JP2011252638A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】Ｒ４１０Ａ代替のＨＦＯ１２３４ｙｆ等使用時の冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率の低下を抑える。
【解決手段】蒸発器の冷媒入口温度が、蒸発器の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、蒸発器の吸い込み空気の温度と、蒸発器の冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度との差の絶対値の半分以下になるように、蒸発器３の伝熱管の直径を大きくしたり、伝熱管の長さを短くしたり、冷媒流路数を多くしたりしてある。
【選択図】図１

Description

本発明は、Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さい冷媒を用いる、業務用あるいは家庭用の据え置きタイプの冷凍サイクル装置に関するものである。

冷凍サイクル装置、例えば空気調和機は、図５に示すように冷媒を圧縮する圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３、絞り装置４、及び室内熱交換器５を接続管１２，１３で環状に接続して構成してあり、冷媒としては、ＣＦＣやＨＣＦＣの使用によるオゾン層破壊が問題化した後、代替冷媒としてＨＦＣが用いられ、現在では家庭用空気調和機には、ＨＦＣ−３２とＨＦＣ−１２５の混合冷媒であるＲ４１０Ａが多く用いられている（特許文献１）。

特開２０００−８１２２３号公報

しかし、Ｒ４１０Ａ冷媒の地球温暖化係数（ＧＷＰ）は２０８８と大きく、地球温暖化防止の観点から問題であった。

そこで、ＧＷＰの小さな冷媒として、例えばＧＷＰが４のＨＦＯ１２３４ｙｆやＧＷＰが６のＨＦＯ１２３４ｚｅ、あるいは少なくともそのいずれか一方を含む混合冷媒が提案されているが、それらはＲ４１０Ａ冷媒で使用する熱交換器をそのまま使うと、その熱交換器が蒸発器として作用するとき、冷媒の入口温度と出口飽和温度の差が大きくなり、その結果、空気と冷媒の平均温度差が小さくなり、能力が小さくなってしまうという課題を有している。

そこで、本発明は、同じ蒸発器を使うと、Ｒ４１０Ａ冷媒に比べて、冷媒の入口温度と出口飽和温度の差が大きくなる冷媒を用いた場合に、蒸発器の構成を変更して、吸い込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、熱交換能力の低下を抑えることを目的とする。

前記従来の課題を解決するために、請求項１記載の発明は、少なくとも圧縮機、凝縮器、絞り装置、及び蒸発器を順次接続して環状の冷媒回路を構成し、前記冷媒回路に充填する冷媒として、Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、同じ前記蒸発器を用いると、Ｒ４１０Ａに比べ、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が大きくなる冷媒を使用する冷凍サイクル装置であって、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、前記蒸発器の吸い込み空気の温度と、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度との差の絶対値の半分以下になるように、あるいは、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度未満の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピと、冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度に等しい温度の飽和空気の比エンタルピの差の絶対値が、前記蒸発器の
吸い込み空気の比エンタルピと、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピとの差の絶対値の半分以下になるように、前記蒸発器の伝熱管を形成したものである。

請求項２記載の本発明は、請求項１に記載の空気調和機に四方弁を設けて、冷媒が流れる向きを変え、冷房運転のときは室内熱交換器を蒸発器、室外熱交換器を凝縮器として作用させ、暖房運転のときは室内熱交換器を凝縮器、室外熱交換器を蒸発器として作用させるように構成したものであり、冷房・暖房を切り替え可能としたことを特徴とする。

請求項３記載の本発明は、請求項１または請求項２のいずれかに記載の冷凍サイクル装置に充填する前記冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅとしたこと特徴とする。

請求項４記載の本発明は、請求項１または請求項２のいずれかに記載の冷凍サイクル装置に前記冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅの混合冷媒あるいは、少なくともＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅのいずれか一方を含む混合冷媒としたことを特徴とする。

本発明の冷凍サイクル装置は、Ｒ４１０Ａ冷媒に比べて、冷媒の入口温度と出口飽和温度の差が大きくなる冷媒を用いた場合に、吸い込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、空気調和機のエネルギー消費効率の低下を抑制することができる。

本発明の実施の形態１または実施の形態２による空気調和機の構成図 従来のＲ４１０Ａ冷媒用の室内熱交換器を用いた場合のＰＨ線図 本発明の実施の形態１における空気調和機のＰＨ線図 本発明の実施の形態２における空気調和機のＰＨ線図 従来技術の冷凍サイクル装置におけるＰＨ線図

本発明の第１の実施の形態は、少なくとも圧縮機、凝縮器、絞り装置、及び蒸発器を順次接続して環状の冷媒回路を構成し、前記冷媒回路に充填する冷媒として、Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、同じ前記蒸発器を用いると、Ｒ４１０Ａに比べ、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が大きくなる冷媒を使用する冷凍サイクル装置であって、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、前記蒸発器の吸い込み空気の温度と、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度との差の絶対値の半分以下になるように、あるいは、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度未満の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピと、冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度に等しい温度の飽和空気の比エンタルピの差の絶対値が、前記蒸発器の吸い込み空気の比エンタルピと、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピとの差の絶対値の半分以下になるように、前記蒸発器の伝熱管を形成してある。

これにより、Ｒ４１０Ａ冷媒に比べて、冷媒の入口温度と出口飽和温度の差が大きくな
る冷媒を用いた場合に、吸い込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、空気調和機のエネルギー消費効率の低下を抑制することができるという効果を有する。

本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態による冷凍サイクル装置において、冷媒回路に四方弁を設けて、冷媒が流れる向きを変え、冷房運転のときは室内熱交換器を蒸発器、室外熱交換器を凝縮器として作用させ、暖房運転のときは室内熱交換器を凝縮器、室外熱交換器を蒸発器として作用させる構成としてあり、冷房運転時、蒸発器として作用する室内熱交換器の熱交換能力の低下を抑え、また、暖房運転時、蒸発器として作用する室外熱交換器の熱交換能力の低下を抑え、冷房運転時、暖房運転時、それぞれのエネルギー消費効率の低下を抑制することができるという効果を有する。

本発明の第３の実施の形態は、第１または第２の実施の形態による冷凍サイクル装置において、冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅを用いており、吸い込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率の低下を抑制することができる。

本発明の第４の実施の形態は、第１または第２の実施の形態による冷凍サイクル装置において、冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅの混合冷媒あるいは、少なくともＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅのいずれか一方を含む混合冷媒を用いており、吸い込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率の低下を抑制することができるという効果を有する。

以下に、本発明を冷暖房装置に応用した場合を例にして説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。

（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１による冷房・暖房が切り替え可能な空気調和機の構成図である。

本実施の形態１による空気調和機は、冷媒を圧縮する圧縮機１、冷房暖房運転時の冷媒回路を切り替える四方弁２、冷媒と室外空気との間で熱交換する室外熱交換器３、冷媒を減圧する絞り装置４、冷媒と室内空気との間で熱交換する室内熱交換器５で構成される。圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３、絞り装置４、及び室内熱交換器５は接続管で環状に接続され、冷媒回路内部には冷媒６が充填されている。通常、室外ユニット１０には、圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３、絞り装置４を設け、室内ユニット１１には、室内熱交換器５を設けている。そして室外ユニット１０と室内ユニット１１とは、接続管１２と接続管１３とで接続されている。

冷房運転時には、圧縮機１によって圧縮された冷媒６は、高温高圧の過熱ガス冷媒となって四方弁２を通って室外熱交換器３に送られる。そして、室外空気と熱交換して放熱し、冷却され高圧の過冷却液冷媒となり、絞り装置４に送られる。絞り装置４では減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、接続管１３を通って、室内熱交換器５に入り室内空気と熱交換して吸熱し、蒸発気化して若干過熱されたガス冷媒となる。このとき室内空気は冷媒６に冷却されて室内を冷房する。さらに冷媒６は接続管１２を通って、四方弁２を経由して圧縮機１に戻される。

暖房運転時には、圧縮機１によって圧縮された冷媒６は高温高圧の過熱ガス冷媒となっ
て四方弁２を通って接続管１２に送られる。そして、室内熱交換器５に入り、室内空気と熱交換して放熱し、冷却され高圧の過冷却液冷媒となる。このとき室内空気は冷媒６に加熱されて室内を暖房する。その後、冷媒６は接続管１３を通って絞り装置４に送られ、絞り装置４において減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、室外熱交換器３に送られて室外空気と熱交換して吸熱し、蒸発気化して若干過熱されたガス冷媒となり、四方弁２を経由して圧縮機１へ戻される。

このようにして冷暖房運転がなされる。

本実施の形態１による空気調和機を構成する冷媒回路には、Ｒ４１０Ａ冷媒に比べて、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、同じ蒸発器を用いると、Ｒ４１０Ａに比べ、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が大きくなる冷媒６を封入している。この冷媒６は具体的には、ＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅの単一冷媒あるいは、ＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅの混合冷媒あるいは、少なくともＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅのいずれか一方を含む混合冷媒である。ここでは具体例として、ＨＦＯ１２３４ｙｆを用いる場合を説明する。

次に、冷房運転時の室内熱交換器５が蒸発器として作用する場合について詳しく説明する。

図２は図５におけるＲ４１０Ａ冷媒用の室内熱交換器５をそのまま用い、ＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒を使用したときのＰＨ線図を示している。

Ａ点は圧縮機１の吸入部、Ｂ点は圧縮機１の吐出部、Ｃ点は凝縮器すなわち室外熱交換器３の入口部、Ｄ点は凝縮器すなわち室外熱交換器３の出口部、Ｅ点は蒸発器すなわち室内熱交換器５の入口部そしてＧ点は蒸発器すなわち室内熱交換器５の出口部をそれぞれ示している。

図２から蒸発器の出入口部のＥ点からＧ点の線の傾きが大きくなっているのは、Ｒ４１０Ａに比べて、ＨＦＯ１２３４ｙｆは冷媒流速が増加しており、圧力損失が大きいためである。また、Ｅ点の冷媒温度は、Ｇ点の冷媒圧力に対する飽和ガス冷媒温度より高いが、その差はＲ４１０Ａのそれに比べて、約３倍である。このため、冷媒６と被熱交換流体である室内空気との温度差が小さくなり、特に室内熱交換器５の入口であるＥ点では温度差は僅少となる。このように冷媒６と室内空気の温度の差が小さくなることにより熱交換量が小さくなり、所定の冷房能力やエネルギー消費効率を確保できなくなる。

そこで、本発明の実施の形態１では、室内熱交換器５の冷媒入口温度が、室内熱交換器５の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、室内熱交換器５の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、室内熱交換器５の吸い込み空気の温度と、室内熱交換器５の冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度との差の絶対値の半分以下になるように、あるいは室内熱交換器５の冷媒入口温度が、室内熱交換器５の吸い込み空気の露点温度未満の場合は、室内熱交換器５の冷媒入口温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピと、冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度に等しい温度の飽和空気の比エンタルピの差の絶対値が、室内熱交換器５の吸い込み空気の比エンタルピと、室内熱交換器５の冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピとの差の絶対値の半分以下になるように、室内熱交換器の伝熱管の直径を大きくしたり、伝熱管の長さを短くしたり、冷媒流路数を多くしたりしてある。例えば具体的には、冷媒流路数をＲ４１０Ａ冷媒のときのおよそ２倍に増やしてある。

このようにした場合のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒使用時のＰＨ線図を図３に示す。

図３において、Ａ点は圧縮機１の吸入部、Ｂ点は圧縮機１の吐出部、Ｃ点は凝縮器すなわち室外熱交換器３の入口部、Ｄ点は凝縮器すなわち室外熱交換器３の出口部、Ｆ点は蒸発器すなわち室内熱交換器５の入口部そしてＧ点は蒸発器すなわち室内熱交換器５の出口部をそれぞれ示している。

また、Ｅ点はＲ４１０Ａ用の室内熱交換器５をそのまま使用した場合の室内熱交換器５の入口部を示している。

図３から、Ｒ４１０Ａ用の室内熱交換器５をそのまま使用した場合には圧力損失が大きくＥ点の冷媒温度はＧ点の冷媒温度よりかなり高く、吸い込み空気との温度差があまりなくなって、熱交換能力が低くなっていたのに対して、本実施の形態１の室内熱交換器５を用いた場合にはＦ点からＧ点への圧力損失を抑え、Ｆ点の冷媒温度がＧ点の冷媒圧力の飽和ガス温度よりあまり大きくないようにして、蒸発器内の冷媒６と吸い込み空気の温度差を適切に確保することにより、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、所定の冷房能力を確保し、エネルギー消費効率の低下を抑制することができるという効果を有することがわかる。

（実施の形態２）
本発明の実施の形態２による冷房・暖房が切り替え可能な空気調和機の構成は、実施の形態１の図１と同じである。

本実施の形態２は、冷媒回路に充填する冷媒６として、質量濃度２０％のＨＦＣ３２冷媒と質量濃度８０％のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒の混合冷媒を用いるもので、ここでは、その空気調和機を暖房運転して、室外熱交換器３が蒸発器として作用する場合について説明する。

この場合のＰＨ線図を図４に示す。図４には、Ｒ４１０Ａ冷媒用の室外熱交換器３をそのまま用い、質量濃度２０％のＨＦＣ３２冷媒と質量濃度８０％のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒の混合冷媒を使用したときのＰＨ線図と、質量濃度２０％のＨＦＣ３２冷媒と質量濃度８０％のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒の混合冷媒を充填した場合に室外熱交換器３を本発明の実施の形態２の適切な構成にしたときのＰＨ線図の両方を示している。

図４において、Ａ点は圧縮機１の吸入部、Ｂ点は圧縮機１の吐出部、Ｃ点は凝縮器すなわち室内熱交換器５の入口部、Ｄ点は凝縮器すなわち室内熱交換器５の出口部、Ｅ’点は蒸発器すなわち室外熱交換器３の入口部をそれぞれ示しており、蒸発器すなわち室外熱交換器３の出口部は、室外熱交換器３がＲ４１０Ａ使用時のままのときは点Ｆ‘が、室外熱交換器３を質量濃度２０％のＨＦＣ３２冷媒と質量濃度８０％のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒の混合冷媒を充填した場合であって室外熱交換器３の伝熱管を本発明の実施の形態２により適切な構成にしたときは点Ｇ’が、それぞれ示している。

質量濃度２０％のＨＦＣ３２冷媒と質量濃度８０％のＨＦＯ１２３４ｙｆ冷媒の混合冷媒は非共沸冷媒で、０．５ＭＰａ前後では、同じ圧力において飽和液冷媒の温度が飽和ガス冷媒の温度より８．５度くらい低くなる。このため、図４において、室外熱交換器３をＲ４１０Ａ冷媒用のままで使用した場合の室外熱交換器３の出口のＦ’点の冷媒圧力に対する飽和ガス冷媒の温度は、室外熱交換器３の入口のＥ’点の温度よりかなり高く、室外熱交換器３の吸い込み空気との温度差が僅少になる。このように、冷媒６と被熱交換流体である室外空気との温度差が小さくなり、特に室外熱交換器３の出口であるＥ点では温度差は僅少となり、冷媒６と室内空気の温度の差が小さくなることにより室外熱交換器３での熱交換量が小さくなり、所定の暖房能力やエネルギー消費効率を確保できなくなる。

そこで、本発明の実施の形態２では、室外熱交換器３の冷媒出口の圧力に対する飽和ガス冷媒温度が、室外熱交換器３の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、室外熱交換器３の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、室外熱交換器３の吸い込み空気の温度と、室外熱交換器３の冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度との差の絶対値の半分以下になるように、あるいは室外熱交換器３の冷媒入口の圧力に対する飽和ガス冷媒温度が、室外熱交換器３の吸い込み空気の露点温度未満の場合は、室外熱交換器３の冷媒入口温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピと、冷媒出口圧力に対する飽和ガス冷媒温度に等しい温度の飽和空気の比エンタルピの差の絶対値が、室外熱交換器３の吸い込み空気の比エンタルピと、室内熱交換器５の冷媒出口圧力に対する飽和ガス冷媒温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピとの差の絶対値の半分以下になるように、室外熱交換器の伝熱管の直径を小さくしたり、伝熱管の長さを長くしたり、冷媒流路数を減らしたりしてある。例えば具体的には、室外熱交換器３の伝熱管の直径をすべて８ｍｍから７ｍｍしてある。

このようにした場合、図４において、室外熱交換器３の出口はＰＨ線図でＧ’点にてあらわされる。

図４において、Ｒ４１０Ａ用の室外熱交換器３をそのまま使用した場合には、冷媒６と吸い込み空気との温度差があまりなくなって、熱交換能力が低くなっていたのに対して、本発明の室外熱交換器３を用いた場合にはＥ’点の冷媒温度とＧ’点の圧力の飽和ガス冷媒温度との差は小さくすることができ、蒸発器内の冷媒６と吸い込み空気の温度差を適切に確保することにより、蒸発器の熱交換能力の低下を抑え、所定の冷房能力を確保し、エネルギー消費効率の低下を抑制することができるという効果を有することがわかる。

なお、上記実施の形態１および形態２では冷房暖房の切り替えが可能な空気調和機として説明したが、四方弁を有しない加熱専用、例えば給湯機等や、冷却専用、例えばクーラーや冷凍庫等としても応用できるものであり、加熱専用の場合は室外熱交換器が、冷却専用の場合は室内熱交換器が、蒸発器として作用する。

また、上記各実施の形態では冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅを例にして説明したが、冷媒としてはＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅの総称であるテトラフルオロプロペン、更にはこれを含むハイドロフルオロオレフィンであればよく、これらと混合する冷媒としてハイドロフルオロカーボン、例えばペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）やジフルオロメタン（ＨＦＣ３２）とした、３成分からなる混合冷媒としてもよい。

そして、上記いずれの場合も地球温暖化係数が５以上、７５０以下となるように、望ましくは３５０以下となるようにそれぞれ２成分混合もしくは３成分混合したものが好ましい。

また、上記作動冷媒に用いる冷凍機油としては、ポリオキシアルキレングリコール類、ポリビニルエーテル類、ポリ（オキシ）アルキレングリコールまたはそのモノエーテルとポリビニルエーテルの共重合体、ポリオールエステル類およびポリカーボネート類の含酸素化合物を主成分とする合成油か、アルキルベンゼン類やαオレフィン類を主成分とする合成油が好ましい。

以上のように、本発明にかかる空気調和機は、Ｒ４１０Ａ冷媒に比べて、冷媒の入口温度と出口飽和温度の差が大きくなる冷媒を用いた場合に、蒸発器の構成を変更して、吸い
込み空気の温度と冷媒の平均温度の差があまり小さくならないようにして、熱交換能力の低下を抑え、空気調和機のエネルギー消費効率の低下を抑制するという効果を有し、家庭用や業務用の空気調和機だけでなく、同様の冷凍サイクルを用いる各種冷凍機にも応用することができる。

１ 圧縮機
２ 四方弁
３ 室外熱交換器
４ 絞り装置
５ 室内熱交換器
６ 単位体積当たりの冷凍能力が小さな冷媒
１２ 接続管
１３ 接続管

Claims (4)

1. 少なくとも圧縮機、凝縮器、絞り装置、及び蒸発器を順次接続して環状の冷媒回路を構成し、前記冷媒回路に充填する冷媒として、Ｒ４１０Ａより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、同じ前記蒸発器を用いると、Ｒ４１０Ａに比べ、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が大きくなる冷媒を使用する冷凍サイクル装置であって、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度以上の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の差の絶対値が、前記蒸発器の吸い込み空気の温度と、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度との差の絶対値の半分以下になるように、あるいは、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の高いほうの温度が、前記蒸発器の吸い込み空気の露点温度未満の場合は、前記蒸発器の冷媒入口温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピと、冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度に等しい温度の飽和空気の比エンタルピの差の絶対値が、前記蒸発器の吸い込み空気の比エンタルピと、前記蒸発器の冷媒入口温度または冷媒出口圧力に対する飽和ガス温度の低いほうの温度と等しい温度の飽和空気の比エンタルピとの差の絶対値の半分以下になるように、前記蒸発器の伝熱管を形成した冷凍サイクル装置。
2. 請求項１に記載の冷凍サイクル装置に四方弁を設けて、冷媒が流れる向きを変え、冷房運転のときは室内熱交換器を蒸発器、室外熱交換器を凝縮器として作用させ、暖房運転のときは室内熱交換器を凝縮器、室外熱交換器を蒸発器として作用させるようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅを充填した請求項１または請求項２のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記冷媒として、ＨＦＯ１２３４ｙｆとＨＦＯ１２３４ｚｅの混合冷媒あるいは、少なくともＨＦＯ１２３４ｙｆまたはＨＦＯ１２３４ｚｅのいずれか一方を含む混合冷媒を充填した請求項１または請求項２のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。