(57)【要約】【課題】  外気の状態によって多数の弁を切換え運転しているためにシステムが安定するまで時間がかかり、調整した目標空気の状態が不安定になる。【解決手段】  外気を取り入れて目標空気に調整する外気空調装置において、外気取入口と目標空気送風口とを結ぶ風路に予冷用冷水コイル、予熱用温水コイル及び加湿器とからなる前段空調装置と直膨式コイル、再熱用コイル及び送風ファンとからなる後段空調装置とを具備し、前記前段空調装置は外気取入口より外気を取り入れて前記後段空調装置に送風する後段入口空気の性質が所定の範囲内に入るように運転を制御し、前記後段空調装置は一定制御の運転により予め定めた目標空気を調整するように構成したことを特徴とする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
外気を取り入れて目標空気に調整する外気空調装置において、外気取入口と目標空気送風口とを結ぶ風路に予冷用冷水コイル、予熱用温水コイル及び加湿器とからなる前段空調装置と直膨式コイル、再熱用コイル及び送風ファンとからなる後段空調装置とを具備し、前記前段空調装置は外気取入口より外気を取り入れて前記後段空調装置に送風する後段入口空気の状態が、所定の範囲内に入るように運転を制御し、前記後段空調装置は冷凍サイクルにおいて各部位で冷凍の入口と出口の状態がほぼ一定になるよう制御することにより予め定めた目標空気を調整するように構成したことを特徴とする外気調整空調機。
【請求項２】
前記所定の範囲は、後段入口空気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピと同一であり、相対湿度が所定の範囲にある湿り空気であることを特徴とする請求項１に記載の外気調整空調機。
【請求項３】
前記所定の範囲は、後段入口空気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピと同一であり、相対湿度が８０％〜１００％の範囲にあることを特徴とする請求項１又は請求項２の何れか１に記載の外気調整空調機。
【請求項４】
前記所定の範囲は、外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも高い場合は相対湿度が１００％であり、外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも低い場合は相対湿度が略９０％よりも飽和線に近いものであることを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか１に記載の外気調整空調機。    
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、クリーンルーム等の空調装置に関するもので、外気を取り入れて所定の一定温度、一定湿度に調整された目標空気を供給する外気調整空調機に関する。
【背景技術】
【０００２】
クリーンルーム、電算室、半導体工場等の室内空調においては、一年を通して一定乾球温度で、かつ、一定湿度の空気（以下、室内目標空気という。）を調整し、その室内空気状態を維持する温調空気を供給する必要がある。その際に、室内循環空調機と外気調整空調機に温調処理を分割することが多い。この場合、外気調整空調機の取り入れる外気は、温度と共に湿度も一年を通じて大きく変化する。例えば、夏季には外気が高温、多湿で、冬季には外気が低温で乾燥している。このために、従来は外気調整空調機として、温調範囲の自由度を確保するために、及び湿度の安定性をより向上させるために、除湿再熱制御方式が採用されてきた。
【０００３】
更に、室内目標空気の必要とする空気状態を示す一定温湿度（温度と湿度）は比較的低温で乾いた空気（例えば、温度が摂氏２３度、相対湿度４５％で、この場合の露点温度は摂氏１０度）状態である。従って、外気調整空調機は夏期の外気をこの露点温度（摂氏１０度）まで冷却除湿する必要が有り、このために経済的なコイル列数における冷却コイルに必要な冷却水（又は冷媒）の温度は、摂氏６度〜摂氏７度にする必要がある。即ち、冷却水を摂氏６度〜摂氏７度にまで冷却する冷凍装置が必要となる。
【０００４】
ところで、室内の循環空気の空気状態としては、室内の生産装置や空気を循環するファン照明などの発熱により還気温度は上昇するが、例えばクリーンルームでは空気の塵埃ろ過のために大風量で循環しており、発熱の多い箇所でも５〜６℃差、つまり２３℃−６℃＝１７℃程度の状態の空気を室内に吹出すことで発熱が処理でき、室内目標空気２３℃４５％ＲＨの状態が維持できる。よって、この吹出空気を１７℃まで冷却するには、経済的なコイル列数で考えても例えば１０℃の往冷水温の冷水で、十分循環空調機に備わる気・水熱交換器で冷却できる。
【０００５】
圧縮冷凍機の場合、その冷凍サイクルにおける冷媒の状態変化をモリエ線図（圧力Ｐ−比エンタルピ線図）で示すが、蒸発器において冷凍対象の冷水の水温を７℃→１０℃にまで上げられるということは、冷媒の蒸発圧力を上昇させることを意味し、冷凍機の成績係数ＣＯＰ（冷房能力と消費エネルギ（圧縮機動力）との比）においては、圧縮機の仕事量減によりＣＯＰが大きくなる。これは凝縮側圧力が同じで蒸発圧力が高くなり、圧縮機の必要圧縮仕事が減るためである。例えば７℃でＣＯＰが５．５の冷凍機は、１０℃ではＣＯＰが８まで能力が大きくなる。換言すれば省エネルギで冷凍できる。
【０００６】
ここで、例えば半導体製造用クリーンルームでは、外気負荷は３割程度であり、他の循環空気側の負荷や生産装置（これも１０℃以上の冷水冷却で十分である場合がほとんど）の負荷が７割である。また、外気負荷を夏のピーク負荷２７℃ＷＢ→１５℃、１５℃→１０℃に分割して２段の冷却を行うとすると、比エンタルピで（８５−４３）ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）と（４３−３０）ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）であり、７℃冷水が必要なつまり、１５℃→１０℃ＷＢへの冷却除湿に必要な割合は、１３／４５＝０．２４であり、外気負荷の０．２４の割合というと、外気負荷は建屋全体負荷の０．３の割合から、７℃冷水冷却の必要な割合は、建屋全体負荷の０．２４×０．３＝０．０８の割合となる。
【０００７】
１台の冷凍機で外気の冷却除湿も室の循環空気の冷却も行うには全て低温（摂氏６度〜摂氏７度）の冷却水となるよう全体の冷却水還水を冷凍するために不必要にエネルギを消費してしまう。そこで、２台の冷凍機を使用し、１台は上記の低温冷却水（摂氏６度〜摂氏７度）を得るための低温冷凍する冷凍機に利用し、他の１台は上記の低温冷却水よりも高温の冷却水を得るための高温冷水冷凍機として利用すれば、熱エネルギーロスの小さな空調システムを構築することができる。例えば先程の試算を受けて、このわずか８％の低温冷水負荷をまかなうターボ冷凍機を、９２％をまかなう１０℃冷水冷凍ターボ冷凍機に付加する空調システムを組めば、ＣＯＰでみると５．５×８／１００＋８×９２／１００＝７．８となり、建屋全体では大きく省エネルギとなる。たとえ、低温冷水冷凍機の小型化や形式変更によりＣＯＰが低下しても、建屋全体ではＣＯＰが向上するのは明らかである。
【０００８】
なお、本出願人は従来装置よりもエネルギーロスの少ない外気調整空調機を発明し、既に特許出願している（特許文献１）。
【特許文献１】特許願、特願２００５−０１７０２８本出願は上記特許出願発明の改良発明である。以下に、上記特許出願発明の内容を必要な程度において説明する。図４はこの特許出願発明のシステムの全体図を示し、図５はこのシステムの外気調整空調機を示し、図６はこのシステムの湿り空気線図における状態遷移図を示す。
【０００９】
図４において、空調室５０の内部にクリーン室５１が設けられており、クリーン室５１内に半導体製造装置等が設置されている。空調室５０の内部クリーン室５１の清浄度と室内温湿度を所定の状態に保持するため空気の循環を行っている。即ち、クリーン室５１の天井にはファンフィルタユニット５２が設けられ、クリーン室５１の適当な個所、例えば床面にパンチング孔からなる開放口５３が設けられている。クリーン室５１の床面全面が開放穴５３でもよい。クリーン室５１内の空気の全部は開放穴５３から出て、その大部分はコイルユニット５４、ファンフィルタユニット５２を経由して循環するように構成されている。開放穴５３から出た空気の残り部分はダンパ付ファン５５によって外部に放出される。また、外気調整空調機６０から調整された空気がコイルユニット５４の上流側に供給され、開放穴５３からの大部分循環する還気と混合し、コイルユニット５４で冷却した後にクリーン室５１内に供給される。なお、コイルユニット５４には冷凍機５７からの冷水の一部が分岐管路Ａを経由して循環するように構成されている。
【００１０】
外気調整空調機６０は外気取入口６２、供給ダクト接続口である調整空気送風口６３を出口端に備えたケース６１内に予冷用冷水コイル６４、予熱用温水コイル６５、加湿器６６、直膨式コイル６７、再熱用コイル６８及び送風ファン６９が下流に向かって順次配置されている。なお、送風ファンは特別この場所である必要はなく、予冷用冷水コイル６４から再熱用コイル６８のいずれかの間にあってもよい。冷凍機５７からの冷水はパイプ５７ａを介して予冷用冷水コイル６４の入口に流入し、同冷水コイル６４の出口からポンプ５８を経由して冷凍機５７に還流される。ボイラー７０によって生成された蒸気は熱交換器７２を経由して熱交換後ドレンとして還水管へ放出され、熱交換器７２で温められた温水はポンプ７３、予熱用温水コイル６５を経由して循環する。
【００１１】
図５は直膨式コイル６７、再熱用コイル６８の従来システムの詳細を示す。図５に示すように、直膨式コイル６７は、圧縮機８１、第１凝縮器８２、第１膨張弁８３を含む第１閉回路を構成している。第１閉回路は冷凍サイクルを構成しており、液化した冷媒が第１膨張弁８３から急膨張してガス化した冷媒が直膨式コイル６７を流れる際に蒸発潜熱を奪って冷却するもので、小容量の低温冷凍として容易に低温を作り出せるという特徴がある。但し、エネルギ消費効率はターボ冷凍機に比べてよくないという欠点がある。しかし例えば１割未満の外気冷熱負荷をＣＯＰ３で運転しても、その他９割をＣＯＰ８で運転（全ＣＯＰ＝０．１×３＋０．９×８＝７．５）したら、全体をターボで７℃を冷凍するＣＯＰ５．５より向上し、省エネとなることは明らかである。また、第１閉回路を制御し、かつ、後述する機能を持たせるために、直膨式コイル６７と圧縮機８１の間に調整弁８６を挿入し、圧縮機８１と第１凝縮器８２との間に調節弁８７を挿入し、第１凝縮器８２と膨張弁８３との間に調節弁８８を挿入している。
【００１２】
第１閉回路の調節弁８７の上流側と調節弁８８の上流側との間にバイパス路を設けて、このバイパス路に調節弁８９と再熱用コイル６８を設けている。このバイパス路によって圧縮機８１で圧縮した高温ガスの一部を再熱用コイル６８に流すことにより、そこを通過する外気の加熱が可能になっている。また、再熱用コイル６８は調節弁８８の上流側の一部管路を通過して膨張弁９０、蒸発器９１、調節弁８６、圧縮機８１、調節弁８９を経由する第２閉回路を構成している。第２閉回路の膨張弁９０の上流側に調節弁９２が挿入されている。更に、第１凝縮器８２及び蒸発器９１を連通するエネルギ回収用管路９３が設けられている。なお、第２閉回路は第１閉回路とともにヒートポンプを構成し、再熱用コイル６８に高温ガスを流すと共に圧縮機８１による余剰の圧縮エネルギを冷熱エネルギとして回収するための回路である。
【００１３】
調節弁８７、８８、８９、９２はコントローラ（図示省略）によって開閉及び流量制御が行われている。調節弁８７、８８、８９、９２の開閉は、例えば、夏季のような湿度の高いウエットシーズンでは調節弁８７，８８，８９を開き、調節弁９２を閉じる。この場合には図の２重の矢印（実線及び点線）の流路を冷媒が矢印方向に流れる。実線は直膨式コイル６７を流れる流路で、点線は再熱用コイル６８を流れる流路を示す。また、冬季のような湿度の低いドライシーズンでは調節弁８９、９２を開き、調節弁８７、８８は閉じる。この場合冷媒は（１重の）実線の矢印に示す流路を矢印方向に流れる。
【００１４】
図６はクリーン室の空気条件（Ｒ）として温度摂氏２３度（乾球温度）、相対湿度４５％の場合で、夏季の外気（Ｓ）が温度摂氏３３度、相対湿度６３％の場合、及び冬季の外気（Ｗ）が乾球温度摂氏０度、湿球温度摂氏（−３）度の場合について空調機による外気の状態変化を空気線図（湿り空気線図）で示したものである。空気条件Ｒ（室内目標空気に相当）の状態として露点温度は摂氏１０度である。
【００１５】
先ず、夏季状態では、取入れられた外気の状態Ｓは予冷用冷水コイル６４によって飽和線に近い空気状態点Ａまで冷やされ、更に飽和曲線に漸近しながら空気状態点Ｅ（摂氏１５度、１００％）まで冷却される。空気状態点Ｅは例えば冷水往温度１０℃で経済的な列数コイルの予冷用冷水コイルで冷却可能な最大能力の点である。空気状態点Ｅの空気は更に直膨式冷却コイル１１によって空気状態点Ｄまで冷却される。点Ｄの外気を再熱用コイル６８によって点Ｒまで加熱してもよいが、空調室５０の内部を循環する空気をコイル５４で冷却するので、空気の混合により温度均一化が可能な温度差を持って循環空気の冷却を助けるよう混合するために点Ｑの温度（これが目標空気に相当）まで加熱すれば十分である。つまり、直膨式コイル６７と再熱用コイル６８とを同時に働かせている。次に、冬季の場合は、外気（Ｗ）が空気条件（Ｒ）を満たすように調整するために、最初に取入れた外気（Ｗ）を予熱用温水コイル６５によって空気状態点Ｅまで加熱する。この後段の加湿器は水加湿であり断熱加湿を行うので、空気状態点Ｄの湿球温度と略同じ温度値まで加熱する。そして空気状態点Ｅの空気を点Ｄの空気状態点となるように加湿器６６によって水加湿する。以後は夏季の場合と同様に点Ｑの温度まで加熱する。冬では再熱用コイル６８のみ働かせるため第１閉回路と第２閉回路の流量調整がむずかしい。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１６】
以上に説明したように、特許文献１に記載の発明は、調節弁を設けて外気の状態によって管路の切換えを制御している。従って、複雑な配管と多数の調節弁が必要となり、初期コストが高くなる。また、外気の状態によって多数の弁を切換え運転しているためにシステムが安定するまで時間がかかり、調整した目標空気の状態が不安定になるという課題があった。そこで、本願発明はこれらの課題を解決するために以下の手段を採用した。
【課題を解決するための手段】
【００１７】
上記課題を解決するために本発明は以下の手段を採用している。即ち、
請求項１記載の発明は、外気を取り入れて目標空気に調整する外気空調装置において、外気取入口と目標空気送風口とを結ぶ風路に予冷用冷水コイル、予熱用温水コイル及び加湿器とからなる前段空調装置と直膨式コイル、再熱用コイル及び送風ファンとからなる後段空調装置とを具備し、前記前段空調装置は外気取入口より外気を取り入れて前記後段空調装置に送風する後段入口空気の状態が所定の範囲内に入るように運転を制御し、前記後段空調装置は冷凍サイクルにおける各部位での冷媒の入口と出口の状態がほぼ一定になるよう制御することにより予め定めた目標空気を調整するように構成したことを特徴としている。
【００１８】
請求項２に記載の発明は、請求項１記載の発明において、前記所定の範囲は、後段入口空気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピと同一であり、相対湿度が所定の範囲にある湿り空気であることを特徴としている。
【００１９】
請求項３に記載の発明は、請求項１又は請求項２の何れか１に記載の発明において、前記所定の範囲は、後段入口空気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピと同一であり、相対湿度が８０％〜１００％の範囲にあることを特徴としている。
【００２０】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜請求項３の何れか１に記載の発明において、前記所定の範囲は、外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも高い場合は相対湿度が１００％であり、外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも低い場合は相対湿度が略９０％よりも飽和線に近いものであることを特徴としている。
【発明の効果】
【００２１】
本発明によれば、後段空調装置の運転を年間にわたり一定の冷凍サイクル状態の条件にすることが可能になるため、回路構成が簡単になり、同時に流路の切換をするための調節弁が不要となる。また、冷媒の直膨式コイル及び再熱用コイルとの熱交換の変動がなく常に一定の熱交換状態が通年にわたり実現できる。従って、配管等の初期コストが安くなるだけでなく、安定した運転操作が容易になるという効果が得られる。また、このことから、目標空気の温湿度が容易に一定になるという効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２２】
図１は本願発明の実施形態の全体構成を示し、図２はこの実施形態の湿り空気線図における状態の遷移図を示す。図１に示すように、前段空調装置１０は予冷用冷却コイル６４、予熱用温水コイル６５、加湿器６６から構成され、後段空調装置２０は直膨式コイル６７、再熱用コイル６８及び送風ファン６９から構成されている。なお送風機は後段のどこにあってもよく、さらに前段にあってもよい。前段空調装置で調整された外気（以下、後段入口空気という。）が後段空調装置入口に送風される。
【００２３】
予冷用冷却コイル６４は取り入れた外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも大きい場合（ウエットシーズンのとき）に外気を冷却する。この冷却温度は温度計１１により検出し、制御器１２より冷凍機５７（図４参照）からの冷却水流量を制御弁６４ａにより制御する。例えば、外気の状態が図２に示す「Ｓ」にある場合は、点Ｓから空気状態点Ａを経由して空気状態点Ｅに至るまで冷却する。ウエットシーズンの場合は予熱用温水コイル６５、加湿器６６は休止状態にする。なお空気中水溶性ガス除去を加湿器に機能として持たせる場合には加湿器６６を動作させることがあるが、点Ｅは略飽和状態で空気状態点はＥのままである。
【００２４】
予熱用温水コイル６５、加湿器６６は外気の比エンタルピが目標空気の比エンタルピよりも小さい場合（ドライシーズンのとき）に外気を加熱、加湿する。予熱用温水コイル６５による加熱は、後段入口空気の露点温度は湿球温度計１５で検出し、制御器１６により熱交換器７２（図４参照）からの温水流量を制御弁６５ａにより制御する。例えば、外気の状態が図２に示す「Ｗ」にある場合は、点Ｗから点Ｆに至るまでつまり、空気状態点Ｇの湿球温度と略同じ温度値まで加熱する。加湿器６６は水加湿（ワッシャ）であり断熱加湿するので、等湿球温度線（等エンタルピ線上に略等しい）に沿ってその中の空気の状態を変化させる。加湿器６６は相対湿度が、好ましくは略９０％以上になるように設計（構成）しておく。この結果、例えば、図２の状態Ｆにある空気は状態Ｇになる。ドライシーズンの場合は冷却用冷水コイル６４を休止状態にする。この結果、ウエットシーズンの場合とドライシーズンの場合の何れも後段入口空気の比エンタルピが「Ｉｅ」線上の空気状態点Ｅ又は空気状態点Ｇにある。
【００２５】
次に、直膨張式コイル６７、再熱用コイル６８及び送風ファン６９はウエットシーズンの場合もドライシーズンの場合も常に一定の定常運転を行う。即ち、直膨張式コイル６７は圧縮機８１、制御弁８７、凝縮器８２、制御弁８８、膨張弁８３からなるサイクルを経由して冷媒が流れ、後段入口空気を比エンタルピ「Ｉｅ」から比エンタルピ「Ｉｄ」まで冷却する。これによって、比エンタルピ「Ｉｅ」線上にある点「Ｅ」の後段入口空気も点「Ｇ」にある後段入口空気も飽和して、飽和曲線上の点「Ｄ」に至る。また、再熱用コイル６８は圧縮機８１で圧縮されて高温になった冷媒の一部が分岐して制御弁８９、再熱用コイル６８、制御弁８８、膨張弁８３を介して流れ、直膨張式コイル６７から出た後段入口空気を加熱する。この加熱により、飽和曲線上の点「Ｄ」にある湿り空気は点Ｑまで加熱されて所望の目標空気となる。なお、送風ファン６９は一定回転し、一定風量の目標空気を流す。
【００２６】
図３は比エンタルピ「Ｉｅ」線上にある相対湿度の異なる点について、直膨張式コイル６７によって冷却した場合の遷移図を示している。相対湿度「Ｈ０」の場合は絶対湿度が点Ｄの絶対湿度に等しく、理想的には点Ｄに達すると思われる。しかし、実際には過冷却等の現象が発生し、点Ｄに到達できない。相対湿度「Ｈ１」の場合はかろうじて点Ｄに到達できる限界である。相対湿度「Ｈ２」、相対湿度「Ｈ３」の場合は飽和曲線に達した後に点Ｄに到達している。本願の目的からすれば、相対湿度はＨ２でもＨ３でもよいわけであるが、相対湿度が低すぎると加湿器６６において空気中水溶性ガス除去としてアンモニア等の水溶性ガスを除去できない。また逆に高い相対湿度を要求すると加湿器の設計、製作が困難になる。従って、冬期ピーク加湿時に相対湿度は加湿器６６の出口で９０％位が望ましく、本実施形態はこれを採用した場合について説明した。
【００２７】
以上に説明した実施形態では、通年を通じて後段空調機を一定条件で運転できる。このために回路の切換えが不要となり、設備のコストが安価になるだけでなく、制御が簡単になり、目標空気の条件が安定して満たされる。また、ドライシーズンにおける後段入口空気の相対湿度を９０％として設計しているのでアンモニア等の水溶性ガスを容易に除去できると共に加湿器の設計等も容易にできる。
【００２８】
なお、本発明の技術的範囲は上記に説明した実施形態（又は実施例）に限定されるものではない。例えば、露点Ｅ（図２参照）は目標空気（Ｒ）の比エンタルピ線上になくてもよい。また、後段入口空気の相対湿度が９０％以外であっても本発明の技術的範囲に属する。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明を実施した実施形態の要部の構成を示す。
【図２】本実施形態の湿り空気線図における状態遷移図を示す。
【図３】本実施形態の加湿器における相対湿度の選択基準を説明した図である。
【図４】従来装置の全体図を示す。
【図５】従来装置の要部の説明図を示す。
【図６】従来装置の状態遷移図を示す。
【符号の説明】
【００３０】
１０      前段空調装置
１１      温度計
１２      温度制御器
１５      湿球温度計
１６      温度制御器
２０      後段空調装置
６４      予例用冷水コイル
６５      予熱用温水コイル
６６      加湿器
６７      直膨式冷却コイル
６８      再熱用コイル
６９      送風ファン
【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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