JP2014098498A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】種類の流体間で熱交換可能に構成された複合型の熱交換器において、熱交換器全体としての熱交換性能の低下を抑制する。
【解決手段】冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの周囲には、外気が流通する外気通路７０ａを形成しており、外気通路７０ａには、冷媒と外気との熱交換および冷却水と外気との熱交換を促進するアウターフィン７０ｂが配置されており、アウターフィン７０ｂは、冷媒用チューブ１２ａ同士を熱的に接続する冷媒側熱接続部７１ｂと、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとを熱的に接続する冷却水側熱接続部７２ｂとを有しており、冷媒流れの最下流側のパスである最終パスを形成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａによって構成される専用コア部７０１では、冷媒側熱接続部７１ｂの数が冷却水側熱接続部７２ｂの数よりも多い。
【選択図】図３

Description

本発明は、本発明は、３種類の流体間で熱交換可能に構成された複合型の熱交換器に関する。

従来、３種類の流体間で熱交換可能に構成された複合型の熱交換器が知られている。例えば、特許文献１には、冷凍サイクルの圧縮機から吐出された吐出冷媒（第１流体）と送風空気（第３流体）とを熱交換させて吐出冷媒の有する熱を送風空気に放熱させる冷媒放熱器、および、エンジンを冷却する冷却水（第２流体）と送風空気とを熱交換させて冷却水の有する熱を送風空気に放熱させるラジエータを、１つの熱交換器として一体的に構成した複合型の熱交換器が開示されている。

具体的には、特許文献１には、吐出冷媒が流れる冷媒用チューブと冷却水が流れる冷却水用チューブとを積層配置するとともに、隣り合う冷媒用チューブと冷却水用チューブとの間に形成されて外気を流通させる外気通路に、冷媒用チューブと冷却水用チューブとの間の熱移動を可能とするアウターフィンを配置した熱交換器が開示されている。これにより、冷媒と送風空気との間の熱交換、冷却水と送風空気との間の熱交換だけでなく、冷媒と冷却水との間の熱交換も実現できる。

特開２０１２−１４４２４５号公報

ところで、通常、冷凍サイクルでは、冷媒放熱器から流出する冷媒の過冷却度を制御して、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が最大となるようにしている。

ここで、上記特許文献１に記載された複合型の熱交換器では、冷媒放熱器のうち凝縮した冷媒を過冷却する過冷却部においては、過冷却部を形成する冷媒チューブと、当該冷媒チューブに隣り合う冷却水チューブとの間に配置されたアウターフィンのうち、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される領域が過剰に大きくなり、吐出冷媒の有する熱を外気に放熱させるために利用される領域が小さくなってしまう。このため、冷媒放熱器出口側の冷媒が所望の過冷却度を持つようにするためには、過冷却部を形成する冷媒チューブの長さを長くして、当該冷媒チューブに接続されているアウターフィンの総面積を大きくする必要がある。

しかしながら、冷媒放熱器における過冷却部は、凝縮部（冷媒放熱器における過冷却部以外の放熱部）と比較して、チューブ壁面の熱伝達率が極めて低い。一方、凝縮部を形成する冷媒チューブは、チューブ壁面における熱伝達率が高く、熱交換性能が高い。このため、過冷却部を形成する冷媒チューブの長さを長くすると、凝縮部を形成する冷媒チューブの長さが短くなり、冷媒放熱器全体としての熱交換性能が悪化するという問題がある。

本発明は上記点に鑑みて、３種類の流体間で熱交換可能に構成された複合型の熱交換器において、熱交換器全体としての熱交換性能の低下を抑制することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、内部に第１流体が流通する複数の第１チューブ（１２ａ）と、内部に第２流体が流通する複数の第２チューブ（４３ａ）と、第１チューブ（１２ａ）および第２チューブ（４３ａ）を積層配置して構成されて第１流体および第２流体の有する熱を第３流体に放熱させる熱交換部（７１、７２）とを備え、第１チューブ（１２ａ）および第２チューブ（４３ａ）の周囲には、第３流体が流通する第３流体用通路（７０ａ）を形成しており、第３流体用通路（７０ａ）には、第１流体と第３流体との熱交換および第２流体と第３流体との熱交換を促進するアウターフィン（７０ｂ）が配置されており、アウターフィン（７０ｂ）は、第１チューブ（１２ａ）同士を熱的に接続する第１流体側熱接続部（７１ｂ）と、第１チューブ（１２ａ）と第２チューブ（４３ａ）とを熱的に接続する第２流体側熱接続部（７２ｂ）とを有しており、複数の第１チューブ（１２ａ）のうち同一空間から分配された第１流体を同一の方向へ流すチューブ群によって形成される流体経路をパスとし、さらに、第１流体流れの最下流側のパスである最終パスを形成する第１チューブ（１２ａ）を最下流側第１チューブ（１２１ａ）としたときに、最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）では、第１流体側熱接続部（７１ｂ）の数が第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数よりも多いことを特徴とする。

これによれば、最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）では、第１流体側熱接続部（７１ｂ）の数を第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数よりも多くすることで、最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）に配置されるアウターフィン（７０ｂ）において、第１流体の有する熱を第３流体に放熱させるために利用される領域が、第２流体の有する熱を第３流体に放熱させるために利用される領域よりも大きくなる。このため、最下流側第１チューブ（１２１ａ）内を流通する第１流体の有する熱を第３流体に充分に放熱することができる。

したがって、熱交換器（７０）出口側の第１流体の温度を所望の温度にするために、最下流側第１チューブ（１２１ａ）を長くする必要がない、すなわち最終パスを形成しない第１チューブ（１２ａ）を短くする必要がないので、熱交換器（７０）全体としての熱交換性能の低下を抑制できる。

なお、本請求項における「第１チューブ（１２ａ）および第２チューブ（４３ａ）を積層配置して」とは、第１チューブ（１２ａ）および第２チューブ（４３ａ）を任意の順序で積層配置していることを意味しており、第１チューブ（１２ａ）および第２チューブ（４３ａ）の配置順序を限定するものではない。また、本請求項における「第１流体側熱接続部（７１ｂ）の数が第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数よりも多い」とは、第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数が０である場合を含む意味である。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

第１実施形態の車両用空調装置の全体構成図である。 第１実施形態の複合型の熱交換器の外観斜視図である。 第１実施形態の複合型の熱交換器の分解斜視図である。 図２のＩＶ−ＩＶ断面図である。 図２のＶ−Ｖ断面図である。 第１実施形態の複合型の熱交換器における冷媒流れおよび冷却水流れを説明するための模式的な斜視図である。 過冷却度と冷媒側の放熱性能との関係を示す特性図である。 第２実施形態に係る複合型の熱交換器の専用コア部における熱交換部長手方向の模式的な断面図である。 第３実施形態の複合型の熱交換器における冷媒流れおよび冷却水流れを説明するための模式的な斜視図である。 第４実施形態の複合型の熱交換器における冷媒流れおよび冷却水流れを説明するための模式的な斜視図である。 第５実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第５実施形態のヒートポンプサイクルの除霜運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第５実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第６実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第６実施形態のヒートポンプサイクルの暖機運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 第６実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。 他の実施形態の複合型の熱交換器における冷媒流れおよび冷却水流れを説明するための模式的な斜視図である。

以下、本発明の実施形態について図に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態相互において、互いに同一もしくは均等である部分には、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
図１〜図７により、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の熱交換システムを、内燃機関（エンジン）および走行用電動モータＭＧから車両走行用の駆動力を得る、いわゆるハイブリッド車両の車両用空調装置１に適用している。

ハイブリッド車両は、車両の走行負荷等に応じてエンジンを作動あるいは停止させて、エンジンおよび走行用電動モータＭＧの双方から駆動力を得て走行する走行状態や、エンジンを停止させて走行用電動モータＭＧのみから駆動力を得て走行する走行状態等を切り替えることができる。これにより、ハイブリッド車両では、車両走行用の駆動力をエンジンのみから得る通常の車両に対して車両燃費を向上させることができる。

本実施形態の車両用空調装置１に適用される熱交換システムは、蒸気圧縮式の冷凍サイクルであるヒートポンプサイクル１０、および、走行用電動モータＭＧを冷却する冷却水が循環する冷却水循環回路４０等によって構成されている。

まず、ヒートポンプサイクル１０は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を冷却する機能を果たす。このヒートポンプサイクル１０では、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。なお、冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

圧縮機１１は、エンジンルーム内に配置されて、ヒートポンプサイクル１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、吐出容量が固定された固定容量型圧縮機１１ａを電動モータ１１ｂにて駆動する電動圧縮機である。固定容量型圧縮機１１ａとしては、具体的に、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構等の各種圧縮機構を採用できる。

電動モータ１１ｂは、後述する制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この回転数制御によって、圧縮機１１の冷媒吐出能力が変更される。従って、本実施形態では、電動モータ１１ｂが圧縮機１１の吐出能力変更手段を構成している。

圧縮機１１の冷媒吐出口には、冷媒放熱器１２の冷媒入口側が接続されている。冷媒放熱器１２は、エンジンルーム内に配置されて、圧縮機から吐出された吐出冷媒（第１流体）と送風ファン１３から送風された熱交換対象流体としての外気（第３流体）とを熱交換させて、吐出冷媒の有する熱を外気に放熱させる放熱用熱交換器である。

また、送風ファン１３は、制御装置から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２は、走行用電動モータＭＧを冷却する熱媒体である冷却水（第２流体）と送風ファン１３から送風された外気とを熱交換させる後述するラジエータ（熱媒体放熱器）４３と一体的に構成されている。

このため、本実施形態の送風ファン１３は、冷媒放熱器１２およびラジエータ４３の双方に向けて外気を送風する室外送風手段を構成している。なお、一体化された冷媒放熱器１２およびラジエータ４３（以下、複合型の熱交換器７０という）の詳細構成については後述する。

冷媒放熱器１２の冷媒出口側には、冷媒放熱器１２から流出した冷媒の気液を分離して、余剰液相冷媒を蓄えるレシーバ１４が配置されている。さらに、レシーバ１４の液相冷媒出口には、温度式膨張弁１５の入口側が接続され、温度式膨張弁１５の出口側には、冷媒蒸発器１６の冷媒入口側が接続されている。

温度式膨張弁１５は、冷媒蒸発器１６出口側の冷媒通路に配置された図示しない感温部を有し、冷媒蒸発器１６出口側冷媒の温度と圧力とに基づいて、冷媒蒸発器１６出口側冷媒の過熱度を検知し、冷媒蒸発器１６出口側冷媒の過熱度が予め設定された所定範囲の値となるように機械的機構により弁開度（冷媒流量）を調整する減圧手段である。

冷媒蒸発器１６は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されて、温度式膨張弁１５によって減圧膨張された低圧冷媒と車室内へ送風される送風空気と熱交換させ、低圧冷媒を蒸発させることによって送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。冷媒蒸発器１６の冷媒出口側には、圧縮機１１の冷媒吸入口が接続されている。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、その外殻を形成するケーシング３１内に送風機３２、前述の冷媒蒸発器１６、電気ヒータ３６等を収容したものである。

ケーシング３１は、その内部に車室内に送風される送風空気の空気通路を形成しており、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１内の送風空気流れ最上流側には、車室内空気（内気）と外気とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。

内外気切替装置３３には、ケーシング３１内に内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口が形成されている。さらに、内外気切替装置３３の内部には、内気導入口および外気導入口の開口面積を連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を変化させる内外気切替ドアが配置されている。

内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、内外気切替装置３３を介して吸入された空気を車室内へ向けて送風する送風機３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。

送風機３２の空気流れ下流側には、冷媒蒸発器１６および電気ヒータ３６が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、冷媒蒸発器１６は、電気ヒータ３６に対して、送風空気の流れ方向上流側に配置されている。電気ヒータ３６は、ＰＴＣ素子（正特性サーミスタ）を有し、制御装置がＰＴＣ素子に電力を供給することによって発熱して、冷媒蒸発器１６通過後の空気を加熱する加熱手段である。

さらに、冷媒蒸発器１６の空気流れ下流側であって、かつ、電気ヒータ３６の空気流れ上流側には、冷媒蒸発器１６通過後の送風空気のうち、電気ヒータ３６を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。また、電気ヒータ３６の空気流れ下流側には、電気ヒータ３６にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気と電気ヒータ３６を迂回して加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３５が設けられている。

ケーシング３１の空気流れ最下流部には、混合空間３５にて混合された空調風を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す吹出口が配置されている。具体的には、この吹出口としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス吹出口、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット吹出口、および、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）が設けられている。

従って、エアミックスドア３４が電気ヒータ３６を通過させる風量の割合を調整することによって、混合空間３５にて混合された空調風の温度が調整され、各吹出口から吹き出される空調風の温度が調整される。つまり、エアミックスドア３４は、車室内へ送風される空調風の温度を調整する温度調整手段を構成している。なお、エアミックスドア３４は、制御装置から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。

さらに、フェイス吹出口、フット吹出口、およびデフロスタ吹出口の空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス吹出口の開口面積を調整するフェイスドア、フット吹出口の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ吹出口の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替手段を構成するものであって、リンク機構等を介して、制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。

次に、冷却水循環回路４０について説明する。冷却水循環回路４０は、作動時に発熱を伴う車載機器である走行用電動モータＭＧの内部に形成された冷却水通路に、熱媒体としての冷却水（例えば、エチレングリコール水溶液）を流通させて走行用電動モータＭＧを冷却する熱媒体循環回路である。この冷却水循環回路４０には、冷却水ポンプ４１、ラジエータ４３が配置されている。

冷却水ポンプ４１は、冷却水循環回路４０において、冷却水を走行用電動モータＭＧの内部に形成された冷却水通路へ圧送する電動式の水ポンプであり、制御装置から出力される制御信号によって回転数（流量）が制御される。

そして、制御装置が冷却水ポンプ４１を作動させると、冷却水は、冷却水ポンプ４１→走行用電動モータＭＧ→ラジエータ４３→冷却水ポンプ４１の順に循環する。従って、冷却水ポンプ４１は、ラジエータ４３へ流入する冷却水の流入流量を調整する熱媒体流量調整手段（第２流体流量調整手段）を構成している。

ラジエータ４３は、エンジンルーム内に配置されて、走行用電動モータＭＧの内部に形成された冷却水通路から流出した冷却水（第２流体）と送風ファン１３から送風された外気（第３流体）とを熱交換させて、冷却水の有する熱を外気に放熱させる放熱用熱交換器である。

従って、この冷却水循環回路４０では、制御装置が冷却水ポンプ４１を作動させると、冷却水が走行用電動モータＭＧを通過する際に、走行用電動モータＭＧの廃熱を吸熱して走行用電動モータＭＧを冷却する。さらに、走行用電動モータＭＧの廃熱を吸熱して昇温した冷却水は、ラジエータ４３へ流入して外気に放熱して冷却される。換言すると、走行用電動モータＭＧは、冷却水を加熱する外部熱源としての機能を果たしている。

次に、図２〜図６を用いて、複合型の熱交換器７０の詳細構成について説明する。まず、複合型の熱交換器７０は、冷媒放熱器１２およびラジエータ４３を１つの熱交換器として一体的に構成した複合型の熱交換器である。冷媒放熱器１２およびラジエータ４３は、それぞれ冷媒または冷却水を流通させる複数本のチューブ１２ａ、４３ａ、この複数本のチューブの両端側に配置されてそれぞれのチューブを流通する冷媒または冷却水の集合あるいは分配を行う一対の集合分配用タンク１２ｂ、４３ｂ等を有する、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。

複合型の熱交換器７０は、内部に第１流体としての冷媒が流通する冷媒用チューブ１２ａと、内部に第２流体としての冷却水が流通する冷却水用チューブ４３ａとを備えている。

ここで、複数の冷媒用チューブ１２ａのうち同一空間から分配された冷媒を同一の方向へ流すチューブ群によって形成される流体経路をパスとする。また、冷媒流れの最下流側のパスである最終パスを形成する冷媒用チューブ１２ａを最下流側冷媒用チューブ１２１ａとする。

複合型の熱交換器７０は、最下流側冷媒用チューブ１２１ａのみによって構成される専用コア部７０１と、冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの双方によって構成される一般コア部７０２とを有している。つまり、複合型の熱交換器７０には、最下流側冷媒用チューブ１２１ａのみによって構成された熱交換部である専用コア部７０１が、他の熱交換部である一般コア部７０２と独立して設けられている。

本実施形態では、一般コア部７０２は、冷媒用チューブ１２ａ内を流通する高圧冷媒を放熱させて凝縮させる凝縮部を構成し、専用コア部７０１は、一般コア部７０２（凝縮部）から流出した液相冷媒を過冷却する過冷却部を構成している。

より具体的には、複合型の熱交換器７０は、冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａを積層配置して構成された上流側熱交換部７１を備えている。上流側熱交換部７１は、冷媒用チューブ１２ａを流通する冷媒と冷媒用チューブ１２ａの周囲を流れる第３流体としての空気（送風ファン１３から送風された外気）とを熱交換させるとともに、冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水と冷却水用チューブ４３ａの周囲を流れる空気（送風ファン１３から送風された外気）とを熱交換させる熱交換部である。

上流側熱交換部７１における専用コア部７０１を構成する部位は、最下流側冷媒用チューブ１２１ａのみを積層配置して構成されている。一方、上流側熱交換部７１における一般コア部７０２を構成する部位は、冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａを交互に積層配置して構成されている。

上流側熱交換部７１の外気流れ下流側には、冷媒用チューブ１２ａを積層配置して構成された下流側熱交換部７２が設けられている。つまり、下流側熱交換部７２は、冷媒用チューブ１２ａのみで構成されている。下流側熱交換部７２は、冷媒用チューブ１２ａを流通する冷媒と冷媒用チューブ１２ａの周囲を流れる空気（送風ファン１３から送風された外気）とを熱交換させる熱交換部である。

冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａとしては、長手方向垂直断面の形状が扁平形状の扁平チューブが採用されている。より具体的には、冷媒用チューブ１２ａとしては、押出加工により成形された偏平多穴形状の断面形状を有するチューブが採用されている。また、冷却水用チューブ４３ａとしては、１枚の板材を折り曲げることによって形成された扁平二穴形状の断面形状を有するチューブが採用されている。

上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａは、その外表面のうち平坦面同士が互いに平行に、かつ、対向するように所定の間隔を開けて交互に積層配置されている。同様に、上流側熱交換部７１の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａ、および下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａについても、それぞれ、所定の間隔を開けて積層配置されている。

上流側熱交換部７１における一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａは、冷却水用チューブ４３ａの間に配置され、冷却水用チューブ４３ａは、冷媒用チューブ１２ａの間に配置されている。また、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａと、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａまたは冷却水用チューブ４３ａとは、送風ファン１３によって送風された外気の流れ方向から見たときに、互いに重合配置されている。

熱交換器７０において、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとの間に形成される空間、および下流側熱交換部７２を構成する隣り合う冷媒用チューブ１２ａ間に形成される空間は、送風ファン１３によって送風された外気が流通する外気通路７０ａ（第３流体用通路）を形成している。

そして、この外気通路７０ａには、冷媒と外気との熱交換および冷却水と外気との熱交換を促進するとともに、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａを流通する冷媒と冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水との間の熱移動、および下流側熱交換部７２を構成する隣り合う冷媒用チューブ１２ａを流通する冷媒同士の熱移動を可能とするアウターフィン７０ｂが配置されている。

このアウターフィン７０ｂとしては、伝熱性に優れる金属の薄板を波状に曲げ成形したコルゲートフィンが採用されており、本実施形態では、このアウターフィン７０ｂが、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの双方に接合されていることによって、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとの間の熱移動を可能としている。さらには、アウターフィン７０ｂが、下流側熱交換部７２を構成する隣り合う冷媒用チューブ１２ａ同士に接合されていることによって、隣り合う冷媒用チューブ１２ａ間の熱移動を可能としている。

アウターフィン７０ｂは、冷媒用チューブ１２ａ同士を熱的に接続する冷媒側熱接続部（第１流体側熱接続部）７１ｂと、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとを熱的に接続する冷却水側熱接続部（第２流体側熱接続部）７２ｂとを有している。具体的には、冷媒用チューブ１２ａ同士の間に配置されるアウターフィン７０ｂは、冷媒側熱接続部７１ｂを有している。一方、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとの間に配置されるアウターフィン７０ｂは、冷媒側熱接続部７１ｂおよび冷却水側熱接続部７２ｂの双方を有している。

上述したように、本実施形態の専用コア部７０１は、最下流側冷媒用チューブ１２１ａのみを有している。このため、専用コア部７０１では、冷却水側熱接続部７２ｂの数は０となる。したがって、専用コア部７０１では、冷媒側熱接続部７１ｂの数が、冷却水側熱接続部７２ｂの数よりも多くなっている。

専用コア部７０１を形成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａと一般コア部７０２を形成する冷却水用チューブ４３ａとの間には、冷媒および冷却水のいずれもが流通しないダミーチューブ７７が配置されている。このダミーチューブ７７は、中空筒形状であってもよいし、中実の（つまり、中空でない）柱状であってもよい。

次に、上流側タンク部７３および下流側タンク部７４について説明する。複合型の熱交換器７０は、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの積層方向に延びる上流側タンク部７３と、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａの積層方向に延びる下流側タンク部７４を備えている。

上流側タンク部７３には、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水の集合あるいは分配を行う上流側冷却水空間７３１が形成されている。また、下流側タンク部７４には、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａの集合あるいは分配を行う下流側冷媒空間７４１が形成されている。

上流側タンク部７３および下流側タンク部７４は、一体に形成されている。以下、上流側タンク部７３と下流側タンク部７４が一体化されたものを、ヘッダタンク７５という。

ヘッダタンク７５は、外気の流れ方向に２列に配置された冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの双方が固定されるヘッダプレート７５１、ヘッダプレート７５１に固定される中間プレート部材７５２、並びに、タンク形成部材７５３を有している。

タンク形成部材７５３は、ヘッダプレート７５１および中間プレート部材７５２に固定されることによって、その内部に上述した上流側冷却水空間７３１および下流側冷媒空間７４１を形成するものである。具体的には、タンク形成部材７５３は、平板金属にプレス加工を施すことにより、その長手方向から見たときに、二山状（Ｗ字状）に形成されている。

そして、タンク形成部材７５３の二山状の中央部７５３ｃが中間プレート部材７５２に接合されることによって、上流側冷却水空間７３１および下流側冷媒空間７４１が区画されている。

中間プレート部材７５２には、図４および図５の断面図に示すように、ヘッダプレート７５１に固定されることによって、ヘッダプレート７５１との間に冷却水用チューブ４３ａに連通する複数の連通用空間７６を形成する複数の凹み部７５２ａが形成されている。

凹み部７５２ａにおける外気流れ下流側、すなわち下流側タンク部７４の下流側冷媒空間７４１と対応する部位には、その表裏を貫通する第１貫通穴７５２ｂが形成されている。これにより、連通用空間７６と下流側タンク部７４の下流側冷媒空間７４１とが連通している。

このため、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａから連通用空間７６に流入した冷媒は、第１貫通穴７５２ｂから下流側冷媒空間７４１に流出する。したがって、この連通用空間７６は、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａと下流側タンク部７４の下流側冷媒空間７４１とを連通させる連通路としての機能を果たす。

連通用空間７６は、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａのうち、外気の流れ方向から見たときに、互いに重合配置された冷媒用チューブ１２ａの端部同士を結ぶ方向に延びている。より具体的には、連通用空間７６は、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａの端部において、外気の流れ方向に延びている。

また、中間プレート部材７５２における、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａに対応する部位には、その表裏を貫通する第２貫通穴７５２ｃが設けられている。この第２貫通穴７５２ｃには、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａが貫通している。これにより、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａが、タンク形成部材７５３内に形成される上流側冷却水空間７３１に連通している。

さらに、図３に示すように、上流側熱交換部７１におけるヘッダタンク７５側の端部では、冷却水用チューブ４３ａが冷媒用チューブ１２ａよりも、ヘッダタンク７５側へ突出している。つまり、冷媒用チューブ１２ａのヘッダタンク７５側の端部と冷却水用チューブ４３ａのヘッダタンク７５側の端部は、不揃いに配置されている。

一方、中間プレート部材７５２における、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａのうち連通用空間７６と連通しない冷媒用チューブ１２ａに対応する部位には、その表裏を貫通する第３貫通穴７５２ｄが設けられている。この第３貫通穴７５２ｄには、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａのうち連通用空間７６と連通しない冷媒用チューブ１２ａが貫通している。これにより、下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１２ａのうち連通用空間７６と連通しない冷媒用チューブ１２ａが、タンク形成部材７５３内に形成される下流側冷媒空間７４１に連通している。

さらに、図３に示すように、下流側熱交換部７２におけるヘッダタンク７５側の端部では、連通用空間７６と連通しない冷媒用チューブ１２ａが、連通用空間７６と連通する冷媒用チューブ１２ａよりも、ヘッダタンク７５側へ突出している。つまり、隣り合う冷媒用チューブ１２ａの端部同士は、不揃いに配置されている。

ところで、タンク形成部材７５３の中央部７５３ｃは、中間プレート部材７５２に形成された凹み部７５２ａに適合する形状に形成されており、上流側冷却水空間７３１と下流側冷媒空間７４１は、ヘッダプレート７５１および中間プレート部材７５２の接合部位から内部の冷却水または冷媒が漏れないように区画されている。

また、図２に示すように、冷却水用チューブ４３ａの長手方向一端側（図の紙面上側）に配置される上流側タンク部７３（以下、第１上流側タンク部７３０ａという）の長手方向一端側（図の紙面左側）には、上流側冷却水空間７３１から冷却水を流出させる冷却水流出配管４３５が接続されている。冷却水用チューブ４３ａの長手方向他端側（図の紙面下側）に配置される上流側タンク部７３（以下、第２上流側タンク部７３０ｂという）の長手方向他端側（図の紙面右側）には、上流側冷却水空間７３１へ冷却水を流入させる冷却水流入配管４３４が接続されている。

また、冷媒用チューブ１２ａの長手方向一端側（図の紙面上側）に配置される下流側タンク部７４（以下、第１下流側タンク部７４０ａという）の長手方向一端側（図の紙面左側）には、下流側冷媒空間７４１から冷媒を流出させる冷媒流出配管１２５が接続されている。冷媒用チューブ１２ａの長手方向他端側（図の紙面下側）に配置される下流側タンク部７４（以下、第２下流側タンク部７４０ｂという）の長手方向他端側（図の紙面右側）には、下流側冷媒空間７４１へ冷媒を流入させる冷媒流入配管１２４が接続されている。

また、図６の模式的な斜視図に示すように、第１下流側タンク部７４０ａには、下流側冷媒空間７４１を、第１下流側タンク部７４０ａの長手方向に２つに仕切る第１下流側仕切部材７４２ａが配置されている。

以下、第１下流側仕切部材７４２ａにより仕切られた２つの下流側冷媒空間７４１のうち、最下流側冷媒用チューブ１２１ａ以外の冷媒用チューブ１２ａと連通する空間を第１下流側冷媒空間７４１ｂといい、冷媒流出配管１２５と直接連通するとともに、最下流側冷媒用チューブ１２１ａと連通する空間を第２下流側冷媒空間７４１ｂという。

また、第２下流側タンク部７４０ｂには、下流側冷媒空間７４１を、第２下流側タンク部７４０ｂの長手方向に２つに仕切る第２下流側仕切部材７４２ｂが配置されている。

以下、第２下流側仕切部材７４２ｂにより仕切られた２つの下流側冷媒空間７４１のうち、冷媒流入配管１２４と直接連通する空間を第３下流側冷媒空間７４１ｃといい、最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよびそれ以外の冷媒用チューブ１２ａの双方と連通する空間を第４下流側冷媒空間７４１ｄという。

ここで、外気の流れ方向Ｘから見た際に、第１下流側仕切部材７４２ａは、第２下流側仕切部材７４２ｂよりも、冷媒流出配管１２５に近い側に配置されている。

従って、本実施形態の熱交換器７０では、図６の模式的な斜視図に示すように、冷媒流入配管１２４を介して第２下流側タンク部７４０ｂの第３下流側冷媒空間７４１ｃへ流入した冷媒の一部が、下流側熱交換部７２の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａへ流入し、当該冷媒用チューブ１２ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。また、第２下流側タンク部７４０ｂの第３下流側冷媒空間７４１ｃへ流入した冷媒の他の一部は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａへ流入し、当該冷媒用チューブ１２ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。

下流側熱交換部７２の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａから流出した冷媒は、第１下流側タンク部７４０ａの第１下流側冷媒空間７４１ａにて集合する。また、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１６ａから流出した冷媒は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、第１下流側タンク部７４０ａの第１下流側冷媒空間７４１ａにて集合する。

第１下流側タンク部７４０ａの第１下流側冷媒空間７４１ａにて集合した冷媒は、図の右側から左側に向かって流れる。その後、第１下流側タンク部７４０ａの第１下流側冷媒空間７４１ａにて集合した冷媒の一部は、下流側熱交換部７２の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１６ａへ流入し、当該冷媒用チューブ１６ａ内を図の上側から下側に向かって流れる。また、第１下流側タンク部７４０ａの第１下流側冷媒空間７４１ａにて集合した冷媒の他の一部は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１６ａへ流入し、当該冷媒用チューブ１６ａ内を図の上側から下側に向かって流れる。

下流側熱交換部７２の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１６ａから流出した冷媒は、第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合する。また、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１６ａから流出した冷媒は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合する。

第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合した冷媒は、図の右側から左側に向かって流れる。その後、第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合した冷媒の一部は、下流側熱交換部７２の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａへ流入し、当該最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。また、第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合した冷媒の他の一部は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、上流側熱交換部７１の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａへ流入し、当該最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。

下流側熱交換部７２の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａから流出した冷媒は、第１下流側タンク部７４０ａの第２下流側冷媒空間７４１ｂにて集合する。また、上流側熱交換部７１の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａから流出した冷媒は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、第１下流側タンク部７４０ａの第２下流側冷媒空間７４１ｂにて集合する。

第１下流側タンク部７４０ａの第２下流側冷媒空間７４１ｂにて集合した冷媒は、図の右側から左側に向かって流れ、冷媒流出配管１２５から流出していく。

一方、本実施形態の熱交換器７０では、図６の模式的な斜視図に示すように、冷却水流入配管４３４を介して第２上流側タンク部７３０ｂの上流側冷却水空間７３１へ流入した冷却水が、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａへ流入し、当該冷却水用チューブ４３ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。

上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａから流出した冷却水は、第１上流側タンク部７３０ａの上流側冷却水空間７３１にて集合する。そして、 第１上流側タンク部７３０ａの上流側冷却水空間７３１にて集合した冷却水は、図の右側から左側に向かって流れ、冷却水流出配管４３５から流出していく。

本実施形態では、冷媒流れの最終パス（専用コア部７０１）を形成する複数の最下流側冷媒用チューブ１２１ａの流路総断面積が、最終パスの直前のパスを形成する複数の最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａの流路総断面積よりも小さい。すなわち、熱交換器７０を外気の流れ方向Ｘから見た際に、専用コア部７０１は、最終パスの直前のパスを構成する熱交換部（複数の最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａが積層配置された部位）よりも、チューブ１２ａの積層方向の長さが短い。

上述した熱交換器７０では、上流側熱交換部７１を構成する冷媒用チューブ１６ａおよび下流側熱交換部７２を構成する冷媒用チューブ１６ａの双方により冷媒放熱器１２が構成されており、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａによりラジエータ４３が構成されている。

また、上述した熱交換器７０の冷媒用チューブ１６ａ、冷却水用チューブ４３ａ、ヘッダタンク７５の各構成部品およびアウターフィン７０ｂは、いずれも同一の金属材料（本実施形態では、アルミニウム合金）で形成されている。そして、中間プレート部材７５２を挟み込んだ状態でヘッダプレート７５１とタンク形成部材７５３がかしめによって固定されている。

さらに、かしめ固定された状態の熱交換器７０全体を加熱炉内へ投入して加熱し、各構成部品表面に予めクラッドされたろう材を融解させ、さらに、再びろう材が凝固するまで冷却することで、各構成部品が一体にろう付けされる。これにより、冷媒放熱器１２とラジエータ４３とが一体化されている。

なお、上記の説明から明らかなように、本実施形態の冷媒は、特許請求の範囲に記載された第１流体に対応し、冷却水は第２流体に対応し、空気（外気）は第３流体に対応し、冷媒用チューブ１６ａは第１チューブに対応し、冷却水用チューブ４３ａは第２チューブに対応している。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成 され、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調制御機器１１、１５ａ、１５ｂ、１７、 ４１、４２等の作動を制御する。

また、空調制御装置の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、室内蒸発器２０ の吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、圧縮機１１吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度センサ、冷媒放熱器１２出口側冷媒温度Ｔｅを検出する出口冷媒温度センサ１４等の種々の空調制御用のセンサ群が接続されている。

さらに、空調制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作ス イッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、車両用空調装置の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温 度設定スイッチ、運転モードの選択スイッチ等が設けられている。

なお、空調制御装置は、圧縮機１１の電動モータ１１ｂ、開閉弁１５ａ等を制御する制御手段が一体に構成され、これらの作動を制御するものであるが、本実 施形態では、空調制御装置のうち、圧縮機１１の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が冷媒吐出能力制御手段を構成し、冷媒流路切替手段 を構成する各種機器１５ａ、１５ｂの作動を制御する構成が冷媒流路制御手段を構成し、冷却水の回路切替手段を構成する三方弁４２の作動を制御する構成が冷 却水回路制御手段を構成している。

さらに、本実施形態の空調制御装置は、上述した空調制御用のセンサ群の検出信号に基づいて、冷媒放熱器１２に着霜が生じているか否かを判定する構成 （着霜判定手段）を有している。具体的には、本実施形態の着霜判定手段では、車両の車速が予め定めた基準車速（本実施形態では、２０ｋｍ／ｈ）以下であっ て、かつ、冷媒放熱器１２出口側冷媒温度Ｔｅが０℃以下のときに、冷媒放熱器１２に着霜が生じていると判定する。

次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。図示しない車両起動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、操作パネルの車両用空調装置の作動スイッチが投入（ＯＮ）されると、制御装置が予め記憶回路に記憶されている空調制御用のプログラムを実行する。このプログラムが実行されると、制御装置が上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。

そして、検出信号および操作信号の値に基づいて車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。さらに、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置に記憶された制御マップを参照して、冷媒蒸発器１６の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された冷媒蒸発器１６からの吹出空気温度Ｔｅとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて冷媒蒸発器１６からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、目標吹出温度ＴＡＯおよび冷媒蒸発器１６からの吹出空気温度に基づいて、予め制御装置に記憶された制御マップを参照して、車室内へ吹き出される空気の温度が車室内温度設定スイッチによって設定された乗員の所望の温度となるように決定される。

そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。

従って、ヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された吐出冷媒が冷媒放熱器１２へ流入して、送風ファン１３から送風された外気と熱交換して放熱する。なお、本発明者の試験検討によれば、このヒートポンプサイクル１０では、通常運転時には、吐出冷媒の圧力が基準冷媒圧力Ｐ１（具体的には、約１．５ＭＰａ）以上となり、この際の冷媒放熱器１２の冷媒用チューブ１２ａの表面温度（壁面温度）は、圧縮機１１から吐出された高温冷媒によって、６０℃〜６５℃程度まで上昇することが判っている。

冷媒放熱器１２から流出した冷媒は、レシーバ１４にて気液分離される。レシーバ１４から流出した液相冷媒は、温度式膨張弁１５にて低圧冷媒となるまで減圧膨張される。この際、温度式膨張弁１５では、冷媒蒸発器１６出口側冷媒の過熱度が予め設定された所定範囲の値となるように弁開度が調整される。

温度式膨張弁１５にて減圧膨張された低圧冷媒は、冷媒蒸発器１６へ流入して、送風機３２によって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内へ送風される送風空気が冷却される。冷媒蒸発器１６から流出した冷媒は、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。

一方、冷媒蒸発器１６にて冷却された送風空気（冷風）は、エアミックスドア３４の開度に応じた風量の送風空気（冷風）が電気ヒータ３６にて加熱され、混合空間３５にて電気ヒータ３６を迂回して流れた送風空気と混合されて温度調整される。そして、温度調整された空調風が、混合空間３５から各吹出口を介して車室内に吹き出される。

この車室内に吹き出される空調風によって車室内の内気温が外気温より低く冷やされる場合には、車室内の冷房が実現され、内気温が外気温より高く加熱される場合には、車室内の暖房が実現されることになる。

以上説明したように、本実施形態では、冷媒流れの最終パスを、最下流側第１チューブ１２１ａのみによって形成される専用コア部７０１とし、この専用コア部７０１によって過冷却部を構成している。このため、専用コア部７０１に配置されるアウターフィン７０ｂには、冷却水側熱接続部７２ｂが設けられておらず、冷媒側熱接続部７１ｂの数が冷却水側熱接続部７２ｂの数よりも多くなっている。これにより、専用コア部７０１に配置されるアウターフィン７０ｂは、その全域が吐出冷媒の有する熱を外気に放熱させるために利用される。

このため、本実施形態によれば、専用コア部７０１において、最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を流通する吐出冷媒の有する熱を外気に充分に放熱し、冷媒放熱器１２出口側の冷媒が所望の過冷却度を有するようにできる。

したがって、熱伝達率が極めて小さい過冷却部（専用コア部７０１）を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａを長くする必要がない、すなわち熱伝達率が大きい凝縮部（一般コア部７０２）を構成する冷媒用チューブ１２ａを短くする必要がないので、熱交換器７０全体としての熱交換性能の低下を抑制できる。

ここで、複合型の熱交換器における、過冷却度と冷媒側の放熱性能との関係を図７に示す。図７において、本実施形態の複合型の熱交換器７０の実験結果を四角プロットで示し、従来の複合型の熱交換器、つまり専用コア部７０１が設けられておらず、熱交換器の全域において冷却水用チューブ４３ａが配置されている熱交換器の実験結果を三角プロットで示している。

図７に示すように、複合型の熱交換器において、所定の過冷却度を得ようとした場合、従来の熱交換器では、冷却水側の放熱の影響を受けるため冷媒側の放熱性能が低下していた。これに対し、本実施形態のように、専用コア部７０１を設けることで、冷媒側の放熱性能を上昇させることができる。

また、本実施形態では、一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａを交互に積層配置し、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａをアウターフィン７０ｂによって熱的に接続している。このため、冷却水用チューブ４３ａの表面温度と冷媒用チューブ１２ａの表面温度との差がある場合、アウターフィン７０ｂのうち、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される範囲と冷媒の有する熱を外気に放熱させる範囲が温度差に応じて調整されて、冷却水の有する熱および吐出冷媒の有する熱が適切に外気に放熱される。

例えば、冷却水と吐出冷媒のうち冷却水の有する熱を放熱する必要がある場合、冷却水用チューブ４３ａ表面温度が高くなり、外気との温度差が冷媒用チューブ１２ａと比較して大きくなる。このとき、アウターフィン７０ｂのうち、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される範囲が、冷媒の有する熱を外気に放熱させる範囲よりも大きくなり、冷却水の有する熱が外気に放熱される。

したがって、冷媒放熱器１２では、吐出冷媒の有する熱を外気に放熱させることができ、ラジエータ４３では、冷却水の有する熱を外気に放熱させることができる。その結果、複数種の流体の流体間で適切な熱交換を行うことが可能となる。

ここで、上流側熱交換部７１と下流側熱交換部７２のうち、下流側熱交換部７２の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａにおいては、両チューブ１２ａ、４３ａの表面温度と外気温度との差が小さくなり、上述したような、アウターフィン７０ｂのうち、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される範囲と冷媒の有する熱を外気に放熱させる範囲が温度差に応じて調整される効果が小さくなる。

これに対し、本実施形態では、上流側熱交換部７１と下流側熱交換部７２のうち、少なくとも上流側熱交換部７１の一般コア部７０２を構成する冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａを交互に積層配置している。これにより、アウターフィン７０ｂのうち、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される範囲と冷媒の有する熱を外気に放熱させる範囲が温度差に応じて調整されて、冷却水の有する熱および吐出冷媒の有する熱を適切に外気に放熱させることができる。

また、本実施形態では、専用コア部７０１を形成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａと一般コア部７０２を形成する冷却水用チューブ４３ａとの間に冷媒および冷却水のいずれもが流通しないダミーチューブ７７を配置している。このため、最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を流れる冷媒と冷却水用チューブ４３ａ内を流れる冷却水との温度差に起因する熱膨張量の違いにより、チューブ１２ａ、４３ａまたはヘッダタンク７５に熱歪みに伴う熱応力が発生し、チューブ１２ａ、４３ａまたはヘッダタンク７５が破損してしまうことを抑制できる。

ところで、過冷却部を構成する専用コア部７０１では、最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内に液相冷媒が流れるため、冷媒の圧力損失は小さいが、流速が遅く、熱伝達率が小さい。

これに対し、本実施形態では、冷媒流れの最終パス（専用コア部７０１）を形成する複数の最下流側冷媒用チューブ１２１ａの流路総断面積を、最終パスの直前のパスを形成する複数の最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａの流路総断面積よりも小さくしている。これによれば、専用コア部７０１における冷媒の流速を速くし、専用コア部７０１の熱交換性能を向上させることができる。したがって、所望の過冷却度を得るために専用コア部７０１の面積を大きくする必要がなくなるため、一般コア部７０２の面積を大きくし、熱交換器７０全体としての熱交換性能を向上させることができる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について図８に基づいて説明する。本第２実施形態は、上記第１実施形態と比較して、専用コア部７０１が冷却水用チューブ４３ａをも有している点が異なるものである。なお、図８では、図示の明確化のために、冷媒用チューブ１２ａを斜線ハッチングで示し、冷却水用チューブ４３ａを点ハッチングで示している。

図８に示すように、本実施形態における複合型の熱交換器７０の専用コア部７０１には、冷却水用チューブ４３ａが設けられている。本実施形態では、専用コア部７０１において、冷媒用チューブ１２ａの本数（本例では９本）は、冷却水用チューブ４３ａの本数（本例では１本）よりも多い。また、アウターフィン７０ｂの表面には、外気の流れ方向に沿って複数の鎧窓状のルーバ７００が切り起こし形成されている。

アウターフィン７０ｂにおける、チューブ１２ａ、４３ａの積層方向に隣り合う最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａの間には、アウターフィン７０ｂの表裏を貫通するとともに、外気の流れ方向に延びる第１スリット孔７０ｃが形成されている。この第１スリット孔７０ｃによって、チューブ１２ａ、４３ａの積層方向に隣り合う最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａ間の熱移動が抑制される。

また、隣り合う最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａの間に配置されるアウターフィン７０ｂにおける、外気の流れ方向の中央部には、チューブ１２ａ、４３ａの積層方向に延びる第２スリット孔７０ｄが形成されている。この第２スリット孔７０ｄによって、外気の流れ方向に隣り合う最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａ間の熱移動が抑制される。

したがって、本実施形態の第１スリット孔７０ｃおよび第２スリット孔７０ｄが、本発明の断熱手段に相当している。なお、第１スリット孔７０ｃおよび第２スリット孔７０ｄは、互いに接続されていてもよい。

本実施形態では、専用コア部７０１に冷却水用チューブ４３ａを設けた場合であっても、最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａの間に配置されるアウターフィン７０ｂに、第１スリット孔７０ｃおよび第２スリット孔７０ｄを設けて、最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａ間の熱移動を抑制している。つまり、専用コア部７０１に配置されるアウターフィン７０ｂには、冷媒側熱接続部７１ｂのみが設けられており、冷却水側熱接続部７２ｂが設けられていない。

したがって、専用コア部７０１に配置されるアウターフィン７０ｂにおいては、冷媒側熱接続部７１ｂの数が冷却水側熱接続部７２ｂの数よりも多くなっているので、上記第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について図９に基づいて説明する。本第３実施形態は、上記第１実施形態と比較して、専用コア部７０１における冷媒の流れが異なるものである。

図９に示すように、第２上流側タンク部７３０ｂには、上流側冷却水空間７３１を、第２上流側タンク部７３０ｂのタンク内部空間を長手方向に２つに仕切る上流側仕切部材７３２ａが配置されている。上流側仕切部材７３２ａにより仕切られた２つのタンク内部空間のうち、専用コア部７０１に近い側（紙面左側）の空間（以下、上流側冷媒空間７３１ａという）は、最下流側冷媒用チューブ１２１ａと連通し、冷却水用チューブ４３ａと連通していない。この上流側冷媒空間７３１ａには、冷媒流出配管１２５が接続されている。

本実施形態では、第２下流側タンク部７４０ｂの第４下流側冷媒空間７４１ｄにて集合した冷媒は、下流側熱交換部７２の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａへ流入し、当該最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を図の下側から上側に向かって流れる。下流側熱交換部７２の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａから流出した冷媒は、ヘッダプレート７５１と中間プレート部材７５２との間に形成された連通用空間７６を介して、上流側熱交換部７１の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａへ流入し、当該最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を図の上側から下側に向かって流れる。

上流側熱交換部７１の専用コア部７０１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａから流出した冷媒は、第２上流側タンク部７３０ｂの上流側冷媒空間７３１ａにて集合する。第２上流側タンク部７３０ｂ上流側冷媒空間７３１ａにて集合した冷媒は、図の右側から左側に向かって流れ、冷媒流出配管１２５から流出していく。

以上説明したように、本実施形態では、専用コア部７０１において、下流側熱交換部７２を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａから流出した冷媒が上流側熱交換部７１を構成する最下流側冷媒用チューブ１２１ａに流入している。つまり、専用コア部７０１における冷媒の流れ方向と外気の流れ方向とが対向流となっている。したがって、専用コア部７０１において、最下流側冷媒用チューブ１２１ａを流れる冷媒の有する熱を、効率良く外気に放熱させることができる。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態について図１０に基づいて説明する。本第３実施形態は、上記第１実施形態と比較して、熱交換器７０における冷却水流れが異なるものである。

図１０に示すように、第２上流側タンク部７３０ｂの長手方向一端側（図の紙面左側）には、上流側冷却水空間７３１から冷却水を流出させる冷却水流出配管４３５が接続されている。第１上流側タンク部７３０ａの長手方向他端側（図の紙面右側）には、上流側冷却水空間７３１へ冷却水を流入させる冷却水流入配管４３４が接続されている。

このため、本実施形態の熱交換器７０では、冷却水流入配管４３４を介して第１上流側タンク部７３０ａの上流側冷却水空間７３１へ流入した冷却水が、上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａへ流入し、当該冷却水用チューブ４３ａ内を図の上側から下側に向かって流れる。

上流側熱交換部７１を構成する冷却水用チューブ４３ａから流出した冷却水は、第２上流側タンク部７３０ｂの上流側冷却水空間７３１にて集合する。そして、 第２上流側タンク部７３０ｂの上流側冷却水空間７３１にて集合した冷却水は、図の右側から左側に向かって流れ、冷却水流出配管４３５から流出していく。

本実施形態では、最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａを流通する冷媒の流れ方向と、最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａに隣り合って配置される冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水の流れ方向とが、同一方向となる。つまり、最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａを流通する冷媒の流れと、最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａに隣り合って配置される冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水の流れとが、並行流となる。

本実施形態によれば、冷媒流れの最終パスの直前のパスにおいて、最下流直前側冷媒用チューブ１２２ａを流通する冷媒と、冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水とが、アウターフィン７０ｂを介して熱交換することを抑制できる。このため、専用コア部７０１に流入する直前の冷媒が、冷却水の有する熱により加熱されることを抑制できる。

（第５実施形態）
次に、本発明の第４実施形態について図１１〜図１３に基づいて説明する。本実施形態では、図１１〜図１３の全体構成図に示すように、第１実施形態に対して、ヒートポンプサイクル１０および冷却水循環回路４０の構成を変更した例を説明する。

本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される車室内送風空気を加熱あるいは冷却する機能を果たす蒸気圧縮式の冷凍サイクルである。従って、このヒートポンプサイクル１０は、冷媒流路を切り替えて、熱交換対象流体である車室内送風空気を加熱して車室内を暖房する暖房運転（加熱運転）、車室内送風空気を冷却して車室内を冷房する冷房運転（冷却運転）を実行できる。

さらに、このヒートポンプサイクル１０では、暖房運転時に冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する後述する複合型の熱交換器７０の室外熱交換器１６０に着いた霜を融解させて取り除く除霜運転を実行することもできる。なお、図１１〜図１３のヒートポンプサイクル１０に示す全体構成図では、各運転時における冷媒の流れを実線矢印で示している。

圧縮機１１の冷媒吐出口には、利用側熱交換器としての室内凝縮器１２０の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２０は、車両用空調装置１の室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されて、その内部を流通する高温高圧冷媒と後述する室内蒸発器２０通過後の車室内送風空気とを熱交換させる加熱用熱交換器である。なお、室内空調ユニット３０の詳細構成については後述する。

室内凝縮器１２０の冷媒出口側には、暖房運転時に室内凝縮器１２０から流出した冷媒を減圧膨張させる暖房運転用の減圧手段としての暖房用固定絞り１３０が接続されている。この暖房用固定絞り１３０としては、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用できる。暖房用固定絞り１３０の出口側には、複合型の熱交換器７０の室外熱交換器１６０の冷媒入口側が接続されている。

さらに、室内凝縮器１２０の冷媒出口側には、室内凝縮器１２０から流出した冷媒を、暖房用固定絞り１３０を迂回させて室外熱交換器１６０側へ導く固定絞り迂回用通路１４０が接続されている。この固定絞り迂回用通路１４０には、固定絞り迂回用通路１４０を開閉する開閉弁１５ａが配置されている。開閉弁１５ａは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。

また、冷媒が開閉弁１５ａを通過する際に生じる圧力損失は、固定絞り１３０を通過する際に生じる圧力損失に対して極めて小さい。従って、室内凝縮器１２０から流出した冷媒は、開閉弁１５ａが開いている場合には固定絞り迂回用通路１４０側を介して室外熱交換器１６０へ流入し、開閉弁１５ａが閉じている場合には暖房用固定絞り１３０を介して室外熱交換器１６０へ流入する。

これにより、開閉弁１５ａは、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の開閉弁１５ａは、冷媒流路切替手段としての機能を果たす。なお、このような冷媒流路切替手段としては、室内凝縮器１２０出口側と暖房用固定絞り１３０入口側とを接続する冷媒回路および室内凝縮器１２０出口側と固定絞り迂回用通路１４０入口側とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁等を採用してもよい。

室外熱交換器１６０は、熱交換器７０において内部を流通する冷媒と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させる熱交換部である。この室外熱交換器１６０は、エンジンルーム内に配置されて、暖房運転時には、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発用熱交換器（蒸発器）として機能し、冷房運転時には、高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換器（放熱器）として機能する。

また、送風ファン１７は、空調制御装置から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。

さらに、本実施形態の熱交換器７０では、上述の室外熱交換器１６０および走行用電動モータＭＧを冷却する冷却水と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させる後述するラジエータ４３と一体的に構成している。

このため、本実施形態の送風ファン１７は、室外熱交換器１６０およびラジエータ４３の双方に向けて外気を送風する室外送風手段を構成している。なお、室外熱交換器１６０およびラジエータ４３とを一体的に構成した複合型の熱交換器７０の詳細構成は、上記第１実施形態と同様であるため、詳細な説明を省略するが、具体的には、複合型の熱交換器７０のうち、第１実施形態の冷媒放熱器１２を室外熱交換器１６０として機能させている。

室外熱交換器１６０の出口側には、電気式の三方弁１５ｂが接続されている。この三方弁１５ｂは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御されるもので、上述した開閉弁１５ａとともに、冷媒流路切替手段を構成している。

より具体的には、三方弁１５ｂは、暖房運転時には、室外熱交換器１６０の出口側と後述するアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替え、冷房運転時には、室外熱交換器１６０の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。

冷房用固定絞り１９は、冷房運転時に室外熱交換器１６０から流出した冷媒を減圧膨張させる冷房運転用の減圧手段であり、その基本的構成は、暖房用固定絞り１３０と同様である。冷房用固定絞り１９の出口側には、室内蒸発器２０の冷媒入口側が接続されている。

室内蒸発器２０は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内のうち、室内凝縮器１２０よりも空気流れの上流側に配置されて、その内部を流通する冷媒と車室内送風空気とを熱交換させ、車室内送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。室内蒸発器２０の冷媒出口側には、アキュムレータ１８の入口側が接続されている。

アキュムレータ１８は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰冷媒を蓄える低圧側冷媒用の気液分離器である。アキュムレータ１８の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入側が接続されている。従って、このアキュムレータ１８は、圧縮機１１に液相冷媒が吸入されてしまうことを抑制して、圧縮機１１の液圧縮を防止する機能を果たす。

本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷房運転時に、熱交換器７０のラジエータ４３から流出する冷却水の温度が、熱交換器７０の室外熱交換器１６０から流出する冷媒の温度より低くなっている。これにより、室外熱交換器１６０が高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換部として機能する冷房運転時において、室外熱交換器１６０から流出する冷媒の過冷却度を上昇させることができるので、サイクル効率を向上できる。

一方、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、暖房運転時に、熱交換器７０のラジエータ４３内部の冷却水の温度が、熱交換器７０の室外熱交換器１６０から流出する冷媒の温度より高くなっている。これにより、室外熱交換器１６０が低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発用熱交換器として機能する暖房運転時において、冷却水の有する熱量を吸熱することによって冷媒が加熱されて、冷媒の蒸発が促進される。

次に、室内空調ユニット３０について、上記第１実施形態と異なる部分のみ説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、その外殻を形成するケーシング３１内に送風機３２、前述の室内凝縮器１２０、室内蒸発器２０等を収容したものである。

送風機３２の空気流れ下流側には、室内蒸発器２０および室内凝縮器１２０が、車室内送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、室内蒸発器２０は、室内凝縮器１２０に対して、車室内送風空気の流れ方向上流側に配置されている。

さらに、室内蒸発器２０の空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２０の空気流れ上流側には、室内蒸発器２０通過後の送風空気のうち、室内凝縮器１２０を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。また、室内凝縮器１２０の空気流れ下流側には、室内凝縮器１２０にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気と室内凝縮器１２０を迂回して加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３５が設けられている。

次に、冷却水循環回路４０について、上記第１実施形態と異なる部分のみ説明する。この冷却水循環回路４０には、冷却水ポンプ４１、電気式の三方弁４２、複合型の熱交換器７０のラジエータ４３、このラジエータ４３を迂回させて冷却水を流すバイパス通路４４等が配置されている。

三方弁４２は、冷却水ポンプ４１の入口側とラジエータ４３の出口側とを接続して冷却水をラジエータ４３へ流入させる冷却水回路、および、冷却水ポンプ４１の入口側とバイパス通路４４の出口側とを接続して冷却水をラジエータ４３を迂回させて流す冷却水回路を切り替える。この三方弁４２は、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御されるもので、冷却水回路の回路切替手段を構成している。なお、三方弁４２は、冷却水回路を切り替えることで、ラジエータ４３への冷却水の流入量を制御する冷却水流入量制御手段としての機能も果たす。

つまり、本実施形態の冷却水循環回路４０では、図１１等の破線矢印に示すように、冷却水ポンプ４１→走行用電動モータＭＧ→ラジエータ４３→冷却水ポンプ４１の順に冷却水を循環させる冷却水回路と、冷却水ポンプ４１→走行用電動モータＭＧ→バイパス通路４４→冷却水ポンプ４１の順に冷却水を循環させる冷却水回路とを切り替えることができる。

従って、走行用電動モータＭＧの作動中に、三方弁４２が、冷却水をラジエータ４３を迂回させて流す冷却水回路に切り替えると、冷却水はラジエータ４３にて放熱することなく、その温度を上昇させる。つまり、三方弁４２が、冷却水をラジエータ４３を迂回させて流す冷却水回路に切り替えた際には、走行用電動モータＭＧの有する熱量（発熱量）が冷却水に蓄熱されることになる。

本実施形態の冷却水循環回路４０では、熱交換器７０のラジエータ４３から流出する冷却水の温度が予め定めた基準温度（本実施形態では６５℃）以下となっている。これにより、走行用電動モータＭＧのインバータを高熱から保護することができる。

室外熱交換器１６０は、エンジンルーム内に配置されて、冷却水と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させる放熱用熱交換器として機能する。前述の如く、ラジエータ４３は、室外熱交換器１６０とともに複合型の熱交換器７０を構成している。

次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、車室内を暖房する暖房運転、車室内を冷房する冷房運転を実行することができるとともに、暖房運転時に、除霜運転を実行することができる。以下に各運転における作動を説明する。

（ａ）暖房運転
暖房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって暖房運転モードが選択されると開始される。そして、暖房運転時に、着霜判定手段によって室外熱交換器１６０の着霜が生じていると判定された際には除霜運転が実行される。

まず、通常の暖房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを閉じるとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６０の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替え、さらに、冷却水ポンプ４１を予め定めた所定流量の冷却水を圧送するように作動させるとともに、冷却水循環回路４０の三方弁４２を冷却水がラジエータ４３を迂回して流れる冷却水回路に切り替える。

これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図１１の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられ、冷却水循環回路４０は、図１１の破線矢印に示すように冷却水が流れる冷却水回路に切り替えられる。

この冷媒流路および冷却水回路の構成で、空調制御装置が上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、検出信号および操作信号の値に基づいて車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。

さらに、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、室内蒸発器２０の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された室内蒸発器２０からの吹出空気温度との偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて室内蒸発器２０からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、目標吹出温度ＴＡＯ、室内蒸発器２０からの吹出空気温度および吐出冷媒温度センサによって検出された圧縮機１１吐出冷媒温度等を用いて、車室内へ吹き出される空気の温度が車室内温度設定スイッチによって設定された乗員の所望の温度となるように決定される。

なお、通常の暖房運転時および除霜運転時には、送風機３２から送風された車室内送風空気の全風量が、室内凝縮器１２０を通過するようにエアミックスドア３４の開度を制御してもよい。

そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。

なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、他の運転時にも基本的に同様に行われる。

通常の暖房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２０へ流入する。室内凝縮器１２０へ流入した冷媒は、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。これにより、車室内送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２０から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが閉じているので、暖房用固定絞り１３０へ流入して減圧膨張される。そして、暖房用固定絞り１３０にて減圧膨張された低圧冷媒は、室外熱交換器１６０へ流入する。室外熱交換器１６０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気から吸熱して蒸発する。

この際、冷却水循環回路４０では、冷却水がラジエータ４３を迂回して流れる冷却水回路に切り替えられているので、冷却水が室外熱交換器１６０を流通する冷媒に放熱することや、冷却水が室外熱交換器１６０を流通する冷媒から吸熱することはない。つまり、冷却水が室外熱交換器１６０を流通する冷媒に対して熱的な影響を及ぼすことはない。

室外熱交換器１６０から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６０の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、通常の暖房運転時には、室内凝縮器１２０にて圧縮機１１から吐出された冷媒の有する熱量によって車室内送風空気が加熱されて、車室内の暖房を行うことができる。

（ｂ）除霜運転
次に、除霜運転について説明する。ここで、本実施形態のヒートポンプサイクル１０のように、室外熱交換器１６０にて冷媒と外気とを熱交換させて冷媒を蒸発させる冷凍サイクル装置では、室外熱交換器１６０における冷媒蒸発温度が着霜温度（具体的には、０℃）以下になってしまうと室外熱交換器１６０に着霜が生じるおそれがある。

このような着霜が生じると、熱交換器７０の外気通路７０ａが霜によって閉塞されてしまうので、室外熱交換器１６０の熱交換能力が著しく低下してしまう。そこで、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、暖房運転時に、着霜判定手段によって室外熱交換器１６０の着霜が生じていると判定された際に除霜運転を実行する。

この除霜運転では、空調制御装置が圧縮機１１の作動を停止させるとともに、送風ファン１７の作動を停止させる。従って、除霜運転時には、通常の暖房運転時に対して、室外熱交換器１６０へ流入する冷媒流量が減少し、外気通路７０ａへ流入する外気の風量が減少することになる。

さらに、空調制御装置が冷却水循環回路４０の三方弁４２を、図１２の破線矢印に示すように、冷却水をラジエータ４３へ流入させる冷却水回路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０に冷媒は循環することはなく、冷却水循環回路４０は、図１２の破線矢印に示すように冷媒が流れる冷却水回路に切り替えられる。

従って、ラジエータ４３の冷却水用チューブ４３ａを流通する冷却水の有する熱量がアウターフィン７０ｂを介して、室外熱交換器１６０に伝熱されて、室外熱交換器１６０の除霜がなされる。つまり、走行用電動モータＭＧの廃熱を有効に利用した除霜が実現される。

（ｃ）冷房運転
冷房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって冷房運転モードが選択されると開始される。この冷房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを開くとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６０の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図１３の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。

この際、冷却水循環回路４０の三方弁４２については、冷却水温度Ｔｗが基準温度以上になった際には、冷却水をラジエータ４３へ流入させる冷却水回路に切り替え、冷却水温度Ｔｗが予め定めた基準温度未満になった際には、冷却水がラジエータ４３を迂回して流れる冷却水回路に切り替えられる。なお、図１３では、冷却水温度Ｔｗが基準温度以上になった際の冷却水の流れを破線矢印で示している。

冷房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２０へ流入して、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。室内凝縮器１２０から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが開いているので、固定絞り迂回用通路１４０を介して室外熱交換器１６０へ流入する。室外熱交換器１６０へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気にさらに放熱する。

室外熱交換器１６０から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６０の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、冷房用固定絞り１９にて減圧膨張される。冷房用固定絞り１９から流出した冷媒は、室内蒸発器２０へ流入して、送風機３２によって送風された車室内送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内送風空気が冷却される。

室内蒸発器２０から流出した冷媒は、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。以上の如く、冷房運転時には、室内蒸発器２０にて低圧冷媒が車室内送風空気から吸熱して蒸発することによって、車室内送風空気が冷却されて車室内の冷房を行うことができる。

本実施形態の車両用空調装置１では、上記の如く、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路および冷却水循環回路４０の冷却水回路を切り替えることによって、種々の運転を実行することができる。さらに、本実施形態では、上述した特徴的な熱交換器７０を採用しているので、冷媒、冷却水、外気の３種類の流体間の熱交換量を適切に調整することができる。

もちろん、本実施形態のヒートポンプサイクル１０に、第２〜第４実施形態に記載した熱交換器７０を適用してもよい。

（第６実施形態）
次に、本発明の第６実施形態について図１４〜図１６に基づいて説明する。本第５実施形態では、第５実施形態に対して、ヒートポンプサイクル１０および冷却水循環回路４０の構成を変更した例を説明する。なお、図１４〜図１６では、ヒートポンプサイクル１０における冷媒の流れを実線で示し、冷却水循環回路４０における冷却水の流れを破線矢印で示している。

具体的には、本実施形態の冷却水循環回路４０は、作動時に発熱を伴う車載機器の一つであるエンジンＥＧの内部に形成された冷却水通路に、冷却媒体（熱媒体）としての冷却水を循環させて、エンジンＥＧを冷却する冷却水循環回路である。すなわち、本実施形態では、第５実施形態の走行用電動モータＭＧが廃止されており、代わりにエンジンＥＧを配置している。

さらに、本実施形態では、第５実施形態の室内凝縮器１２０が廃止されており、室内空調ユニット３０のケーシング３１内に第５実施形態の複合型の熱交換器７０を配置している。そして、この熱交換器７０のうち、第５実施形態の室外熱交換器１６０を室内凝縮器１２０として機能させている。

また、熱交換器７０のうち、第５実施形態のラジエータ４３を、冷媒の有する熱により冷却水を加熱する熱回収用熱交換部４５として機能させている。これにより、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷媒の熱により冷却水を加熱してエンジンの暖機を行う暖機運転を実行することもできる。熱回収用熱交換部４５は、冷却水循環回路４０におけるバイパス通路４４に配置されている。

一方、室外熱交換器１６０については、内部を流通する冷媒と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させる単一の熱交換器として構成されている。同様に、ラジエータ４３については、内部を流通する冷却水と送風ファン４６から送風された外気とを熱交換させる単一の熱交換器として構成されている。

その他の構成は、第５実施形態と同様である。また、本実施形態では、除霜運転に代えて暖機運転が実行されるものの、その他の作動は、第５実施形態と同様である。

以下、暖機運転について説明する。ここで、エンジンＥＧのオーバーヒートを抑制するためには、冷却水の温度は所定の上限温度以下に維持されるとともに、エンジンＥＧの内部に封入された潤滑用オイルの粘度増加によるフリクションロスを低減するためには、冷却水の温度は所定の下限温度以上に維持されることが望ましい。

そこで、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、暖房運転時に、冷却水温度Ｔｗが予め定めた基準温度以下になった際に暖機運転が実行される。この暖機運転では、ヒートポンプサイクル１０の三方弁１５ｂについては、通常の暖房運転時と同様に作動させ、冷却水循環回路４０の三方弁４２については、冷却水を図１５の破線矢印に示すようにラジエータ４３を迂回させる、すなわち熱回収用熱交換部４５へ流入させる冷却水回路に切り替える。

従って、図１５の実線矢印に示すように、圧縮機１１から吐出された高圧高温冷媒は、通常の暖房運転時と同様に、室内凝縮器１２０に流入する。室内凝縮器１２０へ流入した高温高圧冷媒の有する熱量は、三方弁４２が冷却水を熱回収用熱交換部４５へ流入させる冷却水回路に切り替えているので、送風機３２によって送風された送風空気に伝熱するとともに、アウターフィン７０ｂを介して冷却水に伝熱する。その他の作動は、通常の暖房運転時と同様である。

以上の如く、暖機運転時には、室内凝縮器１２０にて圧縮機１１から吐出された冷媒の有する熱量によって車室内送風空気が加熱されて、車室内の暖房を行うことができる。さらに、室内凝縮器１２０にて圧縮機１１から吐出された冷媒の有する熱量は、アウターフィン７０ｂを介して冷却水にも伝熱されるので、冷却水の温度が上昇する。したがって、冷媒の有する熱量を利用して、エンジンＥＧの暖機を実現できる。

もちろん、本実施形態のヒートポンプサイクル１０に、第２〜第４実施形態に記載した熱交換器７０を適用してもよい。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、熱交換器７０において、冷媒用チューブ１２ａから構成される専用コア部７０１を、冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの双方から構成される一般コア部７０２よりも、冷媒流れ下流側に配置した例について説明したが、専用コア部を複数設けてもよい。

例えば、図１７に示すように、一般コア部７０２よりも冷媒流れ上流側（具体的には、冷媒流れの最上流側のパス）に、冷媒用チューブ１２ａから構成される専用コア部７０３を設けてもよい。

（２）上述の実施形態では、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２において、冷媒用チューブ１２ａと冷却水用チューブ４３ａとを一本ずつ交互に配置した例について説明したが、冷媒用チューブ１２ａおよび冷却水用チューブ４３ａの配置はこれに限定されない。

例えば、上流側熱交換部７１の一般コア部７０２において、冷却水用チューブ４３ａを、冷媒用チューブ１２ａ二本おきに配置してもよい。すなわち、上流側熱交換部７１において、隣り合う冷却水用チューブ４３ａの間に、二本の冷媒用チューブ１２ａを配置してもよい。

（３）上述の第１実施形態では、第１流体としてヒートポンプサイクル１０の冷媒を採用し、第２流体として冷却水循環回路４０の冷却水を採用し、さらに、第３流体として送風ファン１７によって送風された外気を採用した例を説明したが、第１〜第３流体はこれに限定されない。例えば、第６実施形態のように、第３流体として車室内送風空気を採用してもよい。また、第３流体は、冷却水であってもよい。

例えば、第１流体は、ヒートポンプサイクル１０の高圧側冷媒であってもよいし、低圧側冷媒であってもよい。

例えば、第２流体は、エンジン、走行用電動モータＭＧに電力を供給するインバータ等の電気機器等を冷却する冷却水を採用してもよい。また、第２流体として、冷却用のオイルを採用し、第２熱交換部をオイルクーラとして機能させてもよいし、第２流体として、蓄熱剤、蓄冷剤等を採用してもよい。

さらに、本発明の熱交換器７０が適用されたヒートポンプサイクル１０を据置型空調装置、冷温保存庫、自動販売機用冷却加熱装置等に適用する場合は、第２流体として、ヒートポンプサイクル１０の圧縮機の駆動減としてのエンジン、電動モータおよびその他の電気機器等を冷却する冷却水を採用してもよい。

さらに、上述の実施形態では、ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）に本発明の熱交換器７０を適用した例を説明したが、本発明の熱交換器７０の適用はこれに限定されない。すなわち、３種類の流体間で熱交換を行う装置等に幅広く適用可能である。

例えば、車両用冷却システムに適用される熱交換器として適用することができる。そして、第１流体は、作動時に発熱を伴う第１車載機器の有する熱量を吸熱した熱媒体とし、第２流体は、作動時に発熱を伴う第２車載機器の有する熱量を吸熱した熱媒体とし、第３流体は、室外空気としてもよい。

より具体的には、ハイブリッド車両に適用する場合には、第１車載機器をエンジンＥＧとし、第１流体をエンジンＥＧの冷却水とし、第２車載機器を走行用電動モータとし、第２流体を走行用電動モータの冷却水としてもよい。

これらの車載機器の発熱量は、車両の走行状態（走行負荷）に応じてそれぞれ変化するので、エンジンＥＧの冷却水の温度および走行用電動モータの冷却水の温度も車両の走行状態によって変化する。従って、この例によれば、発熱量の大きい車載機器にて生じた熱量を、空気のみならず、発熱量の小さい車載機器側へ放熱させることが可能となる。

また、第１車載機器または第２車載機器として、排気還流装置（ＥＧＲ）、過給器、パワーステアリング装置、バッテリ等を採用してもよい。また、熱交換部を、ＥＧＲクーラ、インタークーラ、パワーステアリングオイル冷却用のオイルクーラ等として機能させてもよい。

（４）上述の実施形態では、冷却水循環回路４０の冷却媒体回路を切り替える回路切替手段として、電気式の三方弁４２を採用した例を説明したが、回路切替手段はこれに限定されない。例えば、サーモスタット弁を採用してもよい。サーモスタット弁は、温度によって体積変化するサーモワックス（感温部材）によって弁体を変位させて冷却媒体通路を開閉する機械的機構で構成される冷却媒体温度応動弁である。従って、サーモスタット弁を採用することで、冷却水温度センサ５２を廃止することもできる。

（５）上述の実施形態では、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用した例を説明したが、冷媒の種類はこれに限定されない。二酸化炭素等の自然冷媒や炭化水素系冷媒等を採用してもよい。さらに、ヒートポンプサイクル１０が、圧縮機１１吐出冷媒が冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成していてもよい。

（６）上述の第５実施形態では、室内凝縮器１２０にて高圧冷媒と送風空気とを熱交換させることによって送風空気を加熱した例を説明したが、室内凝縮器１２０に代えて、例えば、熱媒体を循環させる熱媒体循環回路を設け、この熱媒体循環回路に高圧冷媒と熱媒体とを熱交換させる水−冷媒熱交換器、および水−冷媒熱交換器にて加熱された熱媒体と送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱する加熱用熱交換器等を配置してもよい。

つまり、高圧冷媒を熱源として、熱媒体を介して間接的に送風空気を加熱するようにしてもよい。さらに、内燃機関を有する車両に適用する場合は、内燃機関の冷却水を熱媒体として、熱媒体循環回路を流通させるようにしてもよい。また、電気自動車においては、バッテリや電気機器を冷却する冷却水を熱媒体として、熱媒体循環回路を流通させるようにしてもよい。

（７）上記第２実施形態では、専用コア部７０１に冷却水用チューブ４３ａを設けた場合において、最下流側冷媒用チューブ１２１ａおよび冷却水用チューブ４３ａの間に配置されるアウターフィン７０ｂに、断熱手段としての第１スリット孔７０ｃおよび第２スリット孔７０ｄを設けた例について説明したが、これに限らず、断熱手段を設けなくてもよい。

断熱手段を設けない場合、専用コア部７０１のアウターフィン７０ｂは、冷却水側熱接続部７２ｂを有することになるが、冷却水側熱接続部７２ｂの数が冷媒側熱接続部７１ｂの数よりも少ないので、専用コア部７０１に配置されるアウターフィン７０ｂにおいて、吐出冷媒の有する熱を外気に放熱させるために利用される領域が、冷却水の有する熱を外気に放熱させるために利用される領域よりも大きくなる。このため、最下流側冷媒用チューブ１２１ａ内を流通する冷媒の有する熱を外気に充分に放熱することができる。

（８）上記第２実施形態では、断熱手段として、スリット孔７０ｃ、７０ｄを採用した例について説明したが、断熱手段はこれに限定されない。例えば、スリット孔７０ｃ、７０ｄに代えてルーバを形成してもよいし、アウターフィン７０ｂを切断してもよい。

１２ａ 冷媒用チューブ（第１チューブ）
４３ａ 冷却水用チューブ（第２チューブ）
７０ｂ アウターフィン
７０ｃ、７０ｄ スリット孔（断熱手段）
７１ｂ 冷媒側熱接続部（第１流体側熱接続部）
７２ｂ 冷却水側熱接続部（第２流体側熱接続部）
１２１ａ 最下流側冷媒用チューブ（最下流側第１チューブ）
７０１ 専用コア部

Claims (10)

1. 内部に第１流体が流通する複数の第１チューブ（１２ａ）と、
   内部に第２流体が流通する複数の第２チューブ（４３ａ）と、
   前記第１チューブ（１２ａ）および前記第２チューブ（４３ａ）を積層配置して構成されて前記第１流体および前記第２流体の有する熱を第３流体に放熱させる熱交換部（７１、７２）とを備え、
   前記第１チューブ（１２ａ）および前記第２チューブ（４３ａ）の周囲には、前記第３流体が流通する第３流体用通路（７０ａ）を形成しており、
   前記第３流体用通路（７０ａ）には、前記第１流体と前記第３流体との熱交換および前記第２流体と前記第３流体との熱交換を促進するアウターフィン（７０ｂ）が配置されており、
   前記アウターフィン（７０ｂ）は、前記第１チューブ（１２ａ）同士を熱的に接続する第１流体側熱接続部（７１ｂ）と、前記第１チューブ（１２ａ）と前記第２チューブ（４３ａ）とを熱的に接続する第２流体側熱接続部（７２ｂ）とを有しており、
   前記複数の第１チューブ（１２ａ）のうち同一空間から分配された前記第１流体を同一の方向へ流すチューブ群によって形成される流体経路をパスとし、さらに、前記第１流体流れの最下流側の前記パスである最終パスを形成する前記第１チューブ（１２ａ）を最下流側第１チューブ（１２１ａ）としたときに、
   前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）では、前記第１流体側熱接続部（７１ｂ）の数が前記第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数よりも多いことを特徴とする熱交換器。
2. 前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）では、前記アウターフィン（７０ｂ）のうち前記第２流体側熱接続部（７２ｂ）に対応する部位に、前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）を流通する前記第１流体と前記第２チューブ（４３ａ）を流通する前記第２流体との間の熱移動を抑制する断熱手段（７０ｃ、７０ｄ）を設けることによって、前記第１流体側熱接続部（７１ｂ）の数が前記第２流体側熱接続部（７２ｂ）の数よりも多くなっていることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記断熱手段は、前記アウターフィン（７０ｂ）の表裏を貫通するスリット孔（７０ｃ、７０ｄ）によって構成されていることを特徴とする請求項２に記載の熱交換器。
4. 前記第１流体は蒸気圧縮式の冷凍サイクルの冷媒であり、
   前記熱交換部（７１、７２）は、前記冷媒を凝縮させるものであることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の熱交換器。
5. 前記最終パスの直前の前記パスを形成する前記第１チューブ（１２ａ）を最下流直前側第１チューブ（１２２ａ）としたときに、
   前記最下流直前側第１チューブ（１２２ａ）を流通する前記第１流体の流れ方向と、
   前記最下流直前側第１チューブ（１２２ａ）に隣り合って配置される前記第２チューブ（４３ａ）を流通する前記第２流体の流れ方向とが同一であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の熱交換器。
6. 前記最終パスを形成しない前記第１チューブ（１２ａ）と前記第２チューブ（４３ａ）は互いに交互に積層配置されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の熱交換器。
7. 前記熱交換部として、前記第３流体の流れ方向上流側に配置される上流側熱交換部（７１）および前記上流側熱交換部（７１）の前記第３流体の流れ方向下流側に配置される下流側熱交換部（７２）が設けられており、
   前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）は前記下流側熱交換部（７１）を形成しており、
   前記上流側熱交換部（７２）を形成する前記第１チューブ（１２ａ）と前記第２チューブ（４３ａ）とは、互いに交互に積層配置されていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載の熱交換器。
8. 前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）と前記第２チューブ（４３ａ）との間に、少なくとも前記第１流体および前記第２流体が流通しないダミーチューブ（７７）が配置されていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の熱交換器。
9. 前記最終パスの直前の前記パスを形成する前記第１チューブ（１２ａ）を最下流直前側第１チューブ（１２２ａ）としたときに、
   前記最終パスを形成する前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）の流路総断面積が、前記直前のパスを形成する前記最下流直前側第１チューブ（１２２ａ）の流路総断面積よりも小さいことを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の熱交換器。
10. 前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）として、前記第３流体の流れ方向の上流側に配置される上流側熱交換部（７１）、および前記第３流体の流れ方向における前記上流側熱交換部（７１）の下流側に配置される下流側熱交換部（７２）が設けられ、
    前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）によって構成される熱交換部（７０１）において、前記下流側熱交換部（７２）を構成する前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）から流出した前記第２流体が、前記上流側熱交換部（７１）を構成する前記最下流側第１チューブ（１２１ａ）に流入することを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１つに記載の熱交換器。

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