JP5533685B2 - 車両用空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器を備える車両用空調装置に関するものである。

このような車両用空調装置として、特許文献１、２に記載のものがある。

特許文献１に記載のものでは、エンジン内部の冷却水流路として、シリンダヘッドを冷却するシリンダヘッド側流路とシリンダブロックを冷却するシリンダブロック側流路とがあり、シリンダヘッド側流路を通過した冷却水が１つの加熱用熱交換器に流入する構成となっている。

また、特許文献２に記載のものでは、空気を加熱するための加熱用熱交換器を２つ備え、エンジンに設けられた１つの冷却水出口から流出の冷却水を分流させて、それぞれの加熱用熱交換器に流入させている。

米国特許第５３３７７０４号明細書 欧州特許出願公開第１００８４７１号明細書

ところで、近年では、車両に搭載されるエンジンに対して、要求される出力を確保しつつ、従来よりも小型化させたいという要望がある。これを実現するために、圧縮比を上げたり、過給機付きエンジンでは過給圧を上げたりすると、ノッキングが生じる恐れがあるので、耐ノッキング性能を向上させる必要がある。そこで、耐ノッキング性能を向上させるために、シリンダヘッドを積極的に冷却することが考えられる。

ただし、シリンダブロックについてはエンジン内部のフリクション増加を抑制するために、所定温度以上に維持する必要がある。このため、エンジン内部の冷却水流路として、シリンダヘッド側流路と、シリンダブロック側流路とを設け、シリンダヘッド側流路の冷却水流量をシリンダブロック側流路の冷却水流量よりも多くすることが考えられる。

しかし、この場合、シリンダヘッドを冷却した後の冷却水温度が暖房に必要な最小温度よりも低くなり、特許文献１に記載の技術のように、シリンダヘッドを冷却した冷却水のみを熱源として車室内への送風空気を加熱すると、空気温度を十分に高くできないという問題が生じる。ちなみに、従来では、シリンダヘッドを冷却した後の冷却水温度は、８０〜９０℃程度であり、暖房に必要な最小温度を超えていたので、このような問題は生じなかった。

そこで、加熱用熱交換器として、シリンダヘッドを冷却した冷却水と送風空気とを熱交換させる第１熱交換部と、シリンダブロックを冷却した冷却水と第１熱交換部で加熱された送風空気とを熱交換させる第２熱交換部とを備える構成とすることが考えられる。

これによれば、第１熱交換部において、シリンダブロックを冷却した冷却水を熱源として、送風空気を加熱した後、第２熱交換部において、シリンダヘッド冷却後の冷却水よりも高温であるシリンダブロック冷却後の冷却水を熱源として、第１熱交換部で加熱された送風空気をさらに加熱するので、加熱用熱交換器通過後の空気温度を十分に高くすることができる。

しかし、この場合、シリンダブロック側流路の冷却水流量は、シリンダヘッド側流路の冷却水流量よりも少ないので、第２熱交換部に流入する冷却水は第１熱交換部に流入する冷却水よりも小流量となる。このため、下記の通り、加熱用熱交換器通過後の空調風に左右方向の温度差が大きな温度分布が生じてしまうことがわかった。

すなわち、第２熱交換部は、積層された複数のチューブと、複数のチューブの長手方向一端側に連通し、冷却水入口側となる入口側タンク部と、複数のチューブの長手方向他端側に連通し、冷却水出口側となる出口側タンク部とを備える構成である。この第２熱交換部を、入口側タンク部が下側に位置し、出口側タンク部が上側に位置するように空調ケースに保持させて、第２熱交換部内に冷却水を下から上に流す場合、入口側タンク部に流入した冷却水の多くが、冷却水入口に近いチューブを流れ、冷却水入口から遠いチューブまで冷却水が流れ難いという現象が生じてしまうことがわかった。

これは、次の理由のためである。一般的に、液体内において、その下側に高温部分が存在する場合、その高温部分は浮力によって上昇する。そして、第２熱交換部では、冷却水がチューブ内を空気と熱交換しながら流れるので、入口側タンク部に流入した冷却水の方が出口側タンク部内の冷却水よりも温度が高い。このため、入口側タンク部に流入した高温の冷却水は、浮力の影響を受けることとなり、さらに、第２熱交換部に流入する冷却水が、第１熱交換部に流入する冷却水よりも小流量で低流速になると、この浮力の影響が大きくなるからである。

加熱用熱交換器通過後の空調風に左右方向の温度差が大きな温度分布が生じてしまうと、例えば、加熱用熱交換器通過後の空調風が車両左右方向の一方側と他方側に分岐して、運転席側の吹出口、助手席側の吹出口から空調風が吹き出される場合に、運転席側、助手席側での吹出空気温度に差が生じてしまう。

なお、このような問題は、第１熱交換部がシリンダヘッド冷却後の冷却水を熱源とし、第２熱交換部がシリンダブロック冷却後の冷却水を熱源とする場合に限らず、第１熱交換部が第１液体を熱源とし、第２熱交換部が第１液体よりも高温かつ小流量の第２液体を熱源とする場合に生じる問題である。

本発明は上記点に鑑みて、加熱用熱交換器を通過後の空調風に生じる左右方向の温度差を低減することができる車両用空調装置を提供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、３に記載の発明では、第２熱交換部（２０）は、入口側タンク部（２２）に流入した第２液体であって、出口側タンク部（２３）内の液体よりも高温の液体が、複数のチューブ（２１）の積層方向全域にわたる入口側タンク部内の貯液部（７１、７２、７３、７４）に貯まった後、複数のチューブ（２１）に流入する構成となっていることを特徴としている。

本発明によれば、このような構成を採用しているので、第２熱交換部を流れる第２液体が、第１熱交換部を流れる第１液体よりも低流速であっても、複数のチューブを流れる冷却水の温度差を低減でき、加熱用熱交換器を通過後の空調風に生じる左右方向の温度差を低減することができる。

貯液部については、請求項４に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）を傾斜させることで、入口側タンク部（２２）内のうち、チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）よりも上方の領域に貯液部（７１）を形成することができる。

また、請求項１に記載の発明のように、入口側タンク部（２２）を構成する壁の一部（９１）を、他の部分よりも外側に膨らませることで貯液部（７２）を形成することができる。

また、請求項２、３に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）内に挿入されているチューブ（２１）の挿入長さ（８４）を、第１熱交換部（１０）の入口側タンク部（１２）内に挿入されているチューブ（１１）の挿入長さ（８５）よりも長くすることで、第２熱交換部（１０）の入口側タンク部（２２）内のうち、チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）よりも重力方向上方の領域に貯液部（７４）を形成することができる。

ところで、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）における液体導入路の末端開口部（２０ａ）を入口側タンク部（２２）の長手方向に投影したときにおいて、液体導入路の末端開口部（２０ａ）が、チューブ（２１）の入口の真下に位置する場合、入口側タンク部に流入した高温の液体は、浮力によって上昇するため、入口側タンク部に高温の液体が流入したとき、流入した液体の上方に位置するチューブに高温の液体が流入してしまう。

そこで、請求項５に記載の発明では、請求項１〜４に記載の発明において、液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、チューブ（２１）の入口の重力方向での真下を除く位置にあることを特徴としている。

これによれば、液体導入路の末端開口部の一部がチューブの真下の範囲から外れているので、液体導入路の末端開口部から流入した高温の第２液体の一部を確実に貯液部に導くことができる。

液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、チューブ（２１）の入口の真下を除く位置にある構成としては、例えば、請求項６に記載の発明のように、液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）でのチューブ（２１）の内壁（２１ｂ）から重力方向に平行に引いた２本の仮想線（８１、８２）の間よりも外側に位置する構成を採用できる。また、請求項７に記載の発明のように、液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、チューブ（２１）の入口側端辺（２１ａ）を通る仮想線（８３）よりも上側に位置する構成を採用できる。なお、請求項６、７の両方に記載の構成を採用することもできる。

また、請求項５〜７に記載の発明においては、請求項８に記載の発明のように、液体導入路の末端開口部（２０ａ）の全面積の３５％以上の部分が、チューブ（２１）の入口の重力方向での真下を除く位置にあることが好ましい。これにより、後述の図１０に示すように、加熱用熱交換器からの左右吹出空気の温度差を特に小さくすることができる。

また、請求項１〜７に記載の発明においては、請求項９に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）は、入口側タンク部（２２）の長手方向一端側から第２液体が流入するとともに、入口側タンク部（２２）の上壁が、入口側タンク部（２２）の長手方向一端側よりも長手方向他端側が重力方向上方に位置するように、傾斜した状態で車両に搭載されるようにすることが好ましい。これにより、入口側タンク部の上壁が水平の場合と比較して、貯液部を流れる高温の液体を、入口側タンク部の長手方向他端側に導きやすくなるからである。

また、請求項１〜９に記載の発明においては、さらに、請求項１０に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）の内部に、入口側タンク部（２２）に流入した第２液体の流速を上昇させる流速上昇手段（９２）を設けることができる。

これによれば、入口側タンク部に流入した第２液体の流速上昇手段（９２）通過後の流速を通過前よりも上昇させることができるので、冷却水の流速を上昇させる手段を設けていない場合と比較して、入口側タンク部の第２液体入口から離れた側まで冷却水を流すことができる。よって、本発明によれば、貯液部を形成した場合よりも、さらに、複数のチューブを流れる冷却水の温度差を低減でき、加熱用熱交換器を通過後の空調風に生じる左右方向の温度差を低減することができる。

また、請求項１〜１０に記載の発明においては、さらに、請求項１１に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）の流路断面積を、第１熱交換部（１０）のそれよりも小さくしたり、請求項１２に記載の発明のように、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）に第２液体を導入する液体導入路の流路断面積を、第１熱交換部（１０）のそれよりも小さくしたり、これらの両方を採用したりすることが好ましい。

このようにして、入口側タンク部に流入した第２液体の流速を高めることでも、入口側タンク部の第２液体入口から離れた側まで冷却水を流すことができる。

なお、請求項１０〜１２に記載の発明では、第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）を流れる第２液体の流速が、第１熱交換部（１０）の入口側タンク部（１２）を流れる第１液体の流速と同等以上となるようにすることが好ましい。

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一例である。

第１実施形態における車両用空調装置の概略構成図である。 空調ケースに保持された状態の図１中の加熱用熱交換器の側面図である。 図１中の加熱用熱交換器の正面図である。 第１実施形態における冷却水流れを示す第２ヒータコアの正面図である。 比較例１における冷却水流れを示す第２ヒータコアの正面図である。 第２実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第３実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第３実施形態において、第２ヒータコア２０の傾斜角度θ１を説明するための加熱用熱交換器２の側面図である。 加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差と図８に示す傾斜角度θ１との関係を示す図である。 加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差と冷却水入口２０ａの全面積に対するチューブ２１の入口の真下を除く位置にある部分の面積の比との関係を示す図である。 第４実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第５実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第６実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第７実施形態における加熱用熱交換器の正面図である。 第７実施形態における加熱用熱交換器の傾斜角度θ２と左右吹出空気温度差との関係を示す図である。 第８実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 第９実施形態における加熱用熱交換器の断面図である。 （ａ）、（ｂ）は、それぞれ、第１０実施形態における加熱用熱交換器の側面図、正面図である。 第１１実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。

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、説明の簡略化を図るべく、図中、同一符号を付してある。

（第１実施形態）
図１に本実施形態における車両用空調装置の概略構成を示す。本実施形態の車両用空調装置は、エンジン（内燃機関）および走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得るハイブリッド車に搭載されるものである。

本実施形態の車両用空調装置１は、エンジン３０の冷却水と車室内への送風空気とを熱交換させることにより、車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器２を備えている。なお、冷却水は水もしくは添加成分を含む水である。

加熱用熱交換器２は、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とを有し、両者が一体化したものである。第１ヒータコア１０、第２ヒータコア２０が、それぞれ、本発明における加熱用熱交換器の第１熱交換部、第２熱交換部に相当する。

第１ヒータコア１０はエンジン３０のシリンダヘッド３１を冷却した冷却水が流入し、第２ヒータコア２０はエンジン３０のシリンダブロック３２を冷却した冷却水が流入するようになっている。また、第１ヒータコア１０は、空気流れ上流側に位置し、第２ヒータコア２０は、空気流れ下流側に位置している。

ここで、エンジン３０において、シリンダブロック３２は、ピストンが往復運動するシリンダボア（円柱状の穴）を構成するブロック体である。シリンダヘッド３１は、シリンダボアの上死点側の開口部を閉塞して燃焼室を構成するブロック体である。

エンジン３０のシリンダヘッド３１側に第１冷却水入口３１ａと第１出口部としての第１冷却水出口３１ｂとが設けられ、シリンダヘッド３１の内部には、シリンダヘッド３１を冷却する冷却水が流れるシリンダヘッド側の冷却水流路が形成されている。第１冷却水入口３１ａから流入した冷却水は、シリンダヘッド３１の内部を流れた後、第１冷却水出口３１ｂから流出する。

同様に、エンジン３０のシリンダブロック３２側に第２冷却水入口３２ａと第２出口部としての第２冷却水出口３２ｂとが設けられ、シリンダブロック３２の内部には、シリンダブロック３２を冷却する冷却水が流れるシリンダブロック側の冷却水流路が形成されている。第２冷却水入口３２ａから流入した冷却水は、シリンダブロック３２の内部を流れた後、第２冷却水出口３２ｂから流出する。このように、本実施形態では、シリンダブロック３２を冷却した冷却水は、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水と合流することなく、第２冷却水出口３２ｂから流出する。

このように、本実施形態のエンジン３０は２つの冷却系統を有している。そして、エンジン３０の定常運転時に、シリンダヘッド側の冷却水流路の冷却水流量を、シリンダブロック側の冷却水流路の冷却水流量よりも多くして、シリンダブロック３２よりもシリンダヘッド３１を積極的に冷却するようになっている。これは、シリンダヘッド３１を低温度にすることで、耐ノッキング性能を向上させるとともに、シリンダブロック３２を高温度に維持することで、エンジンオイルの低粘度を維持して、エンジン内部のフリクション増加を抑制するためである。

そして、加熱用熱交換器２において、第１ヒータコア１０の冷却水入口１０ａは、エンジン３０のシリンダヘッド３１側の第１冷却水出口３１ｂに配管を介して連結されており、第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水が第１ヒータコア１０に流入する。一方、第２ヒータコア２０の冷却水入口２０ａは、エンジン３０のシリンダブロック３２側の第２冷却水出口３２ｂに配管を介して連結されており、この第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水が第２ヒータコア２０に流入する。

したがって、本実施形態では、第１ヒータコア１０に低温かつ大流量の冷却水が流入し、第２ヒータコア２０に高温かつ小流量の冷却水が流入する。具体的には、第１ヒータコア１０に流入する冷却水の温度および流量は、３０〜６０℃、５〜１５Ｌ／ｍｉｎの範囲であり、第２ヒータコア２０に流入する冷却水の温度および流量は、４０〜９０℃、０．２〜３Ｌ／ｍｉｎの範囲である。

第１ヒータコア１０および第２ヒータコア２０は、後述の通り、それぞれ、独立した熱交換コア部を有している。このため、第１ヒータコア１０に流入した冷却水は、第２ヒータコア２０に流入した冷却水と混ざることなく、第１ヒータコア１０の熱交換コア部で空気と熱交換する。同様に、第２ヒータコア２０に流入した冷却水は、第１ヒータコア１０に流入した冷却水と混ざることなく、第２ヒータコア２０の熱交換コア部で空気と熱交換する。そして、各熱交換コア部を通過した冷却水は、合流した後、加熱用熱交換器２に設けられた共通の冷却水出口２ｂから流出するようになっている。

加熱用熱交換器２の冷却水出口２ｂから流出の冷却水は、分岐部４１で分岐して、エンジン３０の第１冷却水入口３１ａと第２冷却水出口３２ａのそれぞれに流入する。

また、図１に示すように、ウォータポンプ４２が、加熱用熱交換器２の冷却水出口２ｂと分岐部４１との間の冷却水流路途中に配置されている。ウォータポンプ４２は、冷却水流れを形成するとともに、冷却水流量を調整する調整手段である。ウォータポンプ４２は、電動式ポンプであり、図示しない制御装置によって回転数が制御されることで、冷却水流量を制御する。

なお、エンジン３０は、図示しないラジエータと連通しており、シリンダヘッド３１から流出の冷却水がラジエータで放熱し、放熱後の冷却水がシリンダヘッド３２に流入でき、シリンダブロック３２から流出の冷却水がラジエータで放熱し、放熱後の冷却水がシリンダブロック３２に流入できるようになっている。

次に、加熱用熱交換器２について詳細に説明する。図２に空調ケース５１に保持された状態の加熱用熱交換器２の側面図を示し、図３に空気流れ下流側から見た加熱用熱交換器２の正面図を示す。なお、図中の上下方向の矢印は、車両に搭載された状態での重力方向に対して平行な上下方向を示しており、他の図においても同様である。また、このときの車両は、傾斜面ではなく水平な面上に位置している。

図２、３に示すように、加熱用熱交換器２の第１、第２ヒータコア１０、２０は、ともに、積層された複数本の扁平状のチューブ１１、２１と、複数本のチューブ１１、２１の長手方向一端側に連通し、冷却水入口側となる入口側タンク部１２、２２と、複数本のチューブ１１、２１の長手方向他端側に連通し、冷却水出口側となる出口側タンク部１３、２３とを備えている。

加熱用熱交換器２は、車室内に向かう送風空気を形成する図示しない送風機とともに空調ケース５１に収容されて、車両に搭載されている。具体的には、図２に示すように、加熱用熱交換器２は、傾斜した状態であって、第２ヒータコア２０が第１ヒータコア１０よりも空気流れ下流側に位置するように、空調ケース５１に保持されている。傾斜した状態とは、加熱用熱交換器２の空気流出入面が、鉛直方向と水平方向の両方に平行でなく、空気流出入面と鉛直方向とのなす角度が鋭角となる状態を意味する。また、加熱用熱交換器２の空気流出入面の向きは、加熱用熱交換器２を測方から見たときのチューブ２１の長手方向と一致する。本実施形態では、第２ヒータコア２０が第１ヒータコア１０よりも上方に位置するように、加熱用熱交換器２が傾斜している。このため、第１、第２ヒータコア１０、２０を通過する空気流れ方向は斜め上方向である。

なお、本実施形態では、図３に示すように、第２ヒータコア２０を正面から見たとき、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の上壁が水平方向に平行となるように、加熱用熱交換器２が車両に搭載されている。

空調ケース５１には、図示されていないが、加熱用熱交換器２を迂回して送風空気が流れるバイパス空気通路と、バイパス空気通路の通過後の空気と、加熱用熱交換器２の通過後の空気との混合割合を調整するエアミックスドアとが設けられている。なお、加熱用熱交換器２通過後の空気が流れる空気流路は、その下側がフット吹出口に連なっており、その上側がデフロスタ吹出口、フェイス吹出口に連なっている。

第１、第２ヒータコア１０、２０の入口側タンク部１２、２２は、１つの入口側タンク６１の内部を仕切り壁６２によって２つに仕切ることで構成されており、それぞれに、冷却水入口１０ａ、２０ａが設けられている。冷却水入口１０ａ、２０ａは、入口側タンク部１２、２２を構成する壁に形成された開口部であり、入口側タンク部１２、２２内に面するとともに、入口側タンク部１２、２２に冷却水を導入する冷却水導入路の末端開口部である。これらの冷却水入口１０ａ、２０ａは、入口側タンク部１２、２２のうち、車両左右方向（図３の左右方向）での一端側に配置されている。

第１、第２ヒータコア１０、２０の出口側タンク部１３、２３は、１つの出口側タンク６３で共通化されている。この出口側タンク６３には１つの冷却水出口２ｂが設けられている。このため、出口側タンク６３の内部で、第１ヒータコア１０に流入した冷却水と、第２ヒータコア２０に流入した冷却水とが合流し、合流した冷却水が１つの冷却水出口２ｂから流出する。なお、冷却水出口２ｂは、冷却水入口１０ａ、２０ａと同じ車両左右方向での一端側に配置されている。

このように、本実施形態では、第１、第２ヒータコア１０、２０の出口側タンク部を共通化して、加熱用熱交換器２の冷却水出口２ｂを１つにしているが、第１、第２ヒータコア１０、２０のそれぞれに出口側タンク部および冷却水出口を設けても良い。ただし、加熱用熱交換２とエンジン３０との間に接続する配管を少なくしたり、後述するウォータポンプの数を少なくしたりするという観点では、本実施形態の方が好ましい。

第１、第２ヒータコア１０、２０の入口側タンク部１２、２２は、下側に位置しており、第１、第２ヒータコア１０、２０の出口側タンク部１３、２３は、上側に位置している。このため、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０は、どちらも、下から上に向かって冷却水が流れる。

第１、第２ヒータコア１０、２０の両方において、複数のチューブ１１、２１は、一方向に延びており、その一方向に垂直な方向である車両左右方向に一列に並ぶように積層されている。入口側タンク部１２、２２と出口側タンク部１３、２３は、チューブ１１、２１の積層方向に細長く延びる形状になっている。したがって、車両左右方向は、チューブ１１、２１の積層方向、入口側タンク部１２、２２の長手方向に相当する。

また、第１、第２ヒータコア１０、２０は、チューブ１１、２１の外表面に接合されたコルゲート状の伝熱フィン１４、２４を備えている。第１、第２ヒータコア１０、２０では、それぞれ、チューブ１１、２１と伝熱フィン１４、２４との積層構造により全パスタイプ、すなわち、一方向流れタイプの第１、第２熱交換コア部１５、２５が構成されている。

第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とは、空気流れ方向で見たときの左右上下方向の大きさが同等である。これにより、第１ヒータコア１０通過後の空気の全てが第２ヒータコア２０を通過するようになっている。

また、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とは、空気流れ方向での厚さが異なっている。具体的には、チューブ１１、２１と伝熱フィン１４、２４の空気流れ方向での幅を比較すると、第２ヒータコア２０よりも第１ヒータコア１０の方が長くなっている。このため、空気と冷却水との熱交換面積は、第２ヒータコア２０よりも第１ヒータコア１０の方が大きくなっている。

また、第１ヒータコア１０のチューブ１１の流路断面積が、第２ヒータコア２０のチューブ２１の流路断面積よりも大きくなっており、第１ヒータコア１０内の流水抵抗が第２ヒータコア２０内の流水抵抗よりも低くなっている。このため、第２ヒータコア２０よりも第１ヒータコア１０の方が、内部を流れる冷却水流量が多くなる。

次に、本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。

車両用空調装置１の図示しない制御装置は、暖房時に、目標吹出空気温度ＴＡＯに応じた送風量となるように送風機を制御し、所望の位置となるようにエアミックスドアを制御する。目標吹出空気温度ＴＡＯは、設定温度、環境条件によって定まる空調熱負荷に応じて算出されるもので、吹出口から車室内へ吹き出す空気の目標温度である。

これにより、第１ヒータコア１０では、シリンダヘッド３１冷却後の冷却水との熱交換によって送風空気を加熱する。シリンダヘッド３１冷却後の冷却水は、シリンダヘッド３１を積極的に冷却しているため、暖房に必要な最小温度よりも低温ではあるが、シリンダブロック３２冷却後の冷却水よりも大流量であり、熱量を多く有している。そこで、本実施形態では、シリンダヘッド３１冷却後の冷却水の熱量をできるだけ多く取り出すために、第２ヒータコア２０と比較して、第１ヒータコア１０内部の冷却水流量を多くし、空気と冷却水との熱伝達係数を大きくしている。このため、第１ヒータコア１０では、シリンダヘッド３１冷却後の大流量の冷却水から多くの熱量を送風空気に供給できる。この結果、第１ヒータコア１０通過後の空気の温度は、第１ヒータコア１０に流入する前の冷却水温度（第１ヒータコアの入口水温）に近い温度となる。

そして、第２ヒータコア２０では、シリンダブロック３２冷却後の冷却水との熱交換によって、第１ヒータコア１０通過後の送風空気を加熱する。シリンダブロック３２冷却後の冷却水は、シリンダヘッド３１冷却後の冷却水よりも高温なので、第２ヒータコア２０通過後の送風空気の温度を、第１ヒータコア１０通過後の送風空気よりもさらに高い温度まで上昇させることができる。

ところで、本実施形態とは異なり、特許文献１に記載の技術のように、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水のみを熱源として空気を加熱したのでは、空気温度を十分に高くできず、暖房が成立しない。また、エンジンから流出のシリンダヘッド３１冷却後の冷却水とシリンダブロック３２冷却後の冷却水とを全て混合してしまう場合、混合後の冷却水温度が暖房に必要な最小温度よりも低くなる。このため、冷却水から空気へのエネルギ伝達効率が低くなるので、混合後の冷却水を熱源として空気を加熱しても、空気温度を十分に高くできず、暖房が成立しない。

これに対して、本実施形態では、エンジン３０に第１冷却水出口３１ｂと第２冷却水出口３２ｂとを設け、第１冷却水出口３１ｂからシリンダヘッド３１冷却後の低温側冷却水を流出させ、第２冷却水出口３２ｂからシリンダブロック３２冷却後の高温側の冷却水を流出させている。そして、両方の冷却水を混合させることなく、第１冷却水出口３１ｂから流出の低温側冷却水を第１ヒータコア１０に流入させ、第２冷却水出口３２ｂから流出の高温側冷却水を第２ヒータコア２０に流入させている。

このように、本実施形態では、第２ヒータコア２０で、第２冷却水出口３２ｂから流出の高温側の冷却水を熱源として車室内への送風空気を加熱するので、第１冷却水出口３１ｂから流出の低温側の冷却水のみを熱源とする場合や、低温側冷却水と高温側冷却水とを混合した混合水を熱源とする場合と比較して、第２ヒータコア２０で加熱後の空気温度を高くすることができる。

さらに、本実施形態では、第１ヒータコア１０で低温側の冷却水を熱源として送風空気を加熱した後、この加熱後の空気を第２ヒータコア２０で高温側の冷却水を熱源として加熱するので、低温側の冷却水と高温側の冷却水との両方の熱量を有効に利用できる。

すなわち、本実施形態によれば、第１、第２冷却水出口部３１ｂ、３２ｂの両方から流出の冷却水全体を混合したものを熱源として、１つのヒータコアで車室内への送風空気を加熱する場合と比較して、ヒータコアでの冷却水全体における冷却水から空気へのエネルギ伝達効率を高めることができる。この結果、送風機の送風量が多い場合であっても、空気を十分に高い温度まで上昇させることができ、暖房を成立させることができる。

次に、本実施形態の車両用空調装置１の主な特徴を説明する。

図４、５に、それぞれ、本実施形態、比較例１における第２ヒータコア２０内の冷却水流れを示す。比較例１は、本実施形態の加熱用熱交換器２を、その空気流入面が鉛直方向に対して平行となるように、空調ケース５１に垂直に設置したものである。また、比較例１では、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したときに、入口側タンク部２２の冷却水入口２０ａの全部がチューブ２１の入口側端部２１ａの真下に位置しており、高温の冷却水が貯液部に貯まるようになっていない。

第２ヒータコア２０に流入する冷却水が、第１ヒータコア１０に流入する冷却水より小流量かつ低流速の場合、図５に示す比較例１では、入口側タンク部２２に流入した高温の冷却水の多くが、冷却水入口に近いチューブを流れ、冷却水入口から遠いチューブまで冷却水が流れ難いという現象が生じてしまう。

これに対して、本実施形態では、図２に示すように、第２ヒータコア２０を傾斜させているので、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域に、複数のチューブ２１積層方向全域にわたって、高温の冷却水が貯まる貯液部７１が形成される。この貯液部７１は、入口側タンク部２２が有する角部のうち最も高い位置にある角部に形成されている。

このため、図４に示すように、入口側タンク部２２に流入した冷却水であって、出口側タンク部内の冷却水よりも高温の冷却水は、浮力の影響で貯液部７１に貯まった後、この貯液部７１から複数のチューブのそれぞれに流入する。

特に、本実施形態では、図２に示すように、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向（図２中の紙面垂直方向）に投影したとき、冷却水入口２０ａの一部が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いたチューブ内側延長線（仮想線）８１よりも外側に位置している。

ここで、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したときに、入口側タンク部２２の冷却水入口２０ａの全部がチューブ２１の入口の重力方向での真下に位置すると、入口側タンク部２２に流入した高温の冷却水は浮力によって上昇するため、冷却水入口２０ａから入口側タンク部２２に高温の冷却水が流入したとき、流入した冷却水の上方に位置するチューブ２１に高温の冷却水が流入してしまう。

これに対して、本実施形態では、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１の入口の真下を除く位置にあるので、冷却水入口２０ａから流入した高温の冷却水の一部を確実に貯液部７１に導くことができる。

したがって、本実施形態によれば、比較例１と比較して、熱交換コア部２５を流れる冷却水の車両左右方向での温度差を低減できる。よって、本実施形態によれば、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。

この結果、加熱用熱交換器２の通過後の空調風が車両左右方向の一方側と他方側に分岐して、運転席側の吹出口、助手席側の吹出口から空調風が吹き出される場合において、車室内の運転席側と助手席側の吹出空気温度差が低減される。

また、本実施形態によれば、比較例１と比較して、熱交換コア部２５での実質的な熱交換面積が増大するので、熱交換コア部２５で冷却水から取れる熱量が向上し、熱交換性能が向上する。

（第２実施形態）
図６に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図６は、図２と同じ方向で見た図である。

本実施形態においても、図６に示すように、第２ヒータコア２０が傾斜していることで、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域に、貯液部７１が形成されている。

さらに、本実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２における冷却水入口２０ａとチューブ２１との位置関係が次のようになっている。すなわち、図６に示すように、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したとき、冷却水入口２０ａの一部（図６中の斜線が付されていない領域）がチューブ２１の入口側端部（下端面）２１ａよりも下方に位置している。

そして、冷却水入口２０ａの大部分（図６中の斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いた２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置する。ここで、冷却水入口２０ａの大部分とは、冷却水入口２０ａの面積の５０％以上を占める部分を意味する。また、２本の仮想線８１、８２の間であって、チューブ２１の入口よりも下側の位置がチューブ２１の入口の真下の位置である。

このように、本実施形態では、冷却水入口２０ａの全面積の５０％以上の大部分が、２本の仮想線８１、８２の間の領域から外側にはみ出しているので、冷却水入口２０ａから流入する冷却水の半分以上を貯液部７１に導くことができる。

（第３実施形態）
図７に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図７は、図２と同じ方向で見た図である。

本実施形態においても、図７に示すように、第２ヒータコア２０が傾斜していることで、第１、第２実施形態と同様に、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域に、図示しない貯液部が形成されている。

また、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２における冷却水入口２０ａとチューブ２１との位置関係が次のようになっている。

すなわち、図７に示すように、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したとき、冷却水入口２０ａの一部（図７中の斜線が付されていない領域）がチューブ２１の入口側端部（下端面）２１ａの真下に位置している。そして、冷却水入口２０ａの他の一部（図７中の斜線領域）がチューブ２１の真下を除く位置にある。具体的には、冷却水入口２０ａの一部（図７中の斜線の向きが左上から右下である斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いた２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置している。さらに、冷却水入口２０ａの一部（図７中の斜線の向きが右上から左下である斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａを通る仮想線８３よりも上側に位置し、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１と重複する位置関係となっている。なお、仮想線８３が通る入口側端部２１ａとは、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したときのチューブ２１の入口側端辺のことである。また、仮想線８３よりも上側に位置するとは、仮想線８３よりもチューブ２１の長手方向他端側に位置することを意味する。

ちなみに、第１ヒータコア１０のように、流入する冷却水が大流量の場合、冷却水入口の一部をチューブの入口側端辺よりも上側に位置させて、冷却水入口の一部がチューブと重複する位置関係とすると、入口側タンク部２２を冷却水が流れる際に圧力損失が増大するという問題が生じるため、このような位置関係を採用できない。これに対して、第２ヒータコア２０のように、流入する冷却水が小流量の場合であれば、このような圧力損失の増大という問題が生じないので、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１と重複する位置関係の採用が可能である。

このように、冷却水入口２０ａの一部を、重力方向に平行な２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置させることに加えて、チューブ２１の入口側端辺よりも上側に位置させることでも、冷却水入口２０ａから流入した高温の冷却水の一部を確実に貯液部７１に導くことができる。この結果、本実施形態によれば、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。

ここで、冷却水入口２０ａの全面積に対するチューブ２１の入口の真下を除く位置にある部分の面積の比（以下、単に面積比と呼ぶ）と、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差低減の効果との関係について説明する。

図８は、第２ヒータコア２０の傾斜角度θ１を説明するための加熱用熱交換器２の側面図である。図９は、加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差と図８に示す傾斜角度θ１との関係を示す評価結果である。図１０は、図９中の横軸を傾斜角度θ１から面積比に変更した評価結果である。傾斜角度θ１は、図８に示すように、加熱用熱交換器２を側方から見たときに、チューブ２１の長手方向と鉛直方向とのなす角度である。また、加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差とは、加熱用熱交換器の左右方向での一方側半分からの吹出空気の平均温度と、他方側半分からの吹出空気の平均温度との差（絶対値）である。

ちなみに、図８に示す加熱用熱交換器２では、図３に示す加熱用熱交換器と同様に、左右方向一方側の端部に冷却水入口２０ａを設けている。また、図８に示す加熱用熱交換器２では、空気流れ方向において、冷却水入口２０ａの直径がチューブ２１の内径と略同等であり、冷却水入口２０ａの中心とチューブ２１の中心とが同じ位置にあり、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１の入口側端辺よりも上側に位置している。

このような加熱用熱交換器２において、傾斜角度θ１が変化すると、面積比も変化する。具体的には、図９中の傾斜角度θ１が０、１０、２０、５０、９０度のそれぞれが、図１０中の面積比が８、２５、３５、６５、１００％に対応している。傾斜角度θ１が０度のとき、冷却水入口２０ａにおける重力方向に平行な２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置する部分（図７中の斜線の向きが左上から右下である斜線領域参照）の面積が最小となる。そして、傾斜角度θ１を増大させると、図７に示されるように、冷却水入口２０ａは、重力方向に平行な２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置する部分の面積が増大する。傾斜角度θ１が９０度のとき、チューブ２１の入口側端辺が鉛直方向に平行となるため、仮想線８１、８２が１本に重なり、チューブ２１の入口の真下の領域が存在しないので、面積比が１００％となる。なお、冷却水入口２０ａがチューブ２１と重複する部分の面積は、傾斜角度θによらず一定である。

そして、図９、１０に示すように、加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差は、傾斜角度θ１が増加、すなわち、面積比が増加するにつれて小さくなる傾向がある。特に、傾斜角度θ１が２０度以上のとき、すなわち、面積比が３５％以上のときの左右吹出空気の温度差は、傾斜角度θ１が９０度のとき、すなわち、面積比が１００％のときの温度差に近くなっている。このことから、加熱用熱交換器２からの左右吹出空気の温度差を特に小さくするためには、面積比を３５％以上とすることが好ましいと言える。

また、本実施形態では、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１と重複する位置関係としているので、第２実施形態で説明した図６中の入口側タンク部２２と比較してわかるように、入口側タンク部２２のチューブ長手方向での寸法を小さくすることができる。

なお、本実施形態では、冷却水入口２０ａの一部（図７中の斜線領域）がチューブ２１の真下を除く位置にあるように、冷却水入口２０ａの一部を、重力方向に平行な２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置させることと、チューブ２１の入口側端辺を通る仮想線８３よりも上側に位置させることの両方を採用したが、どちらか一方のみを採用しても良い。これらの場合においても、本実施形態と同様に、面積比を３５％以上とすることが好ましい。

（第４実施形態）
図１１に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図１１は、図２と同じ方向で見た図である。

本実施形態では、上述の第１〜第３実施形態と異なり、加熱用熱交換器２の車両搭載姿勢を、空気流出入面が鉛直方向に平行な姿勢としている。すなわち、加熱用熱交換器２は、チューブ１１、２１の長手方向が鉛直方向に平行な向きで、空調ケース内に保持されている。

そして、第２ヒータコア２０において、入口側タンク部２２を構成する壁の一部９１が他の部分よりも外側に膨らんでおり、この膨らんだ部分９１によって、高温の冷却水が貯まる貯液部７２が形成されている。なお、本実施形態の貯液部７２も、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域である。

具体的には、入口側タンク部２２は、図示しないが、チューブ２１が挿入されているコアプレートと、タンク本体部とが結合されており、入口側タンク部２２を構成する上側の壁であるコアプレートの一部９１が外側に膨らんでいる。

また、本実施形態においても、入口側タンク部２２における冷却水入口２０ａとチューブ２１との位置関係が、次のようになっている。

すなわち、図１１に示すように、冷却水入口２０ａの一部（図１１中の斜線が付されていない領域）がチューブ２１の入口側端部（下端面）２１ａよりも下方に位置している。そして、冷却水入口２０ａの一部（図１１中の斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いた２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置している。

したがって、本実施形態においても、冷却水入口２０ａの一部がチューブ２１の入口の真下を除く位置にあるので、冷却水入口２０ａから流入した高温の冷却水を確実に貯液部７２に導くことができる。そして、この貯液部７２から複数のチューブ２１のそれぞれに、高温の冷却水を流入させることができるので、熱交換コア部を流れる冷却水の車両左右方向での温度差を低減でき、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。なお、本実施形態においても、第３実施形態と同様に、面積比を３５％以上とすることが好ましい。

（第５実施形態）
図１２に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図１２は、図２と同じ方向で見た図である。

本実施形態は、第３実施形態で説明した加熱用熱交換器２の向きを、第４実施形態と同様に、チューブ１１、２１の長手方向が鉛直方向に平行な向きに変更したものである。ただし、本実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２に、第４実施形態で説明した図１１中の膨らんだ部分９１は設けられていない。

具体的には、図１２に示すように、本実施形態においても、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域に、貯液部７３が形成されている。

また、冷却水入口２０ａを入口側タンク部２２の長手方向に投影したとき、冷却水入口２０ａの一部（図１２中の斜線が付されていない領域）がチューブ２１の入口側端部（下端面）２１ａよりも下方に位置している。

そして、冷却水入口２０ａの一部（図１２中の斜線の向きが左上から右下である斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いた２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置している。さらに、冷却水入口２０ａの一部（図１２中の斜線の向きが右上から左下である斜線領域）が、チューブ２１の入口側端辺を通る仮想線８３よりも上側に位置している。

したがって、本実施形態においても、第３実施形態と同様の効果を奏する。なお、本実施形態においても、第３実施形態と同様に、面積比を３５％以上とすることが好ましい。

また、貯液部７３の容積を確保するという観点では、後述する第６実施形態のように、一般的な熱交換器と比較して、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２内に挿入されているチューブ２１の挿入長さを長くすることが好ましい。

（第６実施形態）
図１３に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図１３は、図２と同じ方向で見た図である。

図１３に示すように、本実施形態の加熱用熱交換器２も、第４、５実施形態と同様に、チューブ１１、２１の長手方向が鉛直方向に平行な向きで、空調ケース内に保持されている。

そして、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２内に挿入されているチューブ２１の挿入長さ８４が、第１ヒータコア１０の入口側タンク部１２内に挿入されているチューブ１１の挿入長さ８５よりも長くなっている。この挿入長さ８４、８５とは、入口側タンク部２２、１２の内壁からチューブ２１、１１の入口側端部２１ａ、１１ａまでの長さである。これにより、入口側タンク部２２のうちチューブ２１の入口側端部２１ａよりも上方の領域に形成される貯液部７４の容積を大きくしている。

また、本実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２における冷却水入口２０ａとチューブ２１との位置関係において、冷却水入口２０ａの大部分（図１３中の斜線領域）が、水平方向に平行に引いたチューブの入口側端部（入口側端辺）２１ａを通る仮想線８３よりも上側に位置する関係となっている。ここで、冷却水入口２０ａの大部分は、第３実施形態での説明と同様に、面積比が３５％以上であることが好ましい。

なお、本実施形態のように、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２に挿入されているチューブ２１の挿入長さ８４が長い場合、冷却水入口２０ａの下端の位置２０ａ１がチューブ２１の入口側端部２１ａと同位置もしくはそれよりも上方に位置するようにすることが最も好ましい。すなわち、冷却水入口２０ａの面積の１００％がチューブ２１と重複する位置関係とすることが最も好ましい。これにより、冷却水入口２０ａから流入した高温の冷却水の全部を貯液部７４に導くことができる。

（第７実施形態）
図１４に、本実施形態における加熱用熱交換器の正面図を示す。本実施形態は、第５実施形態で説明した図１２に示す加熱用熱交換器２の車両搭載姿勢を、空気流出入面が鉛直方向に平行であることに加えて、入口側タンク部２２が冷却水入口１０ａから奥にかけて重力方向上方に傾斜するように変更したものである。その他の構成については、第５実施形態と同様である。

具体的には、図１４に示すように、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２は、入口側タンク部２２の長手方向（左右方向）の一方側端部に冷却水入口２０ａを有し、入口側タンク部２２の長手方向の一方側端部から冷却水が流入するようになっている。そして、第２ヒータコア２０を正面から見たとき、第２ヒータコア２０は、入口側タンク部２２の上壁が、入口側タンク部２２の長手方向一端側よりも長手方向他端側が重力方向上方に位置するように、傾斜した状態である。このとき、第２ヒータコア２０は、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の上壁と水平方向とのなす角度を傾斜角度θ２として、所定の傾斜角度θ２を有している。

ここで、入口側タンク部２２の上壁とは、入口側タンク部２２が、チューブ２１が挿入されるコアプレートと、タンク部を構成するタンク本体部とを有する構成の場合、コアプレートのことである。また、所定の傾斜角度θ２は、空調ケースの樹脂成型時に空調ケースの加熱用熱交換器の保持部に設けられる型抜きのための標準的な型抜き勾配である１〜１．５度と同じであっても良いが、それを超える大きさ、例えば、３度以上とすることが好ましい。第２ヒータコア２０は、このように傾斜した状態で、空調ケース５１内に保持されて、車両に搭載されている。

このように、冷却水入口２０ａよりも奥が上に位置するように、入口側タンク部２２の上壁を傾斜させることで、入口側タンク部２２の上壁が水平の場合と比較して、貯液部を流れる高温の冷却水を上壁に伝わらせて、入口側タンク部２２の冷却水入口２０ａから離れた奥側により導きやすくすることができる。この結果、本実施形態によれば、入口側タンク部２２の上壁が水平である第５実施形態よりも、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。

ここで、図１５に、傾斜角度θ２と左右吹出空気温度差との関係についての評価結果を示す。図１５からわかるように、傾斜角度θ２が０〜１２度の範囲では、傾斜角度θ２が大きくなるにつれて左右吹出空気温度差は低下する傾向があるが、傾斜角度θ２が１２度を超える範囲では、傾斜角度θ２が大きくなるにつれて左右吹出空気温度差が増大する傾向がある。そこで、傾斜角度θ２の上限としては、傾斜角度θ２が３度のときと左右吹出空気温度差（絶対値）が同じである１９．５度とすることが好ましい。

なお、本実施形態では、加熱用熱交換器２の全体を傾けることで、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の上壁と水平方向とのなす角度を所定の傾斜角度θ２としたが、加熱用熱交換器２の全体を傾ける代わりに、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の形状を、入口側タンク部２２の上壁が傾斜した形状としても良い。

また、本実施形態は、第５実施形態に限らず、空気流出入面を垂直方向に平行とする第４、第６実施形態にも適用可能であり、空気流出入面を傾斜させる第１〜第３実施形態にも適用可能である。

（第８実施形態）
上述の各実施形態は、入口側タンク部２２の内部に高温の冷却水が貯まる貯液部を形成したものであったが、本実施形態は、入口側タンク部２２の冷却水入口側における冷却水の流速を上昇させるものである。

図１６に、本実施形態における第２ヒータコア２０の正面図を示す。図１６に示すように、本実施形態では、入口側タンク部２２の内部の冷却水入口側に、入口側タンク部２２に流入した冷却水の流速を上昇させる流速上昇手段として、入口側タンク部２２よりも流路断面積が小さな流通穴９１を有する板状部材９２を設けている。

流通穴９１の寸法については、例えば、入口側タンク部２２の内部の直径が１６ｍｍである場合、流通穴９１の直径を５ｍｍ以下とする。このように、流通穴９１の直径を入口側タンク部２２の直径の約１／３以下とする。

これにより、本実施形態によれば、流通穴９１通過後の冷却水の流速を、流通穴９１通過前の冷却水の流速よりも上昇させることができる。

ここで、第１実施形態で説明した通り、第２ヒータコア２０に流入する冷却水が小流量の場合、入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速が低いと、冷却水入口から遠いチューブまで冷却水が流れ難いという現象が生じてしまう。

これに対して、本実施形態によれば、入口側タンク部２２に流入した冷却水の流速を上昇させることができるので、冷却水の流速を上昇させる手段を設けていない場合と比較して、入口側タンク部２２の奥まで冷却水を流すことができる。

よって、本実施形態においても、熱交換コア部２５を流れる冷却水の車両左右方向での温度差を低減でき、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。

なお、本実施形態では、第１〜第７実施形態で説明した貯液部を形成していないが、第１〜第７実施形態と同様に、貯液部を形成しても良い。すなわち、本実施形態を、第１〜第７実施形態と組み合わせても良く、組み合わせることで、より高い効果が得られる。

（第９実施形態）
図１７に本実施形態における加熱用熱交換器２の断面図を示す。図１７は、図２と同じ方向で見た図である。本実施形態では、第５実施形態で説明した図１２に示す加熱用熱交換器２に対して、第２ヒータコア２０の冷却水入口２０ａの開口面積および図示しない冷却水導入路の流路断面積を、第１ヒータコア１０のそれよりも小さくすることで、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高めている。ここで、冷却水導入路とは、入口側タンク部２２に冷却水を導くために、冷却水入口２０ａに連なっている配管のことである。

このため、本実施形態によれば、第２ヒータコア２０の冷却水入口２０ａの開口面積および図示しない冷却水導入路の流路断面積が、第１ヒータコア１０のそれと同等である場合と比較して、入口側タンク部２２の奥まで冷却水を流すことができる。

また、本実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の流路断面積が、第１ヒータコア１０の入口側タンク部１２の流路断面積よりも小さくなっている。これによっても、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の流路断面積が、第１ヒータコア１０の入口側タンク部１２の流路断面積と同等である場合と比較して、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高めることができ、入口側タンク部２２の奥まで冷却水を流すことができる。

本実施形態においては、第１ヒータコア１０の入口側タンク部１２を流れる冷却水の流速と同等以上となるように、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高めることが好ましい。

なお、本実施形態では、第２ヒータコア２０の冷却水入口２０ａの開口面積および図示しない冷却水導入路の流路断面積と、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２の流路断面積の両方を小さくしていたが、これらの一方のみによって、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高めても良い。また、このように、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高める構成については、第５実施形態に限らず、それ以外の各実施形態で説明した加熱用熱交換器に適用可能である。

また、本実施形態においても、冷却水入口２０ａの一部（図１７中の斜線領域）が、チューブ２１の入口側端部２１ａでのチューブ内壁２１ｂから重力方向に平行に引いた２本の仮想線８１、８２の間よりも外側に位置している。このため、冷却水入口２０ａから流入した高温の冷却水の一部を貯液部７３に導くことができる。

なお、本実施形態においては、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２を流れる冷却水の流速を高めることで、入口側タンク部２２の奥まで冷却水を流すことができるので、冷却水入口２０ａの全部がチューブ２１の入口の真下に位置していても良い。

また、本実施形態では、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０のタンク部を一体化することに加えて、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０のチューブ１１、２１を一体化することにより、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とを一体化している。ちなみに、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０のチューブ１１、２１同士が連なっているが、チューブ１１、２１内部の流路は、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０で別々に形成されている。このとき、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０のフィン同士を別体としても、一体としても良い。

（第１０実施形態）
図１８（ａ）に本実施形態における加熱用熱交換器２の側面図を示し、図１８（ｂ）に図１８（ａ）中の第２ヒータコア２０の正面図を示す。

本実施形態は、加熱用熱交換器２の構造は第１実施形態と同じであるが、加熱用熱交換器２の上下が第１実施形態と異なっている。すなわち、第１、第２ヒータコア１０、２０の入口側タンク部１２、２２は、上側に位置しており、第１、第２ヒータコア１０、２０の出口側タンク部１３、２３は、下側に位置している。そして、加熱用熱交換器２は、チューブ１１、２１の長手方向が鉛直方向に平行な向きで、空調ケース内に保持されている。

このため、本実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２に冷却水が流入したとき、図１８（ｂ）に示すように、出口側タンク部２３内の冷却水よりも高温の冷却水は、浮力の影響で入口側タンク部２２内の上方の領域７５に、複数のチューブ２１の積層方向全域にわたって貯まった後、この上方の領域７５から複数のチューブのそれぞれに流入する。そして、高温の冷却水が複数のチューブ２１を上から下に向かって流れる。このように、本実施形態では、入口側タンク部２２内の上方の領域７５が貯液部となる。

よって、本実施形態によれば、熱交換コア部２５を流れる冷却水の車両左右方向での温度差を低減でき、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる車両左右方向での温度差を低減することができる。

（第１１実施形態）
図１９に本実施形態における加熱用熱交換器２の側面図を示す。本実施形態は、第１０実施形態で説明した図１８に示す加熱用熱交換器２に対して、第１ヒータコア１０の上下を入れ替えたものである。

具体的には、図１９に示すように、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とは、入口側、出口側それぞれのタンク部が一体化されることで、両者が一体化した構造となっている。

そして、加熱用熱交換器２の上側に位置する上側タンク部６１の内部が仕切壁６２によって、第１ヒータコア１０の出口側タンク部１３と、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２とに区画されている。

同様に、加熱用熱交換器２の下側に位置する下側タンク部６３の内部が仕切壁６４によって、第１ヒータコア１０の入口側タンク部１２と、第２ヒータコア２０の出口側タンク部２３とに区画されている。

第１ヒータコア１０では、下側に位置する入口側タンク部１２に設けられた冷却水入口１０ａから流入した冷却水が、チューブ１１を下から上に向かって流れ、上側に位置する出口側タンク部１３に設けられた冷却水出口１０ｂから流出するようになっている。

一方、第２ヒータコア２０では、上側に位置する入口側タンク部２２に設けられた冷却水入口２０ａから流入した冷却水が、チューブ２１を上から下に向かって流れ、下側に位置する出口側タンク部２３に設けられた冷却水出口２０ｂから流出するようになっている。

本実施形態においても、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２が上側に位置するので、第８実施形態と同様の効果が得られる。

さらに、本実施形態によれば、第１ヒータコア１０内の冷却水流れ方向が、第２ヒータコア２０内の冷却水流れ方向と反対であるので、加熱用熱交換器２を通過後の空気の上下温度分布、すなわち、上側と下側での温度差を低減することができる。

（他の実施形態）
（１）上述の各実施形態では、第２ヒータコア２０の入口側タンク部２２に設けられた冷却水入口２０ａは、入口側タンク部２２を構成する壁に形成された開口部であったが、この開口部に管が挿入されて、入口側タンク部２２の内壁よりも入口側タンク部２２の内側に管が突出した状態としても良い。この場合、入口側タンク部２２の内側に突出した管の先端部が、入口側タンク部２２内に面するとともに、入口側タンク部２２に冷却水を導入する冷却水導入路の末端開口部である。

（２）上述の第１〜７、９〜１１実施形態では、第２ヒータコア２０の冷却水入口２０ａが、入口側タンク部２２の車両左右方向での一端側に配置されていたが、一端側だけでなく両端側に配置されていたり、中央に配置されていたりしても良い。このような配置であっても、本発明によれば、冷却水入口２０ａから離れた位置にあるチューブ２１に高温の冷却水を流すことができる。

（３）上述の各実施形態では、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とを一体化していたが、第１ヒータコア１０と第２ヒータコア２０とを別体としても良い。

さらに、上述の各実施形態では、第１ヒータコア１０内の冷却水流れの向きが、第２ヒータコア２０と同じ下から上の向きであったが、第２ヒータコア２０とは逆の上から下の向きであっても良い。

（４）上述の各実施形態では、エンジン３０の第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水は、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水のみであったが、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水に対してシリンダブロック３２を冷却した冷却水の一部が混入した冷却水でも良い。要するに、エンジン３０の第１冷却水出口３１ｂから主にシリンダヘッド３１を冷却した冷却水が流出するようになっていれば良い。

同様に、エンジン３０の第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水は、シリンダブロック３２を冷却した冷却水のみであったが、シリンダブロック３２を冷却した冷却水に対してシリンダヘッド３１を冷却した冷却水の一部が混入した冷却水でも良い。要するに、エンジン３０の第２冷却水出口３２ｂから主にシリンダブロック３２を冷却した冷却水が流出し、第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水よりも第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水の方が高温になっていれば良い。

ただし、エンジン３０の第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水については、シリンダヘッド３１を冷却した後の冷却水とシリンダブロック３２を冷却した後の冷却水とを全部混合した場合よりも高温とする。これにより、両方の冷却水を全部混合した場合と比較して、高温の冷却水をエンジン３０から流出させることができるからである。

（５）上述の各実施形態では、第２ヒータコア２０に流入する冷却水は、エンジン３０の第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水のみであったが、第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水の一部が混入しても良い。

要するに、主に第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水であって、第１ヒータコア１０に流入する冷却水よりも高温の冷却水が第２ヒータコア２０に流入するようになっていれば良い。ただし、第２ヒータコア２０に流入する冷却水は、第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水と第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水とを全部混合したときの平均温度よりも高温とする。これにより、両方の冷却水を全部混合した場合と比較して、第２ヒータコア２０で加熱後の空気温度を高くできるからである。

（６）上述の各実施形態では、第１ヒータコア１０がシリンダヘッド冷却後の冷却水を熱源とし、第２ヒータコア２０がシリンダブロック冷却後の冷却水を熱源としていたが、第１ヒータコア１０および第２ヒータコア２０は、他の液体を熱源としても良い。第１ヒータコア１０が第１液体を熱源とし、第２ヒータコア２０が第１液体よりも高温かつ小流量の第２液体を熱源としている場合に、本発明の適用が可能である。

例えば、ハイブリッド車両に搭載される車両用空調装置においては、第１液体としてインバータ等の電気機器の冷却液を用い、第２液体としてエンジンの冷却液を用いることができる。また、例えば、電気自動車に搭載される車両用空調装置においては、第１液体としてインバータ等の電気機器の冷却液を用い、第２液体として電気ヒータ等の加熱手段によって加熱した高温液体を用いることができる。このように、本発明の車両用空調装置は、ハイブリッド車両以外の車両にも適用可能である。

（７）上述の各実施形態を実施可能な範囲で組み合わせても良い。

１ 車両用空調装置
２ 加熱用熱交換器
１０ 第１ヒータコア（第１熱交換部）
２０ 第２ヒータコア（第２熱交換部）
２１ チューブ
２２ 入口側タンク部
２３ 出口側タンク部
５１ 空調ケース
７１ 貯液部
７２ 貯液部
７３ 貯液部
７４ 貯液部

Claims (12)

1. 第１液体と前記第１液体よりも高温かつ小流量の第２液体とを熱源として、車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２）を備え、
   前記加熱用熱交換器（２）は、前記第１液体と前記送風空気とを熱交換させる第１熱交換部（１０）と、前記第２液体と前記第１熱交換部（１０）で加熱された前記送風空気とを熱交換させる第２熱交換部（２０）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）は、積層された複数のチューブ（２１）と、前記複数のチューブ（２１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（２２）と、前記複数のチューブ（２１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（２３）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）は、前記入口側タンク部（２２）が重力方向下側に位置し、前記出口側タンク部（２３）が重力方向上側に位置するように、空調ケース（５１）内に保持されており、
   前記第２熱交換部（２０）は、前記入口側タンク部（２２）に流入した第２液体であって、前記出口側タンク部（２３）内の液体よりも高温の液体が、前記複数のチューブ（２１）の積層方向全域にわたる前記入口側タンク部内の貯液部（７１、７２、７３、７４）に貯まった後、前記複数のチューブ（２１）に流入する構成となっており、
   前記貯液部（７２）は、前記入口側タンク部（２２）を構成する上側の壁の一部（９１）が他の部分よりも外側に膨らむことで形成されていることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記第１熱交換部（１０）は、積層された複数のチューブ（１１）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（１２）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（１３）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）内に挿入されている前記チューブ（２１）の挿入長さ（８４）が、前記第１熱交換部（１０）の前記入口側タンク部（１２）内に挿入されている前記チューブ（１１）の挿入長さ（８５）よりも長くなっており、
   前記貯液部（７４）は、前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）内のうち、前記チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）よりも重力方向上方の領域に形成されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
3. 第１液体と前記第１液体よりも高温かつ小流量の第２液体とを熱源として、車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２）を備え、
   前記加熱用熱交換器（２）は、前記第１液体と前記送風空気とを熱交換させる第１熱交換部（１０）と、前記第２液体と前記第１熱交換部（１０）で加熱された前記送風空気とを熱交換させる第２熱交換部（２０）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）は、積層された複数のチューブ（２１）と、前記複数のチューブ（２１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（２２）と、前記複数のチューブ（２１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（２３）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）は、前記入口側タンク部（２２）が重力方向下側に位置し、前記出口側タンク部（２３）が重力方向上側に位置するように、空調ケース（５１）内に保持されており、
   前記第２熱交換部（２０）は、前記入口側タンク部（２２）に流入した第２液体であって、前記出口側タンク部（２３）内の液体よりも高温の液体が、前記複数のチューブ（２１）の積層方向全域にわたる前記入口側タンク部内の貯液部（７１、７２、７３、７４）に貯まった後、前記複数のチューブ（２１）に流入する構成となっており、
   前記第１熱交換部（１０）は、積層された複数のチューブ（１１）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（１２）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（１３）とを備え、
   前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）内に挿入されている前記チューブ（２１）の挿入長さ（８４）が、前記第１熱交換部（１０）の前記入口側タンク部（１２）内に挿入されている前記チューブ（１１）の挿入長さ（８５）よりも長くなっており、
   前記貯液部（７４）は、前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）内のうち、前記チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）よりも重力方向上方の領域に形成されていることを特徴とする車両用空調装置。
4. 前記第２熱交換部（２０）は、前記第２熱交換部（２０）を側方からみたときに、前記チューブ（２１）の長手方向と鉛直方向とのなす角度が鋭角となるように傾斜した状態で、前記空調ケース（５１）内に保持されて、車両に搭載されており、
   前記貯液部（７１）は、前記第２熱交換部（２０）が傾斜することで、前記入口側タンク部（２２）内のうち、前記チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）よりも上方の領域に形成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
5. 前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）に前記第２液体を導入する液体導入路の末端開口部（２０ａ）を前記入口側タンク部（２２）の長手方向に投影したとき、
   前記液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、前記チューブ（２１）の入口の重力方向での真下を除く位置にあることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
6. 前記液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、前記チューブ（２１）の入口側端部（２１ａ）での前記チューブ（２１）の内壁（２１ｂ）から重力方向に平行に引いた２本の仮想線（８１、８２）の間よりも外側に位置することを特徴とする請求項５に記載の車両用空調装置。
7. 前記液体導入路の末端開口部（２０ａ）の少なくとも一部が、前記チューブ（２１）の入口側端辺（２１ａ）を通る仮想線（８３）よりも上側に位置することを特徴とする請求項５または６に記載の車両用空調装置。
8. 前記液体導入路の末端開口部（２０ａ）の全面積の３５％以上の部分が、前記チューブ（２１）の入口の重力方向での真下を除く位置にあることを特徴とする請求項５ないし７のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
9. 前記第２熱交換部（２０）は、前記入口側タンク部（２２）の長手方向一端側から前記第２液体が流入するとともに、前記入口側タンク部（２２）の上壁が、前記入口側タンク部（２２）の長手方向一端側よりも長手方向他端側が重力方向上方に位置するように、傾斜した状態で、前記空調ケース（５１）内に保持されて、車両に搭載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つに記載の車両用空調装置。
10. 前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）の内部に、前記入口側タンク部（２２）に流入した前記第２液体の流速を上昇させる流速上昇手段（９２）を設けたことを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
11. 前記第１熱交換部（１０）は、積層された複数のチューブ（１１）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（１２）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（１３）とを備えており、
    前記第２熱交換部（２０）の入口側タンク部（２２）の流路断面積が、前記第１熱交換部（１０）の入口側タンク部（１２）の流路断面積よりも小さいことを特徴とする請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
12. 前記第１熱交換部（１０）は、積層された複数のチューブ（１１）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向一端側に連通し、液体入口側となる入口側タンク部（１２）と、前記複数のチューブ（１１）の長手方向他端側に連通し、液体出口側となる出口側タンク部（１３）とを備えており、
    前記第２熱交換部（２０）の前記入口側タンク部（２２）に前記第２液体を導入する液体導入路の流路断面積が、前記第１熱交換部（１０）の入口側タンク部（１２）に前記第１液体を導入する液体導入路の流路断面積よりも小さいことを特徴とする請求項１ないし１１のいずれか１つに記載の車両用空調装置。

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