デシカントロータを用いて外気を除湿処理して空調空間に給気する外気処理装置であって、冷媒を蒸発器、圧縮機、凝縮器および膨張弁の順に循環させて冷凍サイクルを行うヒートポンプ回路を備え、前記デシカントロータが排気路と給気路にまたがって回転自在に配置され、前記ヒートポンプ回路の蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの下流側に配置され、前記ヒートポンプ回路の凝縮器が、前記排気路において前記デシカントロータの上流側に配置され、前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷却するアフタークール用冷却器が、前記給気路において前記デシカントロータと前記蒸発器の間に配置されていることを特徴とする、外気処理装置。前記ヒートポンプ回路がプレクール用蒸発器を更に備え、前記プレクール用蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの上流側に配置されていることを特徴とする、請求項1に記載の外気処理装置。前記ヒートポンプ回路において、前記蒸発器と前記圧縮機の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の温熱源水を用いて冷媒を蒸発させる再生熱源用蒸発器が配置されていることを特徴とする、請求項1または2に記載の外気処理装置。前記ヒートポンプ回路において、前記膨張弁と前記凝縮器の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷媒を冷却させる別の凝縮器が配置されていることを特徴とする、請求項1~3のいずれかに記載の外気処理装置。昨今の地球温暖化防止の課題に対しては、省エネルギーによるCO2排出量の削減とともに、温暖化係数GWPが数千CO2の数千倍の温室効果であるフロン冷媒を大気放出しないことが重要である。そのためには、冷媒漏洩が皆無な機器や施工技術の開発が必要であるが、冷媒充てん量が極少の機器システムを採用することも近々の対策となる。外気処理装置が備える圧縮機の動力が小さくてすめば、それだけ冷媒充てん量も少なくできる。また、デシカントロータ搭載の水熱源外気処理装置において、外気条件の変化による室内への給気温度の変化をなるべく小さくすることが望まれていた。本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、動力の小さい圧縮機を利用でき、外気条件の変化による室内への給気温度の変化を小さくできる水熱源外気処理装置を提供することを目的とする。前記の目的を達成するため、本発明によれば、デシカントロータを用いて外気を除湿処理して空調空間に給気する外気処理装置であって、冷媒を蒸発器、圧縮機、凝縮器および膨張弁の順に循環させて冷凍サイクルを行うヒートポンプ回路を備え、前記デシカントロータが排気路と給気路にまたがって回転自在に配置され、前記ヒートポンプ回路の蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの下流側に配置され、前記ヒートポンプ回路の凝縮器が、前記排気路において前記デシカントロータの上流側に配置され、前記冷凍サイクルとは別系統の冷熱源水を用いて冷却するアフタークール用冷却器が、前記給気路において前記デシカントロータと前記蒸発器の間に配置されていることを特徴とする、外気処理装置が提供される。なお、冷媒とは、例えばフロン系冷媒やCO2冷媒のように、圧縮膨張に供されて蒸発気化により熱交換対象を冷却し、凝縮液化により熱交換対象を加熱するものを指す。また、冷熱源水にはブラインやブライン混じりの水を含み、上述の冷媒のように相変化せずに熱交換に供されるものを指す。かかる本発明によれば、デシカントロータで除湿処理された外気が、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器で冷却された後、ヒートポンプ回路の蒸発器で更に冷却されて空調空間に給気される。本発明の外気処理装置にあっては、前記ヒートポンプ回路がプレクール用蒸発器を更に備え、前記プレクール用蒸発器が、前記給気路において前記デシカントロータの上流側に配置されていても良い。また、前記ヒートポンプ回路において、前記蒸発器と前記圧縮機の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の温熱源水を用いて冷媒を蒸発させる再生熱源用蒸発器が配置されていても良い。また、前記ヒートポンプ回路において、前記膨張弁と前記凝縮器の間に、前記ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて冷媒を冷却させる別の凝縮器が配置されていても良い。本発明によれば、デシカントロータで除湿処理された外気のあら熱が、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器で取り除かれて冷却された後、ヒートポンプ回路の蒸発器で更に冷却されて空調空間に給気されるので、ヒートポンプ回路の蒸発器の冷却負荷が軽減される。このため、ヒートポンプ回路が備える圧縮機の動力が小さくて済み、それだけヒートポンプ回路の冷媒の充てん量も少なくできる。また、ヒートポンプ回路とは別系統の冷熱源水を用いて外気のあら熱が取り除かれるので、ヒートポンプ回路の蒸発器では安定した冷却を行うことができ、外気条件の変化による室内への給気温度の変化を小さくできるようになる。以下、本発明の実施の形態について説明する。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能構成を有する構成要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。図1、2に示すように、本発明の実施の形態にかかる外気処理装置1の内部には、外気OAを除湿処理して空調空間図示せずに給気SAとして供給する給気路10と、空調空間図示せずから排出された還気RAを、排気EAとして外部に排気する排気路11が設けられている。また、外気処理装置1の内部には、ヒートポンプ回路12が設けられている。給気路10と排気路11には、乾燥剤が保持された通気性のある円筒形状のデシカントロータ15がまたがって配置されている。デシカントロータ15の半分は排気路11に配置され、デシカントロータ15の残りの半分は給気路10に配置されている。デシカントロータ15は回転しており、その回転に伴ってデシカントロータ15の側面が、給気路10と排気路11を交互に移動するようになっている。ヒートポンプ回路12は、4つの出入り口P1、P2、P3、P4を有する四方弁20を備えている。図1に示すように冷房除湿運転の状態では、四方弁20は、出入り口P1と出入り口P2が接続され、出入り口P3と出入り口P4が接続される。図2に示すように暖房加湿運転の状態では、四方弁20は、出入り口P1と出入り口P4が接続され、出入り口P2と出入り口P3が接続される。四方弁20の出入り口P1と出入り口P3には、ヒートポンプ回路12の冷媒を流通させる第1の流路21が接続され、出入り口P2と出入り口P4には、ヒートポンプ回路12の冷媒を流通させる第2の流路22が接続されている。四方弁20の出入り口P1と出入り口P3を接続している第1の流路21には、出入り口P1から出入り口P3に向かって、プレクール用蒸発器25、膨張弁26、凝縮器27が順に設けられている。プレクール用蒸発器25は、給気路10においてデシカントロータ15の上流側に配置されている。凝縮器27は、排気路11においてデシカントロータ15の上流側に配置されている。四方弁20の出入り口P2と出入り口P4を接続している第2の流路22には、出入り口P2から出入り口P4に向かって、蒸発器30、再生熱源用蒸発器31、圧縮機32が順に設けられている。蒸発器30は、給気路10においてデシカントロータ15の下流側に配置されている。再生熱源用蒸発器31には、ヒートポンプ回路12の冷凍サイクルとは別系統の温熱源装置例えばボイラーなどで加熱された温熱源水が供給されており、再生熱源用蒸発器31では、ヒートポンプ回路12の冷媒が加熱されて蒸発させられる。再生熱源用蒸発器31は、蒸発器30と圧縮機32の間に配置されている。給気路10においてデシカントロータ15と蒸発器30の間には、アフタークール用冷却器33が配置されている。このアフタークール用冷却器33には、ヒートポンプ回路12の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源装置例えば冷却塔などで冷却された冷熱源水が供給されており、アフタークール用冷却器33では、給気路10を流れる外気OAのあら熱が取り除かれる。以上のように構成された外気処理装置1において冷房除湿運転を行う場合、図1に示すように、四方弁20の出入り口P1と出入り口P2が接続され、出入り口P3と出入り口P4が接続される。そして、ヒートポンプ回路12では、冷媒がプレクール用蒸発器25、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31の順に供給されていく。そして、プレクール用蒸発器25、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31で吸熱し、順次蒸発されて気体となった冷媒が、圧縮機32で圧縮された後、四方弁20の出入り口P4から出入り口P3へ通過し、凝縮器27に供給される。そして、凝縮器27で放熱し液体となった冷媒が、膨張弁26を経て、再びプレクール用蒸発器25、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31の順に供給されていく。こうして、ヒートポンプ回路12では、冷媒がプレクール用蒸発器25、蒸発器30、再生熱源用蒸発器31、圧縮機32、凝縮器27および膨張弁26の順に循環され、プレクール用蒸発器25、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31で吸熱し、凝縮器27で放熱する冷凍サイクルが行われる。また、外気処理装置1の給気路10には、室外から外気OAが取り込まれ、プレクール用蒸発器25、デシカントロータ15、アフタークール用冷却器33および蒸発器30の順に通過して、冷却除湿された処理空気が給気SAとなって、給気路10から室内に供給される。ここで、先ずプレクール用蒸発器25では、ヒートポンプ回路12の冷媒の蒸発によって外気OAの冷却除湿が行われ、その後、デシカントロータ15で水分が吸着されて除湿処理が行われる。更に、デシカントロータ15を通過後の高温の除湿空気は、ヒートポンプ回路12とは別系統の冷熱源装置からアフタークール用冷却器33に供給された冷熱源水によって冷却され、あら熱が取り除かれる。そして、あら熱が取り除かれた外気OAは、更に蒸発器30にてヒートポンプ回路12の冷媒の蒸発によって冷却され、冷却除湿された給気SAとして室内に供給される。一方、外気処理装置1の排気路11には、室内から還気RAが取り込まれ、凝縮器27、デシカントロータ15の順に通過して、排気EAとなって排気路11から室外に排出される。排気路11では、先ず凝縮器27においてヒートポンプ回路12の冷媒の凝縮により、還気RAが例えば50°C程度まで昇温させられる。そして、高温となった還気RAがデシカントロータ15に送られ、水分の除去放出が行われてデシカントロータ15が再生される。そして、高温、多湿となった還気RAは、排気EAとして外部に排気される。また、デシカントロータ15の回転に伴ってデシカントロータ15の側面は給気路10と排気路11を交互に移動していく。そして、排気路11では、デシカントロータ15に付着した水分の除去放出が行われてデシカントロータ15の再生が行われる。一方、給気路10では、再生されたデシカントロータ15によって、外気OAの水分が吸着され除湿処理が行われる。この外気処理装置1によれば、デシカントロータ15で除湿処理された外気OAのあら熱が、ヒートポンプ回路12の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源水を用いてアフタークール用冷却器33で取り除かれて冷却された後、蒸発器30で更に冷却されて空調空間に給気されるので、ヒートポンプ回路12では蒸発器30の冷却負荷が軽減され、消費電力の削減高効率化が図られる。このため、ヒートポンプ回路12が備える圧縮機32の動力が小さくて済み、それだけヒートポンプ回路12の冷媒の充てん量も少なくできる。また、ヒートポンプ回路12とは別系統の冷熱源水を用いて外気のあら熱が取り除かれるので、ヒートポンプ回路12の蒸発器30では安定した冷却を行うことができ、外気条件の変化による室内への給気SAの温度変化を小さくでき、温度の制御性を高めることができる。ヒートポンプ回路12では、プレクール用蒸発器25、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31が直列に接続されている。これらの蒸発器25、30、31を並列に接続して各々をマルチ制御することも考えられる。しかし、このヒートポンプ回路12の第1の目的は、凝縮器27において還気RAを50°C程度まで加熱してデシカントロータ15を再生することにあるので、ヒートポンプ回路12の熱源側である蒸発器25、30、31側での採熱能力を維持し易いように、3つの蒸発器25、30、31を直列に接続した単純な回路シンプルな回路を採用した。アフタークール用冷却器33に供給される冷熱源水は、例えば冷却塔などの冷熱源装置で冷却される。冷却塔では、冷熱源水の冷却のための動力はポンプとファンのみなので、冷凍機等に比べ極少の動力で冷熱が製造できる。アフタークール用冷却器33において、この冷熱源水によってあら熱が処理されることで、ヒートポンプ回路12での冷却負荷が少なくなって、消費電力の削減高効率化が図られる。また、蒸発器30に供給される空気は、デシカントロータ15通過直後の高温の除湿空気ではなく、冷却塔などで冷却された冷熱源水外気OAの湿球温度に応じた温度の冷熱源水によって冷却されることになる。一方、プレクール用蒸発器25で冷却される空気は外気OAである。アフタークール用冷却器33において冷熱源水であら熱が処理されることにより、プレクール用蒸発器25および蒸発器30の双方の入口空気が外気OAの影響を同時に受けることになる。このことは、図1のように蒸発器25、30、31が直列配置されたヒートポンプ回路12の能力の制御性給気温度の制御性を高めることにつながる。詳しくは、以下に説明する。外気処理装置1での冷房除湿運転空気のエンタルピーを減少させる操作において、デシカントロータ15は外気OAの潜熱を顕熱に変換するものであり、空気のエンタルピーを減少させてはいない正確にはエンタルピー一定ではなく、1以下の交換効率によってエンタルピーは若干増加する。デシカントロータ15の出口空気は、高温低湿の状態になる。したがって、空気のエンタルピーを減少させる操作は、デシカントロータ15の下流のアフタークール用冷却器33や蒸発器30が担っている。デシカントロータ15への供給空気の水分濃度相対湿度が高いほど、デシカントロータ15での除湿量水分濃度の移動量は多くなるので、プレクール用蒸発器25において相対湿度を100RH飽和空気にすることが必要になる。また、現状で上市されている低温再生デシカントロータの性能は、R410Aのような汎用冷媒のヒートポンプ回路で得られる50°C程度の再生空気では、一般に空調で求められる除湿量導入外気の除湿量を達成するのに十分とは言えない。そこで、プレクール用蒸発器25では、デシカントロータ15での除湿量の確保のためにデシカントロータ15への供給空気を飽和空気にするとともに、デシカントロータ15での除湿の不足分を冷却除湿する必要がある。したがって、外気処理装置1での空気のエンタルピーを減少させる操作は、直接的にはプレクール用蒸発器25、蒸発器30、さらにはアフタークール用冷却器33が担っている。しかしながら、上記のような操作を確実に行うためには、第1にデシカントロータ15が再生されていること再生空気デシカントロータ15に供給される還気RAが50°C程度の温度に維持されていることが必要条件であるので、次に、凝縮器27の能力を維持することを第1の目的として説明する。外気処理装置1の給気SA室内の湿度温度湿度の制御方法としては、まずヒートポンプ回路12において、インバータによる圧縮機の回転数制御を採用する。ヒートポンプ回路12において、凝縮器27側の被加熱流体還気RAと蒸発器25、30、31側の被冷却流体外気OAの供給温度と流量が一定の下、図3aのように圧縮機の回転数が増加すると、蒸発温度蒸発圧力は低下し、凝縮温度凝縮圧力は上昇し、蒸発器25、30、31および凝縮器27の能力は大きくなる。ここでの外気処理装置1のヒートポンプ回路12は、デシカントロータ15の再生が主たる操作第1の目的であり、給気SA室内の湿度によってインバータによる圧縮機の回転数冷媒流量を調節する。この際、凝縮器27の能力とともに、蒸発器25、30、31の能力も変化する。たとえば、外気OAの湿度が高くなり温度も高くなった場合潜熱負荷が大きくなり顕熱負荷も大きくなった場合には、圧縮機回転数を高め冷媒流量を増加させ、凝縮器27の能力を増加させてデシカントロータ15を十分に再生し、デシカントロータ15の除湿性能を高める給気SAの湿度を低湿にすることができる。同時に、プレクール用蒸発器25の冷却除湿能力を高めて給気湿度を低湿にして、併せて蒸発器30の能力を増加させて給気SAの温度を低温化することができる。しかし、給気SAの湿度が高くなり温度は所定値であった潜熱負荷のみ大きくなった場合には、圧縮機回転数を高めたのみでは給気SAの温度が過冷になる。そのため、再生熱源用蒸発器31に供給される温熱源水の流量制御2方弁制御などを採用する。たとえば、今、再生熱源用蒸発器31に温熱源水が供給されていないとき、給気SAの湿度が高くなったことで、上記と同様に圧縮機の回転数が高まる。併せて、再生熱源用蒸発器31に温熱源水を供給温熱源水の流量を制御すると、トータルの蒸発器25、30、31の伝熱面積が増加することになるので、図3bのように蒸発圧力蒸発温度の低下を抑えることができる。次に、外気処理装置1の温度の制御性について述べるために、再生熱源用蒸発器31に温熱源水を供給しているときに、外気条件の変化が給気温度に与える影響について考察する。この外気OAの条件は表1のように、乾球温度300°CDB/絶対湿度166gkgDACase1、325°CDB/177gkgDACase2、および350°CDB/188gkgDACase3の3種類である。まず、Case2の外気条件の下で、熱源水温度305°C/蒸発温度20°Cとして、プレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の仕様総括伝熱係数×伝熱面積および運転状態を定めた。表2~4には、前述の図1での外気処理装置1における各位置a~eにおける、空気の乾球温度、絶対湿度、エンタルピー、およびプレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の能力を示す。表2のように、Case2での室内への給気SA表2~4のeの列は、259°CDB/1050gkgDAである。つぎに、上記のプレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の仕様を用いて、Case1およびCase3の外気条件での運転状態を求める際、プレクール用蒸発器25の出口空気表2~4のbの列は228°CDB/1660gkgDAに固定することで、Case2のデシカントロータ15での除湿量1660-1050=610gkgDAが維持されるよう、蒸発温度を定めた。表3のようにCase1での室内への給気SAeの列は265°CDBであり、蒸発温度は216°Cであった.また、表4のようにCase3での室内への給気SAeの列は251°CDBであり、蒸発温度は184°Cであった。表2~4の範囲での外気条件の変化は、室内への給気温度に14deg265°CDB~251°CDBの変化を与えることになった。ここでは、デシカントロータ15での除湿量が維持されるよう、表1の外気条件は極端な範囲ではないため、上述のような給気温度の変化14degであったが、たとえば外気OAの顕熱負荷が極少の場合には給気SAは過冷になり、前述のような再生熱源用蒸発器31に供給される温熱源水の流量制御が必要になる。なお、前述のように、アフタークール用冷却器33は、蒸発器25、30、31が直列配置されたヒートポンプ回路12の能力の制御性給気温度の制御性を高めることにつながる。このことは、ここでの給気温度の変化14degを、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の給気温度の変化と比較して、つぎに説明する。表5~7に、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の、空気の乾球温度、絶対湿度、エンタルピー、および、プレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の能力を示す。外気条件は表1のCase1、Case2、およびCase3の3種類である。先と同様に、まず、Case2の外気条件の下で、蒸発温度20°C/熱源水温度305°Cとして、プレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の仕様総括伝熱係数×伝熱面積および運転状態を定めた。表5のようにCase2での室内への給気SAeの列は、259°CDB/1050gkgDAである。つぎに、上記のプレクール用蒸発器25、アフタークール用冷却器33、蒸発器30の仕様を用いて、Case1およびCase3の外気条件での運転状態を求める際、プレクール用蒸発器25の出口空気bの列は228°CDB/1660gkgDAに固定することで、Case2のデシカントロータ15での除湿量1660-1050=610gkgDAが維持されるよう、蒸発温度を定めた。表6のようにCase1での室内への給気eの列は270°CDBであり、蒸発温度は216°Cであった。また、表7のようにCase3での室内への給気eの列は246°CDBであり、蒸発温度は184°Cであった。表1の範囲での外気条件の変化は、室内への給気温度に24deg270°CDB~246°CDBの変化を与えることになった。このように、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の給気温度の変化24degは、前述のように冷熱源水を供給する場合の給気温度の変化14degに比べ、17倍に拡大した。換言すれば、アフタークール用冷却器33は、給気温度の変化を約半減させる。このことは、アフタークール用冷却器33が、蒸発器25、30、31が直列配置されたヒートポンプ回路12の能力の制御性給気温度の制御性を高めることにつながることを説明するものである。図4は、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給した場合の運転状態表2~4の運転状態を空気線図上に示したものである。図5は、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の運転状態表5~7の運転状態を空気線図上に示したものである。また、図6は、表1の範囲での外気条件の変化外気温度の変化が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図6には参考のため、プレクール用蒸発器25の能力と蒸発温度の変化も示す。さらに、表8の外気条件その2と表9の外気条件その3においても、以上と同様に、外気条件の変化外気温度の変化が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について検討した。表1の外気条件では、乾球温度が高いほど絶対湿度が高かったが、表8の外気条件その2では、乾球温度が高いほど絶対湿度が低くなっている。また、表9の外気条件その3では、乾球温度によらず絶対湿度は一定としている。表8の外気条件その2において、図7はアフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給した場合の運転状態を空気線図上に示したものであり、図8はアフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の運転状態を空気線図上に示したものである。また、図9は表8の範囲での外気条件の変化外気温度の変化が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却熱交換器に熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図9には参考のため、プレクール用蒸発器25の能力と蒸発温度の変化も示す。表9の外気条件その3において、図10はアフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給した場合の運転状態を空気線図上に示したものであり、図11はアフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給しない場合の運転状態を空気線図上に示したものである。また、図12は表9の範囲での外気条件の変化外気温度の変化が給気温度に及ぼす影響を、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合について、まとめて示したものである。図12には参考のため、プレクール用蒸発器25の能力と蒸発温度の変化も示す。外気条件その2と外気条件その3では、プレクール用蒸発器25の能力の変化が少なく蒸発温度の変化も少ないので、給気温度の変化も少ない。その結果、アフタークール用冷却器33に冷熱源水を供給する場合と供給しない場合での、給気温度の変化の相違も少ない結果となった。次に、図13に示す外気処理装置2は、ヒートポンプ回路12の第1の流路21において、膨張弁26と凝縮器27の間に、別の凝縮器40を設けている。この別の凝縮器40には、ヒートポンプ回路12の冷凍サイクルとは別系統の冷熱源装置例えば冷却塔などで冷却された冷熱源水が供給されている。なお、膨張弁26と凝縮器27の間に別の凝縮器40を設けた点を除けば、図13に示す外気処理装置2は、先に図1、2で説明した外気処理装置1と実質的に同様の構成を有する。よって、共通する構成要素について図13中に図1、2と同じ符号を付することにより重複説明を省略する。外気負荷の内の顕熱負荷が大きい条件では、この図13に示す外気処理装置2のように、第1の流路21に設けられた凝縮器27に加えて、別の凝縮器40の設置が必要な場合もある。また、図14に示す外気処理装置3は、第2の流路22から再生熱源用蒸発器31を省略したものである。なお、この図14に示す外気処理装置3においても、図13に示す外気処理装置2と同様に膨張弁26と凝縮器27の間に別の凝縮器40を設けている。再生熱源用蒸発器31を省略し、膨張弁26と凝縮器27の間に別の凝縮器40を設けた点を除けば、図14に示す外気処理装置3は、先に図1、2で説明した外気処理装置1と実質的に同様の構成を有する。よって、共通する構成要素について図14中に図1、2と同じ符号を付することにより重複説明を省略する。前述のように、負荷条件によっては再生熱源用蒸発器31が不要な場合もある。例えば、常に外気負荷の内の潜熱負荷の割合が大きくは変化しない場合には、図14に示す外気処理装置3のように再生熱源用蒸発器31が無くても、給気温度が過冷になったり、また、再生空気温度が過熱圧縮機32の突出温度が過熱になったりすることがない。また、図1、2および図13、14に示した外気処理装置1~3は、暖房加湿運転を行うこともできる。図2に示したように、暖房加湿運転の状態では、四方弁20は、出入り口P1と出入り口P4が接続され、出入り口P2と出入り口P3が接続され、プレクール用蒸発器25が凝縮器として機能し、凝縮器27、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31が蒸発器として機能する。そして、ヒートポンプ回路12では、凝縮器27蒸発器として機能、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31で吸熱し、蒸発して気体となった冷媒が、圧縮機32で圧縮された後、プレクール用蒸発器25凝縮器として機能で放熱し液体となった冷媒が、膨張弁26を経て、凝縮器27蒸発器として機能、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31に供給されていく。こうして、ヒートポンプ回路12では、凝縮器27蒸発器として機能、蒸発器30および再生熱源用蒸発器31で吸熱し、プレクール用蒸発器25凝縮器として機能で放熱する冷凍サイクルが行われる。図13、14に示した外気処理装置2、3においても、四方弁20の切り替えにより、暖房加湿運転を行うことができる。ここで、図15に示すように、コンプレッサ内蔵の水熱源小型ヒートポンプユニット50を建物51内に複数分配して配置することによって個別空調を行う空調システム52が知られている。この空調システム52では、各水熱源小型ヒートポンプユニット50に対して配管55、ポンプ56を通じて熱源水が供給されており、冷熱源装置冷却塔57で冷却した熱源水、もしくは、温熱源装置ボイラ58で加熱した熱源水が適宜選択して各水熱源小型ヒートポンプユニット50に供給される。これにより、各水熱源小型ヒートポンプユニット50により、冷房もしくは暖房の個別空調が行われる。また、各水熱源小型ヒートポンプユニット50は、送風のみの運転、あるいは、運転を停止することもできる。このような個別空調を行う空調システム52において、一部に先に図1、2、13、14で説明した本発明の実施の形態にかかる外気処理装置1~3を配置することも考えられる。各水熱源小型ヒートポンプユニット50と同様に、外気処理装置1~3にも、配管55を通じて熱源水が供給される。このようにコンプレッサ内蔵の外気処理装置1~3を空調システム52内に配置して、例えば冷房運転時には外気処理装置1~3で潜熱負荷を処理除湿することで、各水熱源小型ヒートポンプユニット50では顕熱負荷のみを処理除湿せずに冷却することができ、あるいは、各水熱源小型ヒートポンプユニット50では主に顕熱負荷を処理極少除湿と冷却することになるので、各水熱源小型ヒートポンプユニット50では高い蒸発温度で高効率に冷房負荷を処理できる。