JP2022102199A - 熱交換器、空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換後の空気の温度分布のばらつきを改善することが可能な熱交換器を提供する。【解決手段】熱交換器１０は、コア部２０と、タンク３０，４０と、を備える。コア部２０は、所定の隙間を有して配置される複数のチューブ２１、及び複数のチューブ２１の間に形成される隙間に配置される複数のフィン２２を有する。タンク３０，４０は、複数のチューブ２１の端部に接続される。タンク３０，４０とフィン２２の端部との間には隙間が形成されている。隙間の幅を「Ｌ」とし、フィンのピッチを「Ｆｐ」とするとき、隙間の幅Ｌ及びフィンのピッチＦｐは「Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ２＋４．６５×Ｆｐ－２．８」を満たしている。【選択図】図１

Description

本開示は、熱交換器、及び空調システムに関する。

従来、下記の特許文献１に記載の熱交換器がある。この熱交換器は、空調システムのヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられるものであって、空調ダクトを流れる空気と熱交換することにより、空調ダクトを流れる空気を加熱する。空調システムでは、この加熱された空気が空調ダクトを通じて車室内に送風されることにより、車室内の暖房が可能となる。この熱交換器は、チューブ及びフィンが交互に配置されるコア部と、チューブの両端部にそれぞれ接合される２つのタンクとを備えている。この熱交換器では、高温の気相状態の熱媒体が一方のタンクに流入した後、コア部の複数のチューブのそれぞれの一端部に分配される。コア部では、複数のチューブの内部を流れる熱媒体と、それらの外部を流れる空気との間で熱交換が行われる。これにより、熱媒体は、チューブの一端部から他端部に向かって流れる間に気相状態、気液二相状態、液相状態へと相変化する。液相状態に変化した熱媒体は複数のチューブのそれぞれの他端部から他方のタンクに流入して集められた後、排出される。

一方、特許文献１に記載されるような熱交換器では、フィンとタンクとを近接して配置すると、ろう付け時にタンクからフィンの端部にろう材が回り込むことにより、フィンの端部がエロージョン現象により溶解するおそれがある。エロージョン現象とは、タンクのろう材がフィンの母材を侵食する現象である。このようなフィンの浸食を回避するために、下記の特許文献２に記載の熱交換器ではタンクとフィンとの間に隙間を形成している。これにより、タンクのろう材がフィンの端部に回り込み難くなるため、上述したエロージョン現象に起因したフィンの浸食を抑制することができる。

特開２０１２－１４９８７２号公報 特許第４６７９７３４号公報

熱交換器の熱交換性能を向上させるための方法の一つとして、フィンピッチを小さくする方法が考えられる。フィンピッチを小さくするほど、空気に接触可能なフィンの総面積が増加するため、熱交換性能を高めることができる。しかしながら、上記の特許文献２に記載の熱交換器において、その性能の向上を目的としてフィンピッチを小さくすると、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきが生じ易くなる懸念がある。

具体的には、フィンピッチを小さくすると、空気が通過する流路が狭くなるため、通風抵抗が増加する。そのため、上記の特許文献１に記載の熱交換器のようにタンクとフィンとの間に隙間が形成されている構造においてフィンピッチを小さくすると、フィンを通過する空気の風量が減少する一方、タンクとフィンとの間に形成される隙間を通過する空気の風量が増加する。結果的に、熱交換器のコア部と熱交換を殆ど行うことなく通過する空気の風量が増加する。これが、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。

一方、上記の特許文献１に記載の熱交換器のようにヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられる熱交換器では、気相状態の高温の熱媒体が多く存在するコア部の一端部と、液相状態の低温の熱媒体が多く存在するコア部の他端部とで温度差が大きくなり易い。このようなコア部の部分的な温度差は、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。このような熱交換器において、フィンの浸食の抑制を目的として上記の特許文献２に記載の熱交換器のようにタンクとフィンとの間に隙間を形成する構成を採用し、更に熱交換性能の向上を目的としてフィンピッチを小さくする構成を採用した場合、タンクとフィンとの間の隙間に、熱交換されない空気が流れ易くなるため、空気の温度分布が一層悪化するおそれがある。

本開示は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを改善することが可能な熱交換器、及び空調システムを提供することにある。

上記課題を解決する熱交換器は、車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいてコンデンサとして用いられる熱交換器（１０）である。熱交換器は、コア部（２０）と、タンク（３０，４０）と、を備える。コア部は、所定の隙間を有して配置される複数のチューブ（２１）、及び複数のチューブの間に形成される隙間に配置される複数のフィン（２２）を有する。タンクは、複数のチューブの端部に接続される。タンクとフィンの端部との間には隙間が形成されている。隙間の幅を「Ｌ」とし、フィンのピッチを「Ｆｐ」とするとき、隙間の幅Ｌ及びフィンのピッチＦｐは「０．６＜Ｆｐ≦３．５」及び「Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ^２＋４．６５×Ｆｐ－２．８」を満たしている。

また、上記課題を解決する空調システムは前記熱交換器を備える。
発明者の実験等によれば、タンクとフィンとの間に形成される隙間の幅、及びフィンのピッチを上記の範囲で設定することで、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能である。

なお、上記手段、特許請求の範囲に記載の括弧内の符号は、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一例である。

本開示の熱交換器、及び空調システムによれば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを改善することが可能である。

図１は、第１実施形態の熱交換器の正面構造を模式的に示す図である。 図２は、第１実施形態のフィンの正面構造を示す正面図である。 図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿った断面構造を示す断面図である。 図４は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接続部分周辺の正面構造を示す正面図である。 図５は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接合部分、並びにフィン及びチューブの接合部分を拡大して示す断面図である。 図６は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。 図７は、第１実施形態の熱交換器の側面構造を模式的に示す図である。 図８は、第１実施形態の熱交換器において隙間の幅Ｌと温度差ΔＴとの関係を実験的に求めることにより得られたグラフである。 図９は、第１実施形態の熱交換器における隙間の幅Ｌと温度変化率αとの関係を示すグラフである。 図１０は、第１実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。 図１１は、第２実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。 図１２は、第３実施形態の熱交換器において隙間の幅Ｌと熱交換性能ＰＨとの関係を実験的に求めることにより得られたグラフである。 図１３は、第３実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。 図１４は、第５実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接続部分周辺の断面構造を示す断面図である。 図１５は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。 図１６は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。 図１７は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。

以下、熱交換器の一実施形態について図面を参照しながら説明する。説明の理解を容易にするため、各図面において同一の構成要素に対しては可能な限り同一の符号を付して、重複する説明は省略する。
＜第１実施形態＞
はじめに、図１を参照して、本実施形態の熱交換器の概略構成について説明する。図１に示される熱交換器１０は、車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられるものである。空調システムは、車両の暖気、換気、及び空調を統括的に行う、いわゆるＨＶＡＣ（Heating, Ventilation, and Air Conditioning）システムである。熱交換器１０は空調システムの空調ダクトに配置されており、ヒートポンプサイクルを循環する熱媒体と、空調ダクト内を流れる空気とを熱交換させることにより空気を加熱する。この加熱された空気が空調ダクトを通じて車室内に送風されることで車室内の暖房が行われる。

図１に示されるように、熱交換器１０は、コア部２０と、第１タンク３０と、第２タンク４０とを備えている。
コア部２０は、その内部を流れる熱媒体と、その外部を流れる空気とを熱交換する部分である。コア部２０は、複数のチューブ２１と、複数のフィン２２とにより構成されている。

複数のチューブ２１は、矢印Ｘで示される方向に所定の隙間を有して並べて配置されている。チューブ２１は、矢印Ｚで示される方向に延びるように形成されるとともに、矢印Ｚで示される方向に直交する断面形状が扁平状となるように形成されている。チューブ２１の内部には、熱媒体の流れる流路が矢印Ｚで示される方向に延びるように形成されている。隣り合うチューブ２１，２１の間に形成される隙間には、矢印Ｙで示される方向に空気が流れる。

以下では、便宜上、矢印Ｘで示される方向を「チューブ積層方向Ｘ」と称し、矢印Ｙで示される方向を「空気流れ方向Ｙ」と称し、矢印Ｚで示される方向を「チューブ長手方向Ｚ」と称する。
フィン２２は、隣り合うチューブ２１，２１の間に形成される隙間に配置されている。フィン２２は、チューブ２１，２１の間の隙間を流れる空気に対する接触面積を増加させることにより、チューブ２１の内部を流れる熱媒体と空気との熱交換を促進させる機能を有している。フィン２２は、薄い金属板を波形状に折り曲げることにより形成された、いわゆるコルゲートフィンからなる。

具体的には、図２に示されるように、フィン２２は、所定のフィンピッチＦｐで波状に折り曲げられた形状からなり、平板状に形成された平板部２２０と、円弧状に折り曲げられた屈曲部２２１とをチューブ長手方向Ｚに交互に有している。
図３は、チューブ積層方向Ｘに直交するフィン２２の断面構造を示したものである。図３に示されるように、平板部２２０には、複数のルーバ２２２が一体的に形成されている。ルーバ２２２は、平板部２２０に対して傾斜するように鎧窓状に切り起こされた部分である。

一つの平板部２２０に形成されるルーバ２２２は、平板部２２０の中央よりも空気流れ方向Ｙの上流側に形成される上流側ルーバ群２２２ａと、平板部２２０の中央よりも空気流れ方向Ｙの下流側に形成される下流側ルーバ群２２２ｂとに分けられる。上流側ルーバ群２２２ａと下流側ルーバ群２２２ｂとでは、平板部２２０に対する切り起こし方向が逆方向に設定されている。図中に拡大して示されるように、平板部２２０に対して上流側ルーバ群２２２ａがなす鋭角側の傾斜角度は「θ」に設定されている。同様に、平板部２２０に対して下流側ルーバ群２２２ｂがなす鋭角側の傾斜角度も「θ」に設定されている。以下では、角度θを「切り起こし角度θ」と称する。上流側ルーバ群２２２ａに属するルーバ２２２、及び下流側ルーバ群２２２ｂに属するルーバ２２２は、いずれも所定のルーバピッチＬｐの間隔で形成されている。

図４に示されるように、各屈曲部２２１の頂面はチューブ２１の外面に接触している。各屈曲部２２１の頂部がチューブ２１の外面にろう付け接合されることで、フィン２２はチューブ２１に固定されている。図５に示されるように、各屈曲部２２１の頂部とチューブ２１の外面との接合部分には、ろう材が凝固することでフィレット５０が形成されている。

図１に示されるように、第１タンク３０は、複数のチューブ２１のそれぞれの一端部２１ａに接続されている。第２タンク４０は、複数のチューブ２１のそれぞれの他端部２１ｂに接続されている。各タンク３０，４０は、チューブ積層方向Ｘに延びるように筒状に形成されている。第１タンク３０の一端部には、熱媒体が流入する流入部３１が設けられている。第２タンク４０の一端部には、熱媒体を排出するための流出部４１が設けられている。

図５に示されるように、チューブ２１の他端部２１ｂは、第２タンク４０の外周面に形成される挿入穴４２に挿入されて第２タンク４０の内部まで延びている。挿入穴４２の内周面と、それに対向するチューブ２１の他端部２１ｂの外周面とがろう付け接合されることで、チューブ２１の他端部２１ｂは第２タンク４０に固定されている。チューブ２１の他端部２１ｂと第２タンク４０の挿入穴４２との接合部分には、ろう材が凝固することでフィレット６０が形成されている。なお、図示は省略するが、チューブ２１の一端部２１ａ及び第１タンク３０も同様の構造により接合されている。

図１に示されるように、フィン２２は、そのチューブ長手方向Ｚの一端部２２ａが第１タンク３０から離間するように配置されている。これにより、フィン２２の一端部２２ａと第１タンク３０との間には幅Ｌの隙間Ｇ１１が形成されている。この隙間Ｇ１１により、ろう付け時に第１タンク３０からフィン２２の一端部２２ａにろう材が回り込み難くなるため、エロージョン現象に起因するフィン２２の一端部２２ａの浸食が抑制されている。同様に、フィン２２の他端部２２ｂの浸食を抑制するために、フィン２２の他端部２２ｂと第２タンク４０との間にも、幅Ｌの隙間Ｇ１２が形成されている。

なお、本実施形態の隙間Ｇ１２の幅Ｌは、図４及び図６に示されるように、フィン２２の他端部２２ｂにおいて第２タンク４０に最も近い部分と、第２タンク４０の外周面４３においてフィン２２に最も近い部分との間の距離で定義されている。なお、第２タンク４０の外周面４３は平面に限らず、曲面であってもよい。隙間Ｇ１１の幅Ｌに関しても同様に定義されている。

また、図３に示されるルーバピッチＬｐ及び切り起こし角度θは、以下の式ｆ１，ｆ２に示されるように設定されている。
０．１［ｍｍ］≦Ｌｐ≦１．０［ｍｍ］ （ｆ１）
２２．５［°］≦θ≦４５［°］ （ｆ２）
図３に示されるように、フィン２２の板厚を「ｔ」とすると、板厚ｔは以下の式ｆ３に示されるように設定されている。

０．０３［ｍｍ］≦ｔ≦０．１［ｍｍ］ （ｆ３）
図２に示されるように、フィン２２の高さを「ＦＨ」とすると、高さＦＨは以下の式ｆ４に示されるように設定されている。
１．５［ｍｍ］≦ＦＨ≦７［ｍｍ］ （ｆ４）
図１に示されるように、チューブ積層方向Ｘにおけるコア部２０の長さをコア幅ＣＷとし、チューブ長手方向Ｚにおけるコア部２０の長さをコア高さＣＨとするとき、コア幅ＣＷよりもコア高さＣＨの方が小さくなっている。なお、本実施形態の熱交換器１０では、コア高さＣＨが「ＣＨ≦３００［ｍｍ］」となるように設定されている。また、図７に示されるように、空気流れ方向Ｙにおけるコア部２０の長さをコア厚みＣｔとするとき、コア厚みＣｔは以下の式ｆ５に示されるように設定されている。

６［ｍｍ］≦Ｃｔ≦３０［ｍｍ］ （ｆ５）
この熱交換器１０では、気相状態の高温の熱媒体が流入部３１を通じて第１タンク３０に流入する。第１タンク３０は、気相状態の熱媒体を複数のチューブ２１のそれぞれの一端部２１ａに分配する。各チューブ２１では、その内部を流れる熱媒体と、その外部を流れる空気とで熱交換が行われることで、熱媒体の熱が空気に吸収されて空気が加熱される。熱媒体は、その熱が空気に吸収されることで冷却される。そのため、熱媒体は、チューブ２１の一端部２１ａから他端部２１ｂまで流れる間に気相状態、気液二相状態、液相状態へと徐々に相変化する。液相状態に変化した熱媒体は、各チューブ２１の他端部２１ｂから第２タンク４０に流入して集められた後、流出部４１を通じて外部に排出される。

ところで、このような熱交換器１０のコア部２０には、図１に示されるように、気相状態の熱媒体が多く存在するスーパーヒート域ＳＨ、気液二相状態の熱媒体が多く存在する二相域ＤＡ、及び液相状態の熱媒体が多く存在するサブクール域ＳＣが形成される。このとき、スーパーヒート域ＳＨの温度は例えば９０［℃］となり、サブクール域ＳＣの温度は例えば４０［℃］となり、二相域ＤＡの温度は例えば５５［℃］となる。スーパーヒート域ＳＨ及びサブクール域ＳＣと比較すると二相域ＤＡは大きい。したがって、大部分の空気は二相域ＤＡを通過することになるものの、スーパーヒート域ＳＨ及びサブクール域ＳＣをそれぞれ通過する空気も存在する。スーパーヒート域ＳＨとサブクール域ＳＣとでは温度差が大きいため、それらを通過した空気にも大きな温度差が生じる。特に、ヒートポンプサイクルの暖房機は「０［℃］」以下の極低温のため、タンク３０，４０とフィン２２との間の隙間Ｇ１１，Ｇ１２から漏れる熱交換しない空気の温度が低くなり、熱交換器１０のコア部２０との温度差が大きくなる。これが、熱交換器１０を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。

一方、図２に示されるフィンピッチＦｐを狭くするほど、フィン２２の総面積を大きくすることができるため、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることが可能である。しかしながら、フィンピッチＦｐを狭くするほど、フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が増加する。特に、ルーバピッチＬｐが上記の式ｆ１の範囲で設定されている場合、微細化されたルーバ２２２がフィン２２に形成されることとなるため、フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が更に増加し易い。フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が増加すると、フィン２２と各タンク３０，４０との間に形成される隙間Ｇ１１，Ｇ１２に空気が流れ易くなる。それらの隙間Ｇ１１，Ｇ１２に空気が流れ易くなると、低温の空気が熱媒体と殆ど熱交換を行うことなく熱交換器１０を通過してしまう。この場合、低温の空気が車室内に送風されることになるため、車室内の暖房を要求している運転者に違和感を与える懸念がある。

このように、図１に示される熱交換器１０は、熱媒体の温度分布のばらつきに起因して空気の温度分布にばらつきが生じ易い構造であるとともに、熱交換性能の向上を目的としてフィンピッチＦｐを狭くした場合に更に空気の温度分布にばらつきが生じてしまうという課題が存在することを発明者は新たに見いだした。

発明者は、この新規の課題に鑑みて、フィン２２と各タンク３０，４０との間に隙間Ｇ１１，Ｇ１２を有する熱交換器１０に関してフィンピッチＦｐと空気の温度分布のばらつきとの関係を実験的に求めた。発明者により行われた実験は以下の通りである。なお、以下の実験は、空気温度が「－１０［℃］」、風速が「２．０［ｍ／ｓ］」、冷媒が「HF01234yf」、スーパーヒート域ＳＨの温度が「２０［℃］」、冷媒飽和温度が「６０［℃］」、サブクール域ＳＣの温度が「１５［℃］」という条件下で行われた。
なお、今回は代表例を示したがスーパーヒート域及びサブクール域と隙間から漏れる空気の温度差によって生じる課題の為、スーパーヒート域及びサブクール域と空気に温度差が生じる条件であれば、他の条件でも、本課題が発生する事も確認されている。

発明者は、フィン２２と各タンク３０，４０との間に形成される隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとを変化させつつ、図１及び図７に示される位置Ｐ１及び位置Ｐ２のそれぞれの空気の温度Ｔ１，Ｔ２を測定した。位置Ｐ１は、コア部２０の二相域ＤＡの中央から空気流れ方向Ｙの下流側に所定距離だけ離間した位置に設定されている。位置Ｐ２は、隙間Ｇ１２から空気流れ方向Ｙの下流側に所定距離だけ離間した位置に設定されている。位置Ｐ１及びＰ２はチューブ積層方向Ｘにおいてコア部２０の中央の位置に設定されている。位置Ｐ１の空気の温度Ｔ１は、コア部２０の二相域ＤＡの中央を通過した空気の温度、すなわちコア部２０と熱交換した空気の温度である。位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２は、隙間Ｇ１２を通過した空気の温度、すなわちコア部２０と殆ど熱交換せずに通過した空気の温度である。図１及び図７に示されるように、位置Ｐ１，Ｐ２は、Ｘ方向に対してコア部２０を領域Ａ１～Ａ６に６分割した時に最も温度差の発生し易い流入部３１側の１番目又は２番目の位置でＹ方向に対し、コア部２０から「１０［ｍｍ］」の位置で測定している。

図８は、発明者により行われた実験結果のグラフ例を示したものである。図８では、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと位置Ｐ１，Ｐ２の温度差ΔＴとの関係が示されている。なお、図８に示される基準温度差ΔＴ０は、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「０」である熱交換器、換言すれば隙間Ｇ１１，Ｇ１２が形成されていない熱交換器の温度差を示している。また、図８は、発明者により行われた実験結果の一部のみを示したものである。

発明者は、図８に示される実験結果から隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの関係を更に求めた。温度変化率αは、フィンピッチＦｐの変化量に対する温度差ΔＴの変化量を示すものである。温度変化率αは、例えば図８に示される隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌ１１，Ｌ１２、及びそれらに対応する温度変化量ΔＴ１１，ΔＴ１２を用いて「（ΔＴ１１－ΔＴ１２）／（Ｌ１１－Ｌ１２）」という演算式で求めることができる。図９は、このようにして発明者により求められた、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの関係を示すグラフである。

図９に示されるように、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して温度変化率αは極大値を有するかたちで変化する。これは以下の理由によるものであると考えられる。
まず、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが狭い領域では、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の通風抵抗が大きいため、空気は隙間Ｇ１１，Ｇ１２よりもコア部２０を通過し易い。この領域では、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが僅かに大きくなるだけで、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量が大きく増加する。すなわち、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して、位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２が大きく変化するため、温度変化率αの傾きは大きくなる。

隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが更に増加すると、隙間Ｇ１１，Ｇ１２から一気に空気が抜けるようになる。すなわち、コア部２０を通過する空気の流量よりも隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量の方が多くなる。また、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが十分に大きくなると、幅Ｌの変化に対して、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量が変化し難くなる。すなわち、位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２は変化し難くなる。結果的に、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して温度変化率αは極大値αｍａｘを有するように変化する。

このように温度変化率αが変化する場合、温度変化率αが極大値αｍａｘを示すときに、位置Ｐ１，Ｐ２の温度差ΔＴの変化量が最も大きくなるため、運転者に最も違和感を与えることになる。換言すれば、温度変化率αが極大値αｍａｘであるときが最悪条件である。したがって、温度変化率αが極大値αｍａｘを示す隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを幅閾値Ｌｍ１１とするとき、幅Ｌが「Ｌ＜Ｌｍ１１」を満たしていれば、最悪条件を回避することができる。すなわち、乗員の快適性を維持することができる。

なお、以下では、図９に示されるような隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの対応関係を示すグラフを「温度変化率特性グラフ」と称する。
発明者は、「１．１［ｍｍ］」以外の複数のフィンピッチＦｐに関しても温度変化率特性グラフを作成した。図１０は、フィンピッチＦｐと、各温度変化率特性グラフから求められた幅閾値Ｌｍ１１との関係をグラフ化したものである。なお、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。

図１０に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｍ１１との関係を示す式として、以下の式ｆ６を得ることができる。
Ｌｍ１１＝－０．５８×Ｆｐ^２＋４．６５×Ｆｐ－２．８ （ｆ６）
この式ｆ６で示されるフィンピッチＦｐと幅Ｌｍ１１との関係が最悪条件を示していることを考慮すると、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ７を満たせば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能となる。なお、式ｆ７では、最悪条件を除くために不等号として「＜」を用いている。

Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ^２＋４．６５×Ｆｐ－２．８ （ｆ７）
なお、上記の式ｆ６では、「Ｆｐ＝０．６」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、上述の通り、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ８を満たす必要がある。

０．６＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ８）
＜第２実施形態＞
次に、熱交換器１０の第２実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。

発明者は、図９に示されるフィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの温度変化率特性グラフについて極大値αｍａｘから「１０［％］」だけ低下した温度変化率α１０と、それに対応する幅閾値Ｌ１０とを更に求めた。また、発明者は、「１．１［ｍｍ］」以外のフィンピッチＦｐに対応する複数の温度変化率特性グラフに関しても、同様に幅閾値Ｌ１０を求めた。図１１は、フィンピッチＦｐと、各温度変化率特性グラフから求められた幅閾値Ｌ１０との対応関係をグラフ化したものである。なお、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。

図１１に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌ１０との関係を示す式として、以下の式ｆ９を得ることができる。
Ｌ１０＝－０．６×Ｆｐ^２＋４．４×Ｆｐ－２．８ （ｆ９）
したがって、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ１０を満たせば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、より的確に乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能となる。なお、式ｆ１０では、最悪条件を除くために不等号として「＜」を用いている。

Ｌ＜－０．６×Ｆｐ^２＋４．４×Ｆｐ－２．８ （ｆ１０）
なお、上記の式ｆ１０では、「Ｆｐ＝０．７」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、上述の通り、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ１１を満たす必要がある。

０．７＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ１１）
なお、フィンピッチＦｐが「０．７＜Ｆｐ≦２．５」を満たしている場合には、図８に示される基準温度差ΔＴ０に対して「３［℃］」以内の温度変化となる。このような温度変化であれば乗員の快適性を確保できることが分かっているため、フィンピッチＦｐを「０．７＜Ｆｐ≦２．５」の範囲に設定することは有効である。

＜第２実施形態＞
次に、熱交換器１０の第２実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。

発明者は、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとを変化させた際の熱交換器１０の熱交換性能の変化を実験的に更に求めた。図１２は、発明者により行われた実験結果をグラフ化したものである。図１２では、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」、「１．５［ｍｍ］」、「２．５［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと熱交換性能ＰＨとの関係が実線Ｍ２１，Ｍ２２，Ｍ２３でそれぞれ示されている。なお、熱交換性能ＰＨは、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「０」である熱交換器、換言すれば隙間Ｇ１１，Ｇ１２が形成されていない熱交換器の熱交換性能を「１００［％］」として、それに対する熱交換性能の比率を百分率で表したものである。

図１２に示されるように、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが大きくなるほど、熱交換性能ＰＨが低下する傾向がある。また、フィンピッチＦｐが小さくなるほど、熱交換性能ＰＨが低下する傾向がある。これは、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが大きくなるほど、またフィンピッチＦｐが小さくなるほど、フィン２２を通過する空気の風量よりも、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の風量の方が多くなるためである。図１２には、「９０［％］」の熱交換性能ＰＨが閾値ＰＨｔｈとして破線で示されている。また、図１２には、実線Ｍ２１，Ｍ２２，Ｍ２３のそれぞれについて熱交換性能閾値ＰＨｔｈに対応する隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「Ｌｔｈ２１」、「Ｌｔｈ２２」、及び「Ｌｔｈ２３」でそれぞれ示されている。

図１２から明らかなように、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」である場合、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「Ｌ≦Ｌｔｈ２１」を満たしていれば熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。同様に、フィンピッチＦｐが「１．５［ｍｍ］」である場合には「Ｌ≦Ｌｔｈ２２」を満たしていれば、またフィンピッチＦｐが「２．５［ｍｍ］」である場合には「Ｌ≦Ｌｔｈ２３」を満たしていれば熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。

図１３は、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｔｈとの関係を示したものである。図１３に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｔｈとの関係を示す式として、以下の式ｆ１２を得ることができる。
Ｌｔｈ＝－０．５６×Ｆｐ^２＋４．１×Ｆｐ－３．０ （ｆ１２）
よって、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ１３を満たせば、隙間Ｇ１１，Ｇ１２における風洩れに起因する熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。なお、上記のｆ１２を満たす点は、熱交換性能ＰＨの低下が「１０［％］」であることから、式ｆ１３では、不等号として「≦」を用いている。

Ｌ≦－０．５６×Ｆｐ^２＋４．１×Ｆｐ－３．０ （ｆ１３）
なお、上記の式ｆ１３では、「Ｆｐ＝０．８」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ１４を満たす必要がある。

０．８＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ１４）
＜第４実施形態＞
次に、第４実施形態の熱交換器１０について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。

上述の通り、ろう付け時にタンク３０，４０からフィン２２の端部２２ａ，２２ｂにろう材が流れ込むと、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ａ，２２ｂが浸食するおそれがある。タンク３０，４０からフィン２２の端部２２ａ，２２ｂへのろう材の流れ込みはチューブ２１の外周面を介して行われる。具体的には、図５に示されるように、チューブ２１の他端部２１ｂとフィン２２との接合部分にはフィレット５０が形成されている。同様に、チューブ２１の他端部２１ｂと第２タンク４０との接合部分にもフィレット６０が形成されている。以下では、便宜上、前者のフィレット５０を「チューブ側フィレット５０」と称し、後者のフィレット６０を「タンク側フィレット６０」と称する。フィン２２の他端部２２ｂと第２タンク４０との間に形成される隙間Ｇ１２が狭くなると、チューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０との間の距離が短くなる。それらの距離が短くなると、ろう付け時にチューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが繋がることにより、第２タンク４０の外周面に設けられるろう材がフィン２２へと流れ込む。このろう材がエロージョン現象によりフィン２２の他端部２２ｂを浸食させる要因となる。フィン２２の一端部２２ａ及び第１タンク３０に関しても同様の現象が生じ得る。なお、第１タンク３０及び第２タンク４０のそれぞれで発生する現象は基本的には同一であるため、以下では第２タンク４０側を例に挙げて説明する。

以上のような現象に鑑みれば、フィン２２の端部２２ｂと第２タンク４０との間に形成される隙間Ｇ１２の幅Ｌが狭くなるほど、チューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが近づき易くなるため、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ｂが浸食し易くなると考えられる。また、チューブ側フィレット５０及びタンク側フィレット６０が大きくなるほど、同様にチューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが近づき易くなるため、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ｂが浸食し易くなると考えられる。そこで、発明者は、隙間Ｇ１２の幅Ｌ及びフィレット５０，６０の形状を変化させつつ、第２タンク４０のろう材がフィン２２の端部２２ｂに流れ込み難くなる形状を実験的に求めた。

具体的には、図５に示されるように、チューブ２１の外周面において互いに対向するタンク側フィレット６０及びチューブ側フィレット５０のそれぞれの半径を「Ｒ１」及び「Ｒ２」とするとき、隙間Ｇ１２の幅Ｌ、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１、及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２を変化させつつ、チューブ２１の端部２１ｂが浸食する現象が生じているか否かを実験的に求めた。その結果、隙間Ｇ１２の幅Ｌ、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１、及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２が以下の式ｆ１５を満たす場合、チューブ２１の端部２１ｂが浸食する現象が生じ難くなることが分かった。

Ｌ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２） （ｆ１５）
したがって、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２に対して上記の式ｆ１５を満たすように隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを設定することにより、より的確にフィン２２の浸食を抑制することができる。

＜第５実施形態＞
次に、熱交換器１０の第５実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。
上述の通り、エロージョン現象によるフィン２２の浸食を回避するためには隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを大きくすることが有効である。しかしながら、フィン２２及びタンク３０，４０のそれぞれの寸法のばらつきや、製造時にそれらを組み付ける際の組み付け位置のばらつき等により隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを厳密に管理することは困難である。

そこで、本実施形態の熱交換器１０では、図１４に示されるように、フィン２２の端部２２ｂに対向する第２タンク４０の外周面４３に、フィン２２に向かって突出するように突起部４４が形成されている。これにより、寸法のばらつきや組み付け位置のばらつき等に起因してフィン２２の端部２２ｂが第２タンク４０の外周面４３に近づいた場合であっても、フィン２２の端部２２ｂが突起部４４に接触することで、隙間Ｇ１２の幅Ｌが、突起部４４の高さＴＬと同等の幅に設定される。また、フィン２２の一端部２２ａが突起部４４に接触していなければ、隙間Ｇ１２の幅Ｌは、突起部４４の高さＴＬよりも大きい幅に設定されていることになる。

なお、図１４に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に突起部４４が形成されている場合、隙間Ｇ１２の幅Ｌは、第２タンク４０の外周面４３において突起部４４を除く部位においてフィン２２に最も近い部分と、フィン２２の他端部２２ｂにおいて第２タンク４０に最も近い部分との間の距離で定義される。

なお、第１タンク３０の外周面にも同様の突起部４４が形成されている。したがって、隙間Ｇ１１の幅Ｌも、突起部４４の高さＴＬよりも大きい幅に設定される。
本実施形態の熱交換器１０のようにタンク３０，４０の外周面に突起部４４を設けることで、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを、突起部４４の高さＴＬ以上の幅に設定することが可能となる。よって、エロージョン現象に起因するフィン２２の浸食を、より的確に抑制することが可能となる。特に、上記の式ｆ１５を考慮して突起部４４の高さＴＬを「ＴＬ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２）」のように設定すれば、エロージョン現象に起因するフィン２２の浸食を、より一層抑制することが可能である。

＜他の実施形態＞
・フィン２２の形状やタンク３０，４０の形状は任意に変更可能である。
・フィン２２の端部２２ｂと第２タンク４０の間に形成される隙間Ｇ１２の幅Ｌは、例えば図１５～図１７に示されるように定義可能である。図１５に示されるように、第２タンク４０の外周面４３が湾曲している場合、幅Ｌは、第２タンク４０の外周面４３の頂点とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。図１６に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に突起部４４が形成されている場合、幅Ｌは、突起部４４の頂点とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。図１７に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に別部品７０が設けられている場合、幅Ｌは、別部品７０とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。別部品７０は、チューブ長手方向Ｚにおいてチューブ２１と重合する位置に配置されており、第２タンク４０の外周面４３にろう付け又は接着により接合されている。第２タンク４０の外周面４３に別部品７０を設けることにより、隙間Ｇ１２から風が抜けるのを抑制することができる。

・本開示は上記の具体例に限定されるものではない。上記の具体例に、当業者が適宜設計変更を加えたものも、本開示の特徴を備えている限り、本開示の範囲に包含される。前述した各具体例が備える各要素、及びその配置、条件、形状等は、例示したものに限定されるわけではなく適宜変更することができる。前述した各具体例が備える各要素は、技術的な矛盾が生じない限り、適宜組み合わせを変えることができる。

１０：熱交換器
２０：コア部
２１：チューブ
２２：フィン
３０，４０：タンク
４４：突起部
５０：チューブ側フィレット
６０：タンク側フィレット
２２０：平板部
２２２：ルーバ

Claims (8)

1. 車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいてコンデンサとして用いられる熱交換器（１０）であって、
   所定の隙間を有して配置される複数のチューブ（２１）、及び複数の前記チューブの間に形成される隙間に配置される複数のフィン（２２）を有するコア部（２０）と、
   複数の前記チューブの端部に接続されるタンク（３０，４０）と、を備え、
   前記タンクと前記フィンの端部との間には隙間が形成されており、
   前記隙間の幅を「Ｌ」とし、前記フィンのピッチを「Ｆｐ」とするとき、
   前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
   ０．６＜Ｆｐ≦３．５
   Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ^２＋４．６５×Ｆｐ－２．８
   を満たしている
   熱交換器。
2. 複数の前記チューブが並べて配置されている方向をチューブ積層方向とし、前記チューブが延びる方向をチューブ長手方向とするとき、
   前記チューブ長手方向における前記コア部の長さであるコア高さは、前記チューブ積層方向における前記コア部の長さであるコア幅よりも小さい
   請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
   ０．７＜Ｆｐ≦３．５
   Ｌ＜－０．６×Ｆｐ^２＋４．４×Ｆｐ－２．８
   を更に満たしている
   請求項１又は２に記載の熱交換器。
4. 前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
   ０．８＜Ｆｐ≦３．５
   Ｌ≦－０．５６×Ｆｐ^２＋４．１×Ｆｐ－３．０
   を更に満たしている
   請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 前記チューブの外周面において前記タンクに接合されている部分には、ろう付け接合によるタンク側フィレット（６０）が形成されており、
   前記チューブの外周面において前記フィンに接合されている部分には、ろう付け接合によるチューブ側フィレット（５０）が形成されており、
   前記チューブの外周面において互いに対向する前記タンク側フィレット及び前記チューブ側フィレットのそれぞれの半径を「Ｒ１」及び「Ｒ２」とするとき、
   前記隙間の幅Ｌ、前記タンク側フィレットの半径Ｒ１、及び前記チューブ側フィレットの半径Ｒ２は、次式
   Ｌ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２）
   を満たしている
   請求項１～４のいずれか一項に記載の熱交換器。
6. 前記フィンは、平板状に形成された平板部（２２０）と、前記平板部に対して傾斜するように切り起こされた複数のルーバ（２２２）と、を有しており、
   複数の前記ルーバが形成されている間隔であるルーバピッチを「Ｌｐ」とし、前記フィンの板厚を「ｔ」とし、前記平板部に対して前記ルーバがなす傾斜角度である切り起こし角度を「θ」とし、前記フィンの高さを「ＦＨ」とし、空気流れ方向における前記コア部の長さであるコア厚みを「Ｃｔ」とするとき、
   前記ルーバピッチＬｐ、前記フィンの板厚ｔ、前記ルーバの切り起こし角度θ、前記フィンの高さＦＨ、及び前記コア厚みＣｔは、次式
   ０．１［ｍｍ］≦Ｌｐ≦１．０［ｍｍ］
   ０．０３［ｍｍ］≦ｔ≦０．１［ｍｍ］
   ２２．５［°］≦θ≦４５［°］
   １．５［ｍｍ］≦ＦＨ≦７［ｍｍ］
   ６［ｍｍ］≦Ｃｔ≦３０［ｍｍ］
   を満たしている
   請求項１～５のいずれか一項に記載の熱交換器。
7. 前記タンクにおいて前記フィンに対向する面には、前記フィンに向かって突出する突起部（４４）が形成されている
   請求項１～６のいずれか一項に記載の熱交換器。
8. 請求項１～７のいずれか一項に記載の熱交換器を備える
   空調システム。

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