(57)【要約】【課題】内燃機関を冷却する第１流体と、第１流体よりも高温の第２流体とを熱源として暖房を行う場合に、第１、第２流体のそれぞれが有する熱量を有効に利用する。【解決手段】シリンダヘッド３１冷却後の低温側の冷却水と、シリンダブロック３２冷却後の高温側の冷却水とを熱源として、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、加熱用熱交換器２は、低温側の冷却水のみが流れる第１ヒータコア１１と、第１ヒータコア１１よりも空気流れ下流側に配置され、高温側の冷却水のみが流れる第２ヒータコア２１とを有し、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とが両者の間に空間を形成した状態で一体となっている。これにより、低温側と高温側の冷却水の混合水を熱源として空気を加熱する場合と比較して、低温側と高温側の冷却水の両方の熱量を有効に利用できる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関を冷却した第１流体と前記第１流体よりも高温の第２流体とを熱源として、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流体のみ、又は、前記第１流体と前記第２流体との混合流体が流れる第１熱交換部（１１）と、
主に第２流体であって、前記第１熱交換部（１１）を流れる流体よりも高温の流体が流れる第２熱交換部（２１）とを有し、
前記第１熱交換部（１１）と前記第２熱交換部（２１）とは、両者の間に空間を形成した状態で一体となっていることを特徴とする車両用空調装置。
【請求項２】
前記第２熱交換部（２１）は、前記第１熱交換部（１１）よりも空気流れ下流側に配置されることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
【請求項３】
前記第１熱交換部（１１）と前記第２熱交換部（２１）とは、空気流れに対して並列に配置されることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
【請求項４】
前記第１熱交換部（１１）は、前記第２熱交換部（２１）と比較して、空気と流体との熱交換面積が大きい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。
【請求項５】
前記第１熱交換部（１１）は、前記第２熱交換部（２１）と比較して、内部を流れる流体の流量が多い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。
【請求項６】
前記第１熱交換部（１１）と前記第２熱交換部（２２）とは、互いに独立した流体流路を有することを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
【請求項７】
前記第１熱交換部（１１）と前記第２熱交換部（２２）とのうち、前記第１熱交換部（１１）のみを通過した空気を第１吹出口から窓に向けて吹き出すとともに、前記第２熱交換部（２１）を通過した空気を第２吹出口から乗員に向けて吹き出す構成となっ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つに記載の車両用空調装置。
【請求項８】
前記第１流体は、前記内燃機関（３０）のシリンダヘッド（３１）を冷却した冷却流体であり、
前記第２流体は、前記内燃機関（３０）のシリンダブロック（３２）を冷却した冷却流体であ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。
【請求項９】
前記第２流体は、前記内燃機関以外の発熱体（４１）を冷却した冷却流体であ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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関の冷却流体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を備える車両用空調装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
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おり、シリンダヘッド側流路を通過した冷却水を暖房の熱源としている。
【０００４】
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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】米国特許第５３３７７０４号明細書
【特許文献２】欧州特許出願公開第１００８４７１号明細書
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
なお、シリンダヘッドを積極的に冷却する場合以外でも、エンジン冷却水の温度が暖房に必要な最小温度よりも低くなる場合がある。例えば、エンジンの熱効率向上によって発熱量が減少した場合や、ハイブリッド車においては、走行用電動モータによる走行モード時にエンジンが停止している場合等が挙げられる。この場合においても、エンジン冷却水を熱源として空気を加熱すると、加熱後の空気温度を十分に高くできない。
【００１０】
そこで、加熱後の空気温度を十分に高くするために、エンジン冷却水に加えて、エンジン冷却水よりも高温の温水を利用することが考えられる。この高温の温水としては、例えば、車両に搭載されるエンジン以外の発熱体の冷却水や、エンジン冷却水回路とは独立した温水回路であって水加熱用電気ヒータ等の加熱手段によって加熱される温水等が挙げられる。
【００１１】
しかし、暖房の熱源として低温の冷却水と高温の温水とを混合したものを用いると、高温の温水と比較して全体の水温が低下するため、両方の熱量を有効に利用できないという問題が生じる。なお、冷却水、温水の代わりに、他の液体、気体を用いた場合も同様の問題が生じる。
【００１２】
本発明は上記点に鑑みて、内燃機関を冷却する第１流体と、第１流体よりも高温の第２流体とを熱源として暖房を行う車両用空調装置であって、第１、第２流体のそれぞれが有する熱量を有効に利用できる車両用空調装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、内燃機関を冷却した第１流体と第１流体よりも高温の第２流体とを熱源として、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、
加熱用熱交換器（２）は、第１流体のみ、又は、第１流体と第２流体との混合流体が流れる第１熱交換部（１１）と、主に第２流体であって、第１熱交換部（１１）を流れる流体よりも高温の流体が流れる第２熱交換部（２１）とを有し、
第１熱交換部（１１）と第２熱交換部（２１）とは、両者を流れる流体同士での熱交換を抑制するように、両者の間に空間を形成した状態で一体となっていることを特徴としている。
【００１４】
これによると、第１熱交換部で、少なくとも内燃機関を冷却した第１流体を含む低温の流体を熱源として空気を加熱するとともに、第２熱交換部で、主に第２流体からなる高温の流体を熱源として空気を加熱するので、第１流体と第２流体とを混合させたものを熱源として空気を加熱する場合と比較して、第２流体の熱量を有効に利用でき、第２熱交換部で加熱後の空気温度を高くすることができる。
【００１５】
請求項１に記載の発明において、第１熱交換部と第２熱交換部との配置については、請求項２に記載の発明のように、第２熱交換部（２１）を第１熱交換部（１１）よりも空気流れ下流側に配置したり、請求項３に記載の発明のように、第１熱交換部（１１）と第２熱交換部（２１）とを空気流れに対して並列に配置したりすることができる。
【００１６】
特に、請求項２に記載の発明によれば、第１熱交換部で低温の流体を熱源として送風空気を加熱した後、さらに、第２熱交換部で高温の流体を熱源として送風空気を加熱するので、第１流体の熱量を有効に利用でき、車室内への送風空気の流量が多い場合であっても、車室内への送風空気の温度を十分に高い温度まで上昇させることができる。このように、請求項２に記載の発明によれば、第１流体と第２流体とを混合したものを熱源として加熱用熱交換器で送風空気を加熱する場合と比較して、加熱用熱交換器で熱源として用いる流体全体における流体から空気へのエネルギ伝達効率を高めることができる。
【００１７】
また、請求項４に記載の発明では、請求項１〜３に記載の発明において、第１熱交換部（１１）は、第２熱交換部（２１）と比較して、空気と流体との熱交換面積が大きいことを特徴としている。これによると、第１熱交換部で第１流体の熱量を多く取り出すことができ、第１流体の熱量を有効に利用することができる。
【００１８】
また、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、第１熱交換部（１１）は、第２熱交換部（２１）と比較して、内部を流れる流体の流量が多いことを特徴としている。これによると、第１熱交換部で第１流体の熱量を多く取り出すことができ、第１流体の熱量を有効に利用することができる。
【００１９】
請求項１〜５に記載の発明においては、請求項６に記載の発明のように、第１熱交換部（１１）と第２熱交換部（２２）とが互いに独立した流体流路を有する構成を採用することが好ましい。
【００２０】
また、請求項１〜６に記載の発明においては、請求項７に記載の発明のように、第１熱交換部（１１）と第２熱交換部（２２）とのうち、第１熱交換部（１１）のみを通過した空気を第１吹出口から窓に向けて吹き出すとともに、第２熱交換部（２１）を通過した空気を第２吹出口から乗員に向けて吹き出す構成を採用することができる。
【００２１】
また、請求項１〜７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、第１流体として、内燃機関（３０）のシリンダヘッド（３１）を冷却した冷却流体を利用することができるとともに、第２流体として、内燃機関（３０）のシリンダブロック（３２）を冷却した冷却流体を利用することができる。
【００２２】
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流体として、内燃機関以外の発熱体（４１）を冷却する冷却流体を利用することができる。
【００２３】
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。
【図面の簡単な説明】
【００２４】
【図１】本発明の第１実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。
【図２】第１実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図３】第１実施形態における加熱用熱交換器の正面図である。
【図４】第１実施形態における第１ヒータコア１１、第２ヒータコア２１を通過した空気の温度変化を示す図である。
【図５】（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、それぞれ、エンジン３０表面からの冷却水の放熱ロスと、エンジン３０の燃焼室平均温度と、実用燃費とについて、第１実施形態と比較例２とを比較した試算結果である。
【図６】第２実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図７】第３実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図８】第４実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図９】第４実施形態における加熱用熱交換器の正面図である。
【図１０】第５実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図１１】第５実施形態における加熱用熱交換器の正面図である。
【図１２】第６実施形態における加熱用熱交換器の側面図である。
【図１３】第７実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００２５】
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。
【００２６】
（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全体構成を示す。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。
【００２７】
本実施形態の車両用空調装置１は、第１冷却水回路１０と第２冷却水回路２０とを備えている。第１冷却水回路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れる冷却水回路であり、第１ヒータコア１１と、第１ウォータポンプ１２と、第１温度センサ１３とを有している。一方、第２冷却水回路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れる冷却水回路であり、第２ヒータコア２１と、第２ウォータポンプ２２と、第２温度センサ２３とを有している。なお、冷却水は水もしくは添加成分を含む水である。また、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水と、シリンダブロック３２を冷却した冷却水とが、それぞれ、本発明の第１流体と第２流体に相当する。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
第１ヒータコア１１および第２ヒータコア２１は、エンジン３０から流入する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である。本実施形態では、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とは一体化して、１つの加熱用熱交換器２として構成されている。第１ヒータコア１１、第２ヒータコア２１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。
【００３２】
加熱用熱交換器２の内部において、第１ヒータコア１１の冷却水流路と第２ヒータコア２１の冷却水流路とは独立している。そして、第１ヒータコア１１の冷却水入口１１ａは、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いる。一方、第２ヒータコア２１の冷却水入口２１ａは、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いる。
【００３３】
また、加熱用熱交換器２は、図示しないが、車室内に向かう送風空気を形成する送風機とともに空調ケースに収容されている。空調ケースには、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。
【００３４】
ここで、図２、３に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図と正面図とを示す。
【００３５】
図２に示すように、加熱用熱交換器２では、第２ヒータコア２１が第１ヒータコア１１よりも空気流れ下流側に配置されており、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とが連結部材２０１によって連結されている。
【００３６】
具体的には、図２、３に示すように、第１ヒータコア１１は、第１冷却水入口１１aが設けられた第１入口側タンク１１ｃと、第１冷却水出口１１ｂが設けられた第１出口側タンク１１ｄと、一端が第１入口側タンク１１ｃに連通し、他端が第１出口側タンク１１ｄに連通する複数の偏平チューブ１１ｅと、偏平チューブ１１ｅの外表面に接合されたコルゲート状の伝熱フィン１１ｆとを備えている。偏平チューブ１１ｅと伝熱フィン１１ｆ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熱交換コア部１１ｇが構成されている。第１熱交換コア部１１ｇで空気と冷却水とが熱交換する。
【００３７】
同様に、第２ヒータコア２１は、第２冷却水入口２１aが設けられた第２入口側タンク２１ｃと、第２冷却水出口２１ｂが設けられた第２出口側タンク２１ｄと、一端が第２入口側タンク２１ｃに連通し、他端が第２出口側タンク２１ｄに連通する複数の偏平チューブ２１ｅと、偏平チューブ２１ｅの外表面に接合されたコルゲート状の伝熱フィン２１ｆとを備えている。偏平チューブ２１ｅと伝熱フィン２１ｆとの積層構造により全パスタイプの第２熱交換コア部２１ｇが構成されている。第２熱交換コア部２１ｇで空気と冷却水とが熱交換する。
【００３８】
第１、第２ヒータコア１１、２１の両方において、複数の扁平チューブ１１ｅ、２１ｅは、一方向に延びており、その一方向に垂直な方向に一列に並ぶ並列配置となっている。入口側タンク１１ｃ、２１ｃと出口側タンク１１ｄ、２１ｄは、偏平チューブ１１ｅ、２１ｅの配列方向に細長く延びる形状になっており、それぞれ、扁平チューブ１１ｅ、２１ｅの一端と他端と連通している。
【００３９】
本実施形態では、入口側タンク１１ｃ、２１ｃは上端部に配置され、出口側タンク１１ｄ、２１ｄは下端部に配置され、複数の扁平チューブ１１ｅ、２１ｅは上下方向に延びており、車両左右方向に並列配置されている。このため、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１は、どちらも、上から下に向かって冷却水が流れる。
【００４０】
第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１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１１通過後の空気の全てが第２ヒータコア２１を通過するようになっている。なお、空気流れ方向とは、図２の左右方向および図３の紙面垂直方向である。
【００４１】
また、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とは、空気流れ方向での厚さが異なっている。具体的には、扁平チューブ１１ｅ、２１ｅと伝熱フィン１１ｆ、２１ｆの空気流れ方向での幅を比較すると、第２ヒータコア２１よりも第１ヒータコア１１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２１よりも第１ヒータコア１１の方が大きくなっている。
【００４２】
また、第１ヒータコア１１の扁平チューブ１１ｅの流路断面積が、第２ヒータコア１１の扁平チューブ２１ｅの流路断面積よりも大きくなっており、第１ヒータコア１１内の流水抵抗が第２ヒータコア２１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２１よりも第１ヒータコア１１の方が、内部を流れる冷却水流量が多くなる。
【００４３】
連結部材２０１は、入口側タンク１１ｃ、２１ｃ同士を連結するとともに、出口側タンク１１ｄ、２１ｄ同士を連結しており、熱交換コア部を除く部位同士を連結している。また、連結部材２０１は、熱交換コア部１１ｇ、２１ｇの間に空間を形成するためのスペーサとしての役割も果たしている。
【００４４】
このように、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とは、熱交換コア部１１ｇ、２１ｇ同士の間に空間を挟んで連結されている。これにより、熱交換コア部１１ｇ、２１ｇで、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とを流れる冷却水同士が直接熱伝導によって熱交換しないようになっている。なお、連結部材２０１としては、タンクを構成する材料と同じ材料等で構成されたものを採用することができる。
【００４５】
図１中の第１温度センサ１３、第２温度センサ２３は、冷却水温度を検出するものである。第１温度センサ１３は、シリンダヘッド３１側の第１冷却水出口３１ｂと第１ヒータコア１１の冷却水入口１１ａとの間に配置されており、シリンダヘッド３１側の第１冷却水出口３１ｂから流出した冷却水の温度を検出する。一方、第２温度センサ２３は、シリンダブロック３２側の第２冷却水出口３２ｂと第２ヒータコア２１の冷却水入口２１ａとの間に配置されており、シリンダブロック３２側の第２冷却水出口３２ｂから流出した冷却水の温度を検出する。
【００４６】
第１ウォータポンプ１２、第２ウォータポンプ２２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。第１ウォータポンプ１２は、第１ヒータコア１１の冷却水出口１１ｂとシリンダヘッド３１の第１冷却水入口３１ａとの間に配置されている。第２ウォータポンプ２２は、第２ヒータコア２１の冷却水出口２１ｂとシリンダブロック３２側の第２冷却水入口３２ａとの間に配置されている。
【００４７】
第１ウォータポンプ１２、第２ウォータポンプ２２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。本実施形態では、第１ウォータポンプ１２、第２ウォータポンプ２２は、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が、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なるように制御される。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、エンジンオイルの粘度低下を抑制して、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。
【００４８】
このような構成の第１冷却水回路１０では、シリンダヘッド３１側の第１冷却水出口３１ｂから流出の冷却水が第１ヒータコア１１に流入し、第１ヒータコア１１で空気と熱交換後後の冷却水が、シリンダヘッド３１側の第１冷却水入口３１ａからエンジン３０に流入する。
【００４９】
一方、第２冷却水回路２０では、シリンダブロック３２側の第２冷却水出口３２ｂから流出の冷却水が第２ヒータコア２１に流入し、第２ヒータコア２１で空気と熱交換後の冷却水が、シリンダブロック３２側の第２冷却水入口３２ａからエンジン３０に流入する。
【００５０】
なお、第１、第２冷却水回路１０、２０は、それぞれ、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。
【００５１】
次に、本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。
【００５２】
制御装置は、エンジン３０内部におけるシリンダヘッド３１側の冷却水流路の冷却水流量が、シリンダブロック３２側の冷却水流路の冷却水流量よりも多くなるように、第１、第２ウォータポンプ１２、２２を制御する。
【００５３】
また、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。
【００５４】
ここで、図４に、暖房時における第１ヒータコア１１、第２ヒータコア２１を通過した空気の温度変化を示す。
【００５５】
第１ヒータコア１１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。このとき、シリンダヘッド３１冷却後の冷却水は、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２１と比較して、第１ヒータコア１１内部の冷却水流量を多くし、空気と冷却水との熱交換面積を大きくしている。このため、第１ヒータコア１１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１１通過後の空気Ａ１の温度は、第１ヒータコア１１に流入する前の冷却水温度（第１ヒータコアの入口水温）Ｔｈ１に近い温度となる。
【００５６】
第２ヒータコア２１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１１通過後の送風空気Ａ１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２１通過後の送風空気Ａ２の温度を、第１ヒータコア１１通過後の送風空気Ａ１よりもさらに高い温度まで上昇させることができる。
【００５７】
なお、図４中の比較例１は、シリンダヘッド３１を冷却した冷却水とシリンダブロック３２を冷却した冷却水とをエンジン内部で合流させ、合流後の冷却水をエンジンに設けた１つの冷却水出口から流出させて１つのヒータコアに流入させる構成としたものである。また、比較例１では、本実施形態と同様に、シリンダヘッド側を流れる冷却水流量を、シリンダブロック側を流れる冷却水流量よりも多くしている。
【００５８】
次に、本実施形態の主な効果について説明する。
【００５９】
本実施形態のエンジン３０は２つの冷却系統を有しており、エンジン３０の定常運転時に、シリンダヘッド側の冷却流路での冷却水流量を、シリンダブロック側の冷却水流路での冷却水流量よりも多くして、シリンダヘッド３１を積極的に冷却している。このため、シリンダヘッド３１冷却後の冷却水温度は、暖房に必要な最小温度よりも低くなり、シリンダブロック３２冷却後の冷却水温度は、暖房に必要な最小温度以上となる。
【００６０】
このとき、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、図４中の比較例１のように、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。
【００６１】
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１１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２１に流入させている。
【００６２】
このように、本実施形態では、第２ヒータコア２１で、第２冷却水出口３２ｂから流出の高温側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２１で加熱後の空気温度を高くすることができる。
【００６３】
さらに、本実施形態では、第１ヒータコア１１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２１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。
【００６４】
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。
【００６５】
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。
【００６６】
また、本実施形態によれば、図５に示すように、車両用空調装置使用時の燃料消費量を低減できる。ここで、図５（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、それぞれ、エンジン３０表面からの冷却水の放熱ロスと、エンジン３０の燃焼室平均温度と、実用燃費とについて、本実施形態と比較例２とを比較した試算結果である。比較例２は、比較例１に対して、シリンダヘッド側を流れる冷却水流量とシリンダブロック側を流れる冷却水流量とを同一にして、シリンダヘッド冷却後の冷却水温度が本実施形態のシリンダブロック冷却後の冷却水温度と同じ温度となるように変更したものである。
【００６７】
本実施形態によれば、シリンダヘッド３１を積極的に冷却するとともに、上述の加熱用熱交換器２を用いるので、図５（ａ）に示すように、比較例２と比較して、暖房熱量を同等としつつ、エンジン３０のシリンダヘッド３１側からの放熱ロスを低減できる。
【００６８】
このため、本実施形態によれば、図５（ｂ）に示すように、比較例２と比較して、燃焼室平均温度を低くできるので、図５（ｃ）に示すように、燃料消費量（燃費）を低減できる。
【００６９】
（第２実施形態）
図６に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図を示す。本実施形態は、第１実施形態で説明した図２、３に示す加熱用熱交換器２に対して、出口側タンクを共通化し、冷却水出口を１つに変更したものである。
【００７０】
具体的には、本実施形態の加熱用熱交換器２は、第１ヒータコア１１の第１熱交換コア部１１ｇの冷却水出口側と、第２ヒータコア２１の第２熱交換コア部２１ｇの冷却水出口側とに連なる共通タンク２ｄを有している。この共通タンク２ｄには、１つの冷却水出口２ｂが設けられている。
【００７１】
これにより、第１ヒータコア１１の冷却水入口１１ａから流入した低温側の冷却水と、第２ヒータコア２１の冷却水入口２１ａから流入した高温側の冷却水とが、共通タンク２ｄ内で合流して、１つの冷却水出口２ｂから流出する。
【００７２】
このように、第１ヒータコア１１の第１熱交換コア部１１ｇを通過した冷却水と、第２ヒータコア２１の第２熱交換コア部２１ｇを通過した冷却水とを、加熱用熱交換器２の出口近傍で合流させることもできる。
【００７３】
なお、本実施形態では、共通タンク２ｄの冷却水出口２ｂから流出の冷却水を分流部で分流させ、エンジン３０の第１冷却水入口３１ａと第２冷却水入口３２ａとにそれぞれ流入させる。
【００７４】
（第３実施形態）
図７に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図を示す。本実施形態は、第２実施形態で説明した図６に示す構成に対して、共通タンク２ｄの冷却水出口２ｄを冷却水入口２ａに変更し、第１ヒータコア１１の入口側タンク１１ｃを出口側タンク１１ｄに変更したものである。
【００７５】
共通タンク２ｄの冷却水入口２ａは、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る。
【００７６】
これにより、第２ヒータコア２１の第２熱交換コア部２１ｇを通過した高温側の冷却水と、共通タンク２ｄの冷却水入口２ａから流入した低温側の冷却水とが、共通タンク２ｄ内で合流する。そして、合流後の冷却水が第１ヒータコア１１の第１熱交換コア部１１ｇを流れた後、第１ヒータコア１１の出口側タンク１１ｄに設けられた冷却水出口１１ｂから流出する。
【００７７】
このように、第１ヒータコア１１内に、シリンダヘッド３１冷却後の低温側の冷却水と、第２ヒータコア２１を通過した高温側の冷却水との混合水を流すこともできる。
【００７８】
（第４実施形態）
図８、９に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図と正面図とを示す。
【００７９】
本実施形態の加熱用熱交換器２は、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とを空気流れに対して並列に配置しており、空調ケース３内部の空気通路の車両上下方向での上側に第１ヒータコア１１を配置し、下側に第２ヒータコア２１を配置している。第１ヒータコア１１の下端部と第２ヒータコア２１の上端部とが連結部材２０１によって連結され、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１との間に空間が形成されている。
【００８０】
そして、加熱用熱交換器２を収容する空調ケース３には、仕切壁３ａによって第１吹出口としてのデフロスタ（ＤＥＦ）吹出口４ａに連通する通路と、第２吹出口としてのフット（ＦＯＯＴ）吹出口４ｂに連なる通路とが形成されている。車両上下方向の上側にデフロスタ吹出口４ａに連通する通路が位置し、下側にフット吹出口４ｂに連なる通路が位置する。このため、第１ヒータコア１１通過後の送風空気Ｂ１はデフロスタ吹出口４ａに連通する通路を流れ、第２ヒータコア２１通過後の送風空気Ｂ２はフット吹出口４ｂに連なる通路を流れる。
【００８１】
第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１のそれぞれの構成部は、第１実施形態と同様である。
【００８２】
ただし、本実施形態では、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１とは、空気流れ方向での厚さが同じであるが、熱交換コア部１１ｇ、２１ｇの上下方向での長さが異なっている。具体的には、扁平チューブ１１ｅ、２１ｅと伝熱フィン１１ｆ、２１ｆの上下方向での長さが、第２ヒータコア２１よりも第１ヒータコア１１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２１よりも第１ヒータコア１１の方が大きくなっている。
【００８３】
また、本実施形態においても、第１ヒータコア１１の扁平チューブ１１ｅの流路断面積が、第２ヒータコア１１の扁平チューブ２１ｅの流路断面積よりも大きくなっており、第１ヒータコア１１内の流水抵抗が第２ヒータコア２１内の流水抵抗よりも低くなっている。
【００８４】
これにより、本実施形態では、暖房時に、第１ヒータコア１１で、シリンダヘッド３１冷却後の大流量の冷却水を熱源として、デフロスタ吹出口４ａに向かう送風空気を加熱できる。一方、第２ヒータコア２１で、シリンダブロック３２冷却後の高温の冷却水を熱源として、フット吹出口４ｂに向かう送風空気を加熱できる。
【００８５】
このため、本実施形態によれば、デフロスタ吹出口とフット吹出口からの吹出風に温度差を付けたい場合に、デフロスタ吹出口から窓に向けて比較的低温の温風を吹き出すとともに、フット吹出口から乗員に向けて比較的高温の温風を吹き出すことができる。
【００８６】
（第５実施形態）
図１０、１１に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図と正面図とを示す。本実施形態は、第４実施形態で説明した図８、９に示す加熱用熱交換器２に対して、冷却水出口を１つに変更したものである。
【００８７】
具体的には、本実施形態の加熱用熱交換器２は、第１ヒータコア１１の出口側タンク１１ｄに冷却水出口を設ける代わりに、第１ヒータコア１１の出口側タンク１１ｄと第２ヒータコア２１の出口側タンク２１ｄとを連通させる連通部２０２、２０３を設けている。
【００８８】
これにより、第１ヒータコア１１の熱交換コア部１１ｇ通過後の冷却水が、連通部２０２、２０３を流れて、第２ヒータコア２１の熱交換コア部２１ｇ通過後の冷却水と、第２ヒータコア２１の出口側タンク２１ｄで合流する。そして、合流した冷却水が第２ヒータコア２１の出口側タンク２１ｄの冷却水出口２１ｂから流出する。
【００８９】
このように、第１、第２ヒータコアを空気流れに対して並列に配置した場合も、第１ヒータコア１１の第１熱交換コア部１１ｇを通過した冷却水と、第２ヒータコア２１の第２熱交換コア部２１ｇを通過した冷却水とを、加熱用熱交換器２の出口近傍で合流させることもできる。
【００９０】
（第６実施形態）
図１２に、本実施形態の加熱用熱交換器の側面図を示す。本実施形態は、第１実施形態と第４実施形態の組み合わせに相当する。
【００９１】
本実施形態の加熱用熱交換器２は、第２ヒータコア２１が第１ヒータコア１１の空気流れ下流側に配置されているが、空気流れ方向において、第２ヒータコア２１の全部が第１ヒータコア１１の一部と対向する大きさとなっている。これにより、第１ヒータコア１１通過後の空気の一部が第２ヒータコア２１を流れ、残りが第２ヒータコアを迂回して流れる構成となっている。
【００９２】
具体的には、第２ヒータコア２１の熱交換コア部２１ｇの上下方向での長さが第１ヒータコア１１の熱交換コア部１１ｇよりも短くなっており、第２ヒータコア２１は空調ケース３内部の空気通路の下方側に配置されている。
【００９３】
このため、本実施形態では、暖房時に、フット吹出口４ｂに向かう送風空気を、第１ヒータコア１１、第２ヒータコア２１で加熱できる。この結果、本実施形態によれば、第４実施形態と比較して、フット吹出口４ｂから吹き出す温風の温度を高くすることができる。
【００９４】
（第７実施形態）
図１３に、本実施形態における車両用空調装置の全体構成を示す。第１〜第６実施形態では、暖房の熱源となる温度の異なる冷却水のうち、低温側の冷却水としてシリンダヘッド３１冷却後の冷却水を用い、高温側の冷却水としてリンダブロック３２冷却後の冷却水を用いたが、本実施形態では、低温側の冷却水としてエンジン３０の冷却水を用い、高温側の冷却水としてインバータ４１の冷却水を用いる。エンジン３０の冷却水とインバータ４１の冷却水とが、それぞれ、本発明の第１流体と第２流体に相当する。
【００９５】
具体的には、加熱用熱交換器２は、第１実施形態と同様に、第１ヒータコア１１の空気流れ下流側に第２ヒータコア２１が配置されている。
【００９６】
第１ヒータコア１１には、エンジン３０冷却後の冷却水が流入するようになっており、第１ヒータコア１１とエンジン３０との間で冷却水が循環するエンジン冷却水回路が形成されている。なお、エンジン３０の冷却水出口は１つである。
【００９７】
一方、第２ヒータコア２１には、インバータ冷却回路４０の冷却水が流入するようになっている。インバータ冷却水回路４０は、インバータ４１を冷却する冷却水が循環するエンジン冷却水回路とは独立した冷却水回路であり、インバータ４１、ウォータポンプ４２、放熱器４３、サーモスタット４４を有している。
【００９８】
ここで、インバータ４１は、ハイブリッド車に搭載されている電気機器であり、走行用電動モータに供給される電流を直流から交流に変換するものである。ウォータポンプ４２は、冷却水流れを形成する電動式のものである。放熱器４３は、インバータ４１通過後の冷却水から空気へ放熱させる熱交換器である。サーモスタット４４は、放熱器４３に向かって流れる冷却水の流路を開閉する流路開閉手段である。
【００９９】
ところで、ハイブリッド車は、走行状態等に応じてエンジン３０が作動したり、停止したりする。暖房時に、エンジン３０が停止していると、エンジン３０の冷却水の温度が暖房に必要な最小温度よりも低くなるため、制御装置は、冷却水温度が所定温度よりも低い場合に、暖房のためにエンジン３０作動を要求するが、暖房のためにエンジン作動させるのは、燃費が悪化するため好ましくない。
【０１００】
そこで、本実施形態では、暖房時に、エンジン３０から流出の冷却水の温度が暖房に必要な最小温度よりも低く、第１ヒータコア１１通過後の空気温度を十分に高くできない場合、図示しない制御装置によって、インバータ４１の変換効率を低下させて、インバータ４１を発熱体として用いる。これにより、第２ヒータコア２１に流入する冷却水の温度を、第１ヒータコア１１に流入する冷却水よりも高温にすることで、第２ヒータコア２１通過後の空気温度を十分に高くすることができる。ちなみに、インバータ４１の冷却水温度が上昇しすぎても、放熱器４３で放熱されるので、インバータ４１を構成する素子への悪影響を防止できる。
【０１０１】
なお、本実施形態では、高温側の冷却水としてインバータ４１の冷却水を用いたが、エンジン以外に車両に搭載され、廃熱を生じる発熱体の冷却水を利用することができる。例えば、ハイブリッド車や電気自動車に搭載の発電機、バッテリ等の電気機器の冷却水を用いることができる。
【０１０２】
また、第２ヒータコア２１に、エンジン以外の加熱手段によって加熱された温水回路の温水を流入させても良い。加熱手段としては、水加熱用電気ヒータ、ヒートポンプ、排気ガスの廃熱等を採用できる。この場合、第２ヒータコア２１に流入する冷却水の流量を、第１ヒータコア１１に流入する冷却水の流量よりも少なくすることが好ましい。加熱手段の消費エネルギを抑えることができるからである。なお、温水回路をエンジン冷却水と独立の回路として構成したり、エンジン冷却水回路から分岐させたりしても良い。
【０１０３】
（他の実施形態）
（１）第１実施形態では、第１ヒータコア１１の熱交換コア部１１ｇと第２ヒータコア２１の熱交換コア部２１ｇとが、対向する全領域で空気層を間に含んでいたが、対向する全領域が連結している場合と比較して、直接の熱伝導が抑制されていれば、対向する領域の一部が連なった構成であっても良い。
【０１０４】
（２）第１実施形態では、第１ヒータコア１１と第２ヒータコア２１の内部での冷却水の流れ方向が、同じ上から下方向であったが、一方を下から上方向に変更して、両者の冷却水が対向して流れるようにしても良い。
【０１０５】
（３）第４〜第６実施形態では、第１ヒータコア１１通過後の空気がデフロスタ吹出口４ａに連通する通路を流れるようになっていたが、第１ヒータコア１１通過後の空気がフェイス吹出口に連なる通路に流れるように変更しても良い。要するに、比較的低温の温風を吹き出しても良い吹出口から、第１ヒータコア１１通過後の空気を吹き出すようにすることができる。
【０１０６】
また、運転席以外の座席に乗員が不在の場合に、運転席に対応する吹出口から第２ヒータコア２１通過後の空気を吹きだすとともに、運転席以外の座席に対応する吹出口から第１ヒータコア１１通過後の空気を吹きだすようにしても良い。
【０１０７】
（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。
【０１０８】
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。
【０１０９】
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。
【０１１０】
（５）上述の各実施形態では、第２ヒータコア２１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。
【０１１１】
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１１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２１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２１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２１で加熱後の空気温度を高くできるからである。
【０１１２】
（６）上述の各実施形態では、第１ヒータコア１１に流入する冷却水流量が、第２ヒータコア２１に流入する冷却水流量よりも多くなっていたが、両方の冷却水流量を同一としても良い。
【０１１３】
例えば、第１実施形態の構成において、エンジン３０の第１冷却水出口３１ｂから流出の低温側の冷却水の一部を、第２冷却水出口３２ｂから流出の高温側の冷却水に合流させることで、第１ヒータコア１１、第２ヒータコア２１に流入する冷却水流量を同一としても良い。この場合、第１実施形態と比較して、第２ヒータコア２１に流入する冷却水温度が低下するが、第１冷却水出口３１ｂから流出の低温側の冷却水全部と第２冷却水出口３２ｂから流出の高温側の冷却水とを混合する場合よりも冷却水温度は高いので、低温側の冷却水全部と高温側の冷却水とを混合する場合よりも、加熱後の空気温度を高くできる。
【０１１４】
（７）第１〜第６実施形態では、本発明の車両用空調装置を、内燃機関としてのハイブリッド車用のエンジンの廃熱を暖房の熱源とする車両用空調装置に適用したが、他の内燃機関の廃熱を熱源とする車両用空調装置にも適用可能である。他の内燃機関とは、シリンダヘッドを積極的に冷却することで、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るものであり、トレースノック運転を主とするエンジン、例えば、過給エンジン、レンジエクステンダー等が挙げられる。
【０１１５】
（８）上述の各実施形態では、冷却流体として冷却水を用いたが、他の液体や気体を用いても良い。
【０１１６】
（９）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。
【符号の説明】
【０１１７】
２      加熱用熱交換器  
１１    第１ヒータコア（第１熱交換部）
２１    第２ヒータコア（第２熱交換部）
３０    エンジン（内燃機関）
３１    シリンダヘッド
３２    シリンダブロック
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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