建物空調システム設計が運用時のエネルギー消費量に与える影響 [ PDF

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(1)建物空調システム設計が運用時のエネルギー消費量に与える影響小塩真奈美 1）システム A. 1. はじめに空調システムの運用段階のエネルギー消費量は極めて大き. 建築設備設計基準（平成18年度版）3)に基づいて最大負荷計. く、不適切に設計されたシステムは適切な運用方法による省エ. 算を行って装置容量を決定し、機器選定を行ったシステムであ. ネルギーの効果を大きく低減させることにもなりかねない。また、. る。内部発熱の設定値を表2 に示す。この場合の最大負荷計算. 空調システム設計において、余裕率を過剰に見込むことは過大. 結果を表 3（システム A）に示す。. 設計につながり、機器効率の悪い低負荷で空調システムが運. 2）システム B. 1). 転されることになるという報告もされている。よって、運用段階. 非定常熱負荷計算を行って最大負荷を求め、この最大負荷. のエネルギー消費も含めたライフサイクル的な観点から空調シ. を用いて建築設備設計基準（平成 18 年度版）を基に機器選定. ステムの設計を考えることが重要である。. を行ったシステムである。また、非定常熱負荷計算には、. 本報では、標準的な中規模オフィスビルを想定し、2 種類の. HASP/ACLD/8501 を改良して計算時間間隔を 1 時間から 1 分. 設計法によって設定した空調システムの各仕様を対象に、装置. 間に変更したプログラムを用いた。内部発熱の設定はシステム. 容量、熱源機の性能曲線、低負荷時の熱源機の性能の与え方、. A と同じとし、空調運転時間は平日 8:00∼19:00 とした。気象デ. 熱源機の台数分割、熱源機の種類の違いが空調システムのエ. ータには東京の標準気象データを用いた。最大負荷計算結果. ネルギー消費量にどのような影響を与えるかについて、シミュ. を表 3（システム B）に示す。システム A の最大負荷はシステム. レーションにより検討を行った結果について報告する。. Bと比較すると約40％大きく、その結果として熱源機負荷はシス. 2.. テム A が 167W/m2、システム B が 109W/m2 となり、システム A. 空調システム仕様の設定日本建築学会オフィス用標準問題の建物モデル 2)を基に作. がシステム B に比べ約 35％大きくなった。これらの最大負荷計. 成した建物を対象とする。建物モデルの概要を表 1、建物の基. 算結果に従って、両システムの空調機器の仕様を決定した（表. 準階平面図を図 1 に示す。本建物は 10 階建てであるが、簡単. 4）。各システムの熱源機の台数については、分割なし、2 台分. のため最下階と最上階を含め、全ての階の平面は基準階の平. 割、4 台分割と 3 種類設定したが、この場合の熱源機の冷凍・加. 面と同じとし、基準階が 10 層あるものとして計算を行った。. 熱能力及び動力は複数台の合計値が同じになるように選定し. 空調システム概要（熱源機分割なし時）を図2 に示す。空調システムの最大負荷計算に関して、設計法の違いにより以下の 2. ている。また、各システムの熱源機は、定格 COP が同じになるように補正した。. 種類の空調システムを考える。所在地階数延床面積基準階床面積基準階事務室床面積階高天井高窓面積比. T. 空調機. 表 1 建物モデルの概要東京地上10階 8265.6㎡ 826.56㎡ 605.2㎡（東系統：302.6㎡，西系統：302.6㎡） 3.6m 2.6m 30%. T. RA. 冷温水コイル. SA. SAファン. OA. OA ファン. T 東系統から. SAファン. OA. RA ファン. OA ファン. 東系統から. 東系統へ. 西系統から. 西系統から. 西系統へ二次ポンプ. 二次ポンプ. Ｔ. RA. 冷温水コイル. SA. 東系統へ西系統へ. T. 空調機. RA ファン. 一次ポンプ. Ｔ. 冷凍機. 一次ポンプ. 冷却塔. 冷却水ポンプ. 6000. Ｎ空調機室. 空冷式ヒートポンプチラー. (a)熱源機：空冷式ヒートポンプチラーの場合. 6300. 図 2 空調システムの概要（熱源機分割なし時）表 2 内部発熱設定値. 24600. 事務室（東系統）. 事務室（西系統）. (b)熱源機：インバータターボ冷凍機の場合. EV. 6300. ホール. 6300. 6000. 302.6ｍ2. 9000 33600. 6000. 表 3 最大負荷計算結果. 6000. 便所便所. 302.6ｍ2. 在室人数0.15人/m2，室内発熱(器具) 20W/m2(顕熱)，室内発熱(照明) 20W/m2，外気取入量 30 m3/(h・人)，隣室条件0.3. システムA. 6300. システムB. 図 1 基準階平面図(単位：mm). 33-1. 室内負荷[W/㎡] 空調機負荷[W/㎡] 熱源機負荷[W/㎡] 95（東系統） 150（東系統） 167 115（西系統） 159（西系統） 58（東系統） 87（東系統） 109 68（西系統） 98（西系統）.

(2) 与える影響について、構築した空調システムシミュレーションプ. 空調システムシミュレーションプログラム構築. 3.. 機器モデル、制御モデル、室熱収支モデルを組み合わせて. ログラムを用い、検討を行った（Case1∼Case27）。また、全ての. 空調システムシミュレーションプログラムを構築した。シミュレー. ケースにおいて装置容量の違いを比較するために、システム A. ションの入力は、外界気象条件及び空調システムの各温度設. とシステム B の 2 種類設定している。計算結果を表 7 に示す。. 定値（表 5）であり、出力は各機器の消費電力である。本システ. なお、本報では検討ケースを絞って考察を行った（表 8）。. ムに組み込まれている制御を表6に示す。シミュレーションの計. 4.1 装置容量の違いによるエネルギー消費量の比較 Case1 のシステム A、システム B でエネルギー消費量の比較. 算時間間隔は 1 分とし、計算期間は 1 月 1 日から 12 月 31 日、助走期間を前年の 12 月 22 日から 12 月 31 日までとした。一次. を行う。. 側冷水流量は定流量とし、往還ヘッダ間バイパス冷水流量は、. 1）熱源機のエネルギー消費量. 一次側冷水流量と二次側冷水流量との差とする。熱源機には、. 図 4 に Case1 の熱源機の月積算一次エネルギー消費量を示. レシプロ式とスクリュー式の空冷式ヒートポンプチラー（以下、レ. す。Case1 の場合、システム A の装置容量はシステム B に比べ. シプロ式空冷 HP、スクリュー式空冷 HP）とインバータターボ冷. 約 40％大きいため、部分負荷率の年平均値はシステム A が. 凍機（以下、INV ターボ冷凍機）を取り上げ、それらの部分負荷. 0.08、システム Bが 0.19 となり、システム B に比べて装置容量の. 特性は熱源機の種類、台数分割数に応じて設定した（図 3）。. 大きいシステム A の方が低負荷運転の頻度が高い。空調負荷. ケーススタディによるエネルギー消費量の比較. が大きい期間の 8 月にも、その平均値はシステム A が、0.31、. 熱源機の性能曲線を 2 種類、低負荷時における熱源機の性. システム B が 0.51 である。更に、レシプロ式空冷 HP の性能曲. 室内温度設定値冷却塔出口冷却水温度設定値冷却塔出入口冷却水温度差設定値. 5℃. 7℃. 11℃. 13℃. 1.1 1.0 0.9 0.8 0.7. 24. 26. 28. 30 32 34 外気温度[℃]. 36. 38. 40. 24. 28. 30 32 34 外気温度[℃]. 1.4. 温水出口温度 43℃ 45℃ 51℃ 53℃. 41℃ 49℃. 1.3. 26. 36. 38. 温水出口温度 43℃ 45℃ 51℃ 53℃. 41℃ 49℃. 1.3. 47℃ 55℃. 47℃ 55℃. 1.2. 入力比[-]. 1.2. 1.1. 1.1. 1.0. 1.0. 0.9. 0.9. 0.8. 0.8. 0.7. 0.7 -6. -4. -2. 0. 2 4 6 8 外気温度[℃]. 10. 12. 14. -6. 16. -4. -2. 0. 分割なし. 1.0 1. 2台分割. 4台分割. 入力比補正[-]. 0.4 y = 0.21337887 x 3 + 0.37144753 x2 - 0.39792904 x + 0.77313221 R² = 0.99722246. 0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4 0.5 0.6 0.7 部分負荷率[-]. 0.8. 0.9 1.0 1. (e) 部分負荷特性（レシプロ式空冷式ヒートポンプ）冷却水出口温度 13℃ 15℃ 25℃ 29℃. 32 28. 36 28. 24 20 16. 2台分割. 0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4 0.5 0.6 0.7 部分負荷率[-] 36 28. 24. （d）冷却塔風量制御（e）冷却水流量制御（f）熱源機運転台数制御. （g）給気温度設定値リセット制御. （h）熱源送水温度設定値リセット制御. （i）空調システム停止条件. 20 16. 1.0 1. 20℃. 16 12 8. 4. 4. 20℃ 32℃. 15℃. 20. 25℃. 32℃. 29℃. 0. 0 0. 0.2. 0.4 0.6 0.8 部分負荷率[-] 冷凍機出口冷水温度7℃. 1 1.0. 0. 0.2. 0.4 0.6 0.8 部分負荷率[-] 冷凍機出口冷水温度9℃. (g) 部分負荷特性(インバータターボ冷凍機). 図 3 熱源機の性能曲線. 室内温度が設定値に達するよう、給気風量をPI制御で調整給気温度が設定値に達するよう、二次側冷水流量をPI制御で調整熱源出口冷水温度が設定値に達するよう、熱源部分負荷率をPI制御で調整冷却塔出口冷却水温度が設定値に達するよう、冷却塔風量をPI制御で調整冷却塔出入口冷却水温度差が設定値に達するよう、冷却水流量をPI制御で調整熱源運転台数がn台である時、システム全体の処理熱量が（n-0.1）QR を超えると一台増台する（ここで、QR：一台あたりの定格処理熱量）システム全体の処理熱量が（n-1.2）QRを下回ると、一台減台する ※増減台実施後10分間は運転台数を変更しない冷房時：給気風量が下限値（外気導入量）になれば給気温度設定値を1℃上げ、給気風量が定格値になれば給気温度設定値を1℃下げる暖房時：給気風量が下限値（外気導入量）になれば給気温度設定値を1℃下げ、給気風量が定格値になれば給気温度設定値を1℃上げる ※変更後10分間は設定値を変更しない ※給気温度設定範囲（冷房：13-22℃、暖房：24-38℃）を超える場合は熱源機のみを停止する（ファン・ポンプは稼働）冷房時：二次側冷温水流量が定格値の20％になれば送水温度設定値を1℃上げ、二次側冷温水流量が定格値になれば送水温度設定値を1℃下げる暖房時：二次側冷温水流量が定格値の20％になれば送水温度設定値を1℃下げ、二次側冷温水流量が定格値になれば送水温度設定値を1℃上げる ※変更後10分間は設定値を変更しない ※熱源送水温度設定範囲（冷房：5-12℃、暖房：35-48℃）を超える場合は熱源機のみを停止する（ファン・ポンプは稼働）冷房時：室温が室内温度設定値よりも2℃低くなれば、熱源機・ポンプを30分間停止する暖房時：室温が室内温度設定値よりも2℃高くなれば、熱源機・ポンプを30分間停止する. 33-2. 0.9. 13℃. 24. 8. 1 1.0. 冷却水出口温度 13℃ 15℃ 25℃ 29℃. 32. 20℃ 32℃. 12. 0.4 0.6 0.8 部分負荷率[-] 冷凍機出口冷水温度5℃. 0.8. (f) 部分負荷特性（スクリュー式空冷式ヒートポンプ）. 4 0.2. 4台分割. 0. 8. 0. 16. 0.2. 12. 0. 14. 0.4. 冷却水出口温度 13℃ 15℃ 25℃ 29℃. 32. 20℃ 32℃. 12. 0.6. COP[-]. 36. 10. y = 0.3951x 2 + 0.2801x + 0.3103 R² = 0.9993. 0.8. 0.6. 0. 4 6 8 外気温度[℃]. 分割なし. 1.0 1. 0.8. 0.2. 2. (d) 入力特性（暖房）. (c) 能力特性（暖房）. 表 6 制御方法（a）給気風量制御（b）二次側冷水流量制御（c）熱源部分負荷率制御. 40. (b) 入力特性（冷房）. (a) 能力特性（冷房）. 1.4. 18℃ 32℃ 7℃ 12℃ 37℃ 26℃ 24℃ 22℃ 32℃ 24℃ 5℃. 9℃. 1.2. 0.7. 能力比[-]. 冷水出口温度. 1.3. 13℃. 0.9. COP[-]. 熱源出口冷水温度設定値. 11℃. 1.0. 表 5 空調システムの各温度設定値給気温度設定値. 9℃. 0.8. 台数. 冷凍能力720 kW,加熱能力759 kW 1台冷温水量2065 ℓ/min,動力186 kW 冷温水量2065 ℓ/min,動力9 kW,揚程15 m 冷凍能力360 kW,加熱能力380 kW 2台冷温水量1032 ℓ/min,動力73 kW 冷温水量1032 ℓ/min,動力4.5 kW,揚程15 m 冷凍能力180 kW,加熱能力190 kW 4台冷温水量516 ℓ/min,動力52 kW 冷温水量516 ℓ/min,動力2.25 kW,揚程15 m 冷凍能力720 kW（205USRT）,動力112 kW 冷水量2059 ℓ/min,冷却水量2446 ℓ/min 冷水量2059 ℓ/min,動力9 kW,揚程15 m 冷凍能力874 kW,動力5.5 kW 1台冷却水量2917 ℓ/min 冷却水量2917 ℓ/min,動力30 kW,揚程30 m kW,ガス燃焼量76 定格出力759 ㎥/h 温水量2171 ℓ/min,定格効率86 % 冷凍能力360 kW（102USRT）,動力56 kW 冷水量1030 ℓ/min,冷却水量1223 ℓ/min 冷水量1030 ℓ/min,動力4.5 kW,揚程15 m 冷凍能力487 kW,動力3.7 kW 2台冷却水量1625 ℓ/min 冷却水量1625 ℓ/min,動力15 kW,揚程30 m 定格出力380 kW,ガス燃焼量38 ㎥/h 温水量1085 ℓ/min,定格効率86 % 冷凍能力180 kW（51USRT）,動力28 kW 冷水量515 ℓ/min,冷却水量612 ℓ/min 冷水量515 ℓ/min,動力2.25 kW,揚程15 m 冷凍能力234 kW,動力1.5 kW 4台冷却水量780 ℓ/min 冷却水量780 ℓ/min,動力7.5 kW,揚程30 m 定格出力190 kW,ガス燃焼量19 ㎥/h 温水量1996 ℓ/min,定格効率86 % 10×2 送風量5000㎥/h,冷却能力32.5 kW 冷温水量93 ℓ/min,動力2.2 kW 系統 2台冷温水量930 ℓ/min,動力11 kW,揚程30 m. 夏期冬期夏期中間期（冷房）冬期夏期中間期（冷房）冬期夏期中間期（冷房）夏期・中間期. 7℃. 1.1. 入力比補正[-]. 熱源機（空冷式冷凍能力1200 kW,加熱能力1265 kW 1台ヒートポンプチラー）冷温水量3441 ℓ/min,動力310 kW 一次ポンプ冷温水量3441 ℓ/min,動力15 kW,揚程15 m 熱源機（空冷式冷凍能力600 kW,加熱能力633 kW 2台 2台ヒートポンプチラー）冷温水量1720 ℓ/min,動力155 kW 分割一次ポンプ冷温水量1720 ℓ/min,動力7.5 kW,揚程15 m 冷凍能力300 kW,加熱能力316 kW 熱源機（空冷式 4台 4台冷温水量860 ℓ/min,動力78 kW ヒートポンプチラー）分割一次ポンプ冷温水量860 ℓ/min,動力3.75 kW,揚程15 m 熱源機（インバータ冷凍能力1200 kW（341USRT）,動力186 kW ターボ冷凍機）冷水量3432 ℓ/min,冷却水量4077 ℓ/min 一次ポンプ冷水量3432 ℓ/min,動力15 kW,揚程15 m 分割冷凍能力1363 kW,動力5.5 kW 1台冷却塔なし冷却水量4550 ℓ/min 冷却水ポンプ冷却水量4550 ℓ/min,動力37 kW,揚程30 m kW,ガス燃焼量127 定格出力1265 ㎥/h ボイラ温水量3618 ℓ/min,定格効率86 % 冷凍能力600 kW（170USRT）,動力93 kW 熱源機（インバータ冷水量1716 ℓ/min,冷却水量2038 ℓ/min ターボ冷凍機）一次ポンプ冷水量1716 ℓ/min,動力7.5 kW,揚程15 m 2台冷凍能力679 kW,動力5.5 kW 2台冷却塔冷却水量2267 ℓ/min 分割冷却水ポンプ冷却水量2267 ℓ/min,動力18.5 kW,揚程30 m 定格出力633 kW,ガス燃焼量64 ㎥/h ボイラ温水量1809 ℓ/min,定格効率86 % 冷凍能力300 kW（85USRT）,動力46.5 kW 熱源機（インバータ冷水量858 ℓ/min,冷却水量1019 ℓ/min ターボ冷凍機）一次ポンプ冷水量858 ℓ/min,動力3.75 kW,揚程15 m 4台冷凍能力350 kW,動力2.2 kW 4台冷却塔冷却水量1170 ℓ/min 分割冷却水ポンプ冷却水量4550 ℓ/min,動力37 kW,揚程30 m 定格出力316 kW,ガス燃焼量32 ㎥/h ボイラ温水量904 ℓ/min,定格効率86 % 10×2 送風量8000 ㎥/h,冷却能力52.3 kW 空調機（東，西系統）冷温水量150 ℓ/min,動力3.75 kW 系統 2台冷温水量1500 ℓ/min,動力15 kW,揚程30 m 二次ポンプ分割なし. システムB 仕様. 台数. 5℃. 入力比[-]. 能力比[-]. 表 4 空調機器の仕様システムA 仕様. 冷水出口温度. 1.3 1.2. 類設定し、これらの違いが空調システムのエネルギー消費量に機器名称. 1.4. 1.4. 能の与え方を 3 種類、台数分割を 3 種類、熱源機の種類を 2 種. COP[-]. 4.. 1 1.0.

(3) 線は低負荷時の効率が悪く、熱源機の月積算一次エネルギー. においては熱源機のみの比較を行う。各ケースの熱源機の年. 消費量は、システム A がシステム B に比べ、最大 41％（5 月）、. 積算一次エネルギー消費量を図7に示す。. 最小 31％（3 月）も大きい結果となった（図 4）。また、システム A. 4.2 熱源機の性能曲線の違いによるエネルギー消費量の比較. とシステム B の熱源機の年積算一次エネルギー消費量の差は. Case1 と Case10 でエネルギー消費量の比較を行う。図3 の熱. 約 39％となった（表 7）。. 源機の性能曲線を比較すると、スクリュー式空冷 HP はレシプロ. 2）搬送系のエネルギー消費量. 式空冷 HP に比べ低負荷時の熱源機の効率が良いため、スクリ. 図5 に Case1 の搬送系の月積算一次エネルギー消費量を示す。. ュー式空冷 HP の Case10 はレシプロ式空冷 HP の Case1 に比. 一次ポンプの一次エネルギー消費量は、年間を通じてシス. べ、年積算一次エネルギー消費量がシステム A で 49％、シス. テム A がシステム B より大きい。一次ポンプは定流量なので装. テム B で 40％減少した（図 7）。これに伴い、システム A とシス. 置容量の違いが一次エネルギー消費量の差に表れる。中間期. テム B の熱源機の年積算一次エネルギー消費量の差は約. や冬期は空調システム停止条件によって一次ポンプも停止す. 39％から 28％に減少した（表 7）。表 7 年積算一次エネルギー消費量. る時間帯があり、夏期よりも一次エネルギー消費量が少ない。. システムA. ム A がシステム B に比べ若干大きい。システム A の装置容量がえる割合が多く、冷温水流量が多くなる傾向にある。しかし、ポンプの 3 乗則によって一次エネルギー消費量の差は小さい。給気ファンの一次エネルギー消費量は、冬期以外でシステム A がシステム B よりも小さい。負荷が小さい中間期においては、空調システム停止条件により熱源機とポンプが停止し、外気導入. 熱源機分割なし空冷式ヒートポンプスクリュー式レシプロ式. 大きいため、熱源機送水温度設定値リセット制御の設定範囲を超. 2台分割. む中間期の場合、システム A はファンの容量が大きいにも関わらず、システム B に比べ、一次エネルギー消費量は大きくなる。. ターボ冷凍機インバータ. 算出しており、システム A とシステム B で同量の外気量を取り込. 1098.3. 1106.4(-0.7%). 1351.7. 1302.2(3.7%). 3827.5. 3112.9(18.7%). 3232.1. 2813.8(12.9%). 1933.1. 1376.2(28.8%). 1798.1. 1364.2(24.1%). Case6. 1533.2. 1284.1(16.3%). Case9. 搬送系. 1043.4. 1075.5(-3.1%). 2976.5. 2451.7(17.6%). 1203.5. 1092.7(9.2%). 搬送系. 983.1. 合計. 2186.6. いることから、システム A とシステム B の一次エネルギー消費量. 各ケースにおいてあまり差が見られなかったため、以下の検討. A. B. A. 4月. B. A. 5月. B 6月. B 7月. A. B 8月. A. B 9月. A. B. 10月. A. B. A. 11月. 0.010. 24. 0.008. 23. 0.006. 22. 0.004. 21. 0.002. 20. 00.000 4月. 5月. 6月. 7月. 8月. 9月. 一次エネルギー消費量 [GJ]. 2124.1(0.8%). 1182.0. 1121.0(5.2%) 1272.5(7.6%). 3126.9. 2548.5(18.5%). 2730.0. 2453.9(10.1%). 2559.9. 2393.5(6.5%). Case11. Case12. 1249.2. 1068.8(14.4%). 1218.8. 1067.6(12.4%). 1119.3. 1027.9(8.2%). 搬送系. 1043.8. 1076.1(-3.1%). 1033.8. 1073.1(-3.8%). 1095.5. 1096.5(-0.1%). 合計. 2293.0. 2144.9(6.5%). 2252.6. 2140.7(5.0%). 2214.8. 2124.4(4.1%). Case13. Case14. Case15. 999.3. 974.5(2.5%). 998.2. 973.8(2.4%). 975.7. 964.7(1.1%). 搬送系. 984.0. 1047.3(-6.4%). 982.7. 1047.2(-6.6%). 991.0. 1052.8(-6.2%). 合計. 1983.3. 2021.7(-1.9%). 1980.9. 2021.0(-2.0%). 1966.7. 2017.5(-2.6%). 1587.3. 1469.9(7.4%). 1497.0. 1447.0(3.3%). 1189.1. 1165.3(2.0%). 1189.1. 1165.3(2.0%). Case16. Case19. 搬送系. 2776.4 Case22. 搬送系合計 Case25. 搬送系. Case17. Case20. 2635.2(5.1%). 1400.4. 1395.9(0.3%). 1075.9. 1140.5(-6.0%). 2476.3. 2536.4(-2.4%). 1327.8. 1368.4(-3.1%). 1052.7. 1122.9(-6.7%). 2686.1 Case23. Case26. Case18. Case21. 2612.3(2.7%). 1391.1. 1418.4(-2.0%). 1075.9. 1122.6(-4.3%). 2467.0. 2541.0(-3.0%). 1327.0. 1368.1(-3.1%). 1052.7. 1122.9(-6.7%). 1361.0. 1406.0(-3.3%). 1372.5. 1227.7(10.6%). 2733.5 Case24. 2633.7(3.7%). 1367.3. 1387.7(-1.5%). 1109.3. 1153.4(-4.0%). 2476.6 Case27. 2541.1(-2.6%). 1325.0. 1337.3(-0.9%). 1056.4. 1184.0(-12.1%). 2381.4. 2521.3(-5.9%) [単位：GJ]. システム. 熱源機の性能曲線. 低負荷時の性能の与え方. 台数分割. 熱源機の種類. A B A B A B A B A B A B A B A B A B A B A B. レシプロ式. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 分割なし. 空冷式ヒートポンプ. レシプロ式. 部分負荷率0-0.2の間は0.2の効率を維持. 分割なし. 空冷式ヒートポンプ. Case3 Case4 Case7 Case10. Case21. レシプロ式. 部分負荷率0-0.2の間は熱源機停止. 分割なし. 空冷式ヒートポンプ. レシプロ式. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 2台分割. 空冷式ヒートポンプ. レシプロ式. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 4台分割. 空冷式ヒートポンプ. スクリュー式. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 分割なし. 空冷式ヒートポンプ. インバータ. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 分割なし. ターボ冷凍機. インバータ. 部分負荷率0-0.2の間は0.2の効率を維持. 分割なし. ターボ冷凍機. インバータ. 部分負荷率0-0.2の間は熱源機停止. 分割なし. ターボ冷凍機. インバータ. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 2台分割. ターボ冷凍機. インバータ. 部分負荷率0まで性能曲線を延長する. 4台分割. ターボ冷凍機. 二次ポンプ(西). 200 180 160 140 120 100 80 60 40 20 0. 二次ポンプ(東). 給気ファン(西). 給気ファン(東). 給気ファン(西) 一次ポンプ. 給気ファン(東). 二次ポンプ(西) 二次ポンプ(東). A. B 1月. A. B 2月. A. B 3月. A. B 4月. A. B 5月. A. B. A. 6月. B. A. 7月. B 8月. A. B 9月. A. B. 10月. A. B. A. 11月. B. 12月. 図 5 Case1 の搬送系の月積算一次エネルギー消費量一次エネルギー消費量 [GJ]. 0.012. 3月. 1051.6(-5.90%). 2141.9. 熱源機. 25. 2月. 992.9. 2134.6(2.0%). 合計. Case2. B. 0.014. 26. 1月. 1045.9(-6.5%). 2179.3. 1377.9. 熱源機. 12月. 湿度[kg/kg(DA)]. 温度 [℃]. 27. 室温(東)(システムB) 室湿(東)(システムB). 981.9. 2138.8(2.2%). 1120.3(-3.0%). 合計. 図 4 Case1 の熱源機の月積算一次エネルギー消費量室温(東)(システムA) 室湿(東)(システムA). 1046.1(-6.4%). 1333.6(18.8%). Case10. 一次ポンプ. A. 1072.5(6.7%). 1088.2. Case1. 一次エネルギー消費量 [GJ] B. 2382.1(11.3%). 1641.8. 熱源機. 3月. 1098.0(4.7%). 2684.9. 1144.6(2.7%). Case25. 500 450 400 350 300 250 200 150 100 50 0 A. 1151.7 1149.0. 1403.9(28.0%). Case22. B. 1088.7(9.1%). 1176.4. Case20. なお、搬送系のエネルギー消費量と室内環境に関しては、. 2月. 2436.4(14.0%). 1197.4. 1950.5. Case19. の差の原因は、実現している室温の差ではないことを確認した。. A. 1072.2(-3.7%). 2832.0. 表 8 検討ケース. いて室温に大きな差は生じておらず、設定値付近で制御されて. B. 1034.0 Case8. 2380.5 2491.3(-4.7%) 2379.7 2491.0(-4.7%) 合計ただし、（）の中はシステムAに対するシステムBのエネルギー削減率(マイナス値は増加). 図6 に Case1 の平均室温を示す。システム A とシステム B にお. 1月. Case7. Case5. 搬送系. 3）室内環境への影響. A. Case4. 熱源機. 4台分割. 1511.6(19.6%). 1145.4(2.4%). 熱源機. 2台分割. システムB. 1880.4. Case3. 3469.6(30.2%). 熱源機. 分割なし. 2006.5(26.5%). 4967.4. 熱源機. 4台分割. 2729.2. Case2. システムA. 1173.9. 熱源機. 2台分割. 2324.2(38.7%). 部分負荷率0-0.2の間は熱源機停止. システムB. 合計. 合計. 分割なし. システムA. 搬送系. 熱源機 4台分割. システムB. 3793.5. Case1. 熱源機. のみが行われる。給気ファンの一次エネルギー消費量は、定格消費電力に流量比（風量を定格風量で除した値）の 3 乗を乗じて. 部分負荷率0-0.2の間は0.2の効率を維持. 部分負荷率0まで性能曲線を延長. 二次ポンプの一次エネルギー消費量は、年間を通じてシステ. 4000 3500. -28%. 3000. -49% -35%. -68% -41%. -49% -53%. -40%. 2000 1500 1000 500 0 A. B case1. 10月 11月 12月. -50% -14%. 2500. A. B case2. A. B case3. A. B case4. A. B case7. A. B case10. 図 7 各ケースの熱源機の年積算一次エネルギー消費量. 図 6 Case1 の平均室温（空調時間帯）. 33-3.

(4) 4.3 低負荷時における熱源機の性能の与え方の違いによるエネルギー消費量の比較. HP の場合、熱源機を台数分割するに従ってシステム A とシステム B の一次エネルギー消費量の差は縮まるだけだったが、INV. Case1、Case2、Case3 でエネルギー消費量の比較を行う。低. ターボ冷凍機の場合、熱源機を台数分割するに従って装置容量. 負荷時における熱源機の性能曲線の与え方を図 8(a)に示す。. の小さいシステムBの方がシステムAに比べ一次エネルギー消. Case2 は Case1 と比べ、部分負荷率0.2 以下で性能がよくなるの. 費量が増加する結果となった（図 9）。これは、システム A の装置. で、低負荷運転となる中間期、冬期において一次エネルギー. 容量が大きいため、熱源機送水温度設定値リセット制御の設定. 消費量が減少し、熱源機の年積算一次エネルギー消費量はシ. 範囲を超える割合が多く、冷凍機出口冷水温度が高くなり COP. ステム A で 28％、システム B で 14％減少した（図 7）。これに伴. が向上したためである。更に、台数を分割することで、システムB. い、システム A とシステム B の熱源機の年積算一次エネルギー. はシステム A に比べ低負荷での運転が少なくなり、低負荷時の. 消費量の差は約39％から約27％に減少した（表7）。Case3 は、. 効率が優れている INV ターボ冷凍機では、システム B の一次エ. 部分負荷率0.2 以下は熱源機が停止するので、低負荷運転とな. ネルギー消費量が増加してしまう結果となった。. る中間期、冬期において Case2 よりもさらに一次エネルギー消. 5.. おわりに. 費量が減少し、熱源機の年積算一次エネルギー消費量はシス. 建物・空調・制御システムのトータルなシミュレーションを通し. テム A で 50％、システム B で 35％減少した（図7）。これに伴い、. て、装置容量、熱源機の性能曲線、低負荷時の熱源機の性能. システム A とシステム B の熱源機の年積算エ一次ネルギー消. の与え方、熱源機の台数分割、熱源機の種類の違いが運用時. 費量の差は約 39％から約 20％に減少した（表 7）。. のエネルギー消費量に与える影響について検討を行った。. 4.4 台数分割の違いによるエネルギー消費量の比較. 熱源機のエネルギー消費量は与えた条件によって大きく変化. Case1、Case4、Case7 でエネルギー消費量の比較を行う。Case4. する。通常、熱源機の装置容量が大きければ、エネルギー消費量. はCase1と比べ、熱源機を2台に分割することで、熱源機の年積算. は増えると言われているが、INV ターボ冷凍機の場合、熱源機の. 一次エネルギー消費量はシステム A で 49％、システム Bで 41％. 台数を分割するに従って、システムBに比べ装置容量の大きいシ. 減少した（図7）。これに伴い、システムAとシステムBの熱源機の. ステム A の方が一次エネルギー消費量は小さくなった。このこと. 年積算一次エネルギー消費量の差は約 39％から約 29％に減少. から、INV ターボ冷凍機に関しては台数分割をせず、装置容量の. した（表 7）。Case7 は Case1 と比べると、熱源機を 4 台に分割する. 大きい機器を選定すればいいように感じるが、装置容量が大きけ. ことで、熱源機の年積算一次エネルギー消費量はシステム A で. ればイニシャルコストや設置スペースが問題となる。また、台数分. 68％、システムBで53％減少した（図7）。これに伴い、システムA. 割をしなければ維持保全時に問題となる。今後は、運用時のエネ. とシステム B の熱源機の年積算一次エネルギー消費量の差は約. ルギー消費量だけでなく、ライフサイクル的な観点から空調シス. 39％から約 9％に減少し、ほぼ等しくなった（表 7）。通常、熱源機. テム設計を考えるべきであり、更なる検討の必要性を感じる。. の装置容量が大きければ、エネルギー消費量は増えると言われ. 【謝辞】. 源機の台数を分割することで低負荷時の性能がよくなり、装置容量の差による影響が減少することが確認できた。 4.5 熱源機の種類の違いによるエネルギー消費量の比較図9 に熱源機の夏期・中間期の積算一次エネルギー消費量を. 本研究は、空気調和・衛生工学会空気調和設備委員会熱負荷シミュレーションと装置容量小委員会の活動の一環として行われたものである。関係各位に謝意を表します。【参考文献】 1）猪岡達夫：空調設備設計における余裕と省エネルギー，日本建築学会大会学術講演梗概集， pp.203-206，2004 年8 月 2）滝沢博：標準問題の提案（オフィス用標準問題），日本建築学会環境工学委員会熱分科会第15 回シンポジウム，pp.35-42，1985 年 3）国土交通省大臣官房官庁営繕部設備・環境課監修：建築設備設計基準，平成 18 年度版， 2006 年. ボ冷凍機の回転数を制御し、高い効率で運転が可能な機器であ. 入力比補正[-]. 示す。Case1、Case19 でエネルギー消費量の比較を行う。INV ターボ冷凍機は、季節による冷却水温度の変化を活用して、ター. Case1：部分負荷率0まで性能曲線を延長する Case2：部分負荷率0-0.2の間は0.2の効率を維持 Case3：部分負荷率0-0.2の間は熱源機停止. 1. 冷凍機出口冷水温度7℃ 冷却水温度32℃. Case1. 0.8 1.0 0.6. Case2. Case3 (熱源機停止). 0.4. 0. の台数分割の違いによるエネルギー消費量の比較を行うと、どちらのケースも空冷 HP と同様の傾向を見せた。しかし、空冷. 33-4. 0.2. 0.3. 0.4 0.5 0.6 0.7 部分負荷率[-]. 0.8. 0.9. 1.0 1. 0. 0.1. 0.2. 0.3. 0.4 0.5 0.6 0.7 部分負荷率[-]. 0.8. 0.9. 1.0 1. (b) インバータターボ冷凍機. (a) レシプロ式空冷式ヒートポンプ. 一次エネルギー消費量 [GJ]. 荷時における熱源機の性能の与え方の違い（図 8(b)）、熱源機. 0.1. 図 8 低負荷時における熱源機の性能曲線の与え方. 量がシステム A で 72％、システム B で 47％減少した。これに伴. 更に、空冷 HP と同様に、INV ターボ冷凍機においても低負. Case3 (熱源機停止) Case1. 0. HP の Case1 に比べ、夏期・中間期の積算一次エネルギー消費. エネルギー消費量の差は約 40％から 14％に減少した（図 9）。. 4 2. y = 0.21337887 x3 + 0.37144753 x2 - 0.39792904 x + 0.77313221 R² = 0.99722246. 0. い、システムAとシステムBの熱源機の夏期・中間期の積算一次. 6. Case2. 0.2. る（図3）。よって、INV ターボ冷凍機の Case19 はレシプロ式空冷. Case19：部分負荷率0まで性能曲線を延長する Case20：部分負荷率0-0.2の間は0.2の効率を維持 Case21：部分負荷率0-0.2の間は熱源機停止. 8. COP[-]. ているが、今回の計算結果から、装置容量が大きくても適切に熱. 熱源機. 2500 2000 -40%. 1500 1000. -14%. -5%. ±0%. 500. +2%. +12%. 0 A. B case1. A. B case19. A. B case20. A. B case21. A. B case22. A. B case25. 図 9 熱源機の夏期・中間期の積算一次エネルギー消費量.

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