JP3954444B2

JP3954444B2 - Temperature / humidity control system and temperature / humidity control method

Info

Publication number: JP3954444B2
Application number: JP2002174468A
Authority: JP
Inventors: 卯太郎平; 勇人三平
Original assignee: Azbil Corp; Topre Corp
Current assignee: Azbil Corp; Topre Corp
Priority date: 2002-06-14
Filing date: 2002-06-14
Publication date: 2007-08-08
Anticipated expiration: 2022-06-14
Also published as: JP2004020030A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、空調制御対象室内の温湿度を制御する温湿度制御システムおよび温湿度制御方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
冷却、加熱および加湿機能を備える空調装置を用いて空調制御対象室内の温湿度制御を行う場合、冷却，加熱，加湿機能の作用は温度と湿度（相対湿度）に関して図４に示した矢印の方向性を夫々に有し、冷却，加熱，加湿機能の能力を適宜に調節して温湿度を制御する。図４において、横軸は温度（℃）、縦軸は相対湿度（％RH）を示し、原点は仮に空調を行なって来なかったとした場合に自然条件に依存して変化して来たはずの温度湿度のその時刻での組み合わせに相当する。
【０００３】
すなわち、冷却機能は、温度を下げるとともに、温度を下げることで空気中の水蒸気を凝縮させ除去して湿度を下げる。加熱機能は、温度を上げるとともに、温度を上げることで空気中の飽和蒸気量を増大させて湿度を下げる。加湿機能は、空気中に蒸気を供給して湿度を上げるとともに、加熱型の加湿器であれば若干ではあるが温度を上げるし、吸熱型の加湿器であれば若干ではあるが温度を下げる。加熱型の加湿器としては電極式，電熱式などがある。吸熱型の加湿器としては水噴霧式，気化式などがある。
【０００４】
そして、例えば加湿器が加熱型であるとして、図４で原点から、空調実施によってＡ点の温湿度に変化させる場合に、Ａ点を挟む加熱機能と加湿機能（加熱型）を使ってＡ点に到達したとすれば、用いたエネルギーは明らかに必要最小限である。また、同様に原点からＢ点に変化させる場合に、Ｂ点を挟む冷却機能と加熱機能を使ってＢ点に到達したとすれば、やはり用いたエネルギーは必要最小限である。更に、原点からＣ点に変化させる場合に、Ｃ点は加熱機能の矢印上に存在するので、加熱機能のみを使ってＣ点に到達したとすれば、やはり用いたエネルギーは必要最小限である。
【０００５】
ところが、従来の温湿度制御方法では、用いるエネルギーを上述したように必要最小限とすることは容易でなく、多くの場合には冷却機能、加熱機能、加湿機能の全てが同時に使われる結果となり、よって、これら三つの機能が夫々の効果を互いに打ち消し合うことによってエネルギーが無駄に使われ、省エネルギーとは程遠い状況であることが多かった。一方、後に言及する数理計画型モデル予測制御方法には、原点と到達すべき点の位置関係がどうなっていたとしても、先に述べたように最小限必要な二つの機能、あるいは、一つの機能のみを適切に選択してそれらだけを使うようにする自動メカニズムが備わっており、その作用が要因して数理計画型モデル予測制御方法は省エネルギー性に優れている。
【０００６】
〔冷水コイルおよび温水コイルならびに加湿器を用いた温湿度制御システム〕
図５に従来の冷水コイルおよび温水コイルならびに加湿器を用いた温湿度制御システムの要部を示す。同図において、１は空調機、２は空調機１からの給気の供給を受ける空調制御対象室、３は空調制御対象室２内に配置された室内温度センサ、４は空調制御対象室２内に配置された室内湿度センサ、５は空調制御対象室２内に蒸気を供給する加湿器、６は制御装置である。
【０００７】
空調機１は冷水コイル１−１，温水コイル１−２およびファン１−３を備えている。また、空調機１には、冷水コイル１−１への冷水ＣＷの供給通路に冷水弁７が、温水コイル１−２への温水ＨＷの供給通路に温水弁８が設けられている。
【０００８】
制御装置６は、室内温度センサ３からの室内温度ｔpvおよび室内湿度センサ４からの室内湿度ＲＨpvと、図示されていない温度設定器からの室内温度の設定値ｔspおよび湿度設定器からの室内湿度の設定値ＲＨspとを用いて、温度と湿度を同時に制御する省エネルギー性に優れた数理計画型モデル予測制御方法に従って、必要とされる冷水弁開度θＣ（％）および温水弁開度θＨ（％）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）を求めて、冷水弁７，温水弁８および加湿器５に指令する。これにより、空調制御対象室２内への空調機１からの給気温度および加湿器５からの蒸気の供給量が調節され、空調制御対象室２内の温湿度が設定された値に制御される。
【０００９】
なお、数理計画型モデル予測制御方法については、「空気調和・衛生工学会学術講習会講演論文集（２００１．９．２６．〜２８（京都）、Ｅ−８省エネルギー型温湿度制御方法の新旧比較）」などに開示されているので、ここでの詳しい説明は省略する。
【００１０】
〔ヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた温湿度制御システム〕
図６に従来のヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた温湿度制御システムの要部を示す。このシステムでは、図５に示したシステムの空調機１の代わりに、ヒートポンプ型熱源空調機９を使用している。ヒートポンプ型熱源空調機９は温湿度制御を行うため、１台のコンプレッサ９−６を用いて冷却コイル９−１および加熱コイル９−２が夫々に調節され、冷却コイル９−１により一旦所定の温度（冷却送風温度）まで冷却すると同時に除湿し、加熱コイル９−２で所定の温度（加熱送風温度）まで加熱した空気、すなわち所定の温度に調整された空気（温調空気）をファン９−３により送風することが可能な空調用装置であり、操作量指令として冷却送風温度と加熱送風温度を受け付ける。
【００１１】
また、冷却コイル９−１と加熱コイル９−２の熱バランスを調節するため、調整用熱交換器９−５とファン９−４が設けられており、冷房時は外気に放熱し、暖房時は外気より吸熱することにより熱バランスが調整される。なお、各コイルと調整用熱交換器とコンプレッサ間の冷媒配管は省略されているが、このようなヒートポンプ型熱源空調機と加湿器とを一体に組み合わせたものとしては、例えば特開２０００−１８７６６号公報に記載されている。
【００１２】
また、このシステムでは、図５に示したシステムの制御装置６の代わりに、制御装置１０を使用している。制御装置１０は、室内温度センサ３からの室内温度ｔpvおよび室内湿度センサ４からの室内湿度ＲＨpvと、図示されていない温度設定器からの室内温度の設定値ｔspおよび湿度設定器からの室内湿度の設定値ＲＨspを用いて、所定の演算を行って、冷却送風温度ＴＳＣ（℃）および加熱送風温度ＴＳＨ（℃）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）を求め、ヒートポンプ型熱源空調機９に冷却送風温度ＴＳＣ（℃），加熱送風温度ＴＳＨ（℃）を指令し、加湿器５に加湿器稼働率Ｍ（％）を指令する。これにより、空調制御対象室２内へのヒートポンプ型熱源空調機９からの温調空気および加湿器５からの蒸気の供給量が調節され、空調制御対象室２内の温湿度が設定された値に制御される。
【００１３】
ヒートポンプ型熱源空調機は、１台のコンプレッサのみで冷却と加熱を行えるので、この点だけでも省エネルギー性に優れている。このヒートポンプ型熱源空調機を用いた温湿度制御システム（図６の温湿度制御システム）に、冷水コイルおよび温水コイルならびに加湿器を用いた温湿度制御システム（図５の温湿度制御システム）に採用されている省エネルギー性に優れた温湿度制御方法（数理計画型モデル予測制御方法）を適用すれば、更なる省エネルギーの実現が期待できる。
また、ヒートポンプ型熱源空調機は、冷却コイル９−１および加熱コイル９−２に、それぞれ専用のコンプレッサを用いたものであってもよい。
【００１４】
〔ヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた新しい温湿度制御システム〕
そこで、本出願人は、ヒートポンプ型熱源空調機および加湿器を用いた温湿度制御システムを基本システムとし、この基本システムに冷水コイルおよび温水コイルならびに加湿器を想定した温湿度制御システムを組み合わせることを考えた。このシステムは今までにない新しい温湿度制御システムである。図７に本出願人が考えているヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた新しい温湿度制御システムの要部を示す。このシステムでは、図６に示した制御装置１０の代わりに、制御装置１１を使用している。
【００１５】
制御装置１１は、その演算ブロックＢＬ１において、室内温度センサ３からの室内温度ｔpvおよび室内湿度センサ４からの室内湿度ＲＨpvと、図示されていない温度設定器からの室内温度の設定値ｔspおよび湿度設定器からの室内湿度の設定値ＲＨspを用いて、必要とされる冷水弁開度θＣ（％）および温水弁開度θＨ（％）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）を数理計画型モデル予測制御方法に従って求める。
【００１６】
なお、このシステムには冷水弁や温水弁は実在しないが、演算ブロックＢＬ１では、冷水弁や温水弁が存在していると想定した場合の冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨを実態に即した０〜１００％の値として求める。加湿器５は実在しており、実在する加湿器５に即して、加湿器稼働率Ｍを稼働率範囲０〜１００％の値として求める。
【００１７】
演算ブロックＢＬ１は、求められた冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨを演算ブロックＢＬ２に引き渡す。
演算ブロックＢＬ２は、冷水弁開度θＣと冷水弁開度の初期値θＣstとの差ΔθＣ（ΔθＣ＝θＣ−θＣst）、および温水弁開度θＨと温水弁開度の初期値θＨstとの差ΔθＨ（ΔθＨ＝θＨ−θＨst）を求める。
なお、このシステムには冷水弁や温水弁は実在しないので、冷水弁開度の初期値θＣstと温水弁開度の初期値θＨstは適宜に定める。
【００１８】
演算ブロックＢＬ３は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＣに所定の変換係数α１を乗じて冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣ（ΔＴＳＣ＝α１×ΔθＣ）を求める。また、演算ブロックＢＬ５は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＨに所定の変換係数α２を乗じて加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨ（ΔＴＳＨ＝α２×ΔθＨ）を求める。
【００１９】
演算ブロックＢＬ４は、冷却送風温度の初期値ＴＳＣstに演算ブロックＢＬ３からの冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣを加算して冷却送風温度ＴＳＣを求める（ＴＳＣ＝ＴＳＣst＋ΔＴＳＣ）。演算ブロックＢＬ６は、加熱送風温度の初期値ＴＳＨstに演算ブロックＢＬ５からの加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨを加算して加熱送風温度ＴＳＨを求める（ＴＳＨ＝ＴＳＨst＋ΔＴＳＨ）。
【００２０】
このとき、演算ブロックＢＬ１で冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を求める際には、演算ブロックＢＬ４で求める冷却送風温度ＴＳＣがその下限値ＴＬを下回ってはならない、および、演算ブロックＢＬ６で求める加熱送風温度ＴＳＨがその上限値ＴＨを上回ってはならない、および、冷却送風温度ＴＳＣが加熱送風温度ＴＳＨを上回ってはならないという下記の（１）式で示される不等式制約条件が設定されている。
【００２１】
〔不等式制約条件〕
送風温度下限ＴＬ（例えば、ＴＬ＝７℃）≦ＴＳＣ≦ＴＳＨ≦送風温度上限ＴＨ（例えば、ＴＨ＝４５℃）・・・・（１）
【００２２】
そして、冷水弁開度θＣ（％）および温水弁開度θＨ（％）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）の決定に用いる数理計画型モデル予測制御方法は、これらの制約条件を必ず守る演算機能を有しているので、冷却送風温度ＴＳＣおよび加熱送風温度ＴＳＨに課された制約条件をはみ出ないように、冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）が求まり、加湿器稼働率Ｍ（％）は、それに課された制約条件、例えば０％≦Ｍ≦１００％をはみ出さないように求まる。
【００２３】
【発明が解決しようとする課題】
図７に示した温湿度制御システムでは、演算ブロックＢＬ３における冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣの演算に際して用いる変換係数α１や演算ブロックＢＬ５における加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨの演算に際して用いる変換係数α２として、例えばα１＝−０．５（℃／％）、α２＝０．７６（℃／％）など、所定の係数を用いている。すなわち、冷水弁開度の増大分１％が冷却送風温度０．５℃の低下に当たるとして、変換係数α１をα１＝−０．５（℃／％）と定め、温水弁開度の増大分１％が加熱送風温度０．７６℃の上昇に当たるととして、変換係数α２をα２＝０．７６（℃／％）と定めている。また、演算ブロックＢＬ１では、冷水弁開度θＣや温水弁開度θＨについて、その取り得る範囲を０〜１００％として求めるようにしている。
【００２４】
このため、冷水弁開度の初期値θＣstや温水弁開度の初期値θＨst，冷却送風温度の初期値ＴＳＣst，加熱送風温度の初期値ＴＳＨstの値によって、冷却送風温度ＴＳＣや加熱送風温度ＴＳＨが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができない場合があり、許容された送風温度範囲の全域を使いきることができないという問題が生じていた。
【００２５】
図８を用いてこの問題を説明する。図８（ａ）において、横軸は冷水弁開度θＣであり、縦軸は冷却送風温度ＴＳＣである。今、図８（ａ）において、冷水弁開度の初期値θＣstと冷却送風温度の初期値ＴＳＣstとの交点（初期点）がＰＡ１点にあるとする。この場合、０〜１００％の値を取り得るθＣの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ３，ＢＬ４の処理によって得られる冷却送風温度ＴＳＣは、送風温度下限ＴＬおよび送風温度上限ＴＨの何れにも到達することが可能である。すなわち、θＣが０％まで変化するまでの間にＴＳＣはＴＨに達し、θＣが１００％まで変化するまでの間にＴＳＣはＴＬに達する。
【００２６】
しかし、初期点が例えばＰＡ２にあった場合、０〜１００％の値を取り得るθＣの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ３，ＢＬ４の処理によって得られる冷却送風温度ＴＳＣは、送風温度上限ＴＨに到達することは可能であるが、送風温度下限ＴＬに到達することはできない。すなわち、θＣが０％まで変化するまでの間にＴＳＣはＴＨに達するが、θＣが１００％まで変化してもＴＳＣはＴＬには達しない。θＣは１００％以上の値を取り得ない。
【００２７】
また、初期点が例えばＰＡ３にあった場合、０〜１００％の値を取り得るθＣの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ３，ＢＬ４の処理によって得られる冷却送風温度ＴＳＣは、送風温度下限ＴＬに到達することは可能であるが、送風温度上限ＴＨに到達することはできない。すなわち、θＣが１００％まで変化するまでの間にＴＳＣはＴＬに達するが、θＣが０％まで変化してもＴＳＣはＴＨには達しない。
【００２８】
このように、初期点ＰＡの位置によって、冷却送風温度ＴＳＣが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができない場合があり、設定された送風温度範囲（ＴＬ〜ＴＨ）の全域を使いきることができないという問題が生じる。
【００２９】
図８（ｂ）において、横軸は温水弁開度θＨであり、縦軸は加熱送風温度ＴＳＨである。今、図８（ｂ）において、温水弁開度の初期値θＨstと加熱送風温度の初期値ＴＳＨstとの交点（初期点）がＰＢ１点にあるとする。この場合、０〜１００％の値を取り得るθＨの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ５，ＢＬ６の処理によって得られる加熱送風温度ＴＳＨは、送風温度下限ＴＬおよび送風温度上限ＴＨの何れにも到達することが可能である。
【００３０】
しかし、初期点が例えばＰＢ２にあった場合、０〜１００％の値を取り得るθＨの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ５，ＢＬ６の処理によって得られる加熱送風温度ＴＳＨは、送風温度上限ＴＨに到達することは可能であるが、送風温度下限ＴＬに到達することはできない。また、初期点が例えばＰＢ３にあった場合、０〜１００％の値を取り得るθＨの変化に対して、演算ブロックＢＬ２，ＢＬ５，ＢＬ６の処理によって得られる加熱送風温度ＴＳＨは、送風温度下限ＴＬに到達することは可能であるが、送風温度上限ＴＨに到達することはできない。このように、初期点ＰＢの位置によって、加熱送風温度ＴＳＨが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができない場合があり、設定された送風温度範囲（ＴＬ〜ＴＨ）の全域を使いきることができないという問題が生じる。
【００３１】
なお、変換係数α１やα２の絶対値を大きくすれば、送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することが可能となる。しかし、温水弁開度や冷水弁開度の１％当たりの加熱送風温度や冷却送風温度の変化幅が大きくなり、ヒートポンプ型熱源空調機９に指令する送風温度の細かい調整ができなくなってしまう。
【００３２】
また、図９（ａ）に示すように、冷水弁開度の初期値θＣstを０〜００％の中央値である５０％に固定し、この初期値θＣst＝５０％と冷却送風温度の初期値ＴＳＣstとの交点を初期点ＰＡとすることが考えられる。また、図９（ｂ）に示すように、温水弁開度の初期値θＨstを０〜００％の中央値である５０％に固定し、この初期値θＨst＝５０％と加熱送風温度の初期値ＴＳＨstとの交点を初期点ＰＢとすることが考えられる。
【００３３】
図９（ａ）の例では変換係数（第１の変換係数）α１の絶対値が小さくて、初期点の位置によっては許された送風温度範囲の全域を使いきることが不可能である。そこで、図９（ｃ）に示すようにα１の絶対値を大きくすると、初期点の位置に拘わらずに許された送風温度範囲の全域を使いきることが可能となる。また、図９（ｂ）の例では変換係数（第２の変換係数）α２の値はそのままでも、初期点の位置に拘わらずに許された送風温度範囲の全域を使いきることが可能である。しかし、冷水弁開度θＣや温水弁開度θＨの取り得る範囲が０〜１００％であるので、第１の変換係数α１や第２の変換係数α２の絶対値をそれ以上小さくすることができず、温水弁開度や冷水弁開度の１％当たりの加熱送風温度や冷却送風温度の変化幅を小さくして、ヒートポンプ型熱源空調機９に指令する送風温度の細かい調整を行うことができない。
【００３４】
本発明はこのような課題を解決するためになされたもので、その目的とするところは、許容された送風温度範囲の全域を初期点の位置に拘わらず使いきることが可能で、かつ第１の変換係数や第２の変換係数を小さくしてヒートポンプ型熱源空調機に指令する送風温度の細かい調整を行うことの可能な温湿度制御システムおよび温湿度制御方法を提供することにある。
【００３５】
【課題を解決するための手段】
このような目的を達成するために本発明は、冷却および加熱を同時に行い所定の温度に調整された空気を送風することが可能なヒートポンプ型熱源空調機と、蒸気を生成する加湿器とを備え、ヒートポンプ型熱源空調機の冷却送風温度および加熱送風温度、ならびに加湿器の稼働率を調節することによって、ヒートポンプ型熱源空調機からの温調空気および加湿器からの蒸気の供給を受ける空調制御対象室内の温湿度を制御する温湿度制御システムにおいて、空調制御対象室内の温度を検出する温度検出手段と、空調制御対象室内の湿度を検出する湿度検出手段と、温度検出手段からの検出温度および湿度検出手段からの検出湿度、ならびに室内温度の設定値および室内湿度の設定値から、冷水コイルおよび温水コイルならびに加湿器を用いた温湿度制御システムを想定して予め定められた数理計画型モデル予測制御方法に従って、冷水コイルに流れる冷水流量を規定する冷水弁開度および温水コイルに流れる温水流量を規定する温水弁開度ならびに加湿器の加湿器稼働率を、冷水弁開度および温水弁開度については１００を越える所定値Ｘまで拡大した拡大開度範囲０〜Ｘ％の値となるように求め、加湿器稼働率については０〜１００％の稼働率範囲の値となるように求める演算手段と、この演算手段によって求められた冷水弁開度と拡大開度範囲のほゞ中央値として予め定められている冷水弁開度の初期値との差を求める冷水弁開度差演算手段と、演算手段によって求められた温水弁開度と拡大開度範囲のほゞ中央値として予め定められている温水弁開度の初期値との差を求める温水弁開度差演算手段と、演算手段によって求められた加湿器稼働率と予め定められている加湿器稼働率の初期値との差を求める加湿器稼働率差演算手段と、冷水弁開度差演算手段によって求められた冷水弁開度の差に第１の変換係数を乗じて冷却送風温度の変化分を求める冷却送風温度変化分演算手段と、温水弁開度差演算手段によって求められた温水弁開度の差に第２の変換係数を乗じ、加湿器稼働率差演算手段によって求められた加湿器稼働率の差に第３の変換係数を乗じ、これにより得られる各値に基づいて加熱送風温度の変化分を求める加熱送風温度変化分演算手段と、冷却送風温度変化分演算手段によって求められた冷却送風温度の変化分に予め定められている冷却送風温度の初期値を加算してヒートポンプ型熱源空調機に指令する冷却送風温度を求める冷却送風温度演算手段と、加熱送風温度変化分演算手段によって求められた加熱送風温度の変化分に予め定められている加熱送風温度の初期値を加算してヒートポンプ型熱源空調機に指令する加熱送風温度を求める加熱送風温度演算手段とを設けたものである。
【００３６】
この発明によれば、冷水弁開度および温水弁開度が実態に即した開度範囲０〜１００％の値ではなく、１００を越える所定値Ｘ（Ｘ＞１００）まで拡大した拡大開度範囲０〜Ｘ％の値として求められる。すなわち、実在しない冷水弁や温水弁の開度の実態にとらわれずに、冷水弁開度および温水弁開度が０〜例えば８００％というような１００％を越える架空領域まで拡大した拡大開度範囲内の値として求められる。
【００３７】
また、冷水弁開度の初期値が拡大開度範囲のほゞ中央値とされ、上記において求められた冷水弁開度と冷水弁開度の初期値との差が求められ、この冷水弁開度の差に第１の変換係数が乗じられて冷却送風温度の変化分が求められ、この冷却送風温度の変化分に予め定められている冷却送風温度の初期値が加算されてヒートポンプ型熱源空調機に指令する冷却送風温度が求められる。
【００３８】
また、温水弁開度の初期値が拡大開度範囲のほゞ中央値とされ、上記において求められた温水弁開度と温水弁開度の初期値との差が求められ、また加湿器稼働率と加湿器稼働率の初期値との差が求められ、温水弁開度の差に第２の変換係数が乗じられ、加湿器稼働率の差に第３の変換係数が乗じられ、これにより得られる各値に基づいて加熱送風温度の変化分が求められ、この加熱送風温度の変化分に予め定められている加熱送風温度の初期値が加算されてヒートポンプ型熱源空調機に指令する加熱送風温度が求められる。
【００３９】
この場合、冷水弁開度の初期値と冷却送風温度の初期値とによって定まる初期点は、冷水弁開度の拡大開度範囲のほゞ中央値と冷却送風温度の初期値との交点とされる。冷水弁開度の拡大開度範囲を０〜例えば８００％とした場合、図２（ａ）に示されるように、冷水弁開度θＣの拡大開度範囲の中央値である４００％と冷却送風温度の初期値ＴＳＣstとの交点が初期点ＰＡとされる。この場合、冷水弁開度θＣの開度範囲は０〜８００％と拡大されており、第１の変換係数α１の絶対値がある程度小さくても、θＣstとＴＳＣstとの交点である初期点ＰＡの位置に拘わらず、冷却送風温度ＴＳＣは送風温度下限ＴＬにも送風温度上限ＴＨにも達するようになる。
【００４０】
また、温水弁開度の初期値と加熱送風温度の初期値とによって定まる初期点は、温水弁開度の拡大開度範囲のほゞ中央値と加熱送風温度の初期値との交点とされる。温水弁開度の拡大開度範囲を０〜例えば８００％とした場合、図２（ｂ）に示されるように、温水弁開度θＨの拡大開度範囲の中央値である４００％と加熱送風温度の初期値ＴＳＨstとの交点ＰＢとされる。この場合、温水弁開度θＨの開度範囲は０〜８００％と拡大されており、第２の変換係数α２の絶対値がある程度小さくても、θＨstとＴＳＨstとの交点である初期点ＰＢの位置に拘わもらず、加熱送風温度ＴＳＨは送風温度下限ＴＬにも送風温度上限ＴＨにも達するようになる。なお、図２（ｂ）では、第３の変換係数が第２の変換係数よりも遙かに小さいものとし、加湿器稼働率の差に第３の変換係数を乗じた項については省略している。
【００４１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を図面に基づいて詳細に説明する。
〔実施の形態１：加熱型の加湿器を使用したシステム〕
図１はこの発明に係るヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた温湿度制御システムの一実施の形態（実施の形態１）の要部を示すブロック図である。このシステムでは、図７に示した制御装置１１の代わりに、制御装置１２を使用している。また、加湿器５として、加熱型の加湿器を使用している。
【００４２】
制御装置１２は、制御プログラムがインストールされたコンピュータにより実現することができ、その機能は、図１に示すように、複数の演算ブロックにより表すことができる。
【００４３】
制御装置１２において、その演算ブロックＢＬ１は、室内温度センサ３からの室内温度ｔpvおよび室内湿度センサ４からの室内湿度ＲＨpvと、図示されていない温度設定器からの室内温度の設定値ｔspおよび湿度設定器からの室内湿度の設定値ＲＨspを用いて、必要とされる冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を数理計画型モデル予測制御方法に従って求める。
【００４４】
また、演算ブロックＢＬ１は、冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍを演算ブロックＢＬ２に引き渡す。なお、演算ブロックＢＬ１は、数理計画型モデル予測制御方法に従って冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨならびに加湿器稼働率Ｍを求める際、下記（２）式で示される目的関数を使用し、冷却送風温度および加熱送風温度に関して定められた制約条件を必ず守るように制御計算を行なって、冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍを決定する。
【００４５】
すなわち、演算ブロックＢＬ１は、所定の制約条件の下で、この目的関数を最小化する冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を求める。
目的関数＝Ｑ１・（ｔ−ｔsp）²＋Ｑ２・（ＲＨ−ＲＨsp）²＋Ｗ１・θＣ²＋Ｗ２・θＨ²＋Ｗ３・Ｍ² ・・・・（２）
なお、この（２）式において、Ｑ１，Ｑ２，Ｗ１，Ｗ２，Ｗ３は重みを示す係数である。
【００４６】
演算ブロックＢＬ２は、演算ブロックＢＬ１からの冷水弁開度θＣと冷水弁開度の初期値θＣstとの差ΔθＣ（ΔθＣ＝θＣ−θＣst）、演算ブロックＢＬ１からの温水弁開度θＨと温水弁開度の初期値θＨstとの差ΔθＨ（ΔθＨ＝θＨ−θＨst）、および演算ブロックＢＬ１からの加湿器稼働率Ｍと加湿器稼働率の初期値Ｍstとの差ΔＭ（ΔＭ＝Ｍ−Ｍst）を求める。
【００４７】
演算ブロックＢＬ３は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＣに所定の変換係数α１を乗じて冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣ（ΔＴＳＣ＝α１×ΔθＣ）を求める。演算ブロックＢＬ５は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＨに所定の変換係数α２を乗じ、演算ブロックＢＬ２からのΔＭに所定の変換係数α３を乗じ、これらを加算して加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨ（ΔＴＳＨ＝α２×ΔθＨ＋α３×ΔＭ）を求める。これにより、加熱型の加湿器５の稼動が温度上昇に関与することを考慮した加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨが得られる。
【００４８】
この実施の形態１において、変換係数α１は、冷水弁開度１％が冷却送風温度０．１５℃の低下に当たるとして、α１＝−０．１５（℃／％）と定めている。また、変換係数α２は、温水弁開度１％が加熱送風温度０．２２℃の上昇に当たるととして、α２＝０．２２（℃／％）と定めている。また、加湿器稼働率の増大分１％が加熱送風温度の０．０００３℃の上昇に当たるとして、第３の変換係数α３をα３＝０．０００３（℃／％）と定めている。
【００４９】
演算ブロックＢＬ４は、冷却送風温度の初期値ＴＳＣstに演算ブロックＢＬ３からの冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣを加算して冷却送風温度ＴＳＣ（ＴＳＣ＝ＴＳＣst＋ΔＴＳＣ）を求める。これによって、演算ブロックＢＬ１からの冷水弁開度θＣはヒートポンプ型熱源空調機９に指令する冷却送風温度ＴＳＣに変換される。
【００５０】
演算ブロックＢＬ６は、加熱送風温度の初期値ＴＳＨstに演算ブロックＢＬ５からの加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨを加算して加熱送風温度ＴＳＨ（ＴＳＨ＝ＴＳＨst＋ΔＴＳＨ）を求める。これによって、演算ブロックＢＬ１からの温水弁開度θＨと加湿器稼働率Ｍはヒートポンプ型熱源空調機９に指令する加熱送風温度ＴＳＨに変換される。
【００５１】
このとき、演算ブロックＢＬ１で冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を求める際には、演算ブロックＢＬ４で求める冷却送風温度ＴＳＣがその下限値ＴＬを下回ってはならない、および、演算ブロックＢＬ６で求める加熱送風温度ＴＳＨがその上限値ＴＨを上回ってはならない、および、冷却送風温度ＴＳＣが加熱送風温度ＴＳＨを上回ってはならないという（１）式で示される不等式制約条件が設定されている。
【００５２】
そして、冷水弁開度θＣ（％）および温水弁開度θＨ（％）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）の決定に用いる数理計画型モデル予測制御方法は、これらの制約条件を必ず守る演算機能を有しているので、冷却送風温度ＴＳＣおよび加熱送風温度ＴＳＨに課された制約条件をはみ出ないように、冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％），加湿器稼働率Ｍ（％）が求まる。
【００５３】
例えば、この温湿度制御システムでは、ヒートポンプ型熱源空調機９の応答性が遅く、その冷却送風温度あるいは加熱送風温度が実際にそれらの指令値ＴＳＣおよびＴＳＨに達するまでにかなりの時間を要し、加熱送風温度ＴＳＨが加熱温度上限ＴＨまで高められているのに、室内温度ｔpvがなかなか上昇せず、設定温度ｔspとの間に大きな開きが生じている場合がある。
【００５４】
このような場合にも、加熱送風温度ＴＳＨをそれ以上高くしないように制約が掛けられており、しかも加湿器５は加熱型であって予測モデルでは加湿器５が昇温機能を持つと表現されている。しかし、加湿器稼働率Ｍが加熱送風温度ＴＳＨの生成に関与しているので、演算ブロックＢＬ１において求められる温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍは、この上限制約を必ず守る値となるので、加湿器稼働率Ｍが極端に大きな値となることはない。したがって、加熱型加湿器５の稼働率の極端な上昇が回避され、室内湿度の急激な上昇による室内環境の悪化が防止される。
【００５５】
また、この温湿度制御システムにおいて、冷水弁開度の初期値θＣstと冷却送風温度の初期値ＴＳＣとによって定まる初期点は、拡大開度範囲０〜例えば８００％とした場合の中央値と冷却送風温度の初期値ＴＳＣとの交点とされる。すなわち、図２（ａ）に示されるように、冷水弁開度θＣの拡大開度範囲０〜８００％の中央値である４００％と冷却送風温度の初期値ＴＳＣstとの交点が初期点ＰＡとされる。この場合、冷水弁開度θＣの開度範囲は０〜８００％と拡大されており、変換係数α１の絶対値がある程度小さくても、初期点ＰＡの位置に拘わらず、冷却送風温度ＴＳＣは送風温度下限ＴＬにも送風温度上限ＴＨにも達するようになる。
【００５６】
これにより、初期点ＰＡの位置によって冷却送風温度ＴＳＣが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができないという問題が生じなくなり、許容された送風温度範囲を全て使いきることができるようになる。また、０〜１００％を開度範囲とする場合と比較して、変換係数α１の絶対値を格段に小さくすることが可能であり、冷水弁開度の１％当たりの冷却送風温度ＴＳＣの変化幅を小さくして、ヒートポンプ型熱源空調機９から指令する送風温度の細かい調整が可能となる。
【００５７】
また、温水弁開度の初期値θＨstと加熱送風温度の初期値ＴＳＨstとによって定まる初期点は、拡大開度範囲０〜例えば８００％とした場合の中央値と加熱送風温度の初期値ＴＳＨstとの交点とされる。すなわち、図２（ｂ）に示されるように、温水弁開度θＨの拡大開度範囲０〜８００％の中央値である４００％と加熱送風温度の初期値ＴＳＴstとの交点が初期点ＰＢとされる。この場合、温水弁開度θＨの開度範囲は０〜８００％と拡大されており、変換係数α２の絶対値がある程度小さくても、初期点ＰＢの位置に拘わらず、加熱送風温度ＴＳＨは送風温度下限ＴＬにも送風温度上限ＴＨにも達するようになる。なお、図２（ｂ）において、α３×ΔＭの項については、変換係数α３がα２に比べて遙かに小さいので省略している。
【００５８】
これにより、初期点ＰＢの位置によって加熱送風温度ＴＳＨが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができないという問題が生じなくなり、許容された送風温度範囲の全域を使いきることができる。また、０〜１００％を開度範囲とする場合と比較して、変換係数α２の絶対値を格段に小さくすることが可能であり、温水弁開度の１％当たりの加熱送風温度ＴＳＨの変化幅を小さくして、ヒートポンプ型熱源空調機９に指令する送風温度の細かい調整が可能となる。
【００５９】
〔実施の形態２：吸熱型の加湿器を使用したシステム〕
図２はこの発明に係るヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた温湿度制御システムの他の実施形態（実施の形態２）の要部を示すブロック図である。このシステムでは、図６に示した制御装置１１の代わりに、制御装置１３を使用している。また、加湿器５として、吸熱型の加湿器を使用している。
【００６０】
制御装置１３において、その演算ブロックＢＬ１は、室内温度センサ３からの室内温度ｔpvおよび室内湿度センサ４からの室内湿度ＲＨpvと、図示されていない温度設定器からの室内温度の設定値ｔspおよび湿度設定器からの室内湿度の設定値ＲＨspを用いて、必要とされる冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を数理計画型モデル予測制御方法に従って求める。
【００６１】
また、演算ブロックＢＬ１は、冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍを演算ブロックＢＬ２に引き渡す。なお、演算ブロックＢＬ１は、数理計画型モデル予測制御方法に従って冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍを求める際、（２）式で示される目的関数を使用し、冷却送風温度および加熱送風温度に関して定められ制約条件を必ず守るように制御計算を行なって、冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍを決定する。
【００６２】
演算ブロックＢＬ２は、演算ブロックＢＬ１からの冷水弁開度θＣと冷水弁開度の初期値θＣstとの差ΔθＣ（ΔθＣ＝θＣ−θＣst）、演算ブロックＢＬ１からの温水弁開度θＨと温水弁開度の初期値θＨstとの差ΔθＨ（ΔθＨ＝θＨ−θＨst）、および演算ブロックＢＬ１からの加湿器稼働率Ｍと加湿器稼働率の初期値Ｍstとの差ΔＭ（ΔＭ＝Ｍ−Ｍst）を求める。
【００６３】
演算ブロックＢＬ３は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＣに所定の変換係数α１を乗じて冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣ（ΔＴＳＣ＝α１×ΔθＣ）を求める。演算ブロックＢＬ５は、演算ブロックＢＬ２からのΔθＨに所定の変換係数α２を乗じ、演算ブロックＢＬ２からのΔＭに所定の変換係数α３を乗じ、これらを減算して加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨ（ΔＴＳＨ＝α２×ΔθＨ−α３×ΔＭ）を求める。これにより、吸熱型の加湿器５の稼働が温度下降に関与することを考慮した加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨが得られる。
【００６４】
演算ブロックＢＬ４は、冷却送風温度の初期値ＴＳＣstに演算ブロックＢＬ３からの冷却送風温度の変化分ΔＴＳＣを加算して冷却送風温度ＴＳＣ（ＴＳＣ＝ＴＳＣst＋ΔＴＳＣ）を求める。これによって、演算ブロックＢＬ１からの冷水弁開度θＣはヒートポンプ型熱源空調機９に指令する冷却送風温度ＴＳＣに変換される。
【００６５】
演算ブロックＢＬ６は、加熱送風温度の初期値ＴＳＨstに演算ブロックＢＬ５からの加熱送風温度の変化分ΔＴＳＨを加算して加熱送風温度ＴＳＨ（ＴＳＨ＝ＴＳＨst＋ΔＴＳＨ）を求める。これによって、演算ブロックＢＬ１からの温水弁開度θＨと加湿器稼働率Ｍはヒートポンプ型熱源空調機９に指令する加熱送風温度ＴＳＨに変換される。
【００６６】
このとき、演算ブロックＢＬ１で冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％）および加湿器稼働率Ｍ（％）を求める際には、演算ブロックＢＬ４で求める冷却送風温度ＴＳＣがその下限値ＴＬを下回ってはならない、および、演算ブロックＢＬ６で求める加熱送風温度ＴＳＨがその上限値ＴＨを上回ってはならない、および、冷却送風温度ＴＳＣが加熱送風温度ＴＳＨを上回ってはならないという（１）式で示される不等式制約条件が設定されている。
【００６７】
そして、冷水弁開度θＣ（％）および温水弁開度θＨ（％）ならびに加湿器稼働率Ｍ（％）の決定に用いる数理計画型モデル予測制御方法は、これらの制約条件を必ず守る演算機能を有しているので、冷却送風温度ＴＳＣおよび加熱送風温度ＴＳＨに課された制約条件をはみ出ないように、冷水弁開度θＣ（％），温水弁開度θＨ（％），加湿器稼働率Ｍ（％）が求まる。
【００６８】
例えば、この温湿度制御システムでは、ヒートポンプ型熱源空調機９の応答性が遅く、その冷却送風温度あるいは加熱送風温度が実際にそれらの指令値ＴＳＣおよびＴＳＨに達するまでにかなりの時間を要し、加熱送風温度ＴＳＨが冷却送風温度ＴＳＣまで低められているのに、室内温度ｔpvがなかなか下降せず、設定温度ｔspとの間に大きな開きが生じている場合がある。
【００６９】
このような場合でも、加熱送風温度ＴＳＨは冷却温度ＴＳＣより低くしないように制約がかけられており、しかも加湿器５は吸熱型であって予測モデルでは加湿器５が降温機能を持つと表現されている。しかし、加湿器稼働率Ｍが加熱送風温度ＴＳＨの生成に関与しているので、演算ブロックＢＬ１において求められる冷水弁開度θＣ，温水弁開度θＨおよび加湿器稼働率Ｍは、加熱送風温度ＴＳＨが冷却送風温度ＴＳＣを下回らないという制約を必ず守る値となるので、加湿器稼働率Ｍが極端に大きな値となることはない。したがって、吸熱型の加湿器５の稼働率の極端な上昇が回避され、室内湿度の急激な上昇による室内環境の悪化が防止される。
【００７０】
なお、この実施の形態２においても、実施の形態１と同様、冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨの拡大開度範囲を０〜例えば８００％とし、そうした場合に冷水弁開度の初期値θＣstおよび温水弁開度の初期値θＨstを上記拡大開度範囲の中央値である４００％にしていることは言うまでもない。
【００７１】
本発明において、冷水弁開度の初期値θＣstおよび温水弁開度の初期値θＨstとして取り得る値は、第１の変換係数α１や第２の変換係数α２によっては、必ずしも冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨの拡大開度範囲の中央値とする必要はなく、拡大開度範囲の中央値に近ければその前後の値であっても良いことから、冷水弁開度の初期値θＣstおよび温水弁開度の初期値θＨstを「拡大開度範囲のほゞ中央値」と表現している。
【００７２】
本発明において、冷水弁開度の初期値θＣstおよび温水弁開度の初期値θＨstの取り得る範囲は、第１の変換係数α１や第２の変換係数α２の値によって、冷水弁開度θＣおよび温水弁開度θＨの拡大開度範囲の中央値に対してかなりの余裕がある場合がある。本発明では、この余裕も含むものとして、すなわち拡大開度範囲の中央値に対してかなりの幅があるものとして、冷水弁開度の初期値θＣstおよび温水弁開度の初期値θＨstを「拡大開度範囲のほゞ中央値」と表現している。
【００７３】
【発明の効果】
以上説明したことから明らかなように本発明によれば、冷水弁開度および温水弁開度を実態に即した０〜１００％ではなく、１００を越える所定値Ｘまで拡大した拡大開度範囲０〜Ｘ％の値として求めるようにし、また冷水弁開度の初期値および温水弁開度の初期値を冷水弁開度および温水弁開度の拡大開度範囲０〜Ｘ％のほゞ中央値とすることにより、初期点の位置に拘わらず、冷却送風温度を送風温度下限にも送風温度上限にも達するようにして、また加熱送風温度を送風温度下限にも送風温度上限にも達するようにして、許容された送風温度範囲の全域を使いきることが可能となる。また、第１の変換係数や第２の変換係数を小さくして、ヒートポンプ型熱源空調機からの送風温度の細かい調整が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るヒートポンプ型熱源空調機と加熱型の加湿器を用いた温湿度制御システムの一実施形態（実施の形態１）の要部を示すブロック図である。
【図２】図１に示したシステムにおける冷水弁開度θＣの冷却送風温度ＴＳＣへの変換および温水弁開度θＨの加熱送風温度ＴＳＨへの変換を説明する図である。
【図３】本発明に係るヒートポンプ型熱源空調機と吸熱型の加湿器を用いた温湿度制御システムの他の実施形態（実施の形態２）の要部を示すブロック図である。
【図４】温度と湿度（相対湿度）に関する冷却，加熱，加湿機能の作用を説明する図である。
【図５】従来の冷温水コイルと加湿器を用いた温湿度制御システムの要部を示すブロック図である。
【図６】従来のヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた温湿度制御システムの要部を示すブロック図である。
【図７】本出願人が考えているヒートポンプ型熱源空調機と加湿器を用いた新しい温湿度制御システムの要部を示すブロック図である。
【図８】図７に示したシステムにおいて初期点ＰＡやＰＢの位置によって冷却送風温度ＴＳＣや加熱送風温度ＴＳＨが送風温度下限ＴＬや送風温度上限ＴＨまで到達することができない場合があることを説明する図である。
【図９】図８に示したシステムにおいて冷水弁開度の初期値θＣstや温水弁開度の初期値θＨstを５０％固定とした場合の問題を説明する図である。
【符号の説明】
２…空調制御対象室、３…室内温度センサ、４…室内湿度センサ、５…加湿器、９…ヒートポンプ型熱源空調機、１２，１３…制御装置、ＢＬ１〜ＢＬ６…演算ブロック。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a temperature / humidity control system and a temperature / humidity control method for controlling the temperature / humidity in an air-conditioning control target room.
[0002]
[Prior art]
When temperature / humidity control is performed in an air-conditioning control target room using an air conditioner having cooling, heating, and humidification functions, the action of the cooling, heating, and humidification functions is the direction of the arrows shown in FIG. 4 with respect to temperature and humidity (relative humidity). The temperature and humidity are controlled by appropriately adjusting the cooling, heating, and humidifying functions. In FIG. 4, the horizontal axis indicates temperature (° C.), the vertical axis indicates relative humidity (% RH), and the origin should have changed depending on the natural conditions, assuming that no air conditioning has been performed. It corresponds to the combination of temperature and humidity at that time.
[0003]
That is, the cooling function lowers the temperature and reduces the humidity by condensing and removing water vapor in the air by lowering the temperature. The heating function raises the temperature and increases the amount of saturated vapor in the air by raising the temperature, thereby lowering the humidity. The humidification function increases the humidity by supplying steam into the air, raises the temperature slightly if it is a heating type humidifier, and lowers the temperature if it is an endothermic type humidifier. Heating type humidifiers include electrode type and electrothermal type. There are a water spray type and a vaporization type as an endothermic humidifier.
[0004]
For example, assuming that the humidifier is a heating type, when changing from the origin to the temperature and humidity of point A by air conditioning in FIG. 4, using the heating function and the humidification function (heating type) sandwiching point A, point A is used. If this is reached, the energy used is clearly minimal. Similarly, when changing from the origin to the point B, if the point B is reached using the cooling function and the heating function sandwiching the point B, the energy used is also the minimum necessary. Furthermore, when changing from the origin to the C point, the C point exists on the arrow of the heating function, so if the C point is reached using only the heating function, the energy used is still the minimum necessary. .
[0005]
However, in the conventional temperature and humidity control method, it is not easy to minimize the energy used as described above, and in many cases, the cooling function, the heating function, and the humidification function are all used at the same time. Therefore, energy is wasted by these three functions canceling each other's effects, and the situation is far from energy saving. On the other hand, in the mathematical programming model predictive control method mentioned later, no matter what the positional relationship between the origin and the point to be reached, the minimum two functions as described above, or one There is an automatic mechanism to select only functions and use only them, and the mathematical programming model predictive control method is excellent in energy saving because of its action.
[0006]
[Temperature and humidity control system using cold water coil, hot water coil and humidifier]
FIG. 5 shows a main part of a conventional temperature and humidity control system using a cold water coil, a hot water coil, and a humidifier. In the figure, 1 is an air conditioner, 2 is an air conditioning control target room that receives supply of air supply from the air conditioner 1, 3 is an indoor temperature sensor arranged in the air conditioning control target room 2, and 4 is an air conditioning control target room 2. An indoor humidity sensor arranged in the inside, 5 is a humidifier for supplying steam into the air-conditioning control target room 2, and 6 is a control device.
[0007]
The air conditioner 1 includes a cold water coil 1-1, a hot water coil 1-2, and a fan 1-3. Further, the air conditioner 1 is provided with a cold water valve 7 in the supply passage of the cold water CW to the cold water coil 1-1 and a hot water valve 8 in the supply passage of the hot water HW to the hot water coil 1-2.
[0008]
The control device 6 adjusts the room temperature tpv from the room temperature sensor 3 and the room humidity RHpv from the room humidity sensor 4, the set value tsp of the room temperature from a temperature setter (not shown), and the room humidity from the humidity setter. Using the set value RHsp, the required cold water valve opening θC (%) and hot water valve opening θH (%) according to a mathematical programming model predictive control method excellent in energy saving that controls temperature and humidity simultaneously. Further, the humidifier operating rate M (%) is obtained, and the cold water valve 7, the hot water valve 8 and the humidifier 5 are commanded. Thereby, the supply air temperature from the air conditioner 1 and the supply amount of steam from the humidifier 5 to the air conditioning control target room 2 are adjusted, and the temperature and humidity in the air conditioning control target room 2 are controlled to the set values. The
[0009]
In addition, the mathematical predictive model predictive control method is described in “Air Conditioning and Hygiene Engineering Society Lecture Meeting Proceedings (2001.9.26-28 (Kyoto), E-8). ) ”Etc., and detailed description thereof is omitted here.
[0010]
[Temperature and humidity control system using heat pump type heat source air conditioner and humidifier]
FIG. 6 shows a main part of a conventional temperature and humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier. In this system, a heat pump type heat source air conditioner 9 is used instead of the air conditioner 1 of the system shown in FIG. Since the heat pump type heat source air conditioner 9 performs temperature and humidity control, the cooling coil 9-1 and the heating coil 9-2 are respectively adjusted by using one compressor 9-6, and the cooling coil 9-1 once performs predetermined control. Air that has been dehumidified at the same time as being cooled to a temperature (cooling air temperature) and heated to a predetermined temperature (heating air temperature) by the heating coil 9-2, that is, air that has been adjusted to a predetermined temperature (temperature-controlled air) is supplied to the fan 9-. 3 is an air-conditioning device capable of blowing air, and accepts a cooling air temperature and a heated air temperature as an operation amount command.
[0011]
Further, in order to adjust the heat balance between the cooling coil 9-1 and the heating coil 9-2, an adjustment heat exchanger 9-5 and a fan 9-4 are provided, which radiates heat to the outside air during cooling, The heat balance is adjusted by absorbing heat from the outside air. In addition, although refrigerant | coolant piping between each coil, the heat exchanger for adjustment, and a compressor is abbreviate | omitted, as what combined such a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier, is Unexamined-Japanese-Patent No. 2000-18766, for example. It is described in the gazette.
[0012]
In this system, a control device 10 is used instead of the control device 6 of the system shown in FIG. The control device 10 adjusts the room temperature tpv from the room temperature sensor 3 and the room humidity RHpv from the room humidity sensor 4, the set value tsp of the room temperature from a temperature setter (not shown), and the room humidity from the humidity setter. Predetermined calculations are performed using the set value RHsp to obtain a cooling air blowing temperature TSC (° C.), a heating air blowing temperature TSH (° C.), and a humidifier operating rate M (%), and cooling air is sent to the heat pump type heat source air conditioner 9. The temperature TSC (° C.) and the heating air blowing temperature TSH (° C.) are commanded, and the humidifier operating rate M (%) is commanded to the humidifier 5. Thereby, the supply amount of the temperature-controlled air from the heat pump type heat source air conditioner 9 and the steam from the humidifier 5 to the air conditioning control target room 2 is adjusted, and the temperature and humidity in the air conditioning control target room 2 are set. Controlled.
[0013]
Since the heat pump type heat source air conditioner can be cooled and heated by only one compressor, this point alone is excellent in energy saving. The temperature / humidity control system using the heat pump type heat source air conditioner (temperature / humidity control system shown in FIG. 6) is adopted in the temperature / humidity control system (temperature / humidity control system shown in FIG. 5) using the cold water coil, the hot water coil, and the humidifier. If the temperature / humidity control method (mathematical programming model predictive control method) excellent in energy saving is applied, further energy saving can be expected.
Moreover, the heat pump type heat source air conditioner may use a dedicated compressor for each of the cooling coil 9-1 and the heating coil 9-2.
[0014]
[New temperature and humidity control system using heat pump type heat source air conditioner and humidifier]
Accordingly, the applicant of the present invention uses a temperature / humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier as a basic system, and combines this basic system with a temperature / humidity control system assuming a cold water coil, a hot water coil, and a humidifier. Thought. This system is an unprecedented new temperature and humidity control system. FIG. 7 shows a main part of a new temperature / humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier considered by the present applicant. In this system, a control device 11 is used instead of the control device 10 shown in FIG.
[0015]
In the calculation block BL1, the control device 11 sets the room temperature tpv from the room temperature sensor 3 and the room humidity RHpv from the room humidity sensor 4 and the set value tsp and humidity of the room temperature from a temperature setter (not shown). Mathematical programming model predictive control of required chilled water valve opening θC (%) and hot water valve opening θH (%) and humidifier operating rate M (%) using indoor humidity set value RHsp Ask according to the method.
[0016]
Although this system does not actually have a chilled water valve or a hot water valve, the computation block BL1 actually uses the chilled water valve opening θC and the hot water valve opening θH when it is assumed that the chilled water valve or the hot water valve exists. Calculated as a value of 0 to 100%. The humidifier 5 is actually present, and the humidifier operating rate M is determined as a value in the operating rate range of 0 to 100% in accordance with the existing humidifier 5.
[0017]
The calculation block BL1 delivers the obtained cold water valve opening degree θC and hot water valve opening degree θH to the calculation block BL2.
The calculation block BL2 includes a difference ΔθC (ΔθC = θC−θCst) between the cold water valve opening θC and the initial value θCst of the cold water valve opening, and a difference ΔθH between the hot water valve opening θH and the initial value θHst of the hot water valve opening. (ΔθH = θH−θHst) is obtained.
In addition, since there is no actual cold water valve or hot water valve in this system, the initial value θCst of the cold water valve opening and the initial value θHst of the hot water valve opening are appropriately determined.
[0018]
The calculation block BL3 multiplies ΔθC from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α1 to obtain a change ΔTSC in the cooling air temperature (ΔTSC = α1 × ΔθC). In addition, the calculation block BL5 multiplies ΔθH from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α2 to obtain a change ΔTSH (ΔTSH = α2 × ΔθH) in the heated blast temperature.
[0019]
The calculation block BL4 obtains the cooling air temperature TSC by adding the change ΔTSC of the cooling air temperature from the operation block BL3 to the initial value TSCst of the cooling air temperature (TSC = TSCst + ΔTSC). The calculation block BL6 calculates the heating air temperature TSH by adding the amount of change ΔTSH in the heating air temperature from the operation block BL5 to the initial value TSHst of the heating air temperature (TSH = TSHst + ΔTSH).
[0020]
At this time, when calculating the chilled water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) in the calculation block BL1, the cooling blast temperature TSC calculated in the calculation block BL4 is The lower limit value TL must not be lower, the heating air temperature TSH obtained in the calculation block BL6 must not exceed the upper limit value TH, and the cooling air temperature TSC must not exceed the heating air temperature TSH. An inequality constraint condition represented by equation (1) is set.
[0021]
[Inequality constraints]
Blower temperature lower limit TL (for example, TL = 7 ° C.) ≦ TSC ≦ TSH ≦ Blower temperature upper limit TH (for example, TH = 45 ° C.) (1)
[0022]
The mathematical programming model predictive control method used to determine the cold water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) is an arithmetic function that always observes these constraints. Therefore, the chilled water valve opening degree θC (%) and the hot water valve opening degree θH (%) are obtained so as not to exceed the constraints imposed on the cooling blast temperature TSC and the heating blast temperature TSH, and the humidifier The operating rate M (%) is determined so as not to protrude the constraint imposed on it, for example, 0% ≦ M ≦ 100%.
[0023]
[Problems to be solved by the invention]
In the temperature / humidity control system shown in FIG. 7, as the conversion coefficient α1 used when calculating the change ΔTSC in the cooling blast temperature in the calculation block BL3 and as the conversion coefficient α2 used when calculating the change ΔTSH in the heating blast temperature in the calculation block BL5, For example, a predetermined coefficient such as α1 = −0.5 (° C./%), α2 = 0.76 (° C./%) is used. That is, assuming that an increase of 1% in the chilled water valve opening corresponds to a decrease in the cooling air blowing temperature of 0.5 ° C., the conversion coefficient α1 is set as α1 = −0.5 (° C./%), and an increase of 1 in the hot water valve opening is performed. % Corresponds to an increase in the heated air blowing temperature of 0.76 ° C., and the conversion coefficient α2 is defined as α2 = 0.76 (° C./%). In the calculation block BL1, the possible range for the cold water valve opening degree θC and the hot water valve opening degree θH is determined as 0 to 100%.
[0024]
For this reason, depending on the initial value θCst of the cold water valve opening, the initial value θHst of the hot water valve opening, the initial value TSCst of the cooling air temperature, and the initial value TSHst of the heating air temperature, the cooling air temperature TSC and the heating air temperature TSH are There is a case where it cannot reach the blower temperature lower limit TL or the blower temperature upper limit TH, and there is a problem that the entire range of the allowed blower temperature range cannot be used.
[0025]
This problem will be described with reference to FIG. In FIG. 8A, the horizontal axis represents the chilled water valve opening θC, and the vertical axis represents the cooling air blowing temperature TSC. In FIG. 8A, it is assumed that the intersection (initial point) of the initial value θCst of the chilled water valve opening and the initial value TSCst of the cooling air temperature is at the PA1 point. In this case, for the change in θC that can take a value of 0 to 100%, the cooling air temperature TSC obtained by the processing of the calculation blocks BL2, BL3, and BL4 is the air temperature lower limit TL and the air temperature upper limit TH. It is possible to reach. That is, TSC reaches TH until θC changes to 0%, and TSC reaches TL until θC changes to 100%.
[0026]
However, when the initial point is PA2, for example, the cooling air temperature TSC obtained by the processing of the operation blocks BL2, BL3, and BL4 with respect to the change in θC that can take a value of 0 to 100% is the air temperature upper limit TH. However, it is impossible to reach the blower temperature lower limit TL. That is, TSC reaches TH before θC changes to 0%, but TSC does not reach TL even if θC changes to 100%. θC cannot take a value of 100% or more.
[0027]
For example, when the initial point is PA3, the cooling air temperature TSC obtained by the processing of the operation blocks BL2, BL3, and BL4 with respect to the change in θC that can take a value of 0 to 100% is the air temperature lower limit TL. Can be reached, but the air blowing temperature upper limit TH cannot be reached. That is, TSC reaches TL until θC changes to 100%, but TSC does not reach TH even if θC changes to 0%.
[0028]
Thus, depending on the position of the initial point PA, the cooling blast temperature TSC may not reach the blast temperature lower limit TL or the blast temperature upper limit TH, and the entire range of the set blast temperature range (TL to TH) is used. The problem of being unable to do so arises.
[0029]
In FIG. 8B, the horizontal axis represents the hot water valve opening degree θH, and the vertical axis represents the heating air temperature TSH. Now, in FIG. 8B, it is assumed that the intersection (initial point) of the initial value θHst of the hot water valve opening and the initial value TSHst of the heating air temperature is at the point PB1. In this case, for the change in θH that can take a value of 0 to 100%, the heated air blowing temperature TSH obtained by the processing of the operation blocks BL2, BL5, and BL6 is the air blowing temperature lower limit TL and the air blowing temperature upper limit TH. It is possible to reach.
[0030]
However, when the initial point is PB2, for example, for the change in θH that can take a value of 0 to 100%, the heating air temperature TSH obtained by the processing of the operation blocks BL2, BL5, and BL6 is the air temperature upper limit TH. However, it is impossible to reach the blower temperature lower limit TL. In addition, when the initial point is PB3, for example, with respect to a change in θH that can take a value of 0 to 100%, the heating air temperature TSH obtained by the processing of the operation blocks BL2, BL5, and BL6 is the air temperature lower limit TL. Can be reached, but the air blowing temperature upper limit TH cannot be reached. Thus, depending on the position of the initial point PB, the heated blast temperature TSH may not reach the blast temperature lower limit TL or the blast temperature upper limit TH, and the entire range of the set blast temperature range (TL to TH) is used. The problem of being unable to do so arises.
[0031]
If the absolute values of the conversion coefficients α1 and α2 are increased, it is possible to reach the blowing temperature lower limit TL and the blowing temperature upper limit TH. However, the variation range of the heating air temperature and the cooling air temperature per 1% of the hot water valve opening and the cold water valve opening becomes large, and fine adjustment of the air temperature commanded to the heat pump type heat source air conditioner 9 becomes impossible.
[0032]
Further, as shown in FIG. 9 (a), the initial value θCst of the chilled water valve opening is fixed to 50% which is the median value of 0 to 00%, and this initial value θCst = 50% and the initial value of the cooling air temperature. It is conceivable that the intersection with TSCst is the initial point PA. Further, as shown in FIG. 9B, the initial value θHst of the hot water valve opening is fixed to 50%, which is the median value of 0 to 00%, and this initial value θHst = 50% and the initial value of the heating air temperature. It is conceivable that the intersection with TSHst is the initial point PB.
[0033]
In the example of FIG. 9A, the absolute value of the conversion coefficient (first conversion coefficient) α1 is small, and depending on the position of the initial point, it is impossible to use the entire allowable air temperature range. Therefore, if the absolute value of α1 is increased as shown in FIG. 9 (c), it becomes possible to use the entire range of the allowed air temperature regardless of the position of the initial point. Further, in the example of FIG. 9B, even if the value of the conversion coefficient (second conversion coefficient) α2 remains as it is, it is possible to use the entire allowable air temperature range regardless of the position of the initial point. . However, since the possible range of the cold water valve opening degree θC and the hot water valve opening degree θH is 0 to 100%, the absolute values of the first conversion coefficient α1 and the second conversion coefficient α2 can be further reduced. In other words, it is not possible to make fine adjustment of the blowing temperature commanded to the heat pump type heat source air conditioner 9 by reducing the change width of the heating blowing temperature and the cooling blowing temperature per 1% of the hot water valve opening and the cold water valve opening. .
[0034]
The present invention has been made to solve such a problem. The object of the present invention is to be able to use the entire allowable air temperature range regardless of the position of the initial point. It is intended to provide a temperature / humidity control system and a temperature / humidity control method that can reduce the conversion coefficient and the second conversion coefficient and finely adjust the blowing temperature instructed to the heat pump type heat source air conditioner.
[0035]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, the present invention includes a heat pump type heat source air conditioner that can simultaneously cool and heat and blow air adjusted to a predetermined temperature, and a humidifier that generates steam. Air conditioning control target that receives supply of temperature-controlled air from the heat pump type heat source air conditioner and steam from the humidifier by adjusting the cooling and heating air temperature of the heat pump type heat source air conditioner and the operating rate of the humidifier In a temperature and humidity control system for controlling indoor temperature and humidity, temperature detection means for detecting the temperature in the air-conditioning control target room, humidity detection means for detecting the humidity in the air-conditioning control target room, and detected temperature and humidity from the temperature detection means Use the cold water coil, hot water coil and humidifier from the detected humidity from the detection means, the set value of the room temperature and the set value of the room humidity. It is predetermined assuming a temperature and humidity control system Mathematical programming model predictive control method The chilled water valve opening that regulates the flow rate of chilled water flowing through the chilled water coil, the hot water valve opening that regulates the flow rate of hot water flowing through the hot water coil, and the humidifier operating rate of the humidifier are as follows: An arithmetic means for obtaining an opening degree range of 0 to X% expanded to a predetermined value X exceeding 100 and obtaining a humidifier operating rate to be a value of an operating rate range of 0 to 100%; A chilled water valve opening difference calculating means for calculating a difference between the chilled water valve opening determined by the calculating means and an initial value of the chilled water valve opening determined in advance as a median value of the expanded opening range; The hot water valve opening difference calculating means for calculating the difference between the hot water valve opening determined by the above and the initial value of the hot water valve opening determined in advance as the approximate median value of the expanded opening range, and the calculating means Humidifier operating rate and predetermined The difference between the humidifier operating rate difference calculating means for obtaining the difference from the initial value of the humidifier operating rate being obtained and the difference between the chilled water valve opening degrees calculated by the chilled water valve opening difference calculating means is multiplied by the first conversion coefficient. Cooling air temperature change calculation means for determining the change in cooling air temperature, and the difference between the hot water valve opening calculated by the hot water valve opening difference calculation means is multiplied by the second conversion coefficient, and the humidifier operating rate difference calculating means. The heating air temperature change amount calculating means for multiplying the difference of the humidifier operation rate obtained by the third conversion coefficient and obtaining the change amount of the heating air temperature based on each value obtained thereby, and the cooling air temperature change amount A cooling air temperature calculating means for adding a predetermined initial value of the cooling air temperature to the change in the cooling air temperature obtained by the calculating means and obtaining a cooling air temperature commanded to the heat pump type heat source air conditioner, and heating air Temperature change calculation Heating air temperature calculating means for obtaining the heating air temperature to be commanded to the heat pump type heat source air conditioner by adding the initial value of the heating air temperature determined in advance to the change in the heating air temperature obtained by the stage It is.
[0036]
According to the present invention, the cold water valve opening degree and the hot water valve opening degree are not the value of the opening degree range of 0 to 100% in accordance with the actual situation, but are expanded to the predetermined value X (X> 100) exceeding 100. It is calculated | required as a value of 0-X%. That is, the expanded opening range expanded to a fictitious region where the cold water valve opening and the hot water valve opening exceed 0 to 100%, such as 800%, without being constrained by the actual opening of the cold water valve or hot water valve that do not exist It is calculated as the value in
[0037]
In addition, the initial value of the chilled water valve opening is set to approximately the median value of the expanded opening range, and the difference between the chilled water valve opening determined above and the initial value of the chilled water valve opening is determined. The difference in degree is multiplied by the first conversion coefficient to obtain a change in the cooling air temperature, and a predetermined initial value of the cooling air temperature is added to the change in the cooling air temperature, thereby heat pump type heat source air conditioning. The cooling blast temperature commanded to the machine is determined.
[0038]
In addition, the initial value of the hot water valve opening is set to the approximate median value of the expanded opening range, the difference between the hot water valve opening determined above and the initial value of the hot water valve opening is determined, and the humidifier is operated. The difference between the rate and the initial value of the humidifier operating rate is determined, the difference in hot water valve opening is multiplied by the second conversion factor, and the difference in humidifier operating rate is multiplied by the third conversion factor. The amount of change in the heated blast temperature is obtained based on each value obtained, and the amount of change in the heated blast temperature is added with the initial value of the predetermined heated blast temperature to instruct the heat pump type heat source air conditioner. Temperature is required.
[0039]
In this case, the initial point determined by the initial value of the chilled water valve opening and the initial value of the cooling blast temperature is the intersection of the approximate median value of the expanded opening range of the chilled water valve opening and the initial value of the cooling blast temperature. The When the expanded opening range of the chilled water valve opening is 0 to 800%, for example, as shown in FIG. 2 (a), the cooling air flow is 400% as the median value of the expanded opening range of the chilled water valve opening θC. The intersection with the initial value TSCst of the temperature is set as the initial point PA. In this case, the opening range of the chilled water valve opening θC is expanded to 0 to 800%, and even if the absolute value of the first conversion coefficient α1 is small to some extent, the initial point PA that is the intersection of θCst and TSCst. Regardless of the position, the cooling air temperature TSC reaches both the air temperature lower limit TL and the air temperature upper limit TH.
[0040]
The initial point determined by the initial value of the hot water valve opening and the initial value of the heating air temperature is the intersection of the approximate median value of the expanded opening range of the hot water valve opening and the initial value of the heating air temperature. . When the expanded opening range of the hot water valve opening is 0 to 800%, for example, as shown in FIG. 2 (b), 400% which is the median value of the expanded opening range of the hot water valve opening θH and the heating air The intersection point PB with the initial temperature value TSHst is used. In this case, the opening range of the hot water valve opening θH is expanded to 0 to 800%, and even if the absolute value of the second conversion coefficient α2 is small to some extent, the initial point PB that is the intersection of θHst and TSHst Regardless of the position, the heated blast temperature TSH reaches both the blast temperature lower limit TL and the blast temperature upper limit TH. In FIG. 2B, it is assumed that the third conversion coefficient is much smaller than the second conversion coefficient, and the term obtained by multiplying the difference in the humidifier operating rate by the third conversion coefficient is omitted. Yes.
[0041]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[Embodiment 1: System using heating humidifier]
FIG. 1 is a block diagram showing a main part of an embodiment (embodiment 1) of a temperature and humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier according to the present invention. In this system, a control device 12 is used instead of the control device 11 shown in FIG. Further, as the humidifier 5, a heating type humidifier is used.
[0042]
The control device 12 can be realized by a computer in which a control program is installed, and its function can be expressed by a plurality of calculation blocks as shown in FIG.
[0043]
In the control device 12, the calculation block BL1 includes a room temperature tpv from the room temperature sensor 3 and a room humidity RHpv from the room humidity sensor 4, a set value tsp and a humidity setting of a room temperature from a temperature setter (not shown). Mathematical programming model predictive control of required chilled water valve opening θC (%), hot water valve opening θH (%) and humidifier operating rate M (%) using indoor humidity set value RHsp Ask according to the method.
[0044]
In addition, the calculation block BL1 delivers the cold water valve opening degree θC, the hot water valve opening degree θH, and the humidifier operating rate M to the calculation block BL2. The calculation block BL1 uses an objective function expressed by the following equation (2) when determining the chilled water valve opening θC, the hot water valve opening θH, and the humidifier operating rate M according to the mathematical programming model predictive control method. The control calculation is performed so as to always observe the restriction conditions defined for the cooling air temperature and the heating air temperature, and the cold water valve opening degree θC, the hot water valve opening degree θH, and the humidifier operating rate M are determined.
[0045]
That is, the calculation block BL1 obtains the chilled water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%), and the humidifier operating rate M (%) that minimizes the objective function under a predetermined constraint condition. .
Objective function = Q1 · (t−tsp) ² + Q2 ・ (RH-RHsp) ² + W1 ・ θC ² + W2 ・ θH ² + W3 ・ M ² (2)
In the equation (2), Q1, Q2, W1, W2, and W3 are coefficients indicating weights.
[0046]
The calculation block BL2 includes a difference ΔθC (ΔθC = θC−θCst) between the chilled water valve opening θC from the calculation block BL1 and the initial value θCst of the chilled water valve opening, the hot water valve opening θH from the calculation block BL1 and the hot water valve opening. The difference ΔθH (ΔθH = θH−θHst) from the initial value θHst of the degree and the difference ΔM (ΔM = M−Mst) between the humidifier operating rate M and the initial value Mst of the humidifier operating rate from the calculation block BL1 are obtained. .
[0047]
The calculation block BL3 multiplies ΔθC from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α1 to obtain a change ΔTSC in the cooling air temperature (ΔTSC = α1 × ΔθC). The calculation block BL5 multiplies ΔθH from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α2, multiplies ΔM from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α3, adds them, and adds the change ΔTSH (ΔTSH = α2 × ΔθH + α3 × ΔM) is obtained. As a result, a change ΔTSH in the heating air temperature in consideration of the fact that the operation of the heating type humidifier 5 is involved in the temperature rise is obtained.
[0048]
In the first embodiment, the conversion coefficient α1 is defined as α1 = −0.15 (° C./%) on the assumption that the cold water valve opening degree 1% corresponds to a decrease in the cooling air blowing temperature 0.15 ° C. The conversion coefficient α2 is defined as α2 = 0.22 (° C./%) on the assumption that the hot water valve opening degree 1% corresponds to an increase in the heated air blowing temperature 0.22 ° C. Further, assuming that an increase of 1% in the humidifier operating rate corresponds to an increase of 0.0003 ° C. in the heated air blowing temperature, the third conversion coefficient α 3 is defined as α 3 = 0.0003 (° C./%).
[0049]
The calculation block BL4 obtains the cooling air temperature TSC (TSC = TSCst + ΔTSC) by adding the change ΔTSC of the cooling air temperature from the operation block BL3 to the initial value TSCst of the cooling air temperature. Thus, the chilled water valve opening degree θC from the calculation block BL1 is converted into the cooling air temperature TSC commanded to the heat pump heat source air conditioner 9.
[0050]
The calculation block BL6 calculates the heating air temperature TSH (TSH = TSHst + ΔTSH) by adding the change ΔTSH of the heating air temperature from the operation block BL5 to the initial value TSHst of the heating air temperature. As a result, the hot water valve opening degree θH and the humidifier operating rate M from the calculation block BL1 are converted into the heated air blowing temperature TSH commanded to the heat pump type heat source air conditioner 9.
[0051]
At this time, when calculating the chilled water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) in the calculation block BL1, the cooling blast temperature TSC calculated in the calculation block BL4 is The lower limit value TL should not be lowered, the heating air temperature TSH obtained in the calculation block BL6 should not exceed the upper limit value TH, and the cooling air temperature TSC should not exceed the heating air temperature TSH (1 The inequality constraint condition shown by the formula is set.
[0052]
The mathematical programming model predictive control method used to determine the cold water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) is an arithmetic function that always observes these constraints. Therefore, the chilled water valve opening degree θC (%), the hot water valve opening degree θH (%), and the humidifier operating rate so as not to exceed the constraints imposed on the cooling blast temperature TSC and the heated blast temperature TSH. M (%) is obtained.
[0053]
For example, in this temperature and humidity control system, the responsiveness of the heat pump type heat source air conditioner 9 is slow, and it takes a considerable time for the cooling air temperature or the heated air temperature to actually reach the command values TSC and TSH, Although the heating air temperature TSH is increased to the heating temperature upper limit TH, the room temperature tpv does not readily increase, and there may be a large gap between the set temperature tsp.
[0054]
Even in such a case, restrictions are imposed so that the heating air temperature TSH is not further increased, and the humidifier 5 is a heating type, and the predictive model expresses that the humidifier 5 has a temperature raising function. ing. However, since the humidifier operating rate M is involved in the generation of the heated air blowing temperature TSH, the hot water valve opening degree θH and the humidifier operating rate M obtained in the calculation block BL1 are values that always obey this upper limit constraint. The humidifier operating rate M does not become an extremely large value. Therefore, an extreme increase in the operating rate of the heating humidifier 5 is avoided, and deterioration of the indoor environment due to a rapid increase in indoor humidity is prevented.
[0055]
In this temperature / humidity control system, the initial point determined by the initial value θCst of the chilled water valve opening and the initial value TSC of the cooling air temperature is the median value when the expansion opening range is 0 to 800%, for example, 800%. This is the intersection with the initial temperature value TSC. That is, as shown in FIG. 2 (a), the intersection of 400% which is the median value of the expanded opening range 0 to 800% of the chilled water valve opening θC and the initial value TSCst of the cooling air temperature is the initial point PA. Is done. In this case, the opening range of the chilled water valve opening θC is expanded to 0 to 800%, and even if the absolute value of the conversion coefficient α1 is small to some extent, the cooling air blowing temperature TSC is the air blowing regardless of the position of the initial point PA. Both the temperature lower limit TL and the blowing temperature upper limit TH are reached.
[0056]
Thereby, the problem that the cooling air temperature TSC cannot reach the air temperature lower limit TL and the air temperature upper limit TH depending on the position of the initial point PA does not occur, and the entire allowable air temperature range can be used up. Become. Further, the absolute value of the conversion coefficient α1 can be remarkably reduced as compared with the case where the opening degree range is 0 to 100%, and the change in the cooling air temperature TSC per 1% of the chilled water valve opening degree. By making the width small, fine adjustment of the blowing temperature commanded from the heat pump type heat source air conditioner 9 becomes possible.
[0057]
In addition, the initial point determined by the initial value θHst of the hot water valve opening and the initial value TSHst of the heating blast temperature is the median when the expanded opening range is 0 to 800%, for example, and the initial value TSHst of the heating blast temperature. It is an intersection. That is, as shown in FIG. 2 (b), the intersection of 400% which is the median value of the expanded opening range 0 to 800% of the hot water valve opening θH and the initial value TSTst of the heating air temperature is the initial point PB. Is done. In this case, the opening range of the hot water valve opening θH is expanded to 0 to 800%, and even if the absolute value of the conversion coefficient α2 is small to some extent, the heating air blowing temperature TSH is the air blowing regardless of the position of the initial point PB. Both the temperature lower limit TL and the blowing temperature upper limit TH are reached. In FIG. 2B, the term α3 × ΔM is omitted because the conversion coefficient α3 is much smaller than α2.
[0058]
Thereby, the problem that the heating air temperature TSH cannot reach the air temperature lower limit TL and the air temperature upper limit TH does not occur depending on the position of the initial point PB, and the entire allowable air temperature range can be used up. In addition, the absolute value of the conversion coefficient α2 can be remarkably reduced as compared with the case where the opening degree range is 0 to 100%, and the change in the heating air temperature TSH per 1% of the hot water valve opening degree. By narrowing the width, fine adjustment of the blowing temperature commanded to the heat pump type heat source air conditioner 9 becomes possible.
[0059]
[Embodiment 2: System using endothermic humidifier]
FIG. 2 is a block diagram showing a main part of another embodiment (embodiment 2) of a temperature and humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier according to the present invention. In this system, a control device 13 is used instead of the control device 11 shown in FIG. Further, an endothermic humidifier is used as the humidifier 5.
[0060]
In the control device 13, the calculation block BL1 includes a room temperature tpv from the room temperature sensor 3 and a room humidity RHpv from the room humidity sensor 4, a set value tsp and a humidity setting of a room temperature from a temperature setter (not shown). Mathematical programming model predictive control of required chilled water valve opening θC (%), hot water valve opening θH (%) and humidifier operating rate M (%) using indoor humidity set value RHsp Ask according to the method.
[0061]
In addition, the calculation block BL1 delivers the cold water valve opening degree θC, the hot water valve opening degree θH, and the humidifier operating rate M to the calculation block BL2. Note that the calculation block BL1 uses the objective function expressed by the equation (2) to determine the cooling water valve opening θC, the hot water valve opening θH, and the humidifier operating rate M according to the mathematical programming model predictive control method. Control calculation is performed so as to ensure that the restriction conditions are satisfied with respect to the blowing temperature and the heating blowing temperature, and the chilled water valve opening degree θC, the hot water valve opening degree θH, and the humidifier operating rate M are determined.
[0062]
The calculation block BL2 includes a difference ΔθC (ΔθC = θC−θCst) between the chilled water valve opening θC from the calculation block BL1 and the initial value θCst of the chilled water valve opening, the hot water valve opening θH from the calculation block BL1 and the hot water valve opening. The difference ΔθH (ΔθH = θH−θHst) from the initial value θHst of the degree and the difference ΔM (ΔM = M−Mst) between the humidifier operating rate M and the initial value Mst of the humidifier operating rate from the calculation block BL1 are obtained. .
[0063]
The calculation block BL3 multiplies ΔθC from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α1 to obtain a change ΔTSC in the cooling air temperature (ΔTSC = α1 × ΔθC). The calculation block BL5 multiplies ΔθH from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α2, multiplies ΔM from the calculation block BL2 by a predetermined conversion coefficient α3, and subtracts these to subtract the change in heating blast temperature ΔTSH (ΔTSH = α2 × ΔθH−α3 × ΔM) is obtained. As a result, a change ΔTSH in the heated blast temperature considering that the operation of the endothermic humidifier 5 is involved in the temperature decrease is obtained.
[0064]
The calculation block BL4 obtains the cooling air temperature TSC (TSC = TSCst + ΔTSC) by adding the change ΔTSC of the cooling air temperature from the operation block BL3 to the initial value TSCst of the cooling air temperature. Thus, the chilled water valve opening degree θC from the calculation block BL1 is converted into the cooling air temperature TSC commanded to the heat pump heat source air conditioner 9.
[0065]
The calculation block BL6 calculates the heating air temperature TSH (TSH = TSHst + ΔTSH) by adding the change ΔTSH of the heating air temperature from the operation block BL5 to the initial value TSHst of the heating air temperature. As a result, the hot water valve opening degree θH and the humidifier operating rate M from the calculation block BL1 are converted into the heated air blowing temperature TSH commanded to the heat pump type heat source air conditioner 9.
[0066]
At this time, when calculating the chilled water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) in the calculation block BL1, the cooling blast temperature TSC calculated in the calculation block BL4 is The lower limit value TL should not be lowered, the heating air temperature TSH obtained in the calculation block BL6 should not exceed the upper limit value TH, and the cooling air temperature TSC should not exceed the heating air temperature TSH (1 The inequality constraint condition shown by the formula is set.
[0067]
The mathematical programming model predictive control method used to determine the cold water valve opening θC (%), the hot water valve opening θH (%) and the humidifier operating rate M (%) is an arithmetic function that always observes these constraints. Therefore, the chilled water valve opening degree θC (%), the hot water valve opening degree θH (%), and the humidifier operating rate so as not to exceed the constraints imposed on the cooling blast temperature TSC and the heated blast temperature TSH. M (%) is obtained.
[0068]
For example, in this temperature and humidity control system, the responsiveness of the heat pump type heat source air conditioner 9 is slow, and it takes a considerable time for the cooling air temperature or the heated air temperature to actually reach the command values TSC and TSH, Although the heating air temperature TSH is lowered to the cooling air temperature TSC, the room temperature tpv does not decrease easily, and there is a case where a large opening occurs between the indoor air temperature tpv and the set temperature tsp.
[0069]
Even in such a case, the heating air blowing temperature TSH is restricted not to be lower than the cooling temperature TSC, and the humidifier 5 is an endothermic type, and the predictive model expresses that the humidifier 5 has a temperature lowering function. ing. However, since the humidifier operating rate M is involved in the generation of the heated air blowing temperature TSH, the cold water valve opening θC, the hot water valve opening θH, and the humidifier operating rate M obtained in the calculation block BL1 are the heating air blowing temperature TSH. Therefore, the humidifier operating rate M does not become an extremely large value. Therefore, an extreme increase in the operating rate of the endothermic humidifier 5 is avoided, and deterioration of the indoor environment due to a rapid increase in indoor humidity is prevented.
[0070]
In the second embodiment, similarly to the first embodiment, the expanded opening range of the cold water valve opening θC and the hot water valve opening θH is set to 0 to 800%, for example. It goes without saying that the value θCst and the initial value θHst of the hot water valve opening are set to 400%, which is the median value of the expanded opening range.
[0071]
In the present invention, possible values for the initial value θCst of the cold water valve opening and the initial value θHst of the hot water valve opening are not necessarily the values of the cold water valve opening θC and the first conversion coefficient α1 and the second conversion coefficient α2. Since it is not necessary to use the median value of the expanded opening range of the hot water valve opening θH, and may be a value before and after the median value of the expanded opening range, the initial value θCst of the cold water valve opening and The initial value θHst of the hot water valve opening is expressed as “approximately the median value of the expanded opening range”.
[0072]
In the present invention, the possible range of the initial value θCst of the cold water valve opening and the initial value θHst of the hot water valve opening is determined by the values of the first conversion coefficient α1 and the second conversion coefficient α2 and the cold water valve opening θC and There may be a considerable margin with respect to the median value of the expanded opening range of the hot water valve opening θH. In the present invention, the initial value θCst of the cold water valve opening and the initial value θHst of the hot water valve opening are set as “expanded”, including this margin, that is, having a considerable width with respect to the median value of the expanded opening range. It is expressed as “about the median value of the opening range”.
[0073]
【The invention's effect】
As is apparent from the above description, according to the present invention, the opening degree of the opening of the cold water valve and the opening degree of the hot water valve are not 0% to 100% according to the actual situation, but are expanded to a predetermined value X exceeding 100. The initial value of the chilled water valve opening and the initial value of the hot water valve opening are set to the median value of the expanded opening range 0 to X% of the chilled water valve opening and the hot water valve opening. Thus, regardless of the position of the initial point, the cooling air temperature should reach both the air temperature lower limit and the air temperature upper limit, and the heating air temperature should reach both the air temperature lower limit and the air temperature upper limit. Thus, it is possible to use up the entire allowable air temperature range. Moreover, the 1st conversion coefficient and the 2nd conversion coefficient are made small, and the fine adjustment of the ventilation temperature from a heat pump type heat source air conditioner is attained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a main part of an embodiment (embodiment 1) of a temperature and humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a heating type humidifier according to the present invention.
2 is a diagram for explaining conversion of a chilled water valve opening degree θC into a cooling air blowing temperature TSC and conversion of a hot water valve opening degree θH into a heating air blowing temperature TSH in the system shown in FIG. 1;
FIG. 3 is a block diagram showing a main part of another embodiment (embodiment 2) of a temperature and humidity control system using a heat pump heat source air conditioner and an endothermic humidifier according to the present invention.
FIG. 4 is a diagram for explaining the action of cooling, heating, and humidifying functions related to temperature and humidity (relative humidity).
FIG. 5 is a block diagram showing a main part of a conventional temperature / humidity control system using a cold / hot water coil and a humidifier.
FIG. 6 is a block diagram showing a main part of a conventional temperature and humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier.
FIG. 7 is a block diagram showing a main part of a new temperature / humidity control system using a heat pump type heat source air conditioner and a humidifier considered by the present applicant.
8 illustrates that the cooling air temperature TSC and the heated air temperature TSH may not reach the air temperature lower limit TL and the air temperature upper limit TH depending on the positions of the initial points PA and PB in the system shown in FIG. It is a figure to do.
FIG. 9 is a diagram for explaining a problem when the initial value θCst of the cold water valve opening and the initial value θHst of the hot water valve opening are fixed to 50% in the system shown in FIG. 8;
[Explanation of symbols]
2 ... Air conditioning control target room, 3 ... Indoor temperature sensor, 4 ... Indoor humidity sensor, 5 ... Humidifier, 9 ... Heat pump type heat source air conditioner, 12, 13 ... Control device, BL1-BL6 ... Calculation block.

Claims

A heat pump type heat source air conditioner capable of blowing air that has been adjusted to a predetermined temperature by performing cooling and heating simultaneously, and a humidifier that generates steam, and cooling air temperature and heating of the heat pump type heat source air conditioner Temperature and humidity for controlling the temperature and humidity in the air-conditioning control target room that receives the supply of temperature-controlled air from the heat pump type heat source air conditioner and steam from the humidifier by adjusting the blowing temperature and the operating rate of the humidifier In the control system,
Temperature detecting means for detecting the temperature in the air-conditioning control target room;
Humidity detecting means for detecting humidity in the air-conditioning control target room;
A temperature / humidity control system using a cold water coil, a hot water coil, and the humidifier is assumed from the detected temperature from the temperature detecting means, the detected humidity from the humidity detecting means, and the set value of the room temperature and the set value of the room humidity. Then, according to a predetermined mathematical programming model predictive control method , a chilled water valve opening that defines the flow rate of chilled water flowing through the chilled water coil, a hot water valve opening that defines the flow rate of hot water flowing through the hot water coil, and humidification of the humidifier For the cold water valve opening and the hot water valve opening, the operation rate is determined to be a value in the expanded opening range 0 to X% expanded to a predetermined value X exceeding 100, and the humidifier operation rate is 0 to 100. Calculating means for obtaining a value in the operating rate range of%,
A chilled water valve opening difference calculating means for determining a difference between the chilled water valve opening determined by the calculating means and an initial value of the chilled water valve opening determined in advance as a median value of the expanded opening range;
Hot water valve opening difference calculating means for obtaining a difference between the hot water valve opening determined by the calculating means and an initial value of the hot water valve opening that is predetermined as a median value of the expanded opening range;
Humidifier operating rate difference calculating means for obtaining a difference between the humidifier operating rate determined by the calculating means and a predetermined initial value of the humidifier operating rate;
A cooling blast temperature change calculation means for calculating a change in the cooling blast temperature by multiplying the difference in the chilled water valve opening calculated by the chilled water valve opening difference calculation means by a first conversion coefficient;
A difference between the hot water valve opening degrees calculated by the hot water valve opening degree difference calculating means is multiplied by a second conversion coefficient, and a third conversion is performed on the difference between the humidifier operating ratio calculated by the humidifier operating ratio difference calculating means. A heating air temperature change amount calculating means for multiplying a coefficient and obtaining a change amount of the heating air temperature based on each value obtained thereby,
Cooling air flow for obtaining a cooling air temperature to be commanded to the heat pump type heat source air conditioner by adding a predetermined initial value of the cooling air temperature to the change amount of the cooling air temperature obtained by the cooling air temperature change calculating means Temperature calculation means;
Heating air flow for obtaining a heating air temperature to be instructed to the heat pump type heat source air conditioner by adding a predetermined initial value of the heating air blowing temperature to the change amount of the heating air blowing temperature obtained by the heating air temperature change calculating means A temperature / humidity control system comprising a temperature calculation means.

Applied to a system comprising a heat pump type heat source air conditioner capable of performing cooling and heating at the same time and blowing air adjusted to a predetermined temperature, and a humidifier generating steam, and the heat pump type heat source air conditioner By adjusting the cooling air temperature and the heating air temperature, and the operating rate of the humidifier, the temperature and humidity in the air-conditioning control target room that receives temperature-controlled air from the heat pump type heat source air conditioner and steam from the humidifier In the temperature and humidity control method for controlling
A first step of detecting a temperature in the air-conditioning control target room;
A second step of detecting humidity in the air conditioning control target room;
Based on the temperature detected in the first step, the humidity detected in the second step, the set value of the indoor temperature, and the set value of the indoor humidity, the temperature and humidity using the cold water coil, the hot water coil, and the humidifier In accordance with a mathematical programming model predictive control method that is determined in advance assuming a control system, the chilled water valve opening that defines the flow rate of chilled water flowing through the chilled water coil, the hot water valve opening that defines the flow rate of hot water flowing through the hot water coil, and the Regarding the humidifier operating rate of the humidifier, the cold water valve opening and the hot water valve opening are determined so as to be a value of an expanded opening range 0 to X% expanded to a predetermined value X exceeding 100, and the humidifier operating rate Is a third step for obtaining an operating rate range of 0-100%,
A fourth step for obtaining a difference between the chilled water valve opening determined in the third step and an initial value of the chilled water valve opening determined in advance as a median value of the expanded opening range;
A fifth step for obtaining a difference between the hot water valve opening determined in the third step and an initial value of the hot water valve opening predetermined as a median value of the expanded opening range;
A sixth step for determining a difference between the humidifier operating rate determined in the third step and a predetermined initial value of the humidifier operating rate;
A seventh step of determining the change in the cooling air temperature by multiplying the difference in the chilled water valve opening determined in the fourth step by the first conversion coefficient;
Obtained by multiplying the difference in hot water valve opening determined in the fifth step by the second conversion coefficient, and multiplying the difference in humidifier operation rate determined in the sixth step by the third conversion coefficient. An eighth step for determining a change in the heated air blowing temperature based on each value;
A ninth step of obtaining a cooling air temperature to be instructed to the heat pump type heat source air conditioner by adding a predetermined initial value of the cooling air temperature to the change in the cooling air temperature obtained in the seventh step;
A tenth step of obtaining a heating air temperature to be instructed to the heat pump type heat source air conditioner by adding a predetermined initial value of the heating air temperature to a change in the heating air temperature determined in the eighth step;
A temperature and humidity control method characterized by comprising: