が小さく、冷凍機が部分負荷運転を行う場合は（例えば、パターンＣでは１月、２月は月別負荷率は４０％参照）、交換熱量も減少するので、冷却水側の交換熱量も減少し、温度差は上記７℃より低下するので、このような中間期の負荷率も考慮する。そして、当該条件で１年間運転した場合の冷却水系の消費電力の合計、即ち、算出した冷却水流量（Ｑｈ／７）での年間の冷却水ポンプ４の消費電力量を算出し、算出した温度条件でのターボ冷凍機２本体の消費電力量を算出し、算出した温度条件と冷却水流量から冷却塔１の冷却ファン７ａ〜７ｃの消費電力を算出し、これらの合計の消費電力量［ｋＷｈ／年］を求める。
即ち、その日の外気湿球温度（統計値）と冷却塔の性能曲線より、冷凍機の冷却水入口温度を算出し、負荷パターンの部分負荷率と上記冷却水入口温度よりターボ冷凍機の入力値［ｋｗ］、冷却塔の入力値[ｋｗ]、冷却水ポンプの入力値［ｋｗ］を算出して１日の消費電力を算出し、当該消費電力を年間日数分積み上げることにより、年間の消費電力量を求める。
【００４５】
（ｅ）熱源システムのＣＯＰ（成績係数）
熱源システム（但し、冷水系の冷水ポンプを除く）のＣＯＰは以下の式（５）により求める。
熱源システムＣＯＰ（成績係数）
＝ターボ冷凍機の生産熱量[ｋｗ]／熱源システムの合計消費電力[ｋｗ]
・・・・・・・・・・・（５）
【００４６】
ここで、ターボ冷凍機の生産熱量は上記式（２）によって算出される。また、熱源システム（但し、冷水系の冷水ポンプを除く）の合計消費電力は、以下の式（６）によって算出する。
熱源システム消費電力＝（ターボ冷凍機電力＋冷却塔ファン電力＋冷却水ポンプ電力）
・・・・・・・・・・・（６）
【００４７】
（ｆ）試算結果（図６参照）
上記の条件に基づいて、上記パターンＡ、Ｂ、Ｃの運転を行った場合の標準型冷却塔と高性能型冷却塔について、冷却水温度差に対する年間消費電力量を表したものが図６である。この図によると、まず、標準型冷却塔よりも高性能型冷却塔を用いた方が、どの温度差においても年間の消費電力が低いことがわかる。これは高性能型冷却塔の冷却水温度が標準型冷却塔の冷却水温度よりも年間を通じて１℃程度低いことが消費電力の効率化に貢献しているものと考えられる。さらに、標準型冷却塔及び高性能型冷却塔の何れの場合も、冷却水温度差が７℃近傍のときに、最も消費電力が低いことがわかる。即ち、標準型冷却塔及び高性能型冷却塔の何れの場合も、温度差が７℃近傍のときに、熱源システムのＣＯＰ（成績係数）が最高値を示すことがわかる。
【００４８】
（Ｃ）ＣＯＰの最高値を実現するための構成
以上の検討結果より、発明者らは図１に示す熱源システムにおいて、以下の構成とすることにより、年間の消費電力を最も低くし、熱源システムのＣＯＰを最高値とすることができるとの知見を得るに至った。
【００４９】
（ａ）夏場のピーク負荷時に、ターボ冷凍機２を１００％運転する場合、冷却水系においてターボ冷凍機２の冷却水入口温度を従来の３２℃から１℃程度低下させ３１℃近傍とする。そして、年間を通じて冷却水入口温度を１℃程度低下させる。
【００５０】
これを実現するため冷却塔１の冷却能力を向上させる必要があるが、そのために、冷却ファンの動力を増加させずに、外気と冷却水との熱交換面積を１．５倍から２倍に増大させた高性能型冷却塔を用いる。
【００５１】
（ｂ）熱源システムの消費電力をさらに低減させるために、ターボ冷凍機２の出入口の冷却水温度差ΔＴを、ピーク時（１００％負荷時）において７℃近傍に設定する。これを実現させるために、冷却水ポンプ４の冷却水流量を標準型より下げて消費電力を減少させる。
【００５２】
さらに、ピーク時（１００％負荷時）のターボ冷凍機２の生産熱量を基準として、上記温度差７℃近傍に基づいて冷却水流量を決定し、当該冷却水流量（一定）にて年間を通じて運転を行う。
【００５３】
このような条件で運転することにより、標準型冷却塔、高性能型冷却塔の何れを用いた場合も、熱源システムの年間消費電力を最小として、ＣＯＰを最高値とすることができる。
【００５４】
（Ｄ）具体的機器構成
以下、図１の熱源システムにおいて、上記（Ｃ）（ａ）（ｂ）条件を満たす各機器の具体的構成について説明する。
（ａ）冷却塔（高性能型冷却塔）１について
【００５５】
冷却塔１は、図２（ａ）に示すような冷却塔を用いる。上述のように夏場のピーク時（１００％負荷時）に冷却塔１の冷却水出口温度が３１℃となるような設計を行う。具体的には、例えば外気温度を３３．５℃、外気湿球温度が２７．５℃のとき、冷却塔１の冷却水入口温度３８℃、冷却水出口温度３１℃となるように当該冷却塔の設計を行う。ここでは、冷却ファン７ａの動力を増加せずに設計することが重要である。一例として、標準型冷却塔（冷却水出口温度３２℃）が７．５ｋＷのモータを使用した直径２１００ｍｍの冷却ファンを用いており、かかる冷却塔を２台並設していたのに対して、３．７ｋＷのモータを使用した直径１８００ｍｍの冷却ファン７ａを用い、当該冷却塔を３台並設する（冷却塔１ａ〜１ｃ）。また、冷却塔１台あたりの外気と冷却水との熱交換面積（充填材１９の面積）を広げることで、冷凍機１ａ〜１ｂの３台における外気と冷却水との熱交換面積の合計を、従来比で１．５倍〜２倍とし、冷却ファン動力を増加させることなく冷却能力を向上し、冷却水出口温度３１℃近傍を実現した（図２（ｂ））。上記熱交換面積の増大は、具体的には冷却塔１の充填材１９の幅及び奥行はそのままで高さ方向に面積を１．５倍から２倍拡大した。図８に面積拡大後の充填材１９（面積拡大部分１９’）を示す。尚、このように構成すると設置面積の効率化を図ることができる。尚、図２（ａ）中、２０は外気取入口を示す。
【００５６】
（ｂ）冷凍機２及び冷却水ポンプ４について
冷凍機２は、定速ターボ冷凍機とインバータ制御ターボ冷凍機の何れも使用可能である。尚、このような性能の冷凍機は従来から一般的に用いられているので、本発明を実現するにあたっては従来から用いられているターボ冷凍機をそのまま使用することができる。
【００５７】
そして、本発明に係る熱源システムの設計条件として、ターボ冷凍機２の１００％負荷時において発生する熱量（一定値）を基準として、式（２）、（４）に基づいて冷却水温度差が７℃近傍となるように冷却水流量を決定する。
【００５８】
例えば、従来のターボ冷凍機の冷却水温度差が５℃であるとすれば、冷却水流量は従来の熱源システムに比べて約５／７に設定することができる。即ち、ピーク時の冷却水流量が従来比約５／７となるような容量の冷却水ポンプ４を用いる。このように、従来の冷凍機の発生熱量を維持しながら冷却水で入口温度差を７℃近傍とするには、例えば冷却水ポンプ４の能力を従来型の容量の約５／７の容量のポンプを用いればよい。
【００５９】
（ｃ）その他
上述のように、冷却水系の冷却水流量は、例えば従来装置の約５／７のように少ない流量とすることができるため、冷却水系の配管３（往管３ａ，還管３ｂ）の直径は従来の冷却水温度差が５℃の熱源システムより小さくすることが可能な場合がある。これにより、熱源システム全体の製造コストをも低減することができる。
【００６０】
（Ｅ）動作説明
本発明の熱源システムは上述のように構成することができるため、以下その動作を説明する。尚、以下の説明では、冷却塔として冷却塔１ａ、１ｂ、１ｃから構成される高性能型冷却塔（ピーク時の冷却水温度３１℃近傍）、ターボ冷凍機２のピーク時（１００％負荷時）の冷却水入口温度３１℃近傍、冷却水出口温度３８℃近傍（温度差ΔＴ＝７℃近傍）、冷却水ポンプ４の冷却水流量はＱｈ／７（一定）とする。
（ａ）ピーク時の運転
【００６１】
ピーク時においては、ターボ冷凍機２、冷却塔１ａ、１ｂ、１ｃ、冷却水ポンプ４の何れもが１００％の能力で運転を行う。よって、冷却塔１の出口温度は３１℃近傍となり、当該温度の冷却水が冷却水ポンプ４によって往管３ａ内をターボ冷凍機２に向けて送り出される。
【００６２】
上記ターボ冷凍機２に流入した冷却水は、３１℃近傍の冷却水入口温度にて冷凍機２内の冷却水入口１２ａから凝縮器１０内に入り、当該凝縮器１０において冷媒からの放熱により３８℃近傍に温度上昇して冷却水出口１２ｂから流出し、還管３ｂ内を介して冷却塔１ａの入口から冷却塔１ａ〜１ｃ内に流入する。上記冷却塔１ａ〜１ｃに流入した冷却水は当該冷却塔にて３１℃近傍まで冷却され、当該温度にて冷凍機２の冷却水入口１２ａに流入する。尚、このときバイパス弁１８は閉鎖状態となり、ターボ冷凍機２を出た冷却水は全量が冷却塔１に流入する。
【００６３】
このように、ピーク時においては、冷却水入口温度３１℃近傍、かつターボ冷凍機２の冷却水温度差が７℃近傍に固定して運転が行われる。このとき、図６に示すように、熱源システムのＣＯＰ（成績係数）は最大値となっており、効率的な運転を実現し得る。
【００６４】
（ｂ）ピーク時以外の運転
外気条件の変動により例えば外気湿球温度が設計値の２７．５℃よりも低くなれば、上記冷却水温度は３１℃よりも低くなる（図７参照）。
【００６５】
上記外気温が低下する等してターボ冷凍機２の運転が部分負荷（例えば８０％）になったとすると、上記ターボ冷凍機２による交換熱量も８０％に減少することになり、冷却水の交換熱量も減少する。この場合、冷却水ポンプ４は一定流量（Ｑｈ／７）にて運転を継続しているので、上記式（２）、（４）より熱量が減少した分ターボ冷凍機２の冷却水温度差が７℃よりも小さくなる（例えば５．６℃）。
【００６６】
しかしながら、このような部分負荷時は外気温がピーク時よりも低くなっているので、冷却水温度もピーク時の３１℃近傍よりも低下する（例えば２４℃）。よって、ターボ冷凍機２の冷却水入口温度は２４℃となり、冷却水入口１２ａから凝縮器１０内に入り、当該凝縮器１０において冷媒からの放熱により２９．６℃に温度上昇して（温度差５．６℃）冷却水出口１２ｂから流出し、還管３ｂ内を介して冷却塔１ａの入口から冷却塔１ａ〜１ｃ内に流入する。上記冷却塔１ａ〜１ｃに流入した冷却水は当該冷却塔にて２４℃まで冷却され、当該温度にて冷凍機２の冷却水入口１２ａに流入する。
【００６７】
かかる部分負荷時においては冷却水温度が低下するが、図３に示すようにターボ冷凍機２単体のＣＯＰは冷却水温度がピーク時の３１℃近傍より低下してくと逆に向上することになる。例えば、図３において冷却水温度が２４℃になると負荷率８０％でＣＯＰは約８．５であり、冷却水温度３１℃の１００％負荷時の約６．５よりも大幅に向上する。よって、冷却水温度が低下しても熱源システムのＣＯＰは低下することはない。また、冷却水温度（上記の２４℃）は標準型冷却塔に比較して１℃程度低下しているため（図７参照）、当該部分負荷時においても従来型のターボ冷凍機に比べてターボ冷凍機２（単体）のＣＯＰは向上している。即ち、年間を通じて冷却水温度は１℃程度低下するので、年間を通じてターボ冷凍機２単体のＣＯＰが向上し、結果として熱源システムのＣＯＰが向上して、部分負荷時を含めて年間を通じて効率的な運転を行うことができる。
【００６８】
このように、部分負荷時においても、ピーク時の冷却水温度３１℃近傍で冷凍機２の温度差が７℃となるように冷却水流量を選定した冷却水ポンプ４によって、年間を通じて一定流量で運転することにより、冷却水温度差を可能な限り大きくし、ピーク時を含めた年間を通じての熱源システムのＣＯＰを最大とすることができる。
【００６９】
以上説明してきた本発明の熱源システムにおいては、冷凍機は定速運転のターボ冷凍機、インバータ制御のターボ冷凍機の何れも適用することができる。
【産業上の利用可能性】
【００７０】
本発明の熱源システムは、構造簡単で効率的な運転が可能であり、省エネルギー運転を実現し得るため、工場やオフィスビル等の各種の空調設備に適用することができる。特に本発明は以下の効果を有する。
【００７１】
夏場のピーク時においてはターボ冷凍機２の冷却水温度差は７℃近傍に保たれ、消費電力の低い効率的な運転を行うことができる。
【００７２】
また、上記冷凍機２の１００％負荷の運転時において冷却水温度差（７℃近傍）を基準に冷却水流量が決定されるので、標準の冷却水温度差（５℃）に基づく冷却水流量よりも少ない冷却水流量とすることができ、これにより低容量の冷却水ポンプを使用することができる。
【００７３】
また、ピーク時以外においてはターボ冷凍機２の発生熱量は低下するが、冷却水流量は一定流量を維持するため、外気湿球温度の低下により冷却水温度が低下し、しかも冷却水温度は年間を通して１℃程度低いので、これにより冷凍機のＣＯＰ（成績係数）が向上し、部分負荷時においても消費電力の低い効率的な運転を行うことができる。
【００７４】
また、本発明の熱源システムにおいては、冷凍機は吸収式冷凍機、吸収式冷温水機等にも適用が可能である。
【００７５】
従って、冷却水ポンプ等のインバータによる回転数制御等の複雑な制御を必要とせず、非常に簡単な構成により効率的な運転を実現可能な熱源システムを提供し得る。
【図面の簡単な説明】
【００７６】
【図１】本発明に係る熱源システムの全体構成を示すブロック図である。
【図２】（ａ）は同上システムにおける冷却塔の詳細構成を示す図、（ｂ）は同上システムにおける冷却塔の構成図である。
【図３】一般的なターボ冷凍機の部分負荷率に対するＣＯＰの特性図である。
【図４】（ａ）は標準型冷却塔における冷却水温度差に対応する各運転条件を示す表、（ｂ）は高性能型冷却塔における冷却水温度差に対応する各運転条件を示す表である。
【図５】（ａ）は年間負荷率６５％の運転パターンを示す表、（ｂ）は年間負荷率４５％の運転パターンを示す表、（ｃ）は年間負荷率３０％の運転パターンを示す表である。
【図６】同上システムにおける冷却水温度差に対する消費電力量／年を示す特性図である。
【図７】同上システムにおける年間の冷却水温度と冷却水流量を示す表である。
【図８】同上システムの冷却塔に使用される充填材の斜視図である。
【符号の説明】
【００７７】
１              冷却塔
１ａ〜１ｃ      冷却塔
７ａ〜７ｃ      冷却ファン
２              ターボ冷凍機
３              冷却水配管
４              冷却水ポンプ
６              冷水ポンプ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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