JP5627564B2 - 冷凍サイクルシステム - Google Patents

Description

この発明は、例えば、冷凍サイクル回路（冷媒回路）を構成し、負荷に対して加熱、冷却等する冷凍サイクルシステムに関するものである。特に水等（流体）を負荷とするものである。

従来の技術として、例えば独立した２つの冷凍サイクル回路を、水配管等で構成する水等の負荷側流体が流れる流路（以下、負荷側水流路と称す）の上流側と下流側にそれぞれ設置し、２カ所でそれぞれの蒸発温度で水等の流体を冷却等する運転を行う冷凍サイクル回路を採用するシステムがある（例えば、特許文献１参照）。また、このようなシステムでは、圧縮機を並列に設置し、吸入側の配管で冷媒を分岐させ、吐出側の配管で合流させる冷凍サイクル回路を構成している。

ここで、例えば、水流路を循環回路とし、負荷流体である水を温水、冷水にして供給して対象空間の空気を加熱、冷却するヒートポンプ式の空気調和機においては、冷媒と負荷流体の熱交換を行う水熱交換器として、プレート熱交換器を用いることが一般的である。

特開２００８−２６７７２２号公報

上記の特許文献１のような従来技術では、任意に設定された目標水温に対して、負荷側水流路出口側に設置した水温センサーの検知に係る出口水温が低い場合や高い場合に、圧縮機の容量（冷媒吐出量）変動によって能力を調節して目標水温となるようにしている。そして、例えば、目標水温に制御するのに圧縮機を全台数駆動させると能力過多となり水配管の出口水温が目標水温に対して低くなる場合には、圧縮機の駆動台数を減少させ、全体の能力を減少させて目標水温に制御している。

ここで、例えば、圧縮機２台を用いて冷凍サイクルシステムの運転をする場合、上流側冷凍サイクル回路と下流側冷凍サイクル回路の圧縮機の駆動台数を１台ずつとした運転を行うことができる。このような運転では、例えば上流側冷凍サイクル回路と下流側冷凍サイクル回路とで蒸発温度を異なる温度に設定し、２段階で出口水温の調整をすることで、１つの冷凍サイクル回路で出口水温を調整する場合に比べて平均の蒸発温度を高くすることができ、運転効率を向上させることができる。このとき、特許文献１のような圧縮機を並列した構成では、熱交換器内の冷媒側流路は１系統である。このため、圧縮機を１台駆動しても冷媒と負荷流体の伝熱面積が減少しない。

ただ、例えば引用文献１では、１つの冷凍サイクル回路で圧縮機を並列に設置しているため、圧縮機の潤滑を行うための冷凍機油が、一方の圧縮機に偏って流入し、他方の圧縮機においては冷凍機油が枯渇して圧縮機が焼き付きを起こす可能性がある。例えば、このような焼き付きを防止するため、冷凍機油の偏りに関係なく焼き付かないように、冷凍サイクル回路内に多量に冷凍機油を封入させておくことがある。この場合、吐出量における冷媒の割合が少なくなるため、所定量の冷媒を吐出させるために圧縮機の入力が増加することとなる。

そこで、さらに効率のよい運転を行えるような構成等を有する冷凍サイクルシステムを提供することを目的とする。

上記課題を解決するため、本発明に係る冷凍サイクルシステムは、圧縮機、熱源側流路を流れる熱源側流体との熱交換を行う熱源側熱交換器、絞り装置及び負荷側流路を流れる負荷側流体との熱交換を行う負荷側熱交換器を配管接続して構成する冷凍サイクル回路を複数有する冷凍サイクル装置を備え、冷凍サイクル装置を熱源側流体の流れに沿って熱源側流路に複数台配置し、また、冷凍サイクル装置を負荷側流体の流れに沿って負荷側流路に複数台配置し、負荷側流路に対して最下流側に位置する冷凍サイクル装置から流出する負荷側流体の出口温度を検知する負荷側出口温度検知手段と、出口温度と、任意に設定された出口温度の目標温度との差に基づいて、圧縮機の駆動台数及び駆動に係る圧縮機の容量を決定する制御装置とを備え、熱源側流路に対して最上流側に位置する冷凍サイクル装置に流入する熱源側流体の入口温度を検知する熱源側入口温度検知手段と、熱源側流路に対して最下流側に位置する冷凍サイクル装置から流出する熱源側流体の出口温度を検知する熱源側出口温度検知手段と、負荷側流路に対して最上流側に位置する冷凍サイクル装置に流入する負荷側流体の入口温度を検知する負荷側入口温度検知手段とをさらに備え、制御装置は、圧縮機の駆動台数を複数台と決定したとき、熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差と、あらかじめ定めたそれぞれの基準温度差とに基づいて、熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差が基準温度差以上である場合には、複数台の冷凍サイクル装置がそれぞれ有する各１の冷凍サイクル回路における熱源側流体と負荷側流体との熱交換を優先して行う分散運転を行い、熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差が基準温度差以上でない場合には、１台の冷凍サイクル装置の複数の冷凍サイクル回路における熱源側流体と負荷側流体との熱交換を優先して行う集中運転を行う決定をする処理をさらに行う。

本発明によれば、複数の冷凍サイクル回路を有する複数の冷凍サイクル装置を、負荷側流体と熱源側流体の流れに沿って流路に配置し、制御装置が、出口冷水温度検知手段の検知に係る出口温度とその目標温度との差に基づいて、圧縮機の駆動台数及び駆動に係る圧縮機の容量を決定するようにし、このとき、各冷凍サイクル回路が独立しているため、駆動させる圧縮機を選択できる自由度が高く、システム全体としても効率のよい運転を選択して行うことができる。また、冷凍機油の偏り等を考慮して必要以上の冷凍機油を封入することもないため、冷媒を効率よく循環させることができ、システム全体でも効率のよい運転を行うことができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。 圧縮機１を２台用いた運転を行う場合の負荷側熱交換器４における冷媒と水との流れを示す図である。 蒸発温度と運転の効率との関係を説明するための図である。 圧縮機２台１蒸発１凝縮運転における水温と冷媒の蒸発温度との関係を示す図である。 圧縮機２台２蒸発２凝縮運転における水温と冷媒の蒸発温度との関係を示す図である。 負荷側出入口温度差と負荷側熱交換器４における蒸発温度との関係例を表す図である。 負荷側出入口温度差と熱源側出入口温度差とＣＯＰとの関係例を表す図である。 負荷側出入口温度差と熱源側出入口温度差による圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の切り替えポイントを示す図である。 ｐ−ｈ線図の例を示す図である。 制御装置９の処理のフローチャートを示す図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。図１の冷凍サイクルシステムにおいては、例えば空気調和等において熱の搬送媒体となる水、不凍液、ブライン等の流体（以下、代表して水とする）がシステムにおける負荷（冷熱、温熱の供給対象）となるものとする。図１に示すように、本実施の形態における冷凍サイクルシステムは、負荷側水流路１１と熱源側水流路１２における水の流れに対して、上流側に位置する上流側冷凍サイクル装置１０ａ及び上流側冷凍サイクル装置１０ａより下流側に位置する下流側冷凍サイクル装置１０ｂの２つの冷凍サイクル装置を有している。負荷側水流路１１と熱源側水流路１２とは配管等で構成され、水が流れる流路となる。特に限定するものではないが、例えば負荷側水流路１１や熱源側水流路１２の配管を環状に接続して水が循環するようにしてもよい。ここで、本実施の形態の冷凍サイクルシステムは、負荷側熱交換器４で水を冷却し、熱源側熱交換器２で水を加熱するものとして説明する。また、例えば以下で説明する温度、圧力の高低、上下関係等については、特に絶対的な値との関係で定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。また、添字を付している機器等について、特に区別したり、特定したりする必要がない場合には、添字を省略して記載する場合もある。そして、特に限定するものではないが、ここでは同種の機器については性能が同じであるものとして説明を行う。

上流側冷凍サイクル装置１０ａは、第一の圧縮機１ａ、第一の熱源側熱交換器２ａ、第一の膨張弁３ａ、第一の負荷側熱交換器４ａを配管接続により環状に連結した上流側第一冷凍サイクル回路を有している。また、第二の圧縮機１ｂ、第一の熱源側熱交換器２ａ、第二の膨張弁３ａ、第一の負荷側熱交換器４ａを配管接続により環状に連結した上流側第二冷凍サイクル回路を有している。ここで、上流側第一冷凍サイクル回路と上流側第二冷凍サイクル回路とにおいて、第一の負荷側熱交換器４ａを共通して用いているが、後述するように、熱交換器内部における冷媒の流路（冷媒系統）が異なるため、冷凍サイクル回路としては独立している。

一方、下流側冷凍サイクル装置１０ｂは、第三の圧縮機１ｃ、第二の熱源側熱交換器２ｂ、第三の膨張弁３ｃ、第二の負荷側熱交換器４ａを配管接続により環状に連結した下流側第一冷凍サイクル回路を有している。また、第四の圧縮機１ｄ、第二の熱源側熱交換器２ｂ、第四の膨張弁３ｄ、第二の負荷側熱交換器４ｂを配管接続により環状に連結した下流側第二冷凍サイクル回路を有している。下流側第一冷凍サイクル回路と下流側第二冷凍サイクル回路とに関しても、第二の負荷側熱交換器４ｂを共通して用いているが、冷凍サイクル回路としては独立している。

圧縮機１は、吸入した冷媒に圧力を加えて吐出する（送り出す）。ここで、本実施の形態の圧縮機１は、インバータ回路（図示せず）により、制御装置９から送られた指令の信号に基づいて駆動周波数を任意に変化することができる。このため、圧縮機１は、全体として吐出容量（単位時間あたりの冷媒の吐出量）と、その吐出容量に伴って能力を変化させることができるインバータ圧縮機となる。

熱源側熱交換器２は、例えば冷媒と水との熱交換を行う。ここで、本実施の形態の熱源側熱交換器２はダブルサーキットのプレート熱交換器である。このため、熱交換器内において、冷媒が流れる流路については、第一冷凍サイクル回路と第二冷凍サイクル回路とに対して、それぞれ独立した流路を有している。このため、各冷凍サイクル回路を循環する冷媒が混合等することなく、熱交換器内を流れる水との間で熱交換を行う。本実施の形態では放熱器として機能し、熱交換器を通過する冷媒から放熱させる。このとき、例えば冷媒を凝縮して液化させるようにしてもよい。そして、冷媒の放熱により、熱源側熱交換器２を通過する水は加熱される。また、本実施の形態では、熱源側熱交換器２をダブルサーキットのプレート熱交換器で構成し、２つの冷凍サイクル回路（第一の冷凍サイクル回路及び第二の冷凍サイクル回路）が共用することで、小型化、設置面積減少、熱源側水流路１２となる配管削減等をはかることができるが、これに限るものではない。例えば、各冷凍サイクル回路がそれぞれ独立した熱交換器を有し、熱源側水流路１２を流れる水を分岐させて各熱交換器に通過させた後に再度合流させるようにしてもよい。

絞り装置となる膨張弁３は冷媒を減圧、圧縮機１に過度の液冷媒が戻らないように冷媒流量の調整等を行う弁である。特に限定するものではないが、制御装置９からの指令の信号に基づいて開度を調整することができる電子膨張弁であることが望ましい。

負荷側熱交換器４は冷媒と水とを熱交換させる熱交換器である。ここで、本実施の形態の負荷側熱交換器４はダブルサーキットのプレート熱交換器である。このため、熱交換器内において、冷媒が流れる流路については、第一冷凍サイクル回路と第二冷凍サイクル回路とに対して、それぞれ独立した流路を有している。このため、各冷凍サイクル回路を循環する冷媒が混合等することなく、熱交換器内を流れる水との間で熱交換を行う。本実施の形態では、負荷側水流路１１の水を冷却するため、負荷側熱交換器４は蒸発器として機能し、熱交換器内を通過する冷媒を蒸発させ、気化させるものである。これにより、負荷側熱交換器４を通過する水は冷却される。また、本実施の形態では、負荷側熱交換器４をダブルサーキットのプレート熱交換器で構成し、２つの冷凍サイクル回路（第一の冷凍サイクル回路及び第二の冷凍サイクル回路）により共用することで、小型化、設置面積減少、負荷側水流路１１となる配管削減等をはかることができるが、これに限るものではない。例えば、各冷凍サイクル回路がそれぞれ独立した熱交換器を有し、負荷側水流路１１を流れる水を分岐させて各熱交換器に通過させた後に再度合流させるようにしてもよい。

ここで、各冷凍サイクル回路における各構成機器の動作等を冷媒の流れに基づいて説明する。圧縮機１は、冷凍サイクル回路において低圧部分となる吸入側から冷媒を吸入し、圧縮して高温・高圧の状態にして吐出する。吐出した冷媒は熱源側熱交換器２へ流入する。ここで圧縮機１は液状の冷媒（液冷媒）を過度に吸入すると破損する恐れがあるため、吸入側にアキュムレータを設ける等してもよい。熱源側熱交換器２は、ポンプ等（図示せず）から供給される水等と高温側冷媒との間で熱交換を行い冷媒を放熱させる。ここでは放熱により凝縮液化させる。凝縮液化した冷媒は膨張弁３を通過する。膨張弁３は、通過する凝縮液化した冷媒を減圧し、気液二相冷媒にする。減圧等した冷媒は負荷側熱交換器４に流入する。負荷側熱交換器４は、水との熱交換により冷媒を蒸発ガス化する。そして、蒸発ガス化した冷媒を圧縮機１が吸入し、吐出する。

一方、熱源側水流路１２を流れる水は熱源側熱交換器２に流入し、冷媒との熱交換により加熱される。例えば、加熱された水から外気に放熱する場合には、クーリングタワー等（図示せず）により外気に放熱させる。そして、放熱により冷却された水を、再度負荷側熱交換器２に流入させて加熱する。

また、負荷側水流路１１を流れる水は負荷側熱交換器４に流入し、冷媒との熱交換により冷却される。例えば、冷却された水を空気調和に用いる場合には、熱交換器（図示せず）における熱交換により空調対象空間の空気を冷却する。そして、空気を冷却により暖まった水を、再度負荷側熱交換器４に流入させて冷却する。

次に、図１に基づいて制御に係る装置について説明する。負荷流入側温度検知手段となる負荷側入口温度センサー５は、負荷側水流路１１の最上流部（上流側冷凍サイクル装置１０ａへの流入部分）に取り付けられ、上流側冷凍サイクル装置１０ａに流入する水の温度を検知し、検知に係る信号を制御装置９に送る。また、負荷流出側温度検知手段となる負荷側出口温度センサー６は、負荷側水流路１１の最下流部（下流側冷凍サイクル装置１０ｂからの流出部分）に取り付けられ、下流側冷凍サイクル装置１０ｂから流出する冷水の温度を検知し、検知に係る信号を制御装置９に送る。また、熱源流入側温度検知手段となる熱源側入口温度センサー７は、熱源側水流路１２の最上流部（上流側冷凍サイクル装置１０ａへの流入部分）に取り付けられ、上流側冷凍サイクル装置１０ａに流入する水の温度を検知し、検知に係る信号を制御装置９に送る。また、熱源流出側温度検知手段となる熱源側出口温度センサー８は、熱源側水流路１２の最下流部（下流側冷凍サイクル装置１０ｂからの流出部分）に取り付けられ、下流側冷凍サイクル装置１０ｂから流出する温水の温度を検知し、検知に係る信号を制御装置９に送る。

制御装置９は、システム内の各機器の制御を行う。特に本実施の形態においては、負荷側出口温度センサー６からの信号に基づいて、負荷側出口温度センサー６の検知に係る冷水の出口温度（出口水温）と任意に設定された目標温度との差を演算する。そして、目標水温に対して出口水温が高いと判断したときには、システム全体として圧縮機１の容量を増加させ、目標水温に対して出口水温が低いと判断したときには圧縮機１の容量を減少させるものと判断する。容量に基づいて圧縮機１の駆動台数、駆動周波数を決定する。そして、決定した各圧縮機１に駆動周波数の指令を含む信号を送る。例えば、駆動中の各圧縮機１の駆動周波数を所定値まで下げたとしても、負荷側出口温度センサー６の検知温度が目標水温よりも低い場合には、より小さな容量に対応するために、圧縮機１の駆動台数を減少させる等の制御をする。そして、特に、本実施の形態では、圧縮機１の駆動台数が２台となる場合には、負荷側入口温度センサー５と負荷側出口温度センサー６、及び熱源側入口温度センサー７と熱源側出口温度センサー８との検知に係る温度に基づいて、どのような運転を行うかを決定処理して運転を行わせるように制御する。ここで、本実施の形態の制御装置９は、時間を計測するためのタイマー（図示せず）を有しているものとする。また、処理のために必要なデータを記憶する記憶手段（図示せず）を有している。

本実施の形態における冷凍サイクル装置が圧縮機１を３台用いた運転を行う場合、２通りの運転が考えられる。一方は、上流側冷凍サイクル装置１０ａが有する圧縮機１を２台駆動し、下流側冷凍サイクル装置１０ｂが有する圧縮機１を１台駆動させ、上流側冷凍サイクル装置１０ａにおける熱源側熱交換器２ａと負荷側熱交換器４ａの伝熱面積減少を抑える運転である。他方は、上流側冷凍サイクル装置１０ａが有する圧縮機１を１台駆動し、下流側冷凍サイクル装置１０ｂが有する圧縮機１を２台駆動させ、下流側冷凍サイクル装置１０ｂにおける熱源側熱交換器２ａと負荷側熱交換器４ｂの伝熱面積減少を抑える運転である。

上記２つの運転パターンを比較すると、負荷側水流路１１を流れる水は、上流側冷凍サイクル装置１０ａの負荷側熱交換器４ａで冷却された後、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの負荷側熱交換器４ｂで冷却されるため、負荷側熱交換器における蒸発温度は、上流側冷凍サイクル装置１０ａ＞下流側冷凍サイクル装置１０ｂとなる。また、熱源側流路１２を流れる水は、上流側冷凍サイクル装置１０ａの熱源側熱交換器２ａで加熱された後、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの熱源側熱交換器２ｂで加熱されるため、熱源側熱交換器における凝縮温度は、上流側冷凍サイクル装置１０ａ＜下流側冷凍サイクル装置１０ｂとなる。高効率な運転を行うには、冷凍サイクル装置１０の凝縮温度が低く、蒸発温度が高い方がよいため、上流側冷凍サイクル装置１０ａの圧縮機１の駆動台数を２台、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの圧縮機１の駆動台数を１台とするのがよい。

ただし、水の出口温度が所定値より低くなると、蒸発温度が低下し、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの負荷側熱交換器４ｂの流路内で水が凍結する可能性があるため、水の出口温度が所定値以下になる場合には、上流側冷凍サイクル装置１０ａの圧縮機１の駆動台数を１台、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの駆動台数を２台として、負荷側熱交換器４ｂの伝熱面積を有効利用することにより、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの蒸発温度を上げて凍結のリスクを低減させてもよい。

また、圧縮機１の信頼性を向上させるために、圧縮機１の総駆動時間を計測するためのタイマー（図示せず）により、圧縮機１の総駆動時間が各冷凍サイクル装置においてほぼ均一時間となるよう、運転させてもよい。

図２は圧縮機１を２台用いた運転を行う場合の負荷側熱交換器４における冷媒と水との流れを示す図である。本実施の形態における冷凍サイクルシステムが圧縮機１を２台駆動させた運転を行う場合、２通りの運転が考えられる。一方は、図２（ａ）に示すように、例えば上流側冷凍サイクル装置１０ａと下流側冷凍サイクル装置１０ｂとが有する圧縮機１を各１台ずつ駆動させ、負荷側水流路１１の水と熱源側水流路１２の流れに沿って複数箇所に配置した複数の冷凍サイクル装置１０の負荷側熱交換器４と熱源側熱交換器２で、分散による熱交換を優先させて行う運転（分散運転）である（以下、ここでは圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と称する）。

もう一方は、図２（ｂ）に示すように、例えば上流側冷凍サイクル装置１０ａ又は下流側冷凍サイクル装置１０ｂが有する圧縮機１を２台駆動させ、分散による熱交換よりも、冷凍サイクル装置１０の複数の冷凍サイクル回路を用いて負荷側熱交換器４と熱源側熱交換器２における伝熱面積の減少を抑えることを優先させて行う運転（集中運転）である（以下、ここでは圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と称する）。ここで、図２（ｂ）では、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合には、下流側冷凍サイクル装置１０ｂが有する第三の圧縮機１ｃ及び第四の圧縮機１ｄを駆動させて負荷側熱交換器４ｂにおいて熱交換を行い、負荷側水流路１１を流れる水を冷却し、熱源側熱交換器２ｂにおいて熱交換を行っている。

上述したように、本実施の形態の熱源側熱交換器２と負荷側熱交換器４に用いるプレート熱交換器では、冷媒側流路は冷凍サイクル装置に構成した独立した２つの冷媒回路に合わせて２系統に分かれている。水側流路は並列設置した第一の冷凍サイクル回路、第二の冷凍サイクル回路に対して共通となっている。

圧縮機２台２蒸発２凝縮運転では、上流側冷凍サイクル装置１０ａ及び下流側冷凍サイクル装置１０ｂの圧縮機１を各１台停止しているために、各熱源側熱交換器２と各負荷側熱交換器４において、流路の一部では冷媒が流れず、冷媒と水との熱交換に係る伝熱面積が減少する。このため、熱源側熱交換器２や負荷側熱交換器４の全伝熱面積で熱交換を行う場合に比べて蒸発温度が低下する。しかしながら、２台の熱源側熱交換器２と２台の負荷側熱交換器４を用いて、冷媒と水との間の熱交換の機会が２回ある（水の熱交換は２箇所で行われる）ため、高効率な２蒸発２凝縮運転を行うことができる。

一方、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転では、熱源側熱交換器２や負荷側熱交換器４の全伝熱面積で熱交換を行うことができるため、蒸発温度は低下せず、凝縮温度は上昇しないが、熱源側熱交換器２や負荷側熱交換器４は１台であるため、水との熱交換の機会は１回となる（水の熱交換は１箇所で行われる）。この伝熱面積に係る効果と２蒸発２凝縮運転の効果は相反するものであり、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と圧縮機２台１蒸発１凝縮運転ではどちらが高効率であるかを検討する。

図３は蒸発温度と運転の効率との関係を説明するための図である。冷凍サイクル装置において、効率を考える上で、蒸発器における蒸発温度の設定や凝縮器における凝縮温度の設定が重要になる。例えば圧力、エンタルピーが点ａに対応する状態の冷媒が圧縮機に吸入されているものとする。蒸発器における蒸発温度が高くなるようにすると、圧縮機の吸入側の冷媒の圧力、エンタルピーは、例えば点ａから点ａ’に対応する状態に変化する。点ａに対応する状態の冷媒を圧縮機が圧縮した場合には、例えば等エントロピ線に沿って点ｂに対応する圧力、エンタルピーへ冷媒の状態が変化する。一方、点ａ’に対応する状態の冷媒を圧縮機が圧縮した場合には、例えば等エントロピ線に沿って点ｂ’に対応する圧力、エンタルピーへ冷媒の状態が変化する。このことから、蒸発温度が高くなることにより、ｄｈ分のエンタルピーが減少するため、圧縮機が冷媒に対して行う仕事も減少し、高効率となる。同様に、凝縮温度が低下すると、圧縮機が冷媒に対して行う仕事が減少し、高効率となる。

図４は圧縮機２台１蒸発１凝縮運転における負荷側熱交換器４内の水温と冷媒の蒸発温度との関係を示す図である。図４（ａ）は負荷側水温差が１０℃の場合を示し、図４（ｂ）は負荷側水温差が１℃の場合を示している。

図４（ａ）に示すように、出入口冷水温差１０℃での圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合、負荷側熱交換器４の水流入口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差は約１０．７℃であり、水流出口付近では約１．０℃となっている。

ここで、交換熱量をＱ、伝熱面積をＡ、熱伝達率をＫ、温度差をｄＴとしたとき、一般にＱ＝Ａ×Ｋ×ｄＴの関係で表せることが知られている。負荷側熱交換器４の水流入口付近では水温と冷媒の蒸発温度との温度差が大きいため、熱交換により冷媒が水を冷却するポテンシャルが大きく、交換熱量が大きくなる。また、負荷側熱交換器４の水流入口付近で多くの熱交換が行われるため、水流出口付近では、処理すべき交換熱量が少なくなり温度差が小さくなる。このため、熱交換を行うポテンシャルが小さくなってしまい、負荷側熱交換器４の下流部では熱交換器のポテンシャルが低下し、十分に機能していない。この傾向は水の出入口温度差が大きくなるほど顕著になる。

一方、図４（ｂ）に示すように、出入口水温差１℃での圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合には、負荷側熱交換器４を流れる水の温度と冷媒の蒸発温度との温度差が水温と蒸発温度がほぼ並行に推移している。このため、熱交換器として有効に機能している。

図５は圧縮機２台２蒸発２凝縮運転における水温と冷媒の蒸発温度との関係を示す図である。図５（ａ）は出入口水温差が１０℃の場合を示し、図５（ｂ）は出入口水温差が１℃の場合を示している。

図５（ａ）に示すように、出入口水温差１０℃での圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の場合、負荷側熱交換器４ａの水流入口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差は約７．６℃である。また、負荷側熱交換器４ｂの水流入口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差は約４．４℃である。このため、負荷側熱交換器４の水流入口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差については、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合に比べて温度差が小さい。

また、負荷側熱交換器４ａの水流出口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差は約４．４℃である。そして、負荷側熱交換器４ｂの水流出口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差は約４．３℃である。このため、負荷側熱交換器４の水流出口付近の水温と冷媒の蒸発温度との温度差については、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の場合に比べて温度差が大きい。

以上のことから、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合に比べて、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が全体としてｄＴを大きく保っており、負荷側熱交換器４のポテンシャルが十分に機能していることを示している。結果的に、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転における蒸発温度は６．２℃、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の上流側冷凍サイクル装置と下流側冷凍サイクル装置の平均蒸発温度は７．０℃となり、出入口水温差が大きい場合は圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が高効率となる。熱源機側熱交換器２においても同様の傾向があり、熱源側出入口温度差が大きくなると、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が高効率となる。

一方、図５（ｂ）に示すように、出入口水温差１℃での圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の場合には、負荷側熱交換器４を流れる水の温度と冷媒の蒸発温度との温度差が水温と蒸発温度がほぼ並行に推移しているため、熱交換器として有効に機能している。ただ、伝熱面積減少の影響が大きく、負荷側熱交換器４における平均蒸発温度は３．４℃と、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の場合における負荷側熱交換器４の蒸発温度４．５℃よりも低くなるため、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転より効率が悪い。

図６は出入口温度差と負荷側熱交換器４における蒸発温度との関係例を表す図である。図６は、出口水温が７℃となるようにし、出入口温度差を１〜１０℃の幅で変化させたものである。圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の場合は、負荷側熱交換器４における平均蒸発温度を示している。前述したように、出入口温度差が小さい場合は、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転に比べて圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の方が蒸発温度が高い。出入口温度差が大きくなる場合は、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転に比べて圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が蒸発温度が高くなる。例えば、図６では出入口温度差が約６℃を境に圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の蒸発温度が高くなる運転が入れ替わる。熱源側熱交換器の場合も同様に、水の出入口温度差が大きくなるほど圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が圧縮機２台１蒸発１凝縮運転に対して凝縮温度が下がり、高効率となる。

図７は負荷側出入口温度差及び熱源側出入口温度差とＣＯＰとの関係例を表す図である。図７（ａ）は、熱源側熱交換器２の熱源側出入口温度差が２℃である場合の、負荷側熱交換器４における負荷側出入口温度差とＣＯＰとの関係例を表す図である。また、図７（ｂ）は、熱源側熱交換器２の熱源側出入口温度差が５℃である場合の、負荷側熱交換器４における出入口温度差とＣＯＰとの関係例を表す図である。例えば、図７（ａ）については、負荷側出入口温度差が約５．２℃を境に圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転のＣＯＰが高くなる運転が入れ替わる。また、図７（ｂ）については、負荷側出入口温度差が約３．３℃を境に圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転のＣＯＰが高くなる運転が入れ替わる。このように、本発明に係る冷凍サイクル装置において、高効率運転を行うには、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の運転パターンの選択を負荷側熱交換器４の出入口温度差と熱源側熱交換器２の出入口温度差により決定する必要がある。

ここで、図７（ａ）の例では負荷側熱交換器２の出入口温度差が約５．２℃、図７（ｂ）の例では負荷側熱交換器２の出入口温度差が約３．３℃を境にして、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転におけるＣＯＰが入れ替わっているが、入れ替わりが生じる出入口温度差は、熱源側熱交換器２、負荷側熱交換器４、圧縮機１の特性等により変化する。このため、判断基準となる所定値については、試験等により機器の特性を把握した上で決定する。

以上より、本実施の形態の冷凍サイクルシステムは、圧縮機１を２台運転させる場合には、負荷側水流路１１における出入口温度差と熱源側水流路１２における出入口温度差を考慮する。出入口温度差が例えば所定値より大きい温度差である場合には、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転を行うようにし、出入口温度差が所定値以下となる温度差である場合には圧縮機２台１蒸発１凝縮運転を行うようにする。

図８は圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転とのＣＯＰが入れ替る負荷側熱交換器４の負荷側出入口温度差と熱源側熱交換器２の熱源側出入口温度差の関係を示す図である。図８に示す境界線を基準に、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の切替えを行うと良い。

ここでは、特に規定しないが、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転と圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の切り替えポイントを負荷側熱交換器２の出入口温度差と熱源側熱交換器２の出入口温度差に対してマップ化してもよい。

また、ここでは特に規定しないが、例えば、出入口温度差と所定値との大小関係が頻繁に切り替わり、運転の切り替えが頻繁に行われないようにするため、運転を切り替えた後、所定時間以上経過するまで切り替えが行えないようにする等の制御を行うようにしてもよい。

次に、プレート熱交換器である熱源側熱交換器２と負荷側熱交換器４は、少なくとも２系統の冷媒側流路に冷媒を流した場合と、１系統の冷媒側流路に冷媒を流した場合とにおける伝熱性能を確認する。それぞれの状態での伝熱性能を確認することで、前述のように、Ｑ＝Ａ×Ｋ×ｄＴの関係から凝縮温度と蒸発温度を推定することができる。

図９はｐ−ｈ線図の例を示す図である。圧縮機効率ηは次式（１）で表される。ここで、ｈｓは圧縮機の吸入側のエンタルピー、ｈｄは圧縮機の吐出側のエンタルピー、ｈｄ’は圧縮機の吸入側から断熱圧縮等エントロピ変化した場合のエンタルピーのそれぞれの値である。
η＝（ｈｄ−ｈｓ）／（ｈｄ’−ｈｓ） …（１）

圧縮機の入力は、圧縮機効率η、吸入圧力（蒸発圧力）、吸入温度及び吐出圧力（凝縮圧力）に基づいて推定することができる。ここで、吸入圧力、吐出圧力に対する圧縮機効率特性は予め測定しておくことで、データを得ることができる。そして、熱交換器の特性と圧縮機効率の特性からＣＯＰを推定することが可能である。

そして、推定結果から、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と圧縮機２台１蒸発１凝縮運転とを切り替える温度差の基準温度を決定することができる。ここで、制御装置９が逐次ＣＯＰ演算を行って、状況によって圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と圧縮機２台１蒸発１凝縮運転を切り替えるための基準温度を設定するようにしてもよい。

図１０は制御装置９の処理のフローチャートを示す図である。図１０に基づいて説明する。まず、ＳＴＥＰ１では負荷側熱交換器４ｂ（下流側冷凍サイクル装置１０ｂ）から流出する水の目標温度（目標水温）の設定がなされる。ここで、目標水温の設定に関しては、例えば、水流路１１を流れる水の流量（流速）、水に搬送させる熱量等に基づいて、制御装置９が自動的に設定するようにしてもよいし、例えば使用者等が主導で設定するようにしてもよい。

ＳＴＥＰ２では負荷側出口温度センサー６の検知に係る出口水温を確認する。そして、ＳＴＥＰ３では、出口水温＝目標水温であるかどうかを判断する。出口水温＝目標水温であると判断すると、圧縮機１の容量変更等の処理を行わずにＳＴＥＰ１３に進む。ここでは、出口水温＝目標水温を判断基準としているが、マージン等を設けるようにしてもよい。

例えば出口水温が目標水温より高い場合には、負荷である水に供給する能力（熱量）が不足しているため、システム全体として圧縮機１の容量を増加させるようにする。一方、出口水温が目標水温より低い場合には、能力が過多であるため、システム全体として圧縮機１の容量を減少させるようにする。そこで、ＳＴＥＰ４において、出口水温と目標水温との温度差に基づいて、システム全体として水への能力供給に必要な圧縮機１の容量を演算する。

そして、ＳＴＥＰ５では、能力供給に必要な容量に基づき、圧縮機１の駆動台数を判断する。ＳＴＥＰ６においては、圧縮機１を２台で駆動するかどうかを判断する。圧縮機１を２台で駆動しないものと判断すると、ＳＴＥＰ７において、駆動させる圧縮機１と駆動周波数を設定して指令の信号を送り、ＳＴＥＰ２に戻って処理を続ける。ここで、運転効率を維持するため、駆動台数を減らす以外は、駆動している圧縮機１はそのまま駆動させるように設定する。

駆動台数が増減する場合に、駆動、停止させる圧縮機１を決定する方法については特に限定するものではないが、例えば、特定の圧縮機１の駆動時間が他に比べて長くならないようにした方がよい。そこで、タイマーによる計時等により、各圧縮機１の積算駆動時間のデータを記憶手段に記憶させておく。そして、複数の圧縮機１の中のいずれを選択してもよい場合に、各圧縮機１の駆動時間がほぼ均等となるように、駆動する圧縮機１を選択すると、システム全体として信頼性を向上させることができる。また、圧縮機１の性能が異なる場合には、性能の違いに基づいた選択を行うようにしてもよい。

一方、ＳＴＥＰ６において圧縮機１を２台で駆動させるものと判断すると、演算した容量に基づいて、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転又は圧縮機２台１蒸発１凝縮運転のいずれの運転を行うかを選択するための処理を行う。このため、ＳＴＥＰ８で負荷側出入口温度差と熱源側出入口温度差を演算する。そして、ＳＴＥＰ９では、負荷側出入口温度差と熱源側出入口温度差が圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の切り替えの基準となる基準温度差以上であるかどうかを判断する。基準温度差以上であると判断すると、上述したように圧縮機２台２蒸発２凝縮運転の方が高効率であるため、ＳＴＥＰ１０で上流側冷凍サイクル装置１０ａと下流側冷凍サイクル装置１０ｂにおいて各１台ずつの圧縮機１を駆動させるようにする。また、基準温度差以上でないと判断すると、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転の方が高効率であるため、ＳＴＥＰ１１で上流側冷凍サイクル装置１０ａ又は下流側冷凍サイクル装置１０ｂのどちらか一方の圧縮機１を２台駆動させる。そして、ＳＴＥＰ１２で駆動する各圧縮機１の駆動周波数を設定する。

ここで、駆動する圧縮機１の選択に対しては特に限定するものではないが、基本的には、駆動している圧縮機１はそのまま駆動させるように設定する方がよい。また、前述したように、例えば、特定の圧縮機１の駆動時間が他に比べて長くならないようにした方がよい。そこで、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転又は圧縮機２台１蒸発１凝縮運転のいずれの運転を行うかを選択した後、タイマーの計時による各圧縮機１の積算駆動時間に基づいて駆動時間がほぼ均等となるように、駆動させる圧縮機１を選択するとシステム全体として信頼性を向上させることができる。

ＳＴＥＰ１３においては、目標水温に変更があったかどうかを判断する。変更があったものと判断すると、ＳＴＥＰ１に戻って目標水温を設定する。また、変更がないと判断すると、ＳＴＥＰ２に戻って処理を続ける。

ここで、出口水温が低い場合に圧縮機２台２蒸発２凝縮運転を行うと、下流側冷凍サイクル装置１０ｂの蒸発温度が過度に低下し、プレート熱交換器内の水が凍結する可能性がある。そこで、出入口温度差による判断で、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転を行うものと判断しても、出口水温が所定水温より低いかどうかを判断し、低いと判断した場合には、圧縮機２台１蒸発１蒸発運転の運転を行うようにしてもよい。このような判断を追加して行うことによりシステムとしての信頼性を高くすることができる。

また、圧縮機２台２蒸発２凝縮運転と圧縮機２台１蒸発１凝縮運転との切り替え基準となる負荷側出入口温度差と熱源側出入口温度差に達したものと判断して即座に運転の切り替えを行うと、切り替え基準の温度差前後での運転状態となった場合には頻繁に切り替えが起こる。このため、運転状態が安定せず、出口水温が目標温度に収束しなくなる。そこで、例えば、制御装置９はタイマーの計時に基づいて、継続時間や単位時間の温度差の変化幅などのディファレンシャルを設定することで、運転が頻繁に切り替わってしまうことを抑制することができ、運転状態を安定させることができる。

以上のように、実施の形態１の冷凍サイクルシステムによれば、独立した冷凍サイクル回路を複数有する２つの冷凍サイクル装置１０を、負荷側水流路１１及び熱源側水流路１２に対して直列に２箇所に配置する構成にしたので、駆動させる圧縮機１（冷媒を循環させる冷凍サイクル回路）の選択の自由度を高くすることができ、システム全体としても効率のよい運転を選択して行うことができる。また、負荷側入口温度センサー５及び負荷側出口温度センサー６、熱源側入口温度センサー７及び熱源側出口温度センサー８を備え、制御装置９が負荷側出口温度とその目標温度との差に基づいて、圧縮機１の駆動台数及び駆動に係る圧縮機１の容量を決定するようにし、さらに、負荷側入口温度センサー５及び負荷側出口温度センサー６の検知に係る出入口温度差と、熱源側入口温度センサー７及び熱源側出口温度センサー８の検知に係る出入口温度差により演算される基準温度差に基づいて、圧縮機１を２台で駆動する場合に、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転か圧縮機２台２蒸発２凝縮運転かを決定するようにしたので、蒸発温度と凝縮温度及びＣＯＰの高い方でシステムを運転することができ、高効率の冷凍サイクルシステムを得ることができる。

また、各冷凍サイクル回路がそれぞれ独立して冷媒を循環させるようにしているので、偏り等を考慮した量の冷凍機油を冷凍サイクル回路に封入する必要がなく、冷凍機油量を減らすことができ、効率よく運転することができる。特に負荷側熱交換器４をダブルサーキットのプレート熱交換器で構成することで、負荷側水流路１１と熱源側水流路１２における配管を少なくし、コストダウン、システムの施工等を容易に行うことができる。

実施の形態２．
図１１は本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。本実施の形態の冷凍サイクルシステムにおいては、負荷側熱交換器４では水が冷却されて流出されるため、熱交換器の内部で水が凍結して、熱交換器の破壊に至る可能性がある。そこで、バイパス流路を形成するバイパス配管１３とバイパス弁１４を設置する。そして、水が凍結を起こす可能性があると制御装置９が判断すると、バイパス弁１４を開けることで熱源側水回路１２を流れる高温の水を負荷側水流路１１にバイパスさせて、負荷側熱交換器の水温を即座に上昇させ、凍結を予防することで機器の信頼性を向上させることができる。ここで、バイパス配管１３は、少なくとも、熱源側水流路１２から負荷側水流路１１へ水をバイパスできれば良く、図１１に示す位置に限定するものではない。また、バイパス配管１３によるバイパス流路において、確実に熱源側流路１２から負荷側水流路１１へ水をバイパスするために、ポンプ等を設置してもよい。

実施の形態３．
図１２は本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクルシステムの構成を示す図である。本実施の形態の冷凍サイクルシステムにおいては、各冷凍サイクル装置１０の第一及び第二の冷凍サイクル回路において、冷媒の流れを切り替えるための流路切替装置９を有している。流路切替装置により切り替えることで、負荷側熱交換器４を放熱器（凝縮器）、蒸発器として機能させることができる。これにより、水流路１０を流れる水の冷却、加熱を選択して行うことができ、利便性を向上させることができる。ここで、本実施の形態では、各冷凍サイクル装置１０の各冷凍サイクル回路に流路切替装置１５を設けるようにしたが、すべての冷凍サイクル回路に設けるか否かについては特に限定するものではない。

実施の形態４．
上述の実施の形態では、２つの冷凍サイクル装置１０を負荷側水流路１１と熱源側水流路１２に対し直列に配置し、各冷凍サイクル装置１０は、２つの独立した冷凍サイクル回路を構成するようにしたが、配置数、構成数については、特に限定しない。例えば、実施の形態１では、第一及び第二の冷凍サイクル回路を有する冷凍サイクル装置１０を２台有し、圧縮機２台１蒸発１凝縮運転又は圧縮機２台２蒸発２凝縮運転を判定するため、圧縮機１を２台駆動させる場合について特別に判断するようにした。冷凍サイクル装置数、冷凍サイクル回路数が３以上の場合の判断は、任意に定めることができる。

１ 圧縮機、１ａ 第一の圧縮機、１ｂ 第二の圧縮機、１ｃ 第三の圧縮機、１ｄ 第四の圧縮機、２ 熱源側熱交換器、２ａ 第一の熱源側熱交換器、２ｂ 第二の熱源側熱交換器、３ 膨張弁、３ａ 第一の膨張弁、３ｂ 第二の膨張弁、３ｃ 第三の膨張弁、３ｄ 第四の膨張弁、４ 負荷側熱交換器、４ａ 第一の負荷側熱交換器、４ｂ 第二の負荷側熱交換器、５ 負荷側入口温度センサー、６ 負荷側出口温度センサー、７ 熱源側入口温度センサー、８ 熱源側出口温度センサー、９ 制御装置、１０ 冷凍サイクル装置、１０ａ 上流側冷凍サイクル装置、１０ｂ 下流側冷凍サイクル装置、１１ 負荷側水流路、１２ 熱源側水流路、１３ バイパス配管、１４ バイパス弁、１５ａ 第一の流路切替え装置、１５ｂ 第二の流路切替え装置、１５ｃ 第三の流路切替え装置、１５ｄ 第四の流路切替え装置。

Claims (7)

1. 圧縮機、熱源側流路を流れる熱源側流体との熱交換を行う熱源側熱交換器、絞り装置及び負荷側流路を流れる負荷側流体との熱交換を行う負荷側熱交換器を配管接続して構成する冷凍サイクル回路を複数有する冷凍サイクル装置を備え、
   前記冷凍サイクル装置を前記熱源側流体の流れに沿って前記熱源側流路に複数台配置し、また、前記冷凍サイクル装置を前記負荷側流体の流れに沿って前記負荷側流路に複数台配置し、
   前記負荷側流路に対して最下流側に位置する前記冷凍サイクル装置から流出する前記負荷側流体の出口温度を検知する負荷側出口温度検知手段と、
   前記出口温度と、任意に設定された前記出口温度の目標温度との差に基づいて、前記圧縮機の駆動台数及び駆動に係る圧縮機の容量を決定する制御装置と
   を備え、
   前記熱源側流路に対して最上流側に位置する前記冷凍サイクル装置に流入する前記熱源側流体の入口温度を検知する熱源側入口温度検知手段と、
   前記熱源側流路に対して最下流側に位置する前記冷凍サイクル装置から流出する前記熱源側流体の出口温度を検知する熱源側出口温度検知手段と、
   前記負荷側流路に対して最上流側に位置する前記冷凍サイクル装置に流入する前記負荷側流体の入口温度を検知する負荷側入口温度検知手段とをさらに備え、
   前記制御装置は、前記圧縮機の駆動台数を複数台と決定したとき、前記熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び前記負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差と、あらかじめ定めたそれぞれの基準温度差とに基づいて、前記熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び前記負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差が基準温度差以上である場合には、前記複数台の冷凍サイクル装置がそれぞれ有する各１の冷凍サイクル回路における前記熱源側流体と前記負荷側流体との熱交換を優先して行う分散運転を行い、前記熱源側熱交換器の出口温度と入口温度との差及び前記負荷側熱交換器の出口温度と入口温度との差が基準温度差以上でない場合には、１台の前記冷凍サイクル装置の複数の前記冷凍サイクル回路における前記熱源側流体と前記負荷側流体との熱交換を優先して行う集中運転を行う決定をする処理をさらに行うことを特徴とする冷凍サイクルシステム。
2. 前記制御装置は、前記負荷側流体の出口温度が設定温度以下であると判断すると、出入口温度差と基準温度差との関係に関わらず、前記集中運転を行わせることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクルシステム。
3. 時間を計測するためのタイマーをさらに備え、
   前記制御装置は、各圧縮機の積算駆動時間に基づいて、駆動させる圧縮機を選択する処理を行うことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクルシステム。
4. 時間を計測するためのタイマーをさらに備え、
   前記制御装置は、前記熱源側流体と負荷側流体の出入口温度差と前記基準温度差とに基づいて運転を切り替えた後、所定時間以内は再度の切り替えを行わないようにすることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍サイクルシステム。
5. 前記熱源側流体を前記負荷側流体に流入させるバイパス流路を備え、
   負荷側流体の出口温度が設定温度以下であると判断すると、前記バイパス流路を通じて熱源側流体を負荷側流体へ流入させることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の冷凍サイクルシステム。
6. 前記冷媒の循環経路を切り替えるための冷媒流路切替え手段を、前記１又は複数の冷凍サイクル回路に備えることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の冷凍サイクルシステム。
7. 前記負荷側熱交換器は、ダブルサーキットのプレート熱交換器で構成することを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の冷凍サイクルシステム。

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