(57)【要約】【課題】  蒸発器の入口部における冷媒の分配状態を改善すると共に、圧縮機の吸入圧力を低下させることなく蒸発器内の冷媒の乾き度を高め、冷凍サイクルの高効率化を図る。【解決手段】  本発明は、圧縮機２１と凝縮器２２と蒸発器２４とを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍装置であって、蒸発器２４の冷媒入口側３４にエジェクタ２３が設けられ、エジェクタ２３の吸引部３０に蒸発器２４の出口側２６がバイパス管２７を介して接続されて冷媒再循環流路が形成されており、蒸発器２４にはプレート熱交換器が用いられていることを特徴とする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と凝縮器と蒸発器とを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍装置であって、
前記蒸発器の冷媒入口側にエジェクタが設けられ、該エジェクタの吸引部に前記蒸発器の冷媒出口側がバイパス管を介して接続されて冷媒再循環流路が形成されており、前記蒸発器にはプレート熱交換器が用いられていることを特徴とする冷凍装置。
【請求項２】
前記プレート熱交換器の冷却の対象が液体である請求項１に記載の冷凍装置。
【請求項３】
前記冷媒再循環流路には、前記エジェクタに吸引される冷媒流量を調整可能なように流量制御手段が設けられている請求項１又は２に記載の冷凍装置。
【請求項４】
前記バイパス管を介して前記エジェクタに吸引される冷媒流量と前記凝縮器から前記エジェクタに流入する送液流量との質量流量比を０．６〜０．８の範囲に調整可能なように構成されている請求項１〜３のいずれか１の請求項に記載の冷凍装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍装置に関し、特に、蒸気冷媒の一部が蒸発器に再循環されるように構成された冷凍装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、空調や冷蔵などの用途において、冷凍装置が使用されており、この種の冷凍装置では、図１０に示すように、圧縮機１、凝縮器２、膨張弁３、蒸発器４がそれぞれ冷媒配管５を介して接続され、冷凍サイクルが構成されている。そして、冷凍装置内を循環する冷媒は、圧縮、凝縮、膨張、蒸発の各作用により、液体から気体又は気体から液体への変化を繰り返し、熱を吸収、或いは、放出するようになっている。
【０００３】
また、このような冷凍装置では、蒸発器４の冷媒出口側６と冷媒入口側７とをバイパス管８で連結し、蒸発器４から流出した蒸気冷媒の一部を蒸発器４に再循環させ、蒸発器４内の冷媒の乾き度を高め、冷凍サイクルの高効率化を図ることも行われている。（例えば、特許文献１参照。）
【特許文献１】特開平１０−１０３７９６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、上記した従来の冷凍装置では、蒸気冷媒の一部を蒸発器４に再循環させることにより蒸発器４に流入する冷媒の乾き度と流量が増加し、蒸発器４内の圧力損失が増大すると共に、圧縮機１の吸入圧力が低下する。そのため、蒸発器４の伝熱促進効果よりも圧力損失の増大の影響が大きくなり、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ：coefficient of performance）の向上が図り難いといった問題があった。
【０００５】
一方、冷凍装置において蒸発器としてプレート熱交換器を用いることがあるが、この場合、交換熱量が多くなると、プレートの枚数を増加させる必要がある。ところが、プレート熱交換器では、プレートの枚数が増えるほどプレート熱交換器の入口部における冷媒の分配状態が悪化するといった問題があるため、一般的なプレート熱交換器の設計では、図１１に示すように、プレート枚数の増加に伴い単位伝熱面積当りの交換熱量が小さくなる。この結果、プレート枚数が１００枚以上となるような大型のブラインチラーなどの冷凍装置では、その冷媒の分配状態がさらに悪化し、伝熱性能を著しく低下させてしまい、それを補うため、さらにプレートの枚数を増加しなければならなくなるといった悪循環が生じていた。
【０００６】
そこで、蒸発器としてプレート熱交換器を採用する冷凍装置において、上記したように、プレート熱交換器に蒸気冷媒の一部を再循環させ、プレート熱交換器内の冷媒の乾き度を高め、伝熱性能の低下を抑制することも考えられる。
【０００７】
しかしながら、図１２に示すように、膨張弁３を通過した後の冷媒は気相と液相が不均一に混合した状態になっており、さらに、プレート熱交換器９の入口部１０において冷媒の流れ方向が９０°変化するため、慣性の大きい液相冷媒は入口部１０から遠いプレートの隙間１１に流入する一方、慣性の小さい気相冷媒は入口部１０付近のプレートの隙間１２に流入するようになる。したがって、プレート熱交換器９の入口部１０における冷媒の分配状態が悪化し、プレート熱交換器の伝熱性能の低下を招くといった問題が生じ、この問題は、プレートの枚数が多くなるほど顕著になっていた。
【０００８】
本発明は、上記した課題を解決すべくなされたものであり、蒸発器の入口部における冷媒の分配状態を改善させると共に、圧縮機の吸入圧力を低下させることなく蒸発器内の冷媒の乾き度を高め、冷凍サイクルの高効率化を図ることのできる冷凍装置を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明は、圧縮機と凝縮器と蒸発器とを備えて冷凍サイクルを構成する冷凍装置であって、前記蒸発器の冷媒入口側にエジェクタが設けられ、該エジェクタの吸引部に前記蒸発器の出口側がバイパス管を介して接続されて冷媒再循環流路が形成されており、前記蒸発器にはプレート熱交換器が用いられていることを特徴とする。
【００１０】
そして、好ましくは、前記プレート熱交換器の冷却の対象は液体であるのがよい。
【００１１】
また、前記冷媒再循環流路には、前記エジェクタに吸引される冷媒流量を調整可能なように流量制御手段が設けられているのがよい。
【００１２】
さらに、前記バイパス管を介して前記エジェクタに吸引される冷媒流量と前記凝縮器から前記エジェクタに流入する送液流量との質量流量比を０．６〜０．８の範囲に調整可能なように構成されているのがよい。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、圧縮機の吸入圧力を低下させることなく蒸発器内の冷媒流量と乾き度を高め、冷媒の熱伝達率を向上し、かつ蒸発器入口部の分配状態を改善することができるため、冷凍サイクルの高効率化を図ることができる等、種々の優れた効果を得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、図面を参照しつつ、本発明の実施の形態について説明する。
【００１５】
先ず、図１〜図３を参照しつつ、本発明の実施の形態に係る冷凍装置の構成について説明する。ここで、図１は本実施の形態に係る冷凍装置を示す概略構成図、図２は冷凍装置のエジェクタを示す断面図、図３は冷凍装置のエジェクタとプレート熱交換器を示す断面図である。
【００１６】
この冷凍装置では、図１に示すように、圧縮機２１と凝縮器２２とエジェクタ２３と蒸発器２４とがそれぞれ冷媒循環流路２５を介して、順次、接続されて冷凍サイクルが構成されている。また、蒸発器２４の出口側の蒸気冷媒配管２６はバイパス管２７を介してエジェクタ２３に接続され、冷媒再循環流路が形成されており、バイパス管２７には流量調整弁２８が設けられている。
【００１７】
エジェクタ２３は、図２に示すように、ノズル２９、吸引部３０、混合部３１、及びディフューザ３２から構成されており、ノズル２９は凝縮器２２からの送液管３３に接続され、吸引部３０はバイパス管２７に接続され、ディフューザ３２は蒸発器２４の入口側冷媒配管３４に接続されている。そして、ノズル２９はニードル弁構造となっており、ニードル３５を軸方向に移動させることによりノズル２９の喉面積を変化させて送液量を調節できるようになっている。また、混合部３１は、その軸方向の長さＬと内径ｄとの割合Ｌ／ｄが５以上となるように形成されており、これにより、ノズル２９から噴出された冷媒と吸引部３０から吸引された冷媒とが混合部３１において均一に混合されるようになっている。
【００１８】
蒸発器２４としては、プレート熱交換器２４が用いられており、プレート熱交換器２４は、図３に示すように、波形にプレス加工された複数枚（図３では８枚）の金属製プレート３６ａ〜３６ｈが積層されて構成されている。このプレート熱交換器２４においては、空調負荷等の熱負荷を搬送するブラインが冷媒３７により冷却されるようになっており、その冷媒３７及びブラインは前記各プレート３６ａ〜３６ｈ間の隙間３８ａ〜３８ｇを交互に流通しながら互いに熱交換されるようになっている。なお、プレート熱交換器２４の冷却の対象は、ブラインの他、水等の液体であってもよい。
【００１９】
次に、本実施の形態に係る冷凍装置の作用について説明する。
【００２０】
プレート熱交換器２４から圧縮機２１に流入した低圧の蒸気冷媒は、圧縮機２１において圧縮され、高温高圧の蒸気冷媒となり、凝縮器２２に送り出される。その後、この高温高圧の蒸気冷媒は、凝縮器２２において冷却水により冷却されて液化し、高圧の液単相状態の冷媒となる。そして、凝縮器２２を流出したこの冷媒は、送液管３３を通り、エジェクタ２３においてノズル２９により減圧膨張され、液相状態および気相状態が混合した低圧の気液ニ相状態の冷媒となって混合部３１に流入する。
【００２１】
一方、プレート熱交換器２４から流出した低圧の蒸気冷媒の一部は、バイパス管２７を通って流量調整弁２８により所定流量に調整された後、エジェクタ２３の吸引部３０に吸引され、混合部３１においてノズル２９から噴出された冷媒と混合される。この時、プレート熱交換器２４に流入する冷媒３７の質量速度（流量）と乾き度が増加し、プレート熱交換器２４における冷媒の蒸発熱伝達率は促進される。このような伝熱促進効果の具体的な計算例を図４を参照して説明する。図４はプレート熱交換器２４内に流入する冷媒３７の乾き度が増加したときの冷媒の蒸発熱伝達率をプレート熱交換器２４に流入する冷媒３７の質量速度毎に示す図である。図のようにプレート熱交換器２４に流入する冷媒３７の乾き度が増加するほど、また質量速度が増加するほど冷媒の蒸発熱伝達率が向上し、冷媒３７の入口乾き度を０．１から０．５以上とし、質量速度を２倍（３０→６０kg/m2s）とすることで冷媒の蒸発熱伝達率は約２倍以上に向上する。
【００２２】
また、上記実施の形態では、プレート熱交換器２４の冷却の対象をブライン等、熱伝達率の大きい液体にしているため、冷媒の熱伝達率の向上が熱通過率に及ぼす影響は、熱伝達率の小さい空気を冷却する場合と比べて格段に大きくなる。
【００２３】
さらに、上記実施の形態では、エジェクタ２３の混合部３１は軸方向の長さＬと内径ｄとの割合Ｌ／ｄが５以上となるように形成されているため、ノズル２９により減圧されて気液ニ相状態となった冷媒と吸引部３０において吸引された蒸気冷媒とは均一に混合される。したがって、混合部３１において混合された冷媒３７は、図３に示すように、プレート熱交換器２４の入口部３９において乾き度の高い均質ニ相流となり、プレート熱交換器２４の各プレート３６ａ〜３６ｈ間の隙間３８ａ〜３８ｇに均等に分配されるため、プレートの枚数の増加による伝熱性能の低下は抑制される。具体的には、例えば、プレート３６が７０枚設けられている場合、プレート熱交換器２４の入口部３９における冷媒３７の分配状態の改善により、プレート熱交換器２４の熱通過率は、従来の場合（図１１参照）と比べて、２０％以上向上する。そして、冷媒の乾き度の増加によりプレート熱交換器２４における冷媒の蒸発熱伝達率はさらに促進されるため、伝熱性能は、より一層向上する。
【００２４】
以上のように、本実施の形態では、プレート熱交換器２４に流入する冷媒３７の乾き度と質量速度を増加させることで、冷媒の熱伝達率の促進に加え、冷媒の分配状態を改善する効果も伴って、図５において実線で示すように、プレート熱交換器２４の熱通過率は、２倍以上に向上する。（図５において破線で示すように、分配状態の改善がない場合では１．６倍程度となる）。なお、プレート熱交換器２４のプレート枚数が１００以上の場合には、分配状態の改善によるプレート熱交換器２４の熱通過率は上記計算例以上に向上することが見込まれる。
【００２５】
元来、プレート熱交換器２４では、冷媒流路の圧力損失が小さいため、エジェクタ２３により蒸気冷媒の一部をプレート熱交換器２４に再循環させ冷媒の乾き度と質量速度を増加させるようにしても、圧力損失が冷凍サイクルの性能へ及ぼす影響は小さい。したがって、蒸発器にプレート熱交換器２４を採用した場合には、シェルアンドチューブ熱交換器等、他のタイプの熱交換器を採用した場合と比べて、冷媒の乾き度を高めることによる圧縮機吸入圧力低下への影響が小さいために、伝熱促進による冷凍サイクルのＣＯＰの改善効果は飛躍的に大きくなる。
【００２６】
次に、図６を参照しつつ、本実施の形態に係る冷凍装置において、冷媒の再循環流量の最適値を設計する手順について説明する。ここで、図６は本実施の形態に係る冷凍装置における冷媒の最適な再循環流量を算出する設計手順を示すフローチャートである。
【００２７】
先ず、ステップ１０１において、バイパス管２７を流通する蒸気冷媒の再循環流量Ｇｅ（再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎ）を仮定する。そして、前記冷凍装置の冷凍能力により決定される送液流量Ｇｎに基づき、プレート熱交換器２４の入口部３９における乾き度ｘｉｎを算出する（ステップ１０２）。
【００２８】
次いで、その算出した乾き度ｘｉｎとプレート熱交換器２４に流入する冷媒の質量流量に基づき、プレート熱交換器の設計計算式や予め実施した性能試験により得た後述の実験整理式を用いて、プレート熱交換器２４における冷媒の蒸発熱伝達率αｒ及び圧力損失ΔＰｅを算出すると共に、蒸発温度Ｔｅを算出する（ステップ１０３，１０４，１０５）。
【００２９】
その後、この蒸発熱伝達率αｒにより算出したプレート熱交換器２４の入口部３９における圧力と、プレート熱交換器２４における圧力損失ΔＰｅの計算結果に基づき、圧縮機２１の吸入圧力を算出する（ステップ１０６）。
【００３０】
そして、ステップ１０７において、この算出した圧縮機吸入圧力が最大かどうかを判定し、その値が最大と判定されるまで上記各ステップを繰り返し、冷媒の最適な再循環流量Ｇｅ（再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎ）を決定する。
【００３１】
なお、蒸発熱伝達率αｒ及び圧力損失ΔＰｅを算出するための前記実験整理式は、プレート熱交換器を使用した実験結果に基づき、以下のように求められた。
【００３２】
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前記蒸発熱伝達率αｒの実験整理式の場合、プレート熱交換器２４の出口側の冷媒を飽和蒸気に規定し、プレート熱交換器２４内の平均的な伝熱様式は強制対流蒸発域で代表できるものとして、蒸発熱伝達率αｒは、上式（１）のように、液レイノルズ数ＲｅＬ、Ｐｒ数及びLockhart-MartinelliパラメータＸｔｔｍの指数関数の積で表せるものとした。そして、ＲｅＬの指数は、プレート熱交換器２４のブライン側の熱伝達率から０．７に定めた。
【００３３】
ここで、上式（１）〜（３）のｄはプレート熱交換器２４の一流路断面積から求まる相当直径、λ，μ，ρはそれぞれ冷媒の熱伝導率、粘度、密度、ｘｍはプレート熱交換器内の平均乾き度であり、添え字のｌ，ｇは液相と気相を示している。また、実験結果の整理により、定数Ｃ１は０．２２、Ｘｔｔｍの指数ｍは０．５１と決定できた。
【００３４】
一方、前記圧力損失ΔＰｅの実験整理式の場合、単位有効高さ当りの摩擦損失ΔＰｆ／ｈ（ｋＰａ／ｍ）は、上式（４）のように、乾き度による増倍係数（Ｘｔｔｍ‐ｋ）と液単相流の圧力損失の積で表せるものとした。ここで、ｈはプレート熱交換器２４の高さを示し、Ｃ２は定数を示しており、実験結果の整理により、Ｃ２は０．００２５、前記増倍係数の指数ｋは０．４１と決定できた。そして、圧力損失ΔＰｅは、上記摩擦損失ΔＰｆに、プレート熱交換器２４内の冷媒の平均密度から算出した静圧損失ΔＰｈを加算して求められる。
【実施例】
【００３５】
以下、図１及び図７〜図９を参照しつつ、上記した設計手順により、冷凍能力２１０ｋＷのプレート熱交換器２４（高さ５９８ｍｍ、幅２４３ｍｍ、プレート枚数２０６枚）を採用したブラインチラー（冷媒Ｒ−４０４Ａ、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０＝−５℃）を対象にして、冷媒の再循環流量を評価した結果について説明する。
【００３６】
再循環流量Ｇｅを種々に変化させ、それらの各場合について、蒸発器入口の冷媒乾き度ｘｉｎや送液流量Ｇｎを求め、前記実験整理式を用いてプレート熱交換器２４の圧力損失ΔＰｅと平均蒸発熱伝達率αｒを算出し、冷凍サイクルの蒸発温度Ｔｅ及び圧縮機吸入圧力相当の飽和温度Ｔｓ−ｓａｔを試算した。
【００３７】
図７は、再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎを変化させた時の試算結果として、蒸発器圧力損失ΔＰｅ、蒸発器入口乾き度ｘｉｎ、蒸発温度Ｔｅ、吸入圧力相当飽和温度Ｔｓ−ｓａｔ、質量速度Ｇｒをそれぞれ示している。この図７から分かるように、Ｇｅ／Ｇｎが大きくなるほど蒸発器入口乾き度ｘｉｎが大きくなり、プレート熱交換器２４における蒸発伝熱が促進され、蒸発温度Ｔｅを高めることができる。しかし、Ｇｅ／Ｇｎが大きくなるほど質量速度Ｇｒが増加してプレート熱交換器の圧力損失ΔＰｅも増加するため、Ｇｅ／Ｇｎが０．７以上になると、伝熱促進により蒸発温度Ｔｅは上昇するものの、圧力損失ΔＰｅの増大によって結果的に圧縮機吸入圧力相当の飽和温度Ｔｓ−ｓａｔが低下する。したがって、この場合のＧｅ／Ｇｎの最適値は０．７となり、冷媒を再循環させない通常サイクルの場合（Ｇｅ／Ｇｎ＝０の場合）と比較して、蒸発温度Ｔｅは１．３℃、圧縮機吸入圧力相当の飽和温度Ｔｓ−ｓａｔは０．９℃上昇する。そして、この圧縮機吸入圧力相当の飽和温度Ｔｓ−ｓａｔの上昇は成績係数（ＣＯＰ）の５．２％の向上に相当する。
【００３８】
一般に、チラー（冷凍装置）では、主に経済的な理由により、低温用途になるほど、より大きな対数平均温度差で蒸発器が設計される。したがって、低温用のブラインチラーほど、このような蒸発器の伝熱促進による高効率化が期待できる。そこで、蒸発器出口ブライン温度を種々に変化させて、上記したのと同様の手順で、冷凍サイクルを試算した。
【００３９】
図８は、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０を−２０〜−５℃において変化させた時の試算結果として、再循環流量比の最適値Ｇｅ／Ｇｎ（ＯＰ）、冷媒を再循環させない通常サイクルの場合（Ｇｅ／Ｇｎ＝０の場合）を基準とした圧縮機吸入圧力相当の飽和温度の上昇値ΔＴｓ−ｓａｔ、ブラインチラーのＣＯＰの向上比ＣＯＰ／ＣＯＰｃをそれぞれ示している。この図８から分かるように、再循環流量比の最適値Ｇｅ／Ｇｎ（ＯＰ）は、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０に依らず０．６〜０．７の範囲となった。また、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０が低温になるほど圧縮機吸入圧力相当の飽和温度の上昇値ΔＴｓ−ｓａｔが大きくなり、ＣＯＰの向上比ＣＯＰ／ＣＯＰｃが増大し、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０＝−２０℃の場合には７．２％の高効率化が図れることが分かった。
【００４０】
また、他の冷媒Ｒ−２２を使用して上記したのと同様の評価を行うと、ブライン温度が−５℃の条件の下における再循環流量比の最適値は、図９に示すように、０．８となることが分かった。
【００４１】
さらに、他のＨＦＣ冷媒（Ｒ−４１０Ａ，４０７Ｃ，１３４ａ）においても同様の評価を行ったところ、種々の設計条件における再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎの最適値は０．６〜０．８であることが確認された。
【００４２】
したがって、バイパス管２７に設けられた流量調整弁２８により、エジェクタ２３に吸引される冷媒流量と凝縮器２２からエジェクタ２３に流入する送液流量との質量流量比が０．６〜０．８となるように冷媒流量を調整することにより冷凍サイクルの効率を最大にすることができる。
【００４３】
通常、エジェクタ２３では、冷媒がノズル２９において減圧、加速される時の圧力差を利用して吸引力が生じるため、冷却負荷や冷却水温度の変動により冷凍サイクルの高低圧差が変化する場合には、エジェクタ２３での吸引力の変化に伴い、再循環流量も変化する。すなわち、冷却水温度が高い場合には凝縮圧力が高くなり、また、冷却負荷が大きい場合には、蒸発圧力が低下することにより、冷凍サイクルの高低圧差が拡大し、必要以上の蒸気冷媒が再循環するおそれがある。しかしながら、本発明によれば、上記したように流量調整弁２８を調節することにより、蒸気冷媒の再循環量を最適値に制御することができるため、常に、冷凍サイクルを高効率に維持することが可能となる。
【００４４】
なお、上記した試算結果には、前述したプレート熱交換器２４の入口部３９における冷媒３７の分配状態の改善効果は加味されていない。したがって、実際には、上記試算結果以上の冷凍サイクルの高効率化が期待できる。
【００４５】
また、本発明の適用は、上記した各種冷媒を使用する冷凍装置に限定されるものではなく、二酸化炭素やアンモニア、或いは炭化水素などの自然冷媒を作動流体とする冷凍装置にも適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の実施の形態に係る冷凍装置を示す概略構成図である。
【図２】本発明の実施の形態に係る冷凍装置のエジェクタを示す断面図である。
【図３】本発明の実施の形態に係る冷凍装置のエジェクタとプレート熱交換器を示す断面図である。
【図４】本発明の実施の形態に係る冷凍装置において、プレート熱交換器内に流入する冷媒の乾き度が増加した時の冷媒の蒸発熱伝達率をプレート熱交換器に流入する冷媒の質量速度毎に示す図である。
【図５】本発明の実施の形態に係る冷凍装置において、プレート熱交換器内に流入する冷媒の乾き度が増加した時の冷媒の蒸発熱伝達率をプレート熱交換器に流入する冷媒の質量速度毎に示す図である。
【図６】本発明の実施の形態に係る冷凍装置における冷媒の最適な再循環流量を算出する設計手順を示すフローチャートである。
【図７】本発明の実施の形態に係る冷凍装置において、再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎを変化させた時の蒸発器圧力損失ΔＰｅ、蒸発器入口乾き度ｘｉｎ、蒸発温度Ｔｅ、吸入圧力相当飽和温度Ｔｓ−ｓａｔ、質量速度Ｇｒの試算結果を示す図である。
【図８】本発明の実施の形態に係る冷凍装置において、蒸発器出口ブライン温度Ｔｂ−０を−２０〜−５℃において変化させた時の再循環流量比の最適値Ｇｅ／Ｇｎ（ＯＰ）、圧縮機吸入圧力相当の飽和温度の上昇値ΔＴｓ−ｓａｔ、ＣＯＰの向上比ＣＯＰ／ＣＯＰｃの試算結果を示す図である。
【図９】本発明の実施の形態に係る冷凍装置において、冷媒としてR−２２を使用した場合の試算結果を示す図である。
【図１０】従来の冷凍装置を示す概略構成図である。
【図１１】プレート熱交換器におけるプレート枚数と単位伝熱面積当りの交換熱量との関係を示す図である。
【図１２】従来のプレート熱交換器の入口部における冷媒の分配状態を示す断面図である。
【符号の説明】
【００４７】
２１          圧縮機
２２          凝縮器
２３          エジェクタ
２４          蒸発器（プレート熱交換器）
２６          蒸気冷媒配管
２７          バイパス管
２８          流量調整弁
３０          吸引部
３４          入口側冷媒配管
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2006266522.tif 000013
【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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