2021 年 10 ⽉ 26 ⽇開催 VWV システムの設計・施⼯・調整・検証技術シンポジウム
参加者からの質問と回答
2021.12.65注）以下では、シンポジウムで配布した「（仮称） FPT1 法による変流量⼆次ポンプシステムの省エネルギー設計・ 調整・ 試験⽅法に関する技術解説書」を“解説書”と呼びます。
Ｑ１． 過流量の熱交換問題は理解しているが、定流量弁は採⽤してほしくない。ポンプの揚程が上がるだけでメリットがない。最近のポンプは曲線が寝ているので最少時あまり圧⼒が上がりません。Ｖシーケ

10ンスだけで制御するのは無理がある。流量で下限切りした⽅が良いと考えられる。
Ａ． 解説書 P.18 に記しているように、過流量防⽌の基本は、「a. 定格流量以上は流れないように制御するインテリジェントバルブを設置する。b. 戻り温度制御を設置し 過流量にならないようにする。」で、定流量弁を必須としてはいません。なお、インテリジェントバルブと定流量弁は異なるものです。ただ、⼩流量の FCU などではコストの関係で a、b の採⽤が難しく定流量弁で妥協することもあると思われます

15が、当然、あまり省エネな設計にはならないと思われます。
Ｑ２． 吉⽥先⽣にご質問いたします。右下ページ番号 9 ページの「配管経路の設計と制御のための圧⼒計測」にて設計時の注意点をお話しいただきました。
「開放型膨張タンクで圧⼒変動なしなら」と資料にも記載ありましたが、密閉型膨張タンクの場合に注意すべき点について、あまり理解ができなかったので、

20注意点についてご説明いただけますでしょうか。

Ａ． 開放型の膨張タンクがあり還ヘッダに接続されていれば、その圧⼒は常に⼀定に維持されるので往ヘッダだけの圧⼒を測定して差圧を求めることができますが、密閉型膨張タンクの場合には管内圧⼒が⼤気圧から切り離されるため、密閉膨張タンクの圧⼒によって還ヘッダの圧⼒は流動的になります。そのた25め、必ず往還ヘッダの差圧を計測し、それによりポンプを制御する必要があります。
Ｑ３．
Ａ．

この１次エネルギー計算⽅法はいつから省エネ計算で使⽤することが認められますか？
現在、計算法の保守及び改訂のための検討組織において審議中です。この VWV の任意評定法につ1

いては、最速で 2024 年 4 ⽉の実施開始が予想されますが、極⼒早めに実装できるよう関係者で努⼒しているところです。
Ｑ４． 解説ありがとうございます。資料（技術解説書案）のＰ１７ 右5下の図(図-3.6)で、サージング領域はＰＱ曲線の頂点より左側の⼩流量領域と考えてよいですか。また、そのＰＱ曲線はインバータの最⼩周波数時の曲線であると考えますが、⼀般に商⽤周波数以外のデータはありません。どのようにサージング領域を特定すべきですか。
Ａ． ご質問のように図のＰＱ曲線は定格回転数時の特性になります。回転数が変わると相似則によって10特性が変化しサージング域も変わります。回転数が異なる場合の特性曲線は⼀般には公表されておらずメーカに別途依頼しなくては⼿に⼊りません。しかし、回転数が異なる場合の特性を相似則により計算で求めても数％の誤差で求めることができます（解説書、付録４参照）。そのため、これを求めることができるツールを作成し公開する予定です。なお、ポンプのエネルギー消費量を求めるのにもこのツールを利⽤して計算してもらうことを考えています。

15
Ｑ５． モーター屋の技術者は基底周波数の 10％までＯＫと知っていて、空調⽤ポンプ⼜はファンに使⽤する場合、⼜は２乗低減で使⽤する場合ですね。
Ａ．その通りです。通常、モータメーカは、モーターの周波数の下限は、基底周波数の 10％（50Hz 帯では 5Hz、60Hz 帯では 6Hz）と回答すると思われます。⼀⽅、空調⽤のポンプについては、低減トルク負20荷、つまりトルクが回転速度の⼆乗に⽐例する負荷の場合は、ポンプ・ファンのハンドブックに記載されているチェック項⽬に注意しながら調整をすれば、これも基底周波数の 10％まで下げられるという回答をポンプメーカから得ています。ただし、現状のポンプメーカのハンドブックには、まだ、低減トルク負荷のポンプでない場合にも問題がないように下限周波数は、基底周波数の 60％と記載されているため、このような誤解が⽣じる原因です。本委員会で技術懇談をした荏原ポンプは、来年の新しいハンドブックには25

これに関して正しく記載するとのことでした。
Ｑ６．

松下様にご質問いたします。右下ページ 59 のスライドで熱負荷率-消費電⼒のグラフにするとΔT=5℃をまもれていないことがわかり、過⼤評価かというお話がありました。これは機器メーカが定めている最低流量の選定が影響しているように思いますがいかがでしょうか。その場合はどのように評価す30るべきか、お考えをお聞かせください。
Ａ．機器メーカが定める最低流量とは、熱源機が運転可能な最低流量のことだとしてご回答いたします。
熱源機の最低流量が問題となるのは、熱源機の冷温⽔ポンプで負荷側循環の揚程まで⾒込むワンポンプシ
ステムの場合です。この場合、差圧で制御する以外に、最低流量を担保するための制御も必要となり、⾼めの下限周波数となり消費電⼒が⾼⽌まりする可能性があります。スライドで⽰した事例は、ツーポンプ

35システム、つまり熱源側(1 次側)循環と負荷側（2 次側）循環のポンプが分かれていて、1 次側と 2 次側が連通管で分離されているシステムの 2 次側のポンプです（本委員会では、現時点ではツーポンプシステムの 2 次ポンプシステムのみを対象としている）。このシステムで 2 次側定格温度差が守れない要因は、空調機の⼆⽅弁制御の温度設定値がコイル能⼒以上の能⼒を要求する値になっていると⼆⽅弁が全開（制御不能）となり、流量が定格以上流れるような場合が考えられます。技術解説書の初期調整で、過流量防⽌40調整を重要視しているはこのためです。提⽰した事例は、この調整ができていない可能性があります。

2Ｑ７．

バイパス弁制御は ON-OFF 制御で⼗分とのことですが、ON-OFF のハンチングが起きる恐れはありませんか。
Ａ． 解説書には明⽰的に記していませんが、バイパス弁の制御はポンプ前後の圧⼒差ではなく、２次側流量をもとに on-off 制御とすることを奨めています。この制御法は、２次側の流量はバイパス弁の on-off5と無縁であるため制御がハンチングすることはないと考えます。つまり on-off 判定を少し⼤きな閾値幅を設定して制御すればハンチングは避けられると考えます。
⼀般には、ポンプの往還圧⼒差を⽬標値にしてインバータ制御とバイパス弁制御を共通化して PI 制御する例が多いようです。こういう制御が適⽤される理由は、ポンプの最⼩回転数が定格の 60%などと⼤きく規定されているために 2 次側の要求流量が少なくなると相当量のバイパス流量が必要なこともあり、回10転数とバイパス弁を共通化して制御しているものと思われます。こういう制御だとバイパス弁を on-off 制御にするとハンチングが⽣じると思われます。なおこういうケースでは、解説書にも記したように、バイパス流量が過多になるものが多く⾒られます。
Ｑ８.

15→系統の流量⽐調整を、空調機の 2 ⽅弁の最⼤開度調整で…とのことでした

⼿動バルブは、ON-OFF バルブのみとなり、流量調整したバルブが無くなって管理や再現性は楽になります。ただ、抵抗のない系の 2 ⽅弁は、限られた開度(例えば 0〜50%)の範囲での制御となる為、制御性が粗くならないでしょうか。
→

ファンコイルなどの往き 2 次ヘッダで系統分けされているものは、ヘッダのバルブで流量”⽐”調整をすると楽でした。
20

Ａ． ⼀つ⽬のご意⾒ですが、上限開度の設定で流量調整した場合、制御範囲が狭くなることを懸念されていると理解しました。ご指摘の通り、PID 制御の設定など⼯夫が必要かもしれません。これについては、実案件で確認して、課題の有無を検証しようとしています。
⼆つ⽬ですが、貴重なご意⾒ありがとうございます。機械室設置の空調機 1 台毎に差圧や流量計測器を設置できる場合はよいのですが、FCU 等の⼩型の空調機は、1 台毎に計測器で計ることは不可能であり、

25技術解説書では分岐系統別に調整というあいまいな表現になっていることは認識しております。ご意⾒頂
いた通り、根元のヘッダ部で調整することで過流量がある程度防⽌された、のような具体的な調整事例を加筆していきたいと考えています。
Ｑ９.

30→

実際は設計より負荷側は温度差が付き、流量が少なくなることについて、コイルの能⼒は、⼊温度の影響が⼤きく流量の影響は⼩さいです。過剰流量に気を付けるとともに、往温度を保つことの重要性も記してはどうでしょうか。
Ａ． 往温度が適正に保たれない理由には、⼤きく分けて２つあると考えています。⼀つは熱源の能⼒不⾜の問題、もう⼀つは解説書にも記載したように様々な原因で２次側が過剰流量になって結果として往温度が適正に保たれない問題です。システムによってはブリードイン制御により往温度が保たれないことも35

散⾒されますが、これも⼤きく云えば過剰流量問題の範疇だと考えられます。現実のシステムでは前者より後者の不具合が多いため、またこれが設計の問題であると⼗分に認識されていないため、本⽅法では過剰流量の防⽌設計を強く求めています。⼀つめの熱源の能⼒不⾜は重要ですが、搬送エネルギーの課題ではなく性能保証（瑕疵）の問題で次元が異なると思います。

40

Ｑ１０.

バイパス 2 ⽅弁の配管は、往きの 1 次ヘッダ、2 次ヘッダにつながっています。細いので、往きの 2 次ヘッダ、還りの(あれば 2 次)ヘッダにつなぐようにしてはどうでしょうか。
3

Ａ． おっしゃるようにそれが最適だと思います。しかし委員会で議論しましたが、こういう設計要求をしてもしてくれないだろうという意⾒がでました。可能だという意⾒を頂いたので、できればそれが適切であると記載したいと思います。
5Ｑ１１.

2 次ポンプのインバータは、1 台でもいいようになっていますが…、定速ポンプと変速ポンプの組み合わせは、台数制御の閾値を決めるのが、結構めんどうです。調整する者からすれば、できれば、2 次ポンプ全台をインバータにすることを推奨していただければありがたいです。
Ａ． 本⼿法では、全てのポンプをインバータで回転数制御するのが前提ですが、解説書でそれが明確に記載されていないようなので明確にします。
10
Ｑ１２.

バイパス 2 ⽅弁の配管は、25〜40A で⼗分とあります。

→

その通りだと思います。ただ…、もともと能⼒線図が寝ているポンプが多いうえに周波数を下げると、もっと寝てくることから、そこまで⽔量を落として制御できなかったことがありました。
Ａ． Ｑ７とも関係します。ポンプ前後の圧⼒で制御するとそうなると思われますので、２次側流量で制15御することを推奨しています。
Ｑ１３. 「資料 1_FPT1 法による VWV システムの省エネルギー設計・施⼯・調整・試験⽅法に関する技術解説書(案)v.15.1s」について、気づいたことを以下、お伝え致します。
１） P.8、24〜25 ⾏⽬：「定格流量が流れる場合に、この制御弁が必要とする最⼩必要差圧とコイルや接20続配管などの圧⼒損失の合計を空調機等定格前後差圧という」とありますが、「制御弁が必要とする最⼩必要差圧」とは「制御弁を全開として定格流量を流した時の差圧」でしょうか。制御弁を全開として定格流量を流した時の圧⼒損失の合計だけの差圧を機器前後で保持できていれば、定格流量以下の流量へも制御可能と思われます。
Ａ． その通りです。正確を期すため「制御弁が必要とする最⼩必要差圧」を、「定格流量時の制御弁圧⼒

25損失」と記します。
2)

P.13、36 ⾏⽬：「絶対圧 pD」とありますが、差圧ではない圧⼒を計測する場合、⼀般的には⼤気圧基準（いわゆる「ゲージ圧」）になります。
「絶対圧」とは絶対真空を基準とした圧⼒になります。
（P.68、16⾏⽬にも「絶対圧⼒」と表記されています）
30

Ａ．
3)

ご指摘の通り間違いですので修正します。

P.68、17〜18 ⾏⽬：「⾼価な差圧センサー（差圧発信器）ではなく、圧⼒センサー（圧⼒発信器）でよいためコストを低減できる」とありますが、差圧発信器も圧⼒発信器も計測原理は同じなので、コスト的にも⼤差ないと思われます。
35

Ａ． 差圧発信器には２種類あります。⼀つは 2 点の圧⼒を直接計測する構造をもった差圧計（⾼精度）、もう⼀つは 2 点のゲージ圧を計測する２つの圧⼒計をバインドして設けその差を取って差圧信号として発進するものです（センサードリフトなどにより精度劣化が⽣じる可能性があるのではと思われます）。指⽰をしなければ後者が設置されることがあり、これは安価です。解説書には⾼精度な差圧計を設けるよう指⽰していますが、両者の違いが周知されていないようなのでより明確に記します。

4044)

以下は編集⾯での要望です。

・全体：「⼀次／１次」、「⼆次／２次」、「⼆⽅弁／２⽅弁」が混在しているので統⼀していただきたいです。
・P.14、37〜39 ⾏⽬：⽂字が⽋落しています。
・P.69、図番：「図-A.3.1」→「図-AP1.3.1」
5・P.72、図番：「図-AP1P4.10.1」→「図-AP1.10.1」
・P.72、13 ⾏⽬：「図-5.10.1」→「図-AP1.10.1」
Ａ．

ご指摘ありがとうございます。修正します。

10以上

5