WO2012147145A1 - 冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

　冷媒圧縮機は、密閉ケース９、該密閉ケース内に収納された圧縮機構部２と電動機部１６、及び前記密閉ケースの下部に形成された油溜り部５３を備えている。更に、前記油溜り部と前記圧縮機構部の吸込側を連通し、前記油溜り部の油を前記吸込側に導くための給油パイプ６２と、この給油パイプに設けられ前記吸込側に供給する給油量を調整するための給油量調整手段６１と、前記電動機部の回転数を検出する回転数検出手段と、前記回転数検出手段により検出された回転数に応じて前記給油量調整手段を制御する給油量制御部８０を備えている。前記給油量制御部は、電動機部の回転数が増加するに従い、給油パイプから前記吸込側に供給される給油量が減少するように給油量調整手段を制御する。　本発明によれば、高速回転から非常に低い回転速度まで、圧縮室での冷媒漏れと、油による冷媒加熱損失を低減できる。

Description

冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置

　本発明は、ルームエアコンやパッケージエアコン、ヒートポンプ給湯機などに用いられているロータリ圧縮機やスクロール圧縮機などの冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置に関し、特に、エコ（環境対応）効果が高い新世代住宅向けの空調給湯システムにおける冷凍・空調回路の冷媒圧縮機として好適であると共に、地球温暖化係数（ＧＷＰ）の低い新冷媒を適用してのモータ系駆動信号周波数におけるワイドレンジな運転が可能であって、特に超低速運転モードでの運転を実施するものに関する。

　従来、スクロール圧縮機などの冷媒圧縮機では、例えば特許文献１に記載されているように、軸受などを潤滑した冷凍機油（以下、単に油という）の一部または全部を圧縮室へ供給することで、圧縮室での冷媒漏れを低減し、高効率化を実現するようにしている。しかし、この特許文献１に記載の冷媒圧縮機の場合、圧縮室への給油量は給油経路中の固定絞りにより決められるため、圧縮機運転中に給油量を調整することはできない。

　なお、特許文献２に記載のように、給油経路の途中に該給油経路を開閉する弁を設け、高圧部と低圧部との圧力差により前記弁を開閉することで、給油経路の絞りを２段階に変え、これによって給油量の調整を行うようにしたものも知られている。

　また、油冷式のスクリュー圧縮機を有する冷凍装置や、車両用空気調和装置などに使用されている冷媒圧縮機においては、圧縮機の吐出側に接続された油分離器内で吐出冷媒ガスから分離された油を、外部から流量調整して圧縮機構部に注入することが知られている（例えば、特許文献３及び４参照）。

特開２００３－２３９８８０号公報 特開２００６－３３６５４３号公報 特開２００７－２３２２３０号公報 特開２００６－１７０５００号公報

　近年、一般住宅において消費されるエネルギー、即ち、空調機で消費されるエネルギーや給湯機で消費されるエネルギーを低減する観点から、建物の断熱材に高断熱材を用いて熱負荷を低減する傾向が強まっている。また、太陽光発電や太陽熱温水器を装備することにより、１年間の積算消費電力をゼロにする化石燃料ゼロ化住宅を具現する構想もある。

　このような構想において、空調機や給湯機で用いられている冷媒圧縮機には、一台で広範囲に容量制御できることが要求されており、特に低熱負荷時においては非常に小さい能力での運転が要求されている。例えば、空調機における冷房運転では、運転開始時に室内の温度が高くなっているのが一般的であるため、急速に運転する必要がある。こうした場合、始動時には大容量で高速運転（高速回転）されるが、室内が或る程度冷えて始動から定常運転状態に移行すると、小容量で低速運転（低速回転）される。この定常運転状態での低速運転は、特に最近の省エネルギー化を実施し、高断熱材が配備された建物に設備された空調機で使用される場合を想定すると、非常に低い回転速度（超低速運転モード）で運転が行われることになる。

　上述した特許文献１のものでは、旋回軸受部空間と背圧室との圧力差により、旋回軸受部空間の油は、背圧室に導かれ、その後吸入部を通って圧縮室に供給される。このため、圧力差の小さい低負荷条件では圧縮室のシール性を確保できる給油量を確保し難く、逆に圧力差の大きい高負荷条件では給油量が多くなりすぎるため、油によって吸込冷媒ガスを加熱することによる体積効率の低下が発生するという課題がある。従って、非常に低い回転速度、或いは高い回転速度で運転が行われる場合、効率が低下する。

　上記特許文献２のものでは、給油経路を開閉する弁を設け、高圧部と低圧部との圧力差により前記弁を開閉することにより、給油経路中の絞りを２段階に変化させ、高差圧条件では給油量を抑制するようにして、高負荷時の給油量過多による吸入加熱によって体積効率が低下するのを防止している。

　しかし、この特許文献２のものでも、非常に低い回転速度（超低速運転モード）における給油量調整については考慮されておらず、また前記弁の開閉動作は圧縮機回転数とは無関係なため、回転数変化時に圧縮機の効率を適切に維持することはできない。

　なお、圧縮室への適切な給油量は１００cc/min以下の微小量であるため、給油経路中の絞りは数１０μｍほどの非常に浅い溝や直径が数１００μｍ程度の非常に小さい孔にする必要があり、加工が困難な上、異物がつまり易いので、上記特許文献１や２などに記載された従来のものでは、適切な給油量まで絞るように構成することは困難である。

　上記特許文献３及び４に記載されたものでは、圧縮機の吐出側に接続された油分離器内で吐出冷媒ガスから分離された油を、運転条件により流量制御して圧縮機構部に給油している。しかし、その目的は圧縮機の温度上昇の防止である。即ち、特許文献３のものでは、油冷却器を用いて圧縮機構に供給する油の温度を下げ、吐出冷媒ガスの温度に応じて供給する油の流量を調整することで、吐出冷媒ガスの温度上昇防止を図っている。

　また、特許文献４のものでは、高負荷条件において、オイル弁を閉じ方向に制御して、圧縮機吸入側には、油分離器からの高温の油が直接供給されないようにし、サイクル内を循環した温度の低い油が戻されるようにして、吐出冷媒ガスの温度上昇防止を図っている。

　これら特許文献３や４のものでは、加熱損失の低減効果はあるものの、低負荷条件となる低い回転速度での運転時における圧縮室での冷媒漏れによる損失については配慮されておらず、低速運転時の効率向上を図ることはできない。

　本発明の目的は、高速回転から非常に低い回転速度（超低速運転モード）までの広い運転範囲において、圧縮室での冷媒漏れと、油による冷媒加熱損失を低減でして効率の良い運転が可能な冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置を得ることにある。

　上記目的を達成するため本発明は、密閉ケース、該密閉ケース内に収納された圧縮機構部、前記密閉ケース内に収納されると共に前記圧縮機構部をクランク軸を介して駆動するための電動機部、及び前記密閉ケースの下部に形成された油溜り部を備える冷媒圧縮機において、前記密閉ケース内の油溜り部と前記圧縮機構部の吸込側を連通し、前記油溜り部の油を前記吸込側に導くための給油パイプと、この給油パイプに設けられ前記吸込側に供給する給油量を調整するための給油量調整手段と、前記電動機部の回転数を検出する回転数検出手段と、前記回転数検出手段により検出された回転数に応じて前記給油量調整手段を制御する給油量制御部を備え、前記給油量制御部は、前記電動機部の回転数が増加するに従い、前記給油パイプから前記吸込側に供給される給油量が減少するように前記給油量調整手段を制御することを特徴とする。

　本発明の他の特徴は、密閉ケース、該密閉ケース内に収納された圧縮機構部、前記密閉ケース内に収納されると共に前記圧縮機構部をクランク軸を介して駆動するための電動機部、及び前記密閉ケースの下部に形成された油溜り部とを備え、前記圧縮機構部は、台板に渦巻状のラップが立設された固定スクロールと、鏡板上に渦巻状のラップが立設された旋回スクロールとが、互いに噛み合わされることで複数の圧縮室が形成され、前記旋回スクロールの背面には吐出圧力と吸込圧力の中間圧力に保持される背圧室が設けられて、前記旋回スクロールは前記中間圧力により前記固定スクロール側に押し付けられるように構成されている冷媒圧縮機において、前記密閉ケース内の油溜り部と前記背圧室とを連通し、前記油溜り部の油を前記背圧室に導くための給油パイプと、この給油パイプに設けられ前記背圧室側に供給する給油量を調整するための給油量調整手段と、前記電動機部の回転数を検出する回転数検出手段と、前記回転数検出手段により検出された回転数に応じて前記給油量調整手段を制御する給油量制御部を備え、前記給油量制御部は、前記電動機部の回転数が増加するに従い、前記給油パイプから吸込パイプに供給される給油量が減少するように前記給油量調整手段を制御することにある。

　本発明の更に他の特徴は、冷媒圧縮機、室外熱交換器、膨張弁、及び室内熱交換器を冷媒配管で接続して冷凍サイクルを構成している冷凍サイクル装置において、前記冷媒圧縮機には上記冷媒圧縮機を用い、更に、前記室外熱交換器の温度を検出する室外温度センサと、前記室内熱交換器の温度を検出する室内温度センサを設け、前記冷媒圧縮機に設けられている給油量制御部は、電動機部の回転数が増加するに従い給油量が減少するよう制御されると共に、前記室外温度センサ及び室内温度センサにより検出された凝縮温度と蒸発温度との温度差が増加するに従い前記給油量を更に減少するよう制御することにある。

　本発明によれば、高速回転から非常に低い回転速度（超低速運転モード）までの広い運転範囲において、圧縮室での冷媒漏れと、油による冷媒加熱損失を低減でして効率の良い運転が可能な冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置を得ることができる。

本発明の実施例１を示す冷媒圧縮機の縦断面図。 本発明の実施例１における圧縮機回転数と目標給油量との関係を説明する線図。 本発明の実施例１における給油量制御を説明する制御フローチャート。 本発明の実施例２を示す冷媒圧縮機の縦断面図。 本発明の実施例２における圧縮機回転数と目標給油量との関係を説明する線図。 本発明の実施例２における給油量の制御フローチャート。 本発明の実施例３を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図。 本発明の実施例４を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図。 本発明の実施例４における給油量制御を説明する制御フローチャート。 本発明の実施例４における給油量制御の他の例を説明する制御フローチャート。 本発明の実施例５を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図。 本発明の実施例５における給油量制御を説明する制御フローチャート。 本発明の実施例５における給油量制御の他の例を説明する制御フローチャート。 本発明の実施例６における冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図。 本発明の実施例７における冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図。

　以下、本発明の具体的実施例を図面に基づいて説明する。

　図１は本発明の実施例１を示す冷媒圧縮機の縦断面図であり、本発明をスクロール圧縮機に適用した場合の実施例である。

　図１に示す冷媒圧縮機としてのスクロール圧縮機（圧縮機）１は、円板状の台板、該台板上に渦巻状に立設されたラップ、及び前記台板の外周側に位置し前記ラップの先端面と連続する鏡板面を有して前記ラップを囲む筒状の支持部を有する固定スクロール７と、円板状の鏡板、該鏡板上に立設された渦巻状のラップ、及び前記鏡板の背面中央に設けられたボス部を有する旋回スクロール８を備えている。前記旋回スクロール８は、前記固定スクロール７に対向して配置され、旋回スクロールのラップは、固定スクロールのラップと噛み合わされて、フレーム１７内に旋回可能に設けられている。

　前記固定スクロール７は、その外周部（支持部）がボルト等によりフレーム１７に固定され、固定スクロール７と一体となったフレーム１７は溶接等の固定手段により密閉ケース９に固定されている。前記旋回スクロール８の外周側は前記固定スクロール７の外周側と摺動する鏡板面となっており、また旋回スクロールの鏡板面と摺動する固定スクロール７の表面が固定スクロール７の鏡板面となっている。

　前記密閉ケース９内には、前記固定スクロール７と旋回スクロール８などで構成される圧縮機構部（スクロール部）２、該圧縮機構部２をクランク軸１０を介して駆動するための電動機部１６、前記クランク軸１０を回転自在に支持するための主軸受５と副軸受２３などを収容し、更に前記密閉ケース９の下部には潤滑油を溜める油溜り部５３が設けられた密閉容器構造になっている。

　前記クランク軸１０は前記電動機部１６の回転子（ロータ）と一体に固定され、固定スクロール７の中心軸線と同軸となっている。このクランク軸１０の先端にはクランク部１０ａが設けられており、このクランク部１０ａは前記旋回スクロール８のボス部３４内に設けられた旋回軸受１１に挿入され、旋回スクロール８はクランク軸１０の回転に伴い旋回運動可能に構成されている。旋回スクロール８の中心軸線は固定スクロール７の中心軸線に対して所定距離だけ偏心されており、旋回スクロール８のラップは、固定スクロール７のラップに対して周方向に所定角度だけずらして重ね合わせられている。前記旋回スクロール８は、オルダムリング１２により、前記固定スクロール７に対して、自転しないように拘束されながら相対的に旋回運動するように構成されている。

　１４は前記密閉ケース９を貫通して前記固定スクロール７の外周側の吸込室２０に連通するように設けられた吸込パイプ、１５は前記固定スクロール７の最内周側の圧縮室１３と連通するように固定スクロール台板の渦巻中心付近に形成された吐出ポートである。

　電動機部１６によりクランク軸１０を回転駆動すると、クランク軸１０のクランク部１０ａ及び旋回軸受１１を介して旋回スクロール８に伝えられ、該旋回スクロール８は固定スクロール７の中心軸線を中心に、所定の旋回半径をもって旋回運動する。旋回スクロール８の旋回運動によって、各ラップ間にできる圧縮室１３は、固定スクロール７の中心側に連続的に移動し、その移動に伴って圧縮室１３の容積は連続的に縮小する。これにより、吸込パイプ１４から吸込まれた流体（例えば、冷凍サイクルを循環する冷媒ガス）を各圧縮室１３内で順次圧縮し、圧縮された流体は吐出ポート１５から密閉ケース９上部の吐出空間２４に吐出される。吐出空間２４に吐出された流体は、固定スクロール７及びフレーム１７の外周部と密閉ケース９内面との間に形成された通路（図示せず）を介して、前記電動機部１６が収容された電動機室２５に流入し、油（潤滑油、冷凍機油）が分離されて、吐出パイプ６から圧縮機外、例えば冷凍サイクルに供給される。

　冷媒ガスから分離された油は密閉ケース９の底部の油溜り部５３に貯留される。前記油溜り部５３の油は、前記クランク軸１０の下端に設けられた容積型または遠心式の給油ポンプ２１により、再び軸受などの摺動部に供給される。即ち、クランク軸１０の回転に伴い前記給油ポンプ２１も回転され、油溜り部５３の油は、給油ポンプケース２２に設けた潤滑油吸込口から吸入されて、給油ポンプ２１の吐出口から吐出される。吐出された油は、クランク軸１０内に軸方向に貫通するように形成されている貫通孔３を通って上方へ供給される。前記貫通孔３を通る油の一部は、クランク軸１０に形成された横孔を通り、前記副軸受２３に供給されて該副軸受を潤滑し、密閉ケース９底部の前記油溜り部５３に戻る。前記貫通孔３を通る他の大部分の油は、貫通孔３を通ってクランク軸１０のクランク上端に達し、クランク部外周に設けた油溝５７を通って旋回軸受１１を潤滑する。旋回軸受１１から流出した油は、その後、旋回軸受１１の下部に設けられている前記主軸受５を潤滑した後、排油パイプ２６を通って前記油溜り部５３に戻る。

　ここで、前記油溝５７や旋回軸受１１が設けられた旋回ボス部３４内の空間、及び主軸受５を収容している空間（フレーム１７、クランク軸１０及びフレームシール（軸受押え）５６、下端がつば状の旋回ボス部３４、前記旋回ボス部下端面と前記フレームとの間に設けられたシール部材３２で形成された空間）を合わせて第１の空間３３と呼ぶことにする。この第１の空間は吐出圧力に近い圧力を有する空間である。

　主軸受５及び旋回軸受１１の潤滑のために前記第１の空間３３に流入した潤滑油の大部分は、排油パイプ２６を通って前記油溜り部５３へ戻るが、一部の潤滑油は、前記オルダムリング１２の潤滑、及び固定スクロール７と旋回スクロール８との摺動部の潤滑に必要な最低限の量が、前記シール部材３２の上端面と旋回ボス部材３４の下端面の間に設けられた油漏出手段（穴）３０を介して、前記フレーム１７、前記固定スクロール７及び旋回スクロール８によって仕切られた空間である背圧室１８に入る。

　前記シール部材３２は、フレーム１７に形成された円環溝３１に波状バネ（図示せず）と共に収容されており、吐出圧力となっている前記第１の空間３３と、吸込圧力と吐出圧力の中間の圧力となっている前記背圧室（第２の空間）１８とを仕切っている。

　前記油漏出手段３０は、旋回ボス部３４の下端面に設けられた複数の穴から構成されており、前記複数の穴は旋回スクロール８の旋回運動に伴い前記シール部材３２を跨いだ円運動を行い、前記第１の空間３３と前記背圧室（第２の空間）１８との間を移動する。これにより、第１の空間３３内の潤滑油を前記穴（油漏出手段）３０に溜め、背圧室１８側に間欠的に移送することにより、必要最小限の油を背圧室１８に導くようにしている。前記複数の穴の代わりにスリットなどを設けて背圧室１８への油漏出手段３０としても良い。

　前記背圧室１８に入った油は、背圧室１８と圧縮室１３を連通する背圧孔３５を通って圧縮室１３へ流入する。即ち、背圧室１８の油は、背圧（背圧室１８の圧力）が、前記背圧孔３５の連通している前記圧縮室１３の圧力より高くなると、その圧力差で圧縮室１３に流れる。圧縮室１３に流入した油は、固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動面を潤滑した後、冷媒ガスと共に吐出ポート１５から吐出され、前記吐出空間２４と電動機室２５において大部分の油は冷媒ガスから分離されて油溜り部５３に貯留される。残りの油は、冷媒ガスと共に吐出パイプ６から冷凍サイクルへ吐出される。

　上述した前記第１の空間３３、背圧室１８及び油漏出手段３０を備えることにより、各軸受部に必要な量の油を供給することができ、また、前記オルダムリング１２、固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動部を潤滑して、最終的に圧縮室１３から冷媒ガスと共に排出される油の量は前記油漏出手段３０により独立に調整することができる。そこで、本実施例では、前記油漏出手段３０から背圧室１８に漏出する油量を最小限にし、圧縮室、即ちラップ摺動面への必要な給油量は、後述する給油量調整手段６１により適正化することで、高効率な冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置を得ることができるようにしている。

　本実施例の冷媒圧縮機では、図１に示すように、潤滑油が貯められている密閉ケース９底部の前記油溜り部５３と、前記吸込パイプ１４とを連通する給油パイプ６２を設けている。また、この給油パイプ６２の途中には給油量調整手段６１が設けられている。本実施例では、この給油量調整手段６１はソレノイド弁で構成され、このソレノイド弁６１は、パルス幅調整制御（以下、ＰＷＭ制御ともいう）によりオンオフ（開閉）されるように構成されている。即ち、ソレノイド弁６１をオン（開成）させると、高圧の油溜り部５３と低圧の吸込パイプ１４が給油パイプ６２を介して連通し、油溜り部５３の油が吸込パイプ１４側（吸込側）に供給される。また、ソレノイド弁６１をオフ（閉成）させると、前記油溜り部５３と吸込パイプ１４の連通は遮断され、油の供給は止められる。

　前記給油量制御部８０における前記ソレノイド弁６１のＰＷＭ制御は、前記給油量制御部８０に設けられたソレノイド駆動回路からのパルス幅調整制御信号における矩形波の立ち下がり区間の周期Ｔ１と、立ち上がり区間の周期Ｔ２により、閉成状態と開成状態を切り替え、流量制御を行うものである。即ち、前記周期Ｔ１とＴ２の比率を変えて流量制御を行うため、ニードル弁のように絞り量を調節して流量制御するものに比べ、微小流量の制御を容易に行うことができ、流路面積も大きくとれるから、異物による閉塞の問題も回避できる。

　次に、前記給油量制御部８０による給油量制御を更に具体的に説明する。本実施例においては、前記給油量制御部８０は、圧縮機の回転数検出手段で検出された回転数に応じて、パルス幅調整制御信号の矩形波の前記周期Ｔ１及び前記周期Ｔ２を決定する。また、冷媒圧縮機の前記吸込パイプ１４側への給油量は０～６０cc/minの範囲で目標流量となるように、予め設定されたテーブルに従って、前記ソレノイド駆動回路からのパルス幅調整制御信号における前記周期Ｔ１、Ｔ２を決定する。

　給油量Ｑと、パルス幅調整制御信号における前記周期Ｔ１、Ｔ２との関係は、ソレノイド弁６１の流量係数、配管の流路抵抗等によって決まる係数Ｃ１、デューティ比と流量に関する係数Ｃ２及び圧力差ΔＰによって、基本的には次式で表せる。

　　　Ｑ＝Ｃ１・Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）・ΔＰ
　　　　＝Ｃ２・Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）　　　　　　　…（数１）
　本実施例においては、前述したように、圧縮機の回転数に応じて、目標流量を変化させ、また前記給油量は０～６０cc/minの範囲となるように制御されるが、この目標給油量と圧縮機回転数との関係を図２に示す。本実施例での目標給油量は、直線Ａで示すように、圧縮機の回転数が最小回転数の時にはＱ１（例えば５５cc/min）となり、回転数Ｎ１（例えば１００Ｈｚ）で０cc/minとなるように、圧縮機回転数が大きくなるに従い、給油量を減少させるようにしている。前記直線Ａに沿って、給油量を変化させるには、前記パルス幅調整制御信号の前記周期Ｔ１とＴ２との比を変化させれば良い。

　前記圧縮機の回転数検出手段は、圧縮機駆動回路７１における目標回転数の信号が前記給油量制御装置８０に入力されることで検出されるように構成されている。圧縮機目標回転数に対して給油量制御を行う場合、最小回転数の時には給油量Ｑ１となり、回転数の増加に応じて給油量を減少させ、回転数Ｎ１では給油量が０となるように制御する。

　この給油量制御の制御フローチャートを図３に示す。　
　ソレノイド弁６１の制御を開始すると、まず圧縮機の目標回転数Ｎを読み込む（ステップＳ１）。次に、ステップＳ２では、係数Ｃ２、及びＱ１とＮ１は、図２に示すように既知の数値であるので、ステップＳ１で読み込んだ現在の目標回転数Ｎにより、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求めることができる。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号として前記ソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。以下、例えば圧縮機回転数が変化する毎に、前記ステップＳ１～Ｓ３を繰り返すことで、圧縮機回転数に応じて、油溜り部５３から吸込パイプ１４に供給する油量を制御することができる。

　このように、ソレノイド弁６１の開成状態と閉成状態とを切り替えて流量調整を行うと共に、ソレノイド弁６１における閉成時間（周期Ｔ１）と開成時間（周期Ｔ２）との比率を変えることにより、給油量を０～１００％まで可変させることができる。

　以上説明した本発明の実施例１に係る冷媒圧縮機では、大容量で高速回転となる運転モードから、非常に低い回転速度（例えば５～２０Ｈｚ程度）での運転が行われる超低速運転モードまでの広い回転数領域で、圧縮室からの冷媒漏れを防止できると共に、油によって冷媒が加熱されてしまうことによる損失を最小にすることができる最適な給油を実現することができる。このため、あらゆる負荷容量に対応した広い運転範囲において、効率の高い冷媒圧縮機を得ることができる。

　本発明の実施例２を、図４～図６を用いて説明する。　
　図４は本実施例の冷媒圧縮機としてのスクロール圧縮機を示す縦断面図である。図４において上記図１と同一符号を付した部分は同一或いは相当する部分を示しているので重複する部分についてはその説明を省略する。この実施例２が上記実施例１と異なる点は、給油パイプ６２が、油溜り部５３と背圧室１８とを連通するように設けられている点であり、前記給油パイプ６２の途中には、実施例１と同様に、給油量調整手段（ソレノイド弁）６１が設けられている。

　また、前記ソレノイド弁をパルス幅調整制御（ＰＷＭ制御）して、オン（開成）させたときに、高圧の油溜り部５３と、高圧と低圧の中間の圧力となっている背圧室１８とを接続している給油パイプ６２が連通し、油溜り部５３の油は背圧室１８に供給される。また、前記ソレノイド弁６１をオフ（閉成）させると、前期給油パイプの連通が遮断され、油の供給は停止する。背圧室１８に入った油は、背圧が高くなると、背圧室１８と圧縮室１３を連通している背圧孔３５を介して圧縮室１３へ流入する。

　本実施例においては、実施例１と同様に、旋回ボス部３４に設けられた複数の穴３０とシール部材３２で構成される油漏出手段を備えているが、本実施例の場合、前記油漏出手段は必ずしも必要ではない。即ち、前記給油量調整手段（ソレノイド弁）６１により流量制御されて背圧室１８に供給される油は、オルダムリング１２、及び固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動部の潤滑を行い、その後圧縮室に供給されるためである。

　なお、本実施例では、オルダムリング１２への給油量と、固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動部への給油量をそれぞれ独立して制御することができない。このため、前記オルダムリング１２、及び固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動部には適切な耐摩耗性を有する部材を使用することが好ましく、圧縮室１３への給油量を絞った場合でも、十分な信頼性を確保できるようにすると良い。

　本実施例によれば、給油量調整手段６１を介して供給される油の量は、オルダムリング１２への給油量と、固定スクロール７と旋回スクロール８の摺動部への給油量とを合わせた流量に増えるため、流量制御をより容易に行うことが可能になる。

　次に、給油量制御部８０による給油量制御について説明する。前記給油量制御部８０は実施例１と同様に、圧縮機の回転数に応じてパルス幅調整制御信号の矩形波の周期Ｔ１及びＴ２を決定する。本実施例の冷媒圧縮機では、給油量が図５に示すような給油特性になるように、予め設定されたテーブルに従って、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から出力されるパルス幅調整制御信号における周期Ｔ１、Ｔ２を決定する。給油量Ｑと、パルス幅調整制御信号における前記周期Ｔ１、Ｔ２との関係の基本式は前述した数１と同じである。

　本実施例での目標給油量は、圧縮機の回転数が最小回転数の時にはＱ１（例えば８０cc/min）となり、回転数Ｎ１（例えば４５Hz）ではＱ２（例えば４５cc/min）となるように、圧縮機の回転数が大きくなるに従い給油量を減少させるように制御する。また、回転数がＮ１以上では給油量がＱ２で一定となるように、前記周期Ｔ１とＴ２の比を変化させる。圧縮機回転数は、圧縮機駆動回路７１における目標回転数の信号が前記給油量制御部８０に入力されることで検出される。

　この給油量制御の制御フローチャートを図６に示す。　
　ソレノイド弁６１の制御を開始すると、まず圧縮機の目標回転数Ｎを読み込む（ステップＳ１）。次に、ステップＳ４では、読み込まれた目標回転数Ｎが図５に示す回転数Ｎ１以上か否かを比較し、前記ＮがＮ１（図５では４５Ｈｚ）以上の場合にはステップＳ５に移り、図５に示す本実施例での給油特性の線Ｂに示すように、最小の給油量Ｑ２（図５では４５cc/min）となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。

　前記ステップＳ４において、読み込まれた目標回転数Ｎが図５に示す回転数Ｎ１よりも小さい場合、ステップＳ６に移り、該ステップＳ６に示された計算式で給油量（この給油量は図５に示す給油特性の線Ｂのうち勾配のあるＢ１の部分に相当）を求め、この求められた給油量となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。

　以下、例えば圧縮機回転数が変化する毎に、前記ステップＳ１、Ｓ４～Ｓ６、Ｓ３を繰り返すことで、圧縮機回転数に応じて、油溜り部５３から背圧室１８に供給する油量を制御することができる。

　次に、本発明の実施例３を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置を図７に基づいて説明する。なお、以下の各実施例の説明では、冷媒圧縮機としては上記実施例１で説明したものを用いた場合を基本に説明するが、上記実施例２で説明した冷媒圧縮機を用いてもほぼ同様に実施できるものである。

　図７は、冷凍サイクル装置（空調装置）１００としてのルームエアコンに上記実施例１の冷媒圧縮機を用いたものである。図７に示す冷凍サイクル装置において、冷房運転時には、圧縮機１０１で圧縮された冷媒は、高圧側接続配管１０７から四方弁１０５へ流入し、室外接続配管１０８へ流出して、室外熱交換器１０２に流れる。この室外熱交換器１０２において、高温高圧の冷媒ガスは室外空気と熱交換することにより凝縮・液化し、受液器１０６を通過後、膨張弁１０３により減圧される。減圧されて低温・低圧となった冷媒は、室内熱交換器１０４に流入して室内空気と熱交換し、室内空気を冷却すると共に自らは室内空気から熱を奪うことで蒸発・ガス化する。この冷媒ガスは、室内接続配管１０９から前記四方弁１０５に流入し、該四方弁の低圧側接続口から流出して、低圧側接続配管１１０を通り、再び前記圧縮機１０１の吸込側へ戻り、再度圧縮され、以下同様のサイクルが繰り返される。

　冷房運転から暖房運転へ切換える場合には、四方弁１０５の冷媒配管接続先を切り替え、圧縮機１０１から吐出された高温・高圧の冷媒ガスは高圧側接続配管１０７から四方弁１０に流入して、室内接続配管１０９へ流出し、室内熱交換器１０４に流れるようにする。そして冷媒ガスの熱を室内空気へ放熱することにより暖房運転を行うことができる。室内熱交換器１０４で冷媒ガスは凝縮して膨張弁１０３で減圧され、低温・低圧となった冷媒は、室外熱交換器１０２で室外空気と熱交換して蒸発・ガス化し、室外接続配管１０８から四方弁１０５に流入した後、低圧側接続配管１１０へ流出して、圧縮機１０１に再び吸入されるという冷凍サイクルを繰り返す。

　６２は給油パイプで、図１に示すように、圧縮機底部の油溜り部５３と、圧縮機構部２の吸込側である低圧側配管１１０を連通している。前記給油パイプ６２には給油量調整手段（ソレノイド弁）６１が途中に設けられている。前記給油量調整手段６１を制御することによって前記油溜り部５３から低圧側接続配管１１０への給油量を調整する。この給油量調整手段６１は給油量制御部８０から出力されるパルス幅調整制御信号によって弁の閉成状態と開成状態とを制御し、給油量を０～１００％まで可変させることができるようになっている。

　ルームエアコンでは、室内に設置されている前記室内熱交換器１０４の通風路入口付近に温度センサ（図示せず）を設け、これによって室内温度を検出し、ユーザーにより設定される目標温度と一致するよう、インバータ装置（圧縮機駆動回路）７１により圧縮機１０１の回転数を可変させ、制御が行われる。前記給油量制御部８０は、前記インバータ装置７１から圧縮機目標回転数を読み込み、それに応じてパルス幅調整制御信号の矩形波の周期Ｔ１及びＴ２を決定して前記給油量調整手段６１に出力する。

　次に、本発明の実施例４を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置を図８～図１０に基づいて説明する。　
　図８に示す冷凍サイクル装置もルームエアコンに用いたものであり、冷凍サイクルの基本動作は上記した図７の場合と同じであり、同一部分には同一符号を付してその説明を省略する。

　図８において、給油量調整手段（ソレノイド弁）６１は、給油量制御部８０によりパルス幅調整制御される。給油量制御部８０では、インバータ装置７１から圧縮機の目標回転数を読み込む。更に、本実施例では、吐出パイプ６に吐出圧力検出手段７２と、吸込パイプ１４に吸込圧力検出手段７３（何れも図１参照）を設け、これらの検出手段７２，７３により、吐出圧力及び吸込圧力も検出する。前記目標回転数と、検出された前記吐出圧力及び吸込圧力に応じて、パルス幅調整制御信号の矩形波の周期Ｔ１及びＴ２を決定して前記給油量調整手段６１に出力する。

　この実施例４における給油量の制御フローチャートを図９に示す。ソレノイド弁（給油量調整手段）６１を通過する給油量は、ソレノイド弁における閉成状態の時間（周期Ｔ１）と開成状態の時間（周期Ｔ２）との比率だけでなく、圧力差ΔＰにも依存する。このため、本実施例では、前記吐出圧力検出手段７２及び前記吸込圧力検出手段７３により検出される吐出圧力Ｐｄ及び吸込圧力Ｐｓ（ステップＳ７及びＳ８）から圧力差ｄＰを算出し（ステップＳ９）、この算出された圧力差ｄＰに基づいて給油量が最適となるように前記周期Ｔ１及びＴ２の補正を行う（ステップＳ１０）。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。以下、例えば圧縮機回転数が変化する毎に、前記ステップＳ１、Ｓ７～Ｓ１０、Ｓ３を繰り返すことで、圧縮機回転数に応じて、油溜り部５３から吸込パイプ１４に供給する油量を制御することができる。

　これにより、回転数が同じでも運転圧力が異なる運転条件の場合において、給油量を適切に調整することができ、効率の高い運転が可能となる。

　なお、上記実施例では冷媒圧縮機として上記実施例１のものを用いて説明したが、上記実施例２の冷媒圧縮機を用いた場合の給油量の制御フローチャートは図１０に示すようになる。図１０において、ステップＳ１、Ｓ７～Ｓ９、Ｓ３については図９に示すものと同じである。図１０に示す例が図９に示した例と異なる点はステップＳ４、Ｓ１１、Ｓ１２である。ステップＳ４では、読み込まれた目標回転数Ｎが図５に示す回転数Ｎ１以上か否かを比較し、前記ＮがＮ１以上の場合にはステップＳ１１に移り、ステップＳ９で求められた圧力差ｄＰを考慮した最小の給油量『Ｑ２／（Ｃ１・ｄＰ）』となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。

　前記ステップＳ４において、読み込まれた目標回転数Ｎが前記回転数Ｎ１よりも小さい場合には、ステップＳ１２に移り、該ステップＳ１２に示された計算式、即ち回転数Ｎと圧力差ｄＰに応じてデューティ比を決める式により給油量を求め、この求められた給油量となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。なお、ステップＳ１２の前記計算式におけるａ_０、ａ_１、ａ_２はそれぞれ予め求められている係数である。

　次に、ステップＳ３に進み、上記求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する。

　以下、例えば圧縮機回転数が変化する毎に、前記ステップＳ１、Ｓ７～Ｓ９、Ｓ４、Ｓ１１、Ｓ１２、Ｓ３を繰り返すことで、圧縮機回転数と前記圧力差に応じて、油溜り部５３から背圧室１８に供給する油量を制御することができる。

　図１１は本発明の実施例５を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図で、冷凍サイクル装置としてのルームエアコンに適用した例である。図１１において前記図７と同一符号を付した部分は同一部分であるので、重複する説明は省略する。

　図１１において、給油量調整手段（ソレノイド弁）６１は給油量制御部８０によりパルス幅調整制御される。前記給油量制御部８０は、インバータ装置（圧縮機駆動回路）７１から圧縮機の目標回転数Ｎの信号を得ると共に、室内熱交換器１０４に設けられた温度センサ７４及び室外熱交換器１０２に設けられた温度センサ７５により蒸発温度及び凝縮温度を検出し、これらの検出された蒸発温度及び凝縮温度に応じて、パルス幅調整制御信号の矩形波の周期Ｔ１及びＴ２を決定し、前記給油量調整手段６１に出力する。

　本実施例における給油量の制御フローチャートを図１２に示す。ソレノイド弁（給油量調整手段）６１を通過する給油量は、ソレノイド弁における閉成状態の時間（周期Ｔ１）と開成状態の時間（周期Ｔ２）との比率だけでなく、前記圧力差ΔＰに依存する。このため、本実施例では、室内熱交換器１０４に設けられた温度センサ７４及び室外熱交換器１０２に設けられた温度センサ７５により検出される蒸発温度及び凝縮温度から、前記圧力差ΔＰを推算し、給油量が最適になるよう前記周期Ｔ１及びＴ２の補正を行うようにしたものである。本実施例によれば、上記実施例４に示したような圧力検出手段（圧力センサ）７２，７３を用いずに、運転圧力が異なる運転条件での給油量調整を適切に行うことができ、実施例４と同様の効果が得られる。

　図１２に示す制御フローチャートが、前記図９に示した制御フローチャートと異なる点は、ステップＳ１３～Ｓ１６である。即ち、温度センサ７４，７５で検出された蒸発温度Ｔｓと凝縮温度Ｔｄを読み込み（ステップＳ１３、Ｓ１４）、それらの温度差ｄＴを求め（ステップＳ１５）、この求められた温度差ｄＴに基づいて給油量が最適となるように前記周期Ｔ１及びＴ２の補正を行うようにしている（ステップＳ１６）。他は、図９に示す制御と同様である。　
　本実施例においても上記実施例４と同様に、回転数が同じでも運転圧力が異なる運転条件の場合でも、給油量を適切に調整できる。

　なお、上記制御フローチャートは、冷媒圧縮機として上記実施例１のものを用いた場合であるが、上記実施例２の冷媒圧縮機を用いた場合の給油量の制御フローチャートは図１３に示すようになる。図１３において、ステップＳ１、Ｓ１３～Ｓ１５、Ｓ３については図１２に示すものと同じである。図１３に示す例が図１２に示した例と異なる点はステップＳ４、Ｓ１７、Ｓ１８である。

　ステップＳ４では、読み込まれた目標回転数Ｎが図５に示す回転数Ｎ１以上か否かを比較し、前記ＮがＮ１以上の場合にはステップＳ１７に移り、ステップＳ１５で求められた温度差ｄＴを考慮した最小の給油量『Ｑ２／（Ｃ１・ｄＴ）』となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。この求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する（ステップＳ３）。

　前記ステップＳ４において、読み込まれた目標回転数Ｎが前記回転数Ｎ１よりも小さい場合には、ステップＳ１８に移り、該ステップＳ１８に示された計算式、即ち回転数Ｎと温度差ｄＴに応じてデューティ比を決める式により給油量を求め、この求められた給油量となるように、デューティ比『Ｔ２／（Ｔ１＋Ｔ２）』を求める。なお、ステップＳ１８の前記計算式におけるｂ_０、ｂ_１、ｂ_２はそれぞれ予め求められている係数である。

　次に、ステップＳ３に進み、上記求められた周期Ｔ１とＴ２を、給油量制御部８０のソレノイド駆動回路から、パルス幅調整制御信号としてソレノイド弁６１に出力する。

　以下、例えば圧縮機回転数が変化する毎に、前記ステップＳ１、Ｓ１３～Ｓ１５、Ｓ４、Ｓ１７、Ｓ１８、Ｓ３を繰り返すことで、圧縮機回転数と前記温度差に応じて、油溜り部５３から背圧室１８に供給する油量を制御することができる。

　図１４は本発明の実施例６を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図である。この例も冷凍サイクル装置としてのルームエアコンに適用した例で、図１４において前記図７と同一符号を付した部分は同一または相当する部分であるので、重複する説明は省略する。

　本実施例においては、前記給油量調整手段６１を途中に設けている給油パイプ６２は、圧縮機１０１下部の油溜り部と低圧側接続配管１１０とを接続しているが、前記給油量調整手段６１と圧縮機１０１下部の油溜り部との間に、冷媒／油熱交換器（油冷却手段）１１１を設けている。前記給油量調整手段６１を開成状態とすることにより、圧縮機下部（密閉ケース９底部）の油溜り部５３から低圧側接続配管１１０へと流れる油は、前記冷媒／油熱交換器１１１を通ることで、ほぼ蒸発温度となっている低圧側冷媒と熱交換する。これにより低圧側接続配管１１０へと供給される油の温度は下がり、高粘度化する。

　前記給油量調整手段６１としては、前述した実施例と同様にソレノイド弁を用いても良い。その場合、前述した実施例１または２の方法により油の流量調整を行えばよいが、前記冷媒／油熱交換器１１１の効果により油が高粘度化するため、係数Ｃ１及びＣ２は異なる値となる。しかしながら、本実施例においては、給油量調整手段６１として、ソレノイド弁ではなく、電動ニードル弁を採用している。電動ニードル弁は、給油量制御部８０から出力されるパルス数変調制御信号によって弁の開度を制御され、給油量を０～１００％まで可変させることができるようになっている。弁の流量係数、配管の流路抵抗等によって決まる係数（前述した係数Ｃ２に相当）は油が高粘度化することにより小さくなるので、高温で低粘度の油を流量調整する場合に比べて、本実施例では油が低温で高粘度化するから、弁の開度を大きくとることができる。そのため、微小流量の制御が容易になり、また流路も大きくとることができるから、異物による閉塞の問題も回避してニードル弁を用いることができる。

　また、本実施例では、連続的に開度の変更が可能な電動ニードル弁を用いるため、ソレノイド弁のような弁の開閉に伴う騒音の発生がなく、低騒音化できる効果もある。

　前記給油量調整手段６１は、給油量制御部８０によりパルス数変調制御される。本実施例の冷媒圧縮機では、給油量が０から例えば６０cc/minの目標流量となるように、予め設定されたテーブルに従って、パルス駆動回路からのパルス数調整制御信号のパルス数を決定する。前記給油量制御部８０は、インバータ装置（圧縮機駆動回路）７１から圧縮機の目標回転数Ｎの情報を得て、その目標回転数に応じてパルス数を決定し、ステッピングモータにより駆動される電動ニードル弁（給油量調整手段）６１に出力する。

　図１５は本発明の実施例７を示す冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の概略構成図で、この例も冷凍サイクル装置としてのルームエアコンに適用した例である。図１５において前記図１４と同一符号を付した部分は同一または相当する部分であるので、重複する説明は省略する。

　図１５に示す実施例が図１４に示した実施例と異なる点は、図１４における冷媒／油熱交換器１１１を省略し、室外熱交換器１０２に前記冷媒／油熱交換器の機能を持たせたものである。即ち、給油量調整手段（電動ニードル弁）６１を途中に配置している給油パイプ６２は、圧縮機１０１下部の油溜り部と低圧側接続配管１１０とを接続しているが、この給油パイプ６２の前記給油量調整手段６１と圧縮機１０１下部の油溜り部との間の配管を、前記室外熱交換器１０２に通すことで、前記室外熱交換器１０２の一部を冷媒／油熱交換器（油冷却手段）として利用しているものである。

　本実施例においても、前記給油量調整手段６１を開成状態とすることにより、圧縮機下部の油溜り部５３から低圧側接続配管１１０へと流れる油は、前記室外熱交換器１０２を通ることで、ほぼ蒸発温度となっている低圧側冷媒と熱交換できる。従って、低圧側接続配管１１０へと供給される油の温度を上記実施例６と同様に下がることができ、高粘度化できる。

　また、本実施例では、冷媒／油熱交換器を室外熱交換器１０２の一部として一体に設けているので、ルームエアコン（冷凍サイクル装置）の狭い室外機内に、冷媒／油熱交換器を室外熱交換器１０２とは別に配置する必要がなくなる。従って、実装が容易になる上、コスト低減も図れる効果がある。

　以上説明したように、本発明の各実施例によれば、大容量で高速回転となる運転モードから、非常に低い回転速度の超低速運転モードまで、全ての回転数領域で、圧縮室での冷媒漏れ低減、及び油が冷媒を加熱することに伴う加熱損失の低減の両方を達成できる最適な給油を実現することができる。従って、あらゆる負荷容量に応じて効率の高い冷媒圧縮機及びこれを用いた冷凍サイクル装置を得ることができる。特に、本実施例は、高断熱住宅に設置されたルームエアコンにおける非常に低い回転速度での運転時に、効率の高い運転を実現できる。

１，１０１：圧縮機、２：圧縮機構部、
３：貫通孔、５：主軸受、６：吐出パイプ、
７：固定スクロール、８：旋回スクロール、
９：密閉ケース、１０：クランク軸、１１：旋回軸受、
１２：オルダムリング、１３：圧縮室、１４：吸込みパイプ、１５：吐出ポート、
１６：電動機部、１７：フレーム、１８：背圧室（第２の空間）、
２０：吸込室、２１：給油ポンプ、２２：給油ポンプケース、
２３：副軸受、２４：吐出空間、２５：電動機室、２６：排油パイプ、
３０：油漏出手段（穴）、３１：円環溝、３２：シール部材、３３：第１の空間、
３４：旋回ボス部、３５：背圧孔、
５３：油溜り部、５６：フレームシール（軸受押え）、５７：油溝、
６１：給油量調整手段（ソレノイド弁、電動ニードル弁）、６２：給油パイプ、
７１：圧縮機駆動回路（インバータ装置）、
７２：吐出圧力検出手段、７３：吸込圧力検出手段、
７４：室内温度センサ、７５：室外温度センサ、
８０：給油量制御部、
１００：冷凍サイクル装置（空調装置）、
１０２：室外熱交換器、１０３：膨張弁、１０４：室内熱交換器、１０５：四方弁、
１０６：受液器、１０７：高圧側接続配管、１０８：室外接続配管、
１０９：室内接続配管、１１０：低圧側接続配管、
１１１：冷媒／油熱交換器（油冷却手段）。

Claims (10)

1. 　密閉ケース、該密閉ケース内に収納された圧縮機構部、前記密閉ケース内に収納されると共に前記圧縮機構部をクランク軸を介して駆動するための電動機部、及び前記密閉ケースの下部に形成された油溜り部を備える冷媒圧縮機において、
   　前記密閉ケース内の油溜り部と前記圧縮機構部の吸込側を連通し、前記油溜り部の油を前記吸込側に導くための給油パイプと、
   　この給油パイプに設けられ前記吸込側に供給する給油量を調整するための給油量調整手段と、
   　前記電動機部の回転数を検出する回転数検出手段と、
   　前記回転数検出手段により検出された回転数に応じて前記給油量調整手段を制御する給油量制御部を備え、
   　前記給油量制御部は、前記電動機部の回転数が増加するに従い、前記給油パイプから前記吸込側に供給される給油量が減少するように前記給油量調整手段を制御する
   　ことを特徴とする冷媒圧縮機。
2. 　請求項１に記載の冷媒圧縮機において、
   　前記冷媒圧縮機の吐出側の圧力を検出する吐出圧力検出手段と、前記冷媒圧縮機の吸込側の圧力を検出する吸込圧力検出手段とを備え、
   　前記給油量制御部は、前記電動機部の回転数が増加するに従い、前記給油パイプから前記吸込側に供給される給油量が減少するように制御すると共に、前記吐出圧力検出手段で検出された吐出圧力と、前記吸込圧力検出手段で検出された吸込圧力との圧力差が増加するに従い前記給油量を更に減少させるように前記給油量調整手段を制御することを特徴とする冷媒圧縮機。
3. 　請求項２に記載の冷媒圧縮機において、前記密閉ケースを貫通し前記圧縮機構部の吸込室に冷媒を導くための吸込パイプと、前記密閉ケース内に連通して密閉ケース内の高圧の冷媒を密閉ケース外に導く吐出パイプを備え、前記吸込パイプには前記吸込圧力検出手段が設けられ、前記吐出パイプには前記吐出圧力検出手段が設けられていることを特徴とする冷媒圧縮機。
4. 　請求項１に記載の冷媒圧縮機において、前記給油量調整手段はソレノイド弁であり、前記給油量制御部には前記ソレノイド弁の開閉制御をするためのパルス幅調整制御信号を生成するソレノイド駆動回路を備えていることを特徴とする冷媒圧縮機。
5. 　密閉ケース、該密閉ケース内に収納された圧縮機構部、前記密閉ケース内に収納されると共に前記圧縮機構部をクランク軸を介して駆動するための電動機部、及び前記密閉ケースの下部に形成された油溜り部とを備え、
   　前記圧縮機構部は、台板に渦巻状のラップが立設された固定スクロールと、鏡板上に渦巻状のラップが立設された旋回スクロールとが、互いに噛み合わされることで複数の圧縮室が形成され、前記旋回スクロールの背面には吐出圧力と吸込圧力の中間圧力に保持される背圧室が設けられて、前記旋回スクロールは前記中間圧力により前記固定スクロール側に押し付けられるように構成されている冷媒圧縮機において、
   　前記密閉ケース内の油溜り部と前記背圧室とを連通し、前記油溜り部の油を前記背圧室に導くための給油パイプと、
   　この給油パイプに設けられ前記背圧室側に供給する給油量を調整するための給油量調整手段と、
   　前記電動機部の回転数を検出する回転数検出手段と、
   　前記回転数検出手段により検出された回転数に応じて前記給油量調整手段を制御する給油量制御部を備え、
   　前記給油量制御部は、前記電動機部の回転数が増加するに従い、前記給油パイプから吸込パイプに供給される給油量が減少するように前記給油量調整手段を制御する
   　ことを特徴とする冷媒圧縮機。
6. 　冷媒圧縮機、室外熱交換器、膨張弁、及び室内熱交換器を冷媒配管で接続して冷凍サイクルを構成している冷凍サイクル装置において、
   　前記冷媒圧縮機には請求項１に記載の冷媒圧縮機を用い、
   　更に、前記室外熱交換器の温度を検出する室外温度センサと、前記室内熱交換器の温度を検出する室内温度センサを設け、
   　前記冷媒圧縮機に設けられている給油量制御部は、電動機部の回転数が増加するに従い給油量が減少するよう制御されると共に、前記室外温度センサ及び室内温度センサにより検出された凝縮温度と蒸発温度との温度差が増加するに従い前記給油量を更に減少するよう制御する
   　ことを特徴とする冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置。
7. 　請求項６に記載の冷凍サイクル装置において、前記冷媒圧縮機の油溜り部と圧縮機構部の吸込側とを接続している前記給油パイプの途中に、該給油パイプを流れる油を冷却するための油冷却手段が設けられていることを特徴とする冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置。
8. 　請求項７に記載の冷凍サイクル装置において、前記油冷却手段は、前記冷媒圧縮機の吸込側に接続されている低圧側配管を流れる低温・低圧の冷媒と、前記給油パイプを流れる高温・高圧の油とを熱交換させる冷媒／油熱交換器であることを特徴とする冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置。
9. 　請求項７に記載の冷凍サイクル装置において、前記油冷却手段は、前記給油パイプにおける給油量調整手段と油溜り部との間の配管を前記室外熱交換器に通すことで、該室外熱交換器の一部を冷媒／油熱交換器として利用するようにして構成されていることを特徴とする冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置。
10. 　請求項７に記載の冷凍サイクル装置において、前記給油パイプに設けられている給油量調整手段は電動ニードル弁であることを特徴とする冷媒圧縮機を用いた冷凍サイクル装置。

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