JPH1026425A - 可変速度駆動を行う冷媒圧縮機および該冷媒圧縮機を備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 可変速駆動冷媒圧縮機において、低速運転時
の成績係数等の性能が低く、ＳＥＥＲが低い。 【解決手段】 冷凍サイクル中で使用され、駆動電源の
周波数を変化させて可変速度駆動を行う冷媒圧縮機で、
起動時をのぞき、定常的な運転時に所定の運転周波数域
を有し、この運転周波数域の最低運転周波数を商用電源
周波数近傍の周波数以上の周波数とした。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は冷凍サイクル中で
使用され、インバ−タ等により駆動電源の周波数を変化
させることで可変速度駆動を行う冷媒圧縮機に関するも
のであり、またインバ−タ等により冷媒圧縮機の運転周
波数を制御し、冷媒圧縮機の可変速度駆動を行う冷凍サ
イクル装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来、インバ−タ等により冷媒圧縮機の
可変速度駆動を行う冷凍サイクル装置に使用される冷媒
圧縮機の最低運転周波数は、特開平７−２９４０３０号
公報に記載されているように２８Ｈｚ程度であり、商用
電源の周波数（日本国内においては６０Ｈｚまたは５０
Ｈｚ）より低い周波数であった。

【０００３】また冷媒圧縮機の可変速度駆動を行う冷凍
サイクル装置に使用される冷媒圧縮機としては、図７に
示すようなロ−タリ圧縮機や近年では図１０に示すよう
なスクロ−ル圧縮機が一般的である。

【０００４】図７はロ−タリ圧縮機の一例を示す縦断面
図であり、概略構造を示している。また図８は図７の圧
縮要素の横断面図である。密閉容器１内に圧縮要素２お
よび該圧縮要素２をクランク軸４を介して可変速度駆動
する可変速度対応の電動機３が内蔵されている。５は作
動冷媒を前記圧縮要素２に吸入するための吸入管であ
り、圧縮室１１を形成するシリンダ６に連通されてい
る。シリンダ６には、図８に示されるように吸入管５と
シリンダ６の内部空間である圧縮室１１の低圧室１１ａ
とを連通する吸入孔７が設けられており、さらにシリン
ダ６内には、クランク軸４の回転により駆動されるロ−
リングピストン８がシリンダ６の内側面に沿って転動可
能に設けられている。９はロ−リングピストン８の外周
側面に常に圧接され、シリンダ６に形成されたベ−ン溝
１０に半径方向に往復運動可能に取り付けられているベ
−ンで、圧縮室を高圧室１１ｂと低圧室１１ａに分離し
ている。さらに吸入孔７と反対のベ−ン９の近傍に位置
するシリンダ部分には、高圧室１１ｂと連通し、圧縮さ
れた作動冷媒を密閉容器１内に吐出する吐出孔１２が形
成され、該吐出孔１２は吐出弁１３により開閉されるよ
うになっている。

【０００５】このように構成されるロ−タリ圧縮機にお
いて、吸入管５より吸入孔７を通って低圧室１１ａに吸
入された作動冷媒は、クランク軸４にて駆動されるロ−
リングピストン８の偏心回転運動により、徐々に所定圧
力まで圧縮され、高圧室１１ｂから吐出孔１２を通っ
て、吐出弁１３を開いて、密閉容器１内に吐出される。

【０００６】図９は一方の渦巻状スクロ−ル歯を静止固
定し、他方の渦巻状スクロ−ル歯を静止固定させたスク
ロ−ル歯の中心まわりに自転しない公転運動させること
で、作動冷媒を圧縮する公転型のスクロ−ル圧縮機の基
本的な構成要素と圧縮原理を示している。図において２
１は空間に対して静止固定された固定スクロ−ルで、渦
巻状スクロ−ル歯２１ａを有している。２２は公転運動
される旋回スクロ−ルで、固定スクロ−ル歯２１ａと巻
き方向が逆で、固定スクロ−ル歯２１ａに対して１８０
゜位相のずれた状態で組み合わされる渦巻状スクロ−ル
歯２２ａを有している。これらの渦巻状スクロ−ル歯２
１ａ，２２ａの形状は、インボリュ−ト曲線や円弧等を
組み合わせたものである。２３は吸入室、２４は吐出
孔、２５は圧縮室である。

【０００７】次に図９の動作について説明する。旋回ス
クロ−ル２２はその姿勢を変化させないで、すなわち自
転運動せずに固定スクロ−ル歯２１ａの中心まわりを回
転運動、すなわち公転運動を行い、図９の（ａ），
（ｂ），（ｃ），（ｄ）に示す０゜、９０゜、１８０
゜、２７０゜の作動位置のように順次運動する。図９の
（ａ）に示す０゜の状態で吸入室２３の作動冷媒の閉じ
込みが完了し、固定スクロ−ル歯２１ａと旋回スクロ−
ル歯２２ａ間に三日月状の圧縮室２５が形成される。そ
して旋回スクロ−ル２２の公転運動に伴って、圧縮室２
５は順次その容積を減じて、固定スクロ−ル２１の中心
付近まで作動冷媒を圧縮して吐出孔２４から吐出する。

【０００８】続いてスクロ−ル圧縮機の具体的な構成お
よび動作について説明する。図１０は公転型スクロ−ル
圧縮機の一例を示す縦断面図であり、同図において２１
は台板２１ｂに渦巻状スクロ−ル歯２１ａを設けた固定
スクロ−ルで、主フレ−ム２６に固定されている。２２
は台板２２ｂに前記固定スクロ−ル２１ａと組み合わさ
れる渦巻状スクロ−ル歯２２ａを設けた旋回スクロ−ル
で、台板２２ｂのスクロ−ル歯２２ａが設けられた側と
反対の端面には、旋回スクロ−ル２２に作用する圧縮負
荷によるスラスト力を受けるスラスト面２２ｃおよび旋
回スクロ−ル２２に作用する圧縮負荷や公転運動により
派生する遠心力等のラジアル負荷を支承する揺動軸受２
２ｄが形成されている。前記主フレ−ム２６は密閉容器
２７に固定されており、主フレ−ム２６にはスラスト軸
受２６ａが形成され、旋回スクロ−ル２２のスラスト面
２２ｃを摺動自在に軸方向に支持している。２８は主軸
２９を可変速度で回転駆動する可変速度対応の電動機で
固定子２８ａと回転子２８ｂから構成される。電動機回
転子２８ｂは主軸２９に焼嵌め固定されていて、旋回ス
クロ−ル２２の公転運動により派生する遠心力に対抗し
て回転系全体のバランシングを行うバランサ３０ａ、３
０ｂが上部と下部に取り付けられている。主軸２９は電
動機２８によって回転駆動され、主フレ−ム２６に形成
された主軸受２６ｂおよび副フレ−ム３１に形成された
副軸受３１ａとによって、電動機２８を挟んだ両側でラ
ジラル方向に支持されている。３２はオルダムリングで
旋回スクロ−ル２２と主フレ−ム２６の双方に、相対的
に往復直線運動を行う。主軸２９の上端には偏心軸２９
ａが設けられており、主軸２９の回転駆動によって、偏
心軸２９ａは揺動軸受２２ｄを介して旋回スクロール２
２に回転駆動力を伝達し、旋回スクロ−ル２２はオルダ
ムリング３２の往復直線運動により自転を拘束されるた
め、固定スクロ−ル２１に対して公転運動を行い、前述
の如く作動冷媒を圧縮するのである。また密閉容器２７
の底部は潤滑油溜め３３となっており、主軸２９の下端
に取り付けられた容積型ポンプ３４により潤滑油溜め３
３の潤滑油を主軸２９に形成された油通路２９ｂを通し
て各部軸受２２ｄ，２６ａ，２６ｂ，３１ａやその他の
摺動部に供給している。

【０００９】

【発明が解決しようとする課題】前記のようなロ−タリ
圧縮機やスクロ−ル圧縮機といった冷媒圧縮機を、起動
時を除く定常的な運転範囲内にて、特開平７−２９４０
３０号公報に示されるが如く２８Ｈｚ等の商用電源周波
数未満の低周波数で運転した場合、冷媒圧縮機の性能
は、商用電源周波数や商用電源周波数以上の高周波数で
運転した場合に比べ、著しく低下してしまう問題点があ
る。

【００１０】その理由としてまず第１に、低速運転時は
洩れ損失の理論圧縮仕事に対する割合が増加するためで
ある。これは圧縮途中あるいは圧縮完了後の作動冷媒が
より低圧側の圧縮室へ各種すきまを通ってリ−クする単
位時間当たりの内部洩れ量は、回転数（すなわち運転周
波数）には無関係であるからである。よって低速運転ほ
ど１回転に要する時間が大きくなるため、１回転中の洩
れ量が多くなり同一圧力条件下では洩れ損失の理論圧縮
仕事に対する割合は増加し、成績係数は低下するのであ
る。洩れが生じる各種すきまとしては、ロ−タリ圧縮機
では一旦密閉容器内に吐出された吐出圧力の作動冷媒が
高圧室および低圧室の双方に洩れる経路としてベ−ンと
ベ−ン溝との側面すきままたロ−リングピストンの上端
面の軸方向すきまがあり、高圧室から低圧室への洩れ経
路としてロ−リングピストン外周面とシリンダ内周面の
半径方向すきままたベ−ン上端面の軸方向すきまがあ
る。スクロ−ル圧縮機では自身の圧縮室圧力より低圧な
隣の圧縮室への洩れ経路として、渦巻歯の歯先端面と相
手方スクロ−ルの台板端面間の軸方向すきままた双方の
渦巻歯の側面間の半径方向すきまがある。さらにスクロ
−ル圧縮機では、最外周に形成された圧縮室の作動冷媒
が圧縮行程初期に上記洩れ経路から最外周の圧縮室の外
部へ洩れることもあり、これにより低速運転時は体積効
率も著しく低下する。

【００１１】第２の理由としては、低速運転時は電動機
損失の理論圧縮仕事に対する割合が高いことが挙げられ
る。インバ−タ等により駆動電源の周波数を変化させる
ことで可変速度駆動を行う冷媒圧縮機の電動機は通常三
相かご形誘導電動機が使用される。三相かご形誘導電動
機では、固定子や回転子を構成する電磁鋼板の磁束密度
また固定子と回転子のすきまの磁束密度を周波数によら
ず一定にしようとした場合、電圧と周波数の関係を比例
させる必要があるが、この場合周波数が低いほど停動ト
ルクが小さくなり、特に商用電源周波数未満の低周波数
で急激に停動トルクが低下してしまうポイントが存在す
る。よって商用電源周波数以上の周波数と同等な圧力条
件で運転させようとした場合、低周波数（低速）ほど運
転トルクが停動トルクに近づくことになり、そのように
なると電流値が増加するため、銅損が増加（銅損は電流
値の２乗に比例）し電動機効率が低下する。すなわち電
動機損失の理論圧縮仕事に対する割合が高くなる。その
ため特に停動トルクの小さくなる商用電源周波数未満の
低周波数時では、停動トルクを増加させるために電圧を
前記比例関係で決まる電圧値より高くする方法が採ら
れ、これにより電動機効率は前記より増加するが、この
場合でも電圧を増加させたことで、固定子や回転子を構
成する電磁鋼板の磁束密度また固定子と回転子のすきま
の磁束密度が増加し、鉄損（鉄損は磁束密度の２乗に比
例）が増加してしまう。このように商用電源周波数より
低い周波数時は商用電源周波数以上の周波数時より電動
機効率は低下してしまい、電動機損失の理論圧縮仕事に
対する割合は高くなる。

【００１２】また２８Ｈｚ等の商用電源周波数未満の低
周波数で運転した場合、特に公転型スクロ−ル圧縮機の
スラスト軸受は公転運動という一般的な自転運動を支持
するスラスト軸受と異なる特異な運動であり、その回転
半径は公転半径となるため、主軸受等自転する軸のラジ
アル負荷を支持する軸受に比べて回転半径が小さく、そ
のため摺動速度が小さくなり、潤滑性能が低下し、冷媒
圧縮機の耐久性といった信頼性面でも悪影響がある。潤
滑性能の低下は流体潤滑状態による潤滑が維持できず、
境界潤滑状態になって摩耗等が増加したり、最悪の場合
焼き付いてロックしてしまい、運転不能になるという冷
媒圧縮機にとって致命的な問題を起こし兼ねない。また
境界潤滑状態では摩擦係数が増加するため軸受損失の増
加を招き性能面でも問題となる。

【００１３】以上のように期間を通じてみた場合比較的
運転時間の長い室温設定値付近の環境下では、より快適
性を得るために、冷媒圧縮機を商用電源未満の低周波数
で低速運転させることで、きめ細かく制御していた従来
の冷媒圧縮機の可変速度駆動を行う冷凍サイクル装置で
は、そのような低速運転時の冷媒圧縮機の性能（成績係
数）が商用電源以上の周波数時の性能より低いことか
ら、期間エネルギー消費効率（以降ＳＥＥＲと表記す
る；ＳＥＥＲ＝Seasonal Energy Efficiency Ratio）が
低かった。また商用電源未満の低周波数での運転時間が
長いと軸受性能の悪化から冷媒圧縮機の耐久性が低下す
るといった問題点があった。

【００１４】この発明は上記のような問題点を解消する
ためになされたもので、ＳＥＥＲが高くさらに耐久性も
向上させることができる可変速度駆動を行う冷媒圧縮機
を提供すること、また十分な快適性を得ながらもＳＥＥ
Ｒが高く、かつ信頼性も高い冷媒圧縮機の可変速度駆動
を行う冷凍サイクル装置を提供すること、さらに、小型
軽量化された冷媒圧縮機とそれを備えた冷凍サイクル装
置を提供することを目的とする。

【００１５】

【課題を解決するための手段】この発明の第１の発明に
おいては、冷凍サイクル中で使用され、駆動電源の周波
数を変化させることで可変速度駆動を行う冷媒圧縮機に
おいて、前記冷媒圧縮機は、起動時をのぞき、定常的な
運転時に所定の運転周波数域を有し、前記運転周波数域
の最低運転周波数を商用電源周波数近傍の周波数以上の
周波数としたものである。

【００１６】またこの発明の第２の発明においては、第
１の発明において、冷媒圧縮機が一対の渦巻状のスクロ
−ル歯が組合わされて作動冷媒を圧縮するスクロ−ル圧
縮機であるようにしたものである。

【００１７】またこの発明の第３の発明においては、第
１の発明または第２の発明において、作動冷媒としてジ
フルオロメタン（ＨＦＣ３２）とペンタフルオロエタン
（ＨＦＣ１２５）とを混合してなる混合冷媒を用いたも
のである。

【００１８】またこの発明の第４の発明においては、冷
媒圧縮機、熱交換器、膨張機構等を配管接続した冷凍サ
イクル装置において、前記冷媒圧縮機は、起動時をのぞ
き、定常的な運転時に所定の運転周波数域を有し、前記
運転周波数域の最低運転周波数を商用電源周波数近傍の
周波数以上の周波数とし、駆動電源の周波数を変化させ
ることで可変速度駆動されるようにしたものである。

【００１９】またこの発明の第５の発明においては、第
４の発明において、冷媒圧縮機が一対の渦巻状のスクロ
−ル歯が組合わされて作動冷媒を圧縮するスクロ−ル圧
縮機であるようにしたものである。

【００２０】またこの発明の第６の発明においては、第
４の発明または第５の発明において、作動冷媒としてジ
フルオロメタン（ＨＦＣ３２）とペンタフルオロエタン
（ＨＦＣ１２５）とを混合してなる混合冷媒を用いた冷
凍サイクル装置としたものである。

【００２１】

【発明の実施の形態】

実施の形態１．以下この発明の実施例を図について詳細
に説明する。図１はこの発明の一実施例を示す冷媒圧縮
機の可変速度駆動を行う冷凍サイクル装置の基本構成図
であり、図において、１００は冷媒圧縮機、１０１は室
外熱交換器、１０２は室内熱交換器、１０３は四方弁、
１０４は室外膨張弁、１０５は室内膨張弁、１０６はア
キュ−ムレ−タであり、これらが連結されて冷凍サイク
ルが構成される。１０７は商用電源で、該商用電源１０
７にインバ−タ回路等の周波数可変装置１０８が接続さ
れ、該周波数可変装置１０８の出力と冷媒圧縮機１００
の電動機が接続される。商用電源１０７からの電流は周
波数可変装置１０８にて可変電圧可変周波数制御され、
冷媒圧縮機１００が可変速度駆動される。

【００２２】図２は図１における冷媒圧縮機１００とし
てスクロ−ル圧縮機を示す断面図であり、一対の渦巻状
のスクロール歯が組み合わされて作動冷媒を圧縮する公
転型のスクロ−ル圧縮機で構成されている。この冷媒圧
縮機の基本的な構成および作用は従来例の図９、図１０
で示したスクロ−ル圧縮機と同じであり、従来例と同一
符号を付して、その説明は省略する。

【００２３】上記のような構成において冷媒圧縮機１０
０の起動時を除く定常的な運転周波数域での最低運転周
波数は、商用電源１０７の周波数（日本国内においては
６０Ｈｚまたは５０Ｈｚ）近傍の周波数、または商用電
源１０７の周波数と同等以上の周波数としており、定常
的な運転周波数域を従来より全体的に高周波数側へ移行
させている。具体的にここでは起動時を除く定常的な運
転周波数域での最低運転周波数を６０Ｈｚとして、定常
的な運転周波数域を６０Ｈｚ〜２４０Ｈｚとしている。
これは従来定常的な運転周波数域を３０Ｈｚ〜１２０Ｈ
ｚとしていた冷媒圧縮機に倍速運転で対応したものであ
り、同容量となるためには、冷媒圧縮機１００の行程容
積を半減させることができ、これは両スクロ−ル歯２１
ａ，２２ａの形状を小型化することができることにな
る。渦巻状スクロ−ル歯がインボリュ−ト曲線から形成
される場合、行程容積は次式で算出される。 Ｖｓｔ＝（２Ｎ−１）πｐ（ｐ−２ｔ）ｈ ここで、Ｖｓｔ：行程容積 Ｎ ：巻数 ｐ ：ピッチ ｐ＝２πＡ Ａ：インボリュ−ト
の基礎円半径 ｔ ：歯厚 ｈ ：歯高 巻数Ｎおよび歯厚ｔを変化させなければ、歯高ｈおよび
ピッチｐを低減することができるわけである。３０Ｈｚ
〜１２０Ｈｚを運転範囲としていた従来の冷媒圧縮機に
対して、歯高ｈの低減は図３に示す両スクロ−ル歯の側
面間の半径方向すきまＣにより形成される洩れ流路面積
の減少を、またピッチｐの低減は同じく図３に示すスク
ロ−ル歯の歯先端面と相手方スクロ−ルの台板端面間の
軸方向すきまＫにより形成される洩れ流路面積の減少を
図れるのである。これにより洩れ損失の理論圧縮仕事に
対する割合が高い最低周波数運転時、すなわち、３０Ｈ
ｚ〜１２０Ｈｚを運転範囲としていた従来の冷媒圧縮機
の３０Ｈｚ、そして６０Ｈｚ〜２４０Ｈｚを運転範囲と
する従来冷媒圧縮機の行程容積を上記のように半減させ
た実施の形態の冷媒圧縮機の最低周波数６０Ｈｚを同一
圧力条件で運転した場合、同容量（体積効率が同じであ
れば同一冷凍能力，同一理論圧縮仕事となる）であるに
もかかわらず、洩れ面積が小さい分実施例の方が洩れ損
失は小さくなる。さらに実施の形態では洩れ面積の減少
により、最外周に形成された圧縮室の作動冷媒が圧縮行
程初期に圧縮室外部へ洩れる量も小さくなり、かつ従来
例と単位時間当たりの理論吸込み量（周波数×行程容
積）は同じであるので、従来例より体積効率が上昇でき
る。そして体積効率が高い分理論圧縮仕事は増加し、前
述の通り洩れ損失は低下するので、実施例の洩れ損失の
理論圧縮仕事に対する割合は従来例より低減でき、洩れ
損失の割合が特に高かった従来例の最低周波数３０Ｈｚ
運転時の圧縮機性能に比べ、実施の形態の最低周波数６
０Ｈｚ運転時の圧縮機性能は大幅に向上されるのであ
る。もちろん他の周波数時でも同様な理由により、同一
圧力条件で同容量となる周波数同士を比較すれば、実施
の形態の方が従来例より体積効率は高くなり、洩れ損失
の理論圧縮仕事に対する割合は低くできる。また両スク
ロ−ル歯２１ａ，２２ａの形状小型化が可能であること
は、すなわち固定スクロ−ル２１および旋回スクロ−ル
２２の小型化を意味しており、これにより旋回スクロ−
ル２２を収納し、かつ固定スクロ−ル２１を固定する主
フレ−ム２６の小型化も図れるのである。そしてこれら
両スクロ−ル２１，２２の小型化は、スラスト軸受２６
ａや主軸受２６ｂ等に作用する負荷も低下させることが
できる。

【００２４】なお同一圧力条件において作動冷媒を圧縮
するのに必要な電動機２８の駆動トルクは、理論圧縮仕
事を（２π×周波数）で除した値である。したがって本
実施の形態では、同一圧力条件において同一理論圧縮仕
事すなわち同一冷凍能力時の作動冷媒を圧縮するのに必
要な電動機２８の駆動トルクは周波数が倍であるから従
来例に比べて半分でよいわけである。このため電動機２
８についても従来に比べて大幅な小型化が可能となる。
そして実施の形態では停動トルクが急激に低下してしま
うポイントとなる商用電源周波数未満の低周波数での運
転が定常的な運転範囲内では実施されないので、発明が
解決しようとする課題の欄で述べた電動機損失の問題は
発生しない。すなわち定常的な運転周波数域の最低周波
数運転時でも他の周波数時と同等な磁束密度で運転でき
るので、従来例の最低周波数運転時に比べ、鉄損が減少
でき電動機効率が向上できる。よって実施の形態の最低
周波数（６０Ｈｚ）運転時は従来例の最低運転周波数
（３０Ｈｚ）時に比べ電動機損失の理論圧縮仕事に対す
る割合は低くでき、圧縮機性能が向上される。ここで電
動機２８の小型化を無視して従来と同様な電動機で対応
するとすれば、停動トルクに対する運転トルクの比は極
めて低くなり、大幅な電動機効率の上昇が図れるわけだ
が、電動機の過剰仕様となり、やはり小型化を図った方
がメリットが大きい。このように定常的な運転周波数域
の最低周波数を商用電源周波数近傍の周波数、または商
用電源の周波数と同等以上の周波数とすることで、定常
的な運転域にて電動機の停動トルクが急激に低下してし
まうポイントは存在しなくなり、そのため最低周波数運
転時にて、電流値が増加することで銅損が増加してしま
ったり、あるいは電圧を高く設定し鉄損が増加してしま
う等の電動機効率の低下要因が消滅できる。よって最低
周波数運転時の電動機効率は大幅に上昇させることがで
き、最低周波数運転時の圧縮機性能は大きく向上でき
る。

【００２５】続いてスラスト軸受２６ａについて述べ
る。実施の形態では上記のように行程容積の半減により
両スクロ−ル２１，２２の小型化が図れるため、周波数
に依存しない作動冷媒の圧縮により発生するスラスト方
向の圧縮負荷はピッチｐを低減した分軽減される。この
ためスラスト軸受２６ａの小型化が可能となる。そして
定常的な運転域での最低周波数は従来例の倍になるの
で、摺動速度は増加する。旋回スクロール２２の公転半
径は次式で算出されるが、 公転半径Ｒｃ＝ｐ／２−ｔ ここで、 ｐ：ピッチ ｐ＝２πＡ Ａ：インボリ
ュートの基礎円半径 ｔ：歯厚 行程容積半減による渦巻状スクロール歯２１ａ，２２ａ
の小型化を行う際、実施例ではピッチｐだけを小さくし
ているわけではなく、歯高ｈも併せて小さくして対応し
ているので、公転半径まで半減するわけではなく、公転
半径は従来の半減の値よりは十分大きい。そのため最低
運転周波数時のスラスト軸受２６ａに対する摺動速度は
従来に比べ増加できる。したがってスラスト軸受２６ａ
を小型化しながらも、期間を通してみた場合運転時間の
比較的長い最低運転周波数時のスラスト軸受２６ａの潤
滑性能は従来に比べ向上でき、流体潤滑状態が確実に保
証され冷媒圧縮機の耐久性は大きく向上される。なお流
体潤滑状態では摺動速度の増加は摺動損失の増加を招
き、高周波数運転するほどスラスト軸受摺動損失は増加
するため、従来例でも確実に流体潤滑されていた周波数
域では、それに対応する実施例の周波数域ではスラスト
軸受摺動損失の増加が懸念される。しかしもともとスラ
スト軸受は回転半径が公転半径と小さいことから、流体
潤滑されていれば、その摺動損失の理論圧縮仕事に対す
る割合は小さい。よって実施の形態の２４０Ｈｚ等の高
周波数では摺動速度が増加したことで、対応する従来例
の１２０Ｈｚ等の高周波数時に比べれば、スラスト軸受
２６ａの摺動損失は増加するものの、圧縮機性能の低下
はわずかで済む。一方で最低周波数時では確実な流体潤
滑状態の確保により、従来の境界潤滑状態に比べて摩擦
係数が軽減でき、信頼性向上だけでなく、摺動損失の低
減までも図れる。

【００２６】また主軸受２６ｂ，副軸受３１ａ，揺動軸
受２２ｄといった相対的に自転する軸のラジアル方向の
負荷を支持する軸受（まとめてラジアル軸受と呼ぶこと
にする）については、回転半径が軸受半径そのもので大
きく、摺動速度はスラスト軸受２６ａに比べ回転半径が
大きい分大きいので、従来例でも最低運転周波数時に十
分な潤滑性能が確保されている。そのため従来例の最低
運転周波数時の各ラジアル軸受部の最小油膜厚さと実施
の形態の最低周波数時の同圧力条件での対応する各軸受
部の最小油膜厚さが同等以上形成されていれば、実施の
形態でも十分な潤滑性能を確保できることになる。上記
同様実施の形態は従来例に対して行程容積の半減により
両スクロ−ル２１，２２の小型化が図れるため、周波数
に依存しない作動冷媒の圧縮により発生するラジアル方
向の圧縮負荷は特に歯高ｈを低減させたことが効いて軽
減される。これにはピッチｐの減少も貢献する。また遠
心力を派生させる旋回スクロール２２が小型化すなわち
軽量化され、さらに旋回スクロール２２の公転半径も減
少されるので、公転運動によって派生する遠心力に対抗
して回転系全体のバランシングを行うバランサ３０ａ、
３０ｂの小型軽量化が図れる。また電動機２８の小型化
により、主軸受２６ｂと副軸受３１ａ間の距離やバラン
サ３０ａ、３０ｂ間の距離も短縮される。よって実施の
形態の最低運転周波数６０Ｈｚ時の各ラジアル軸受の最
小油膜厚さを従来例の最低運転周波数３０Ｈｚと同等に
しようとすれば、遠心力は回転数すなわちここでは周波
数の二乗で増加するものの、上記のような理由および周
波数が低いので遠心力の影響が小さいということから、
作用するラジアル負荷は実施の形態の方が軽減され、し
かも周波数が倍となって摺動速度は増加されるので、各
ラジアル軸受は従来例より小型化できる。仮に軸受径を
半減するような小型化では、摺動速度は倍の周波数であ
っても変化しないことになるが、負荷が軽減されている
ので、そのような小型化をしても潤滑性能は従来例より
低下することはなく、十分な耐久性を有することができ
る。なお遠心力の影響が大きい高周波数側では、遠心力
は周波数の二乗で増加するので、上記のようなラジアル
負荷軽減要素があっても、低周波数側とは逆転し、各ラ
ジアル軸受に作用するラジアル負荷は対応する従来例の
高周波数側より増加することになる。しかし各ラジアル
軸受を小型化しているので、摩擦係数は減少される。そ
して実施の形態では軸受径の縮径化を主とした各ラジア
ル軸受の小型化を図っているので、回転半径は減少され
ており、周波数が倍になっていても摺動速度はほとんど
増加していない。このように対応することで、高周波数
側でのラジアル軸受の摺動損失は従来例の対応する周波
数での摺動損失と同等以下に抑えることができる。よっ
て従来より高周波数側で理論圧縮仕事に対する割合が高
いラジアル軸受の摺動損失は、実施の形態においてその
周波数が倍になっても高周波数側で理論圧縮仕事に対す
る割合は同等以下にすることができる。

【００２７】図４に本実施の形態に用いた公転型のスク
ロール圧縮機と従来例として挙げた３０〜１２０Ｈｚを
定常的な運転周波数域としている公転型のスクロ−ル圧
縮機の同一条件下での圧縮機単体性能の比較を示す。同
図の縦軸は従来圧縮機の６０Ｈｚの成績係数ＣＯＰ（Co
efficient Of Performance）を１として、それに対する
比を表わしている。また横軸は周波数を表しており、従
来の形態と本実施例の対応する周波数（すなわち同容量
となる周波数同士）は同位置としている。図４に示すよ
うに上記の理由から最低周波数でのＣＯＰは大きく向上
する。周波数が高くなるほど実施例の従来例に対するＣ
ＯＰの優位性は低下していくが、これは対応する周波数
同士を比較した場合、実施の形態の洩れ損失の低減とい
うメリットが、上記したスラスト軸受２６ａの他にもオ
−バ−シュ−ト損失と呼ばれる吐出圧損や電動機２８の
表皮効果による二次銅損の増加で相殺されていくからで
ある。しかし最高周波数時でもＣＯＰは実施の形態の方
が高くなっている。オ−バ−シュ−ト損失については周
波数が高いほど理論圧縮仕事に対する割合が高くなる。
実施の形態は行程容積を半減していて吐出体積流量は半
減されているのだが、周波数の倍増の影響の方が大き
く、対応する周波数同士を比較した場合実施の形態の方
が理論圧縮仕事に対するオ−バ−シュ−ト損失の割合は
高くなり、高周波数側ほど実施の形態に比べその割合が
高くなってしまう。また表皮効果についてであるが、こ
れは回転子２８ｂに流れる電流の不均一分布に起因した
二次抵抗や二次インダクタンスが変化する現象で、高周
波数になるほど特に二次銅損が増加するものである。

【００２８】以上のように高周波数側での圧縮機性能の
向上は小さいものの、起動時を除く定常的な運転周波数
域での最低運転周波数を６０Ｈｚとして、定常的な運転
周波数域を６０Ｈｚ〜２４０Ｈｚと高周波数側にシフト
させたことにより、期間を通じてみた場合比較的運転時
間の長い最低周波数運転時の冷媒圧縮機１００の圧縮機
性能を大きく向上させることができるので、冷媒圧縮機
のＳＥＥＲは向上し、それを搭載する可変速度駆動を行
う冷凍サイクル装置のＳＥＥＲも向上できる。そして運
転周波数域での最低運転周波数での運転を実施すること
で、従来のように室温設定付近の環境下でのきめ細かい
制御を行うことも可能である。また最低周波数運転時の
スラスト軸受２６ａの潤滑性能を向上することができる
ので、冷媒圧縮機１００の耐久性が向上し、信頼性も高
められる。さらに上記した通り各部品を小型化できるの
で、冷媒圧縮機１００全体の小型軽量化ができ、そのコ
ストも低下できる。図４に用いたスクロ−ル圧縮機で
は、実施の形態は従来例に対して圧縮機外径が８８％、
圧縮機高さが７８％と小型化され、圧縮機重量も６５％
と軽量化されている。またこれはこの冷媒圧縮機１００
を搭載する冷凍サイクル装置の小型軽量化およびコスト
低減ができることも意味する。

【００２９】ここで冷媒圧縮機１００としてスクロ−ル
圧縮機を用いた利点について述べる。スクロ−ル圧縮機
は吸入、圧縮、吐出の行程が同時にかつ連続的に進行
し、さらに中間圧の圧縮室が吸入と吐出の間に形成され
るので圧力上昇速度が遅く、そのためトルク変動がたい
へん小さい。そして吐出がほぼ連続流であるため吐出す
る作動冷媒の圧力変動もたいへん小さい。よって低振動
であるため、高周波数での運転に適しており、そのため
定常的な運転周波数域での最低周波数を商用電源１０７
の周波数近傍の周波数、または商用電源１０７の周波数
と同等以上の周波数として、定常的な運転周波数域を従
来より全体的に高周波数側へ移行させても、高周波数で
の運転が可能であるからである。また必ずしも吐出弁を
必要としないので、高周波数運転時吐出弁に起因する騒
音、破損、弁の追従性といった問題も生じないためであ
る。

【００３０】上記実施の形態ではそのスクロ−ル圧縮機
として、一方のスクロ−ルを静止固定し、他方のスクロ
−ルを静止固定させたスクロ−ルの中心まわりに自転し
ない公転運動させる公転型のスクロ−ル圧縮機を用いた
が、スクロ−ル圧縮機には両スクロ−ルを偏心させて組
み合わせ、両スクロールを同一方向に自転させて作動冷
媒を圧縮する両回転型のスクロ−ル圧縮機がある。図５
はその両回転型のスクロ−ル圧縮機の縦断面図、図６は
両回転型のスクロ−ル圧縮機の圧縮原理を示す説明図で
あり、先の公転型のスクロ−ル圧縮機と同一または相当
部分には同一符号を付してその説明は省略する。同図に
おいて４１は台板４１ｂに渦巻状スクロ−ル歯４１ａが
立設され、その反対側の面に駆動軸４２が連結されて成
る駆動スクロ−ルで、４３は台板４３ｂに渦巻状スクロ
ール歯４３ａが立設され、その反対側の面に従動軸４４
が連結されて成る従動スクロ−ルで、両スクロール歯４
１ａ，４３ａは偏心して組み合わされている。電動機２
８によって駆動軸４２が回転駆動され、それにより連結
されている駆動スクロ−ル４１が自転する。駆動スクロ
−ル４１が自転すると、駆動スクロ−ル４１の台板４１
ｂに立設された駆動ピン４５が従動スクロ−ル４３に形
成された径方向に延びる溝４６に嵌合されていることか
ら、従動スクロ−ル４３も駆動スクロ−ル４１と同一方
向に自転する。このように偏心して組み合わされた両ス
クロ−ル４１，４３が同一方向に自転することで、図６
に示されるように、両スクロ−ル歯４１ａ、４３ａ間に
形成される三日月状の圧縮室２５が順次その容積を減じ
て、作動冷媒を圧縮して吐出孔２４から吐出する。駆動
スクロ−ル４１の重心が駆動軸４２と同心となるように
駆動スクロ−ル４２を形成すれば、駆動軸４２をラジア
ル方向に支持する駆動軸受４７に対して偏心運動は行わ
れず、また従動スクロ−ル４３の重心が従動軸４４と同
心になるように従動スクロ−ル４３を形成すれば、従動
軸４４をラジアル方向に支持する従動軸受４８に対して
偏心運動は行われないため、回転系全体の完全バランシ
ングが構築され、バランスウェイトの取り付けを必要と
しない。

【００３１】このような両回転型のスクロ−ル圧縮機を
冷媒圧縮機１００として使用し、起動時を除く定常的な
運転周波数域での最低運転周波数は、商用電源１０７の
周波数近傍の周波数、または商用電源１０７の周波数と
同等以上の周波数とし、定常的な運転周波数域を従来よ
り全体的に高周波数側へ移行させれば、先の実施の形態
と同様な効果が得られ、かつ回転系の完全バランスが構
築されるので、高周波数運転時、より低振動化が図れ
る。

【００３２】冷媒圧縮機１００は長期停止時に作動冷媒
が密閉容器２７内で凝縮し、液状態で溜まってしまうい
わゆる寝込み現象が起こる。スクロール圧縮機では寝込
んだ液冷媒の量が多量である場合、圧縮室２５内までも
液で満たされた状態が発生し、そのような状態から起動
されることもある。このときいきなり高周波数で起動す
ると、時間に対する圧縮室の容積変化率が大きいので、
特に中間圧力室で内圧の急激な上昇すなわち圧力パルス
が発生し、それにより渦巻状スクロ−ル歯が破損してし
まうという問題を起こし兼ねない。したがって本実施の
形態は定常的な運転周波数域での最低周波数は商用電源
１０７の周波数近傍の周波数、または商用電源１０７の
周波数と同等以上の周波数とするが、起動時は例えば１
０Ｈｚ等の低周波数からのスロ−スタ−トとし、ステッ
プ状に周波数を上昇させることで、寝込み起動時の圧力
パルスの発生を防止する。

【００３３】実施の形態２．冷媒圧縮機１００としてロ
−タリ圧縮機の使用を考えた場合、最低周波数運転時に
はスクロ−ル圧縮機同様行程容積の減少により、特にベ
−ンとベ−ン溝との側面すきまやロ−リングピストン外
周面とシリンダ内周面の半径方向すきまにより形成され
る洩れ面積の減少によって洩れ損失の低減が図れ、また
電動機損失についても同様な効果が得られることにな
り、圧縮機性能は大きく向上できる。ただしロ−タリ圧
縮機はスクロ−ル圧縮機と異なり、１回転で吸入、圧
縮、吐出の行程を行うため、圧力上昇速度が大きく、そ
のためトルク変動がスクロ−ル圧縮機に比べ大きいとい
う点や吐出弁が必要であるという点等からスクロ−ル圧
縮機ほど高速運転には適さない圧縮機である。よってス
クロ−ル圧縮機に比べ高周波数側が制限されることとな
って運転周波数域がスクロ−ル圧縮機よりは狭められて
しまう。なおロ−タリ圧縮機の高速運転を阻害する最大
の要因はベ−ンとロ−リングピストン外周面の摺動であ
ると考えられ、この摺動部分が常に境界潤滑状態である
ことから、高周波数運転するとベ−ン先端やロ−リング
ピストンの外周面の摩耗が激しくなってしまうのであ
る。しかし近年はベ−ンとロ−リングピストンが一体的
に形成され、ベ−ンとロ−リングピストン外周面が非摺
動であるようなロ−タリ圧縮機が提案されており、この
部分の摩耗の問題は解消されている。

【００３４】実施の形態３．近年環境保護の観点から、
オゾン層を破壊する塩素原子を分子構造中に含まないハ
イドロフルオロカ−ボン系冷媒（以下ＨＦＣ系冷媒と称
す）が、冷凍サイクル装置の作動冷媒として用いられつ
つあり、現在空調用で主として使用されているクロロジ
フルオロメタン（以下ＨＣＦＣ２２と称す）も近い将来
の全廃が決定されている。このＨＣＦＣ２２の代替冷媒
として、ジフルオロメタン（以下ＨＦＣ３２と称す）、
ペンタフルオロエタン（以下ＨＦＣ１２５と称す）、1,
1,1,2テトラフルオロエタン（以下ＨＦＣ１３４ａと称
す）、1,1,1トリフルオロエタン（以下ＨＦＣ１４３ａ
と称す）、1,1ジフルオロエタン（以下ＨＦＣ１５２ａ
と称す）等のＨＦＣ系冷媒を単独で、もしくは複数の混
合冷媒として使用することが挙げられている。空調用と
してはＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５とＨＦＣ１３４ａの３
種を混合したＨＦＣ３２／１２５／１３４ａ冷媒、また
はＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５の２種を混合したＨＦＣ３
２／１２５冷媒が最も有力視されている。とりわけＨＦ
Ｃ３２／１２５は高圧冷媒でＨＣＦＣ２２と比べると同
一温度に対する飽和圧力はかなり高い。そのため従来と
同じ温度条件下では高低圧力差がＨＣＦＣ２２に比べ、
極めて大きくなる。一方で密度がＨＣＦＣ２２に比べ大
きいので、ＨＣＦＣ２２時と同等な冷凍能力を得るため
には行程容積はＨＣＦＣ２２時より小さくてよい。

【００３５】このＨＦＣ３２／１２５を冷媒圧縮機の可
変速度駆動を行う冷凍サイクル装置の作動冷媒として使
用すると、上記したようにＨＣＦＣ２２時に比べ高低圧
力差が増大するため、洩れ損失が増加し、特に洩れ損失
の理論圧縮仕事に対する割合が高い従来の３０Ｈｚ等の
最低周波数運転時の圧縮機性能は著しく低下する。その
ため本発明の適用すなわち冷媒圧縮機１００をスクロ−
ル圧縮機で構成し、起動時を除く定常的な運転周波数域
での最低運転周波数を、商用電源１０７の周波数近傍の
周波数、または商用電源１０７の周波数と同等以上の周
波数とし、定常的な運転周波数域を従来より全体的に高
周波数側へ移行させれば、前述した通りの理由で特に洩
れ損失の低減効果が効いて最低周波数運転時の圧縮機性
能は大幅に改善される。またＨＣＦＣ２２時より行程容
積を減じられるので、高周波数運転時の吐出体積流量が
減少され、オ−バ−シュ−ト損失が低減できる。そのた
め高周波数側でも圧縮機性能の改善が図ることができ、
運転周波数全域にわたって圧縮機の性能言い換えるとＣ
ＯＰがフラットに近づけることができる。よって冷媒圧
縮機１００のＳＥＥＲは向上し、それを搭載する可変速
度駆動を行う冷凍サイクル装置のＳＥＥＲも向上でき
る。

【００３６】この発明の実施の形態では、定常的な運転
時における所定の運転周波数域を６０Ｈｚ〜２４０Ｈｚ
とした例を記載しているが、この発明の定常的な運転時
における所定の運転周波数域はなにも６０Ｈｚ〜２４０
Ｈｚに限定するものではなく、最低運転周波数は、商用
電源周波数近傍の周波数以上の周波数、即ち、課題の欄
で記したように急激に停動トルクが低下してしまうポイ
ントより大きな周波数であることと、また、最大の運転
周波数は、高速における軸受部の摺動損失やオ−バ−シ
ュ−ト損失、あるいは電動機の表皮効果による二次銅損
などの損失増加により性能低下といった問題が生じるこ
とのない周波数とし、これらの両周波数間で、適宜選択
できるものである。この発明は、冷媒圧縮機の定常的な
運転時における所定の運転周波数域を上記のようにする
ことにより、小型軽量化され、かつ、ＳＥＥＲが高く、
さらに耐久性も向上させることができる可変速度駆動を
行う冷媒圧縮機を低コストで提供することができる。ま
た、小型軽量化され、かつ、十分な快適性を得ながらも
ＳＥＥＲが高く、さらに信頼性も高い冷媒圧縮機の可変
速度駆動を行う冷凍サイクル装置を低コストで提供する
ことができる。

【００３７】

【発明の効果】以上説明したとおり第１の発明において
は、駆動電源の周波数を変化させることで可変速度駆動
を行う冷媒圧縮機において、前記冷媒圧縮機は、起動時
をのぞき、定常的な運転時に所定の運転周波数域を有
し、前記運転周波数域の最低運転周波数を商用電源周波
数近傍の周波数以上の周波数としたので、定常的な運転
周波数域での最低周波数運転時の冷媒圧縮機の理論圧縮
仕事に対する洩れ損失および電動機損失の割合を小さく
することができ、期間を通じてみた場合比較的運転時間
の長い最低周波数運転時の冷媒圧縮機の圧縮機性能を大
きく向上させることができるので、冷媒圧縮機のＳＥＥ
Ｒが向上できる。そして運転周波数域での最低運転周波
数での冷媒圧縮機の運転を実施することで、従来のよう
に室温設定付近の環境下でのきめ細かい制御を行うこと
も可能となる。また、圧縮機の小型、軽量化ができ、コ
スト低下が図れる。

【００３８】また、第２の発明においては、第１の発明
において、冷媒圧縮機が一対の渦巻状のスクロ−ル歯が
組合わされて作動冷媒を圧縮するスクロ−ル圧縮機であ
るようにしたので、第１の発明の効果に加えて、最低周
波数運転時の圧縮機の軸受部の潤滑性能を向上すること
ができ、冷媒圧縮機の耐久性、信頼性が向上する。ま
た、高周波数運転においても圧力変動が小さく、低振動
の圧縮機が得られる。

【００３９】また、第３の発明においては、最低運転周
波数を商用電源周波数近傍の周波数以上の周波数とした
圧縮機に作動冷媒としてＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５の混
合冷媒を使用したので、特に、高圧冷媒使用による漏れ
損失の増大が緩和される。また、作動冷媒としてＨＦＣ
３２とＨＦＣ１２５の混合冷媒を使用することで、高周
波数側での圧縮機性能の改善も図れ、周波数による冷媒
圧縮機の性能差を是正でき、運転周波数全域にわたって
圧縮機の性能をフラットに近づけることができ、冷媒圧
縮機のＳＥＥＲはより向上できる。

【００４０】また、第４の発明においては、冷凍サイク
ル装置において、冷媒圧縮機は、起動時をのぞき、定常
的な運転時に所定の運転周波数域を有し、前記運転周波
数域の最低運転周波数を商用電源周波数近傍の周波数以
上の周波数とし、駆動電源の周波数を変化させることで
可変速度駆動されるようにしたので、冷凍サイクル装置
のＳＥＥＲが向上できる。また、小型軽量化した冷媒圧
縮機を搭載することで冷凍サイクル装置の小型軽量化お
よびコスト低減ができる。

【００４１】また、第５の発明においては、第４の発明
で、冷媒圧縮機をスクロ−ル圧縮機としたので、耐久
性、信頼性が向上した、また、高周波数運転においても
圧力変動が小さく、低振動の圧縮機を使うことにより、
信頼性の高い、性能の向上した冷凍サイクル装置が得ら
れる。

【００４２】また、第６の発明においては、第４の発明
または第５の発明で、作動冷媒としてジフルオロメタン
（ＨＦＣ３２）とペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２
５）とを混合してなる混合冷媒を用いた冷凍サイクル装
置としたので、高圧冷媒使用による漏れ損失の増大が緩
和され、かつ、ＳＥＥＲの向上した冷媒圧縮機を使用す
ることにより、性能の向上した、ＳＥＥＲの向上した冷
凍サイクル装置が得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】 本発明の一発明の実施の形態を示す冷媒圧縮
機の可変速度度駆動を行う冷凍サイクル装置の基本構成
図。

【図２】 本発明の一発明の実施の形態による冷媒圧縮
機（公転型スクロ−ル圧縮機）の構成を示す縦断面図。

【図３】 本発明の一発明の実施の形態によるスクロ−
ル圧縮機の圧縮室洩れすきまの説明図。

【図４】 本発明の一発明の実施の形態と従来例の冷媒
圧縮機（公転型スクロ−ル圧縮機）の単体性能比較図。

【図５】 本発明の一発明の実施の形態による冷媒圧縮
機（両回転型スクロ−ル圧縮機）の構成を示す縦断面
図。

【図６】 両回転型スクロ−ル圧縮機の圧縮原理を示す
説明図。

【図７】 従来の冷媒圧縮機（ロ−タリ圧縮機）の構成
を示す縦断面図。

【図８】 ロ−タリ圧縮機の圧縮要素の横断面図。

【図９】 公転型スクロ−ル圧縮機の圧縮原理を示す説
明図。

【図１０】 従来の冷媒圧縮機（公転型スクロ−ル圧縮
機）の構成を示す縦断面図。

【符号の説明】

２１ａ 渦巻状のスクロ−ル歯（固定スクロール歯）、
２２ａ 渦巻状のスクロ−ル歯（旋回スクロール歯）、
１００ 冷媒圧縮機（スクロ−ル圧縮機）、１０１ 熱
交換器、１０２ 熱交換器、１０３ 切換弁、１０４
膨張弁、１０５膨張弁、１０７ 駆動電源。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 渡辺 英治 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 関屋 慎 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 中村 利之 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 (72)発明者 鈴木 賢志 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 冷凍サイクル中で使用され、駆動電源の
   周波数を変化させることで可変速度駆動を行う冷媒圧縮
   機において、 前記冷媒圧縮機は、起動時をのぞき、定常的な運転時に
   所定の運転周波数域を有し、前記運転周波数域の最低運
   転周波数を商用電源周波数近傍の周波数以上の周波数と
   したことを特徴とする冷媒圧縮機。
2. 【請求項２】 冷媒圧縮機が一対の渦巻状のスクロ−ル
   歯が組合わされて作動冷媒を圧縮するスクロ−ル圧縮機
   であることを特徴とする請求項１記載の冷媒圧縮機。
3. 【請求項３】 作動冷媒としてジフルオロメタン（ＨＦ
   Ｃ３２）とペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）とを
   混合してなる混合冷媒を用いたことを特徴とする請求項
   １または請求項２記載の冷媒圧縮機。
4. 【請求項４】 冷媒圧縮機、熱交換器、膨張機構等を配
   管接続した冷凍サイクル装置において、前記冷媒圧縮機
   は、起動時をのぞき、定常的な運転時に所定の運転周波
   数域を有し、前記運転周波数域の最低運転周波数を商用
   電源周波数近傍の周波数以上の周波数とし、駆動電源の
   周波数を変化させることで可変速度駆動されることを特
   徴とする冷凍サイクル装置。
5. 【請求項５】 冷媒圧縮機が一対の渦巻状のスクロ−ル
   歯が組合わされて作動冷媒を圧縮するスクロ−ル圧縮機
   であることを特徴とする請求項４記載の冷凍サイクル装
   置。
6. 【請求項６】 作動冷媒としてジフルオロメタン（ＨＦ
   Ｃ３２）とペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）とを
   混合してなる混合冷媒を用いたことを特徴とする請求項
   ４または請求項５記載の冷凍サイクル装置。