【事件の表示】
　特許第３３５５８２４号「コルゲートフィン型熱交換器」の請求項１ないし４に係る特許に対する特許異議の申立てについて、次のとおり決定する。
【結　論】
　訂正を認める。
　特許第３３５５８２４号の請求項１ないし３に係る特許を維持する。
【理　由】
第１　手続の経緯
　
　特許第３３５５８２４号の請求項１〜４にかかる発明についての出願は、平成６年１１月４日に出願され平成１４年１０月４日にその特許の設定登録（同年１２月９日に特許掲載公報発行）がなされたが、平成１５年６月９日に角田篤美より、全請求項にかかる発明についての特許異議の申立がなされ、当審において平成１６年１月２９日付けの取消理由が通知（同年２月１３日発送）され、その応答期間内である同年４月１２日に訂正請求書（以下「訂正請求」という）が提出されたものである。
　
第２　訂正請求について
　
１．訂正請求の内容
　
・訂正事項ａ：請求項１の記載を「自動車エンジンにて駆動されるウォータポンプにより温水が循環する自動車用空調装置の暖房用熱交換器として用いられ、空気送風方向に平行となるように多数並列配置され、かつ空気送風方向には１列のみ配置された偏平チューブと、この多数並列配置された偏平チューブの間に配置され、接合されたコルゲートフィンとを有するコルゲートフィン型熱交換器であって、（ａ）前記偏平チューブの内側厚さが０．６〜１．２ｍｍの範囲に設定され、（ｂ）前記コルゲートフィンの高さが３〜６ｍｍの範囲に設定され、（ｃ）前記偏平チューブと前記コルゲートフィンとから構成されるコア部の全面幅寸法（Ｗ）と厚さ寸法（Ｄ）の積で表される断面積（Ｗ×Ｄ）と、前記偏平チューブの流路総断面積（Ｓｔ）との比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）を、前記偏平チューブの内側厚さおよび前記コルゲートフィンの高さに応じて、０．０７〜０．２４の範囲に設定され、前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンからなるコア部の一端部に、前記偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、前記コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、前記コア部を温水が前記温水入口側タンクから前記温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され、前記コア部を流通する温水流量が６０Ｋｍ／ｈ走行時に相当する１６リットル／ｍｉｎで、温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、レイノルズ数が１０００以下となるように構成されていることを特徴とするコルゲートフィン型熱交換器。」と訂正する。
　
・訂正事項ｂ：請求項１の上記訂正事項ａの訂正と整合するように、段落【００１３】の上記訂正事項ａに対応する記載を訂正する。
　
・訂正事項ｃ：【請求項３】を削除し、【請求項４】を繰り上げて【請求項３】とするとともに、「請求項１ないし３のいずれか１つに」の記載を「請求項１または２のいずれか１つに」と訂正する。
　
・訂正事項ｄ：訂正事項ａ及びｃの訂正に伴い、特許請求の範囲と発明の詳細な説明の記載の整合を図るため、段落【００１３】中の請求項の項番号の記載を訂正する。
　
・訂正事項ｅ：訂正事項ａ及びｃの訂正に伴い、特許請求の範囲と発明の詳細な説明の記載の整合を図るため、段落【００１６】の記載を訂正する。
　
・訂正事項ｆ：訂正事項ｃの訂正に伴い、特許請求の範囲と発明の詳細な説明の記載の整合を図るため、段落【００１８】の請求項の項番号の記載を訂正する。
　
２．訂正請求の適否
　
　上記訂正事項ａは、請求項３の記載及び発明の詳細な説明の段落【００２５】の記載に基づいて、請求項１記載の構成を限定するものであるから、特許請求の範囲の減縮を目的とした明細書の訂正に該当する。
　なお、訂正前の請求項１は「・・・・設定することにより、・・・・のとき、レイノルズ数が１０００以下となるように構成されている」と記載し、”・・・・することにより、・・・・となる”という表現になっているのを、本件訂正は「・・・・設定され、・・・・設定され、・・・・のとき、レイノルズ数が１０００以下となるように構成されている」と訂正するが、訂正前においても、「訂正することにより、」より前の記載（以下「前の記載」という）にはレイノルズ数を１０００以下にするための全ての条件が記載されているわけではないから、当該前の記載の条件をより厳密に特定するために要件を増やす訂正事項ａにかかる訂正は、表現の相違はあっても特許請求の範囲の減縮を目的としたものに他ならない。
　
　上記訂正事項ｃは上記訂正事項ａで請求項１の記載を訂正したのに伴って、訂正された請求項１の記載との整合を図るべく請求項４の記載を訂正したものであり、また上記訂正事項ｂ及びｄないしｆは、上記訂正事項ａ及びｃの訂正との整合を図るべく、発明の詳細な説明を訂正したものであるから、明りょうでない記載の釈明を目的とした明細書の訂正に該当するものである。
　
　また、これらの訂正事項は、特許請求の範囲の記載及び発明の詳細な説明の段落【００２５】に記載されていた事項であるから、新規事項を追加するものではなく、実質的に特許請求の範囲を拡張又は変更するものではない。
　
３．むすび
　
　したがって、本件訂正は、特許法等の一部を改正する法律（平成６年法律第１１６号）附則第６条第１項の規定によりなお従前の例によるとされる、特許法第１２０条の４第３項において準用する平成６年法律第１１６号による改正前の特許法第１２６条第１項ただし書、第２項及び第３項の各規定に適合するので、これを認容する。
　
第３　特許異議の申立について
　
１．本件発明
　
　上記第２で示したように上記訂正が認められたので、本件特許請求の範囲の請求項１ないし３に係る発明は、訂正請求書に添付された訂正明細書の特許請求の範囲の請求項１ないし３に記載された次のとおりものである。
　
【請求項１】　自動車エンジンにて駆動されるウォータポンプにより温水が循環する自動車用空調装置の暖房用熱交換器として用いられ、
　空気送風方向に平行となるように多数並列配置され、かつ空気送風方向には１列のみ配置された偏平チューブと、
　この多数並列配置された偏平チューブの間に配置され、接合されたコルゲートフィンとを有するコルゲートフィン型熱交換器であって、
　（ａ）前記偏平チューブの内側厚さが０．６〜１．２ｍｍの範囲に設定され、（ｂ）前記コルゲートフィンの高さが３〜６ｍｍの範囲に設定され、（ｃ）前記偏平チューブと前記コルゲートフィンとから構成されるコア部の全面幅寸法（Ｗ）と厚さ寸法（Ｄ）の積で表される断面積（Ｗ×Ｄ）と、前記偏平チューブの流路総断面積（Ｓｔ）との比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）が、
　前記偏平チューブの内側厚さおよび前記コルゲートフィンの高さに応じて、０．０７〜０．２４の範囲に設定され、
　前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンからなるコア部の一端部に、前記偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、
　前記コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、
　前記コア部を温水が前記温水入口側タンクから前記温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され、
　前記コア部を流通する温水流量が６０ｋｍ／ｈ走行時に相当する１６リットル／ｍｉｎで、温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、レイノルズ数が１０００以下となるように構成されていることを特徴とするコルゲートフィン型熱交換器。
　
【請求項２】　前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンはアルミニュウムにて形成され、
　前記偏平チューブの板厚は０．２〜０．４ｍｍの範囲に設定され、
　前記コルゲートフィンの板厚は０．０４〜０．０８ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器。
　
【請求項３】　前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）が、　前記偏平チューブの内側厚さおよび前記コルゲートフィンの高さに応じて下記の第１ないし第４の直線により囲まれる範囲内に設定されており、
　前記第１の直線（Ａ−Ｂ）は、偏平チューブの内側厚さ＝０．６ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝６ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．０７とするＡ点と、
　前記偏平チューブの内側厚さ＝１．２ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝６ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＢ点とを結ぶ直線であり、
　前記第２の直線（Ｂ−Ｃ）は、前記Ｂ点と、前記偏平チューブの内側厚さ＝１．２ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝３ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．２４とするＣ点とを結ぶ直線であり、
　前記第３の直線（Ｃ−Ｄ）は、前記Ｃ点と、前記偏平チューブの内側厚さ＝０．６ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝３ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＤ点とを結ぶ直線であり、
　前記第４の直線（Ｄ−Ａ）は、前記Ｄ点と前記Ａ点とを結ぶ直線であることを特徴とする請求項１または２のいずれか１つに記載のコルゲートフィン型熱交換器。
　
　なお、上記請求項１ないし３に係る発明を、以下「本件発明１」ないし「本件発明３」という。
　
２．申立の理由の概要
　
　特許異議申立人は、下記の証拠を提出して、訂正前の請求項１ないし４記載の発明は甲第１ないし４号証記載の発明に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものであるから、これらの発明にかかる特許は、特許法第２９条第２項の規定に違反してなされたものであると主張している。
　なお、特許異議申立人は、訂正前の請求項１，２，４記載の発明は甲第１号証に記載された発明と同一であり、特許法第２９条第１項第３号の規定に違反してなされたことも指摘しているが、当該指摘は訂正により請求項３記載の構成が請求項１記載の発明に加入されたことにより解消した。
　よって、以下では本件発明１ないし３の特許法第２９条第２項の規定の要件について検討する。
　
［証拠方法］
甲第１号証：特開平５−１９６３８３号公報（以下「引用例１」という）
甲第２号証：特開平４−２２７４３７号公報（以下「引用例２」という）
甲第３号証：実願平４−６４０７４号（実開平６−３０６７９号）のＣＤ−ＲＯＭ（以下「引用例３」という）
甲第４号証：実願昭６０−１９６３６６号（実開昭６２−１０７２７５号）のマイクロフィルム（以下「引用例４」という）
　
３．本件発明１について
　
　上記「第２　２．」で指摘したように、「前の記載」の条件を満たせばレイノルズ数が１０００以下になるわけではないので、引用例１には、「コア部を流通する温水流量が６０Ｋｍ／ｈ走行時に相当する１６リットル／ｍｉｎで、温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、レイノルズ数が１０００以下となる」構成が、少なくとも積極的に記載されているものとは認められない。
　そして、本件発明１は、当該構成にかかる数値の限定を採用することにより、「偏平チューブ流路のレイノルズ数を十分小さくして、温水流量が広範に変化しても、常に層流域を維持できるので、偏平チューブの水側熱伝達率の変化を小さくできる。」（段落【００１８】）という作用効果を奏するものであるが、引用例１にはそのような作用効果を期待するような記載はないのであるから、本件発明１が引用例１記載のものから容易に発明できたということはできない。
　もっとも、レイノルズ数を規定すること自体は特許異議申立人が主張するように引用例２または３に記載されているように本件出願前周知であったかもしれないが、本件発明のようにレイノルズ数を１０００以下に設定することにより、温水流量が広範に変化しても、常に層流域を維持できるようにして、偏平チューブの水側熱伝達率の変化を小さくしようとする発想まで本件出願前周知であったとは認められない。
　
　更に、引用例１には、「偏平チューブおよびコルゲートフィンからなるコア部の一端部に、偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、コア部を温水が温水入口側タンクから温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され」た構成についても記載されていない。
　この点、引用例４には「偏平チューブおよびコルゲートフィンからなるコア部の一端部に、偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、コア部を温水が温水入口側タンクから温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され」た熱交換器が記載されているから、当該引用例４記載の構成を適用すれば容易に想到しうると特許異義申立人は主張するが、当該熱交換器の構成を引用例１記載のものに適用したとしても、必ずしも「コア部を流通する温水流量が６０Ｋｍ／ｈ走行時に相当する１６リットル／ｍｉｎで、温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、レイノルズ数が１０００以下となる」ものとは認められない。
　本件発明は、上記したように「偏平チューブ流路のレイノルズ数を十分小さくして、温水流量が広範に変化しても、常に層流域を維持できるので、偏平チューブの水側熱伝達率の変化を小さくできる。」という作用効果を狙って、上記したような数値の限定を採用したのであるから、当該数値の限定には技術的意義があるものと認められ、何らの作用効果を期待していない引用例１及び４記載のものを単に寄せ集めることにより、そのような数値の限定にたどり着くことまで容易であるとすることはできない。
　したがって、本件発明１は、引用例１ないし４記載の発明をどのように組み合わせても構成することができないものであるから、当業者がこれらに基づいて容易に発明できたものではない。
　
４．本件発明２及び３について
　
　本件発明２及び３はいずれも、本件発明１を引用し、当該本件発明１の全構成を含むものであるから、上記「３．」記載の理由により、本件発明１が進歩性を有する以上、本件発明２及び３も進歩性を有するものである。
　したがって、本件発明２及び３は、引用例１ないし４記載の発明をどのように組み合わせても構成することができないものであるから、当業者がこれらに基づいて容易に発明できたものではない。
　
５．むすび
　
　以上のとおりであるから、特許異議申立の理由及び証拠によっては本件請求項１ないし３記載の発明（本件発明１ないし３）に係る特許を取り消すことはできない。
　また、他に本件発明に係る特許を取り消すべき理由を発見しない。
　よって、結論のとおり決定する。
【異議決定日】
平成１６年６月７日（２００４．６．７）
【訂正の要旨】
審決（決定）の【理由】欄参照。
（５４）【発明の名称】
コルゲートフィン型熱交換器
（５７）【特許請求の範囲】
　【請求項１】　自動車エンジンにて駆動されるウォータポンプにより温水が循環する自動車用空調装置の暖房用熱交換器として用いられ、
　空気送風方向に平行となるように多数並列配置され、かつ空気送風方向には１列のみ配置された偏平チューブと、
　この多数並列配置された偏平チューブの間に配置され、接合されたコルゲートフィンとを有するコルゲートフィン型熱交換器であって、
　（ａ）前記偏平チューブの内側厚さが０．６〜１．２ｍｍの範囲に設定され、（ｂ）前記コルゲートフィンの高さが３〜６ｍｍの範囲に設定され、（ｃ）前記偏平チューブと前記コルゲートフィンとから構成されるコア部の全面幅寸法（Ｗ）と厚さ寸法（Ｄ）の積で表される断面積（Ｗ×Ｄ）と、前記偏平チューブの流路総断面積（Ｓｔ）との比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）
が
　前記偏平チューブの内側厚さおよび前記コルゲートフィンの高さに応じて、０．０７〜０．２４の範囲に設定
され
　
前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンからなるコア部の一端部に、前記偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、
　
前記コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、
　
前記コア部を温水が前記温水入口側タンクから前記温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され、
　前記コア部を流通する温水流量が
６０Ｋｍ／ｈ走行時に相当する
で
温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、
　【請求項２】　前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンはアルミニュウムにて形成され、
　前記偏平チューブの板厚は０．２〜０．４ｍｍの範囲に設定され、
　前記コルゲートフィンの板厚は０．０４〜０．０８ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器。
　
【請求項３】
　前記第１の直線（Ａ−Ｂ）は、偏平チューブの内側厚さ＝０．６ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝６ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．０７とするＡ点と、
　前記偏平チューブの内側厚さ＝１．２ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝６ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＢ点とを結ぶ直線であり、
　前記第２の直線（Ｂ−Ｃ）は、前記Ｂ点と、前記偏平チューブの内側厚さ＝１．２ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝３ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．２４とするＣ点とを結ぶ直線であり、
　前記第３の直線（Ｃ−Ｄ）は、前記Ｃ点と、前記偏平チューブの内側厚さ＝０．６ｍｍで、前記コルゲートフィンの高さ＝３ｍｍの場合に、前記比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＤ点とを結ぶ直線であり、
　前記第４の直線（Ｄ−Ａ）は、前記Ｄ点と前記Ａ点とを結ぶ直線であることを特徴とする請求項１
または２
【発明の詳細な説明】
　【０００１】
　【産業上の利用分野】
　本発明は温水と空気とを熱交換して空気を加熱する暖房用のコルゲートフィン型熱交換器に関するもので、特に温水流量が広範に変化する自動車用空調装置の暖房用熱交換器として好適なものである。
　【０００２】
　【従来の技術】
　従来、自動車においては、図１に示すように、自動車走行用エンジン１の冷却水（温水）回路に暖房用熱交換器２を設置し、エンジン１により駆動されるウォータポンプ３によって暖房用熱交換器２に温水を循環するとともに、流量制御弁４により暖房用熱交換器２への温水流量を制御して、この熱交換器２の吹出空気温度を調整するようにしている。
　【０００３】
　また、ウォータポンプ３によって、サーモスタット５を介してラジエータ６にエンジン冷却水を循環し、このラジエータ６でエンジン冷却水を冷却するようにしている。サーモスタット５は周知のごとく冷却水温度が所定温度以上に上昇したとき開弁してラジエータ６に冷却水を流すものである。７はエンジン冷却水のバイパス回路である。８はラジエータ側回路で、９はヒータ側回路であり、ウォータポンプ３はこれら回路７、８、９のすべてに冷却水を循環させる。
　【０００４】
　【発明が解決しようとする課題】
　ところで、ウォータポンプ３がエンジン１により駆動されるため、ポンプ回転数はエンジン回転数、換言すれば車速により大幅に変化し、それに伴って暖房用熱交換器２への温水流量も大幅に変化することになる。このように、暖房用熱交換器２への温水流量が大幅に変化する結果、低車速時（低流量時）には、図２に示すように、暖房用熱交換器２の放熱性能が極端に低下するという問題が生じる。
　【０００５】
　すなわち、図２は縦軸に熱交換器２の放熱性能Ｑをとり、横軸に熱交換器２への温水流量Ｖｗをとったものであり、車速：６０Ｋｍ／ｈ走行時の温水流量は１６リットル／ｍｉｎであり、アイドリング時の温水流量は４リットル／ｍｉｎである。この温水流量の低下に伴って、アイドリング時の放熱性能は、車速：６０Ｋｍ／ｈ走行時に比して２２％も低下してしまい、暖房フィーリングが損なわれるという問題があった。
　【０００６】
　特に、自動車が市街地走行しているときには、道路信号により自動車の発進、停止が頻繁に繰り返されるので、アイドリング時になるとその都度、乗員は暖房不足を感じることになり、暖房フィーリングが著しく損なわれるという問題があった。本発明者は、上記の放熱性能低下の原因について、種々検討、考察したところ、以下の理由であることが判明した。
　【０００７】
　暖房用熱交換器２は図３に示すように、空気送風方向に平行となるように多数並列配置された偏平チューブ２ａを有し、この偏平チューブ２ａは、空気送風方向には１列のみ配置されており、そしてこの多数並列配置された偏平チューブ２ａの間にコルゲートフィン２ｂが配置され、接合されたコルゲートフィン型熱交換器として構成されている。２ｃはこの偏平チューブ２ａとコルゲートフィン２ｂとからなるコア部を示す。
　【０００８】
　図４は縦軸に偏平チューブ２ａの水側熱伝達率αＷをとり、横軸に偏平チューブ２ａによる温水流路のレイノルズ数Ｒｅおよび温水流量Ｖｗをとったものである。この図４から理解されるように、暖房用熱交換器２に流れる温水流量の範囲（車速：６０Ｋｍ／ｈ走行時の温水流量は１６リットル／ｍｉｎ、アイドリング時の温水流量は４リットル／ｍｉｎ）内では、レイノルズ数が５００〜２２００であり、層流域から遷移流域で暖房用熱交換器２が使用されるため、水側熱伝達率αＷが温水流量の変化により大きく変化する。その結果、低流量域で水側熱伝達率αＷが大きく低下して、アイドリング時の放熱性能を低下させる原因となっていることが分かった。
　【０００９】
　この図４は、偏平チューブ２ａとして、そ
の内表面に温水の乱流促進用のディンプル（凹凸形状部）を付加してないノーマルチューブを使用した場合の実験結果を示す。上記水側熱伝達率αＷの向上のためには、通常、チューブ内の温水の乱流促進を図ることが多用されており、具体的にはチューブ内に乱流促進用の乱れ発生器を挿入したり、チューブ内面に乱流促進用のディンプルを形成することが従来提案されている。
　【００１０】
　そこで、この乱流促進用のディンプルを形成した偏平チューブ２ａを用いた場合の水側熱伝達率αＷについて測定してみると、図５に示すように、前記ノーマルチューブに比してディンプルチューブは水側熱伝達率αＷが全体的に向上する。また、乱流から層流への遷移点のレイノルズ数Ｒｅはノーマルチューブの場合の１４００から１０００に減少する。
　【００１１】
　しかし、ディンプルチューブにおいても、水側熱伝達率αＷが温水流量の変化により大きく変化する点はあいかわらず同じである。そのため、ディンプルチューブのごとき乱流促進技術を用いたとしても、低流量時（低車速時）での放熱性能不足という課題は解決されない。本発明は上記点に鑑みてなされたもので、低流量域での放熱性能を効果的に向上できるコルゲートフィン型熱交換器を提供することを目的とする。
　【００１２】
　【課題を解決するための手段】
　前述の図４、５から理解されるように、レイノルズ数略１０００を遷移点として、それ以下の領域では、層流域でのレイノルズ数に対する水側熱伝達率αＷの変化（傾き）が非常に小さくなることが分かった。本発明はこの層流域での水側熱伝達率αＷの変化（傾き）が非常に小さくなることに着目し、偏平チューブ流路のレイノルズ数を極端に小さくして、温水流量の通常の使用範囲では高流量域から低流量域に至るまで常に偏平チューブ流路が完全な層流域となるようにして、水側熱伝達率αＷの変化を小さくすると同時に、水側熱伝達率αＷを高めて、低流量域での放熱性能を向上させようとするものである。
　【００１３】
　そのために、本発明では、請求項１〜
３
が
され、前記偏平チューブおよび前記コルゲートフィンからなるコア部の一端部に、前記偏平チューブに温水を流入させる温水入口側タンクが配置されており、前記コア部の他端部には、前記偏平チューブから流出する温水が集合する温水出口側タンクが配置されており、前記コア部を温水が前記温水入口側タンクから前記温水出口側タンクへの一方向のみに流れるように設定され、
６０Ｋｍ／ｈ走行時に相当する
で、温水の動粘性率が８５℃、不凍液約５０％のとき、
　【００１４】
　【００１５】
　請求項２記載の発明では、請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器において、前記偏平チューブ（２ａ）および前記コルゲートフィン（２ｂ）はアルミニュウムにて形成され、前記偏平チューブ（２ａ）の板厚は０．２〜０．４ｍｍの範囲に設定され、前記コルゲートフィン（２ｂ）の板厚は０．０４〜０．０８ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする。
　【００１６】
　
請求項３
または２
　【００１７】
　なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施例記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
　【００１８】
　【発明の作用効果】
　請求項１〜
３
　【００１９】
　しかも、これと同時に、偏平チューブの内側厚さを０．６〜１．２ｍｍという薄幅寸法に設定して水側熱伝達率を十分向上でき、かつコルゲートフィンの高さ（Ｈｆ）を３〜６ｍｍという最適範囲に設定して、放熱性能を向上できる。その結果、温水流量の低流量域でも、従来品に比して放熱性能を大幅に向上することが可能となり、暖房装置使用者の暖房フィーリングを著しく改善できる。
　【００２０】
　特に、自動車用空調装置では、自動車の発進、停止の繰り返しに伴う温水流量の変動が頻繁に生じるので、上記暖房フィーリング改善の効果は実用上、極めて有益である。
　【００２１】
　【実施例】
　以下、本発明を図に示す実施例について説明する。まず、請求項１記載の発明におけるコア部構成の数値限定理由について詳述する。前述の図３において、熱交換器２のコア部２ｃの各寸法Ｗ、Ｄ、Ｈは、自動車用空調装置のヒータユニットケース内への搭載性および必要放熱性能から、一般的に、コア部幅ｗ＝１００〜３００ｍｍ、コア部高さＨ＝１００〜３００ｍｍ、コア部厚さＤ＝１６〜４２ｍｍのものが使用されている。また、コルゲートフィン２ｂの高さＨｆは、図６に示すように、放熱性能の点から４．５ｍｍを中心に３〜６ｍｍの範囲に設定することが最適であり、このことは特開平５−１９６３８３号公報にて提案されている。一方、偏平チューブ２ａ内流路のレイノルズ数Ｒｅを小さくして、偏平チューブ２ａ内流路を常に層流域にするためには、下記数１から、チューブ内の温水流速ｖおよび偏平チューブ２ａの相当円直径ｄｅを減少させればよい。
　【００２２】
　また、コルゲートフィン２ｂの高さＨｆは、図６に示すように、放熱性能の点から４．５ｍｍを中心に３〜６ｍｍの範囲に設定することが最適であり、このことは特開平５−１９６３８３号公報にて提案されている。一方、偏平チューブ２ａ内流路のレイノルズ数Ｒｅを小さくして、偏平チューブ２ａ内流路を常に層流域にするためには、下記数１から、チューブ内の温水流速ｖおよび偏平チューブ２ａの相当円直径ｄｅを減少させればよい。
　【００２３】
　【数１】
　　Ｒｅ＝ｖ・ｄｅ／ν
　但し、νは温水の動粘性率である。また、偏平チューブ２ａの相当円直径ｄｅは、偏平チューブ２ａの断面積と同一面積を持つ円の直径である。そして、上記チューブ内流速ｖを減少させるためには、下記数２からチューブ
流路総断面積Ｓｔを大きくすればよい。
　【００２４】
　【数２】
　　ｖ＝Ｖｗ／Ｓｔ
　但し、Ｖｗは熱交換器２への温水流量であり、Ｓｔはコア部２ｃの全チューブ２ａの流路断面積の総和である。また、偏平チューブ２ａの相当円直径ｄｅを小さくするためには、下記数３から偏平チューブ２ａの１本当たりの流路断面積Ａを小さくすればよい。
　【００２５】
　【数３】
　　ｄｅ＝４・Ａ／Ｌ
　但し、Ｌは偏平チューブ２ａ内の濡れ縁長さ（後述の図７、８に示す偏平チューブ２ａの断面形状において内周側壁面長さ）である。なお、熱交換器２に循環する温水（エンジン冷却水）は、一般的には防錆剤等を混合した不凍液と、水とを約５０％ずつ混ぜたものが使用されており、温水温度はサーモスタット５により略８５°Ｃに維持されている。
　【００２６】
　ところで、偏平チューブ２ａの１本当たりの流路断面積Ａを小さくすることと、チューブ流路総断面積Ｓｔを大きくすることは、相反するので、偏平チューブ２ａの流路断面積Ａを小さくしながら、チューブ流路総断面積Ｓｔを大きくするためには、次のごときコア部２ｃの構成を採用することが好ましい。すなわち、コア部２ｃの構成を、コア部断面積（Ｗ×Ｄ）内において、温水をＵターンして流すＵターンタイプとせずに、温水を一方向のみに流す一方向流れタイプ（全パスタイプ）として、同一断面積（Ｗ×Ｄ）内で温水が並列に流れる偏平チューブ２ａの設置数を増加することがよい。この一方向流れタイプ（全パスタイプ）の具体的コア部構成は図１５により後述する。
　【００２７】
　次に、本発明者は、前記した図３に示す幅Ｗ＝１８０ｍｍ、高さＨ＝１８０ｍｍ、厚さＤ＝２７ｍｍの大きさを持ったコア部２ｃについて、温水流量Ｖｗが車速６０Ｋｍ／ｈ走行時での流量である１６リットル／ｍｉｎに増加するまで、レイノルズ数Ｒｅを１０００以下（図５に示す完全層流域）とすることができるチューブ流路総断面積Ｓｔを検討した。
　【００２８】
　ここで、チューブ流路総断面積Ｓｔはコア部２ｃの大きさ（Ｗ、Ｄ）により変化するため、図７に示すように横軸にチューブ流路総断面積Ｓｔとコア部２ｃの断面積（Ｗ×Ｄ）との比Ｓｔ／Ｗ×Ｄをとり、縦軸にレイノルズ数Ｒｅをとり、パラメータとしてチューブ２ａの内側厚さｂを０．５〜１．７ｍｍの範囲でとり、前記比Ｓｔ／Ｗ×Ｄと、レイノルズ数Ｒｅとの関係を検討してみた。
　【００２９】
　上記チューブ２ａの内側厚さｂは、図８に示す偏平チューブ２ａの断面形状において、偏平なチューブ流路の短辺方向の厚さをいう。また、偏平チューブ２ａの長辺方向の幅寸法はａで示している。図７の検討では、偏平チューブ２ａの内側幅ａは２６．５ｍｍ一定として、内側厚さｂを変更した。
　【００３０】
　その結果、レイノルズ数Ｒｅが１０００になる各チューブ厚さｂにおける、前記比Ｓｔ／Ｗ×Ｄは図７の○印で表される。図７に示されるように、各チューブ厚さｂにおいて、レイノルズ数Ｒｅが１０００以下になる前記比Ｓｔ／Ｗ×Ｄは数多く存在する。そこで、本発明者は更に性能面から最適チューブ厚さｂを検討し、この最適チューブ厚さｂとチューブ流路総断面積Ｓｔとの関係を検討した。
　【００３１】
　すなわち、幅Ｗ＝１８０ｍｍ、高さＨ＝１８０ｍｍ、厚さＤ＝２７ｍｍのコア部２ｃにおいて、フィン高さＨｆは、前記最適範囲（３〜６ｍｍ）の中心値である４．５ｍｍとして、性能面から最適チューブ厚さｂを検討してみた。図９は熱交換器２の放熱性能Ｑを縦軸にとり、熱交換器２への温水流量Ｖｗを横軸にとったもので、熱交換器２の通水抵抗とエンジン１のウォータポンプ３のポンプ特性とのマッチング点によって決定される温水流量Ｖｗ０における放熱性能Ｑ０が熱交換器２の実使用時の性能である。
　【００３２】
　図１０（ａ）はチューブ厚さｂを変化させて、上記熱交換器２の実使用時の放熱性能Ｑ０を求め、整理したものであり、縦軸は熱交換器２の実使用時の放熱性能Ｑ０が最も高いｂ＝０．７ｍｍのときの放熱性能Ｑ０を１００とし、このｂ＝０．７ｍｍのときの放熱性能Ｑ０に対する各チューブ厚さｂの放熱性能Ｑ０の割合を示している。
　【００３３】
　この図１０（ａ）から理解されるように、チューブ厚さｂの最適範囲は０．６〜１．２ｍｍであることが分かる。図１０（ｂ）はレイノルズ数Ｒｅが５００におけるチューブ厚さｂと水側熱伝達率αＷとの関係を示すもので、ｂ寸法が小さい程、水側熱伝達率αＷが向上するが、現実的には、ｂ寸法の減少によりチューブ管内抵抗が増大して、循環温水流量が減少し、放熱性能が図１０（ａ）のごとく低下するので、チューブ厚さｂは前記０．６ｍｍを下限とする必要がある。
　【００３４】
　以上の結果を基にして、フィン高さＨｆの最適範囲（３〜６ｍｍ）と、チューブ厚さｂの最適範囲（０．６〜１．２ｍｍ）から、チューブ流路総断面積比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）の最適範囲を求めると、図１１の斜線部Ｘで表される。これを図１２に示すように、縦軸にチューブ流路総断面積比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）をとり、横軸にチューブ厚さｂをとって、書き換えると、最適フィン高さ（Ｈｆ＝３〜６ｍｍ）と、最適チューブ厚さ（ｂ＝０．６〜１．２ｍｍ）の組み合わせにおいては、チューブ流路総断面積比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）が図１２のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄで囲まれた斜線部の範囲内、すなわち０．０７〜０．２４の範囲内となる。上記のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄで囲まれた斜線部とは、第１ないし第４の直線により囲まれる範囲内であることを意味する。このことを図１２により具体的に説明すると、第１の直線（Ａ−Ｂ）は、偏平チューブの内側厚さｂ＝０．６ｍｍで、コルゲートフィンの高さＨｆ＝６ｍｍの場合に、比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．０７とするＡ点と、偏平チューブの内側厚さｂ＝１．２ｍｍで、コルゲートフィンの高さＨｆ＝６ｍｍの場合に、比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＢ点とを結ぶ直線である。次に、第２の直線（Ｂ−Ｃ）は、前記Ｂ点と、偏平チューブの内側厚さｂ＝１．２ｍｍで、コルゲートフィンの高さＨｆ＝３ｍｍの場合に、比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．２４とするＣ点とを結ぶ直線である。次に、第３の直線（Ｃ−Ｄ）は、前記Ｃ点と、偏平チューブの内側厚さｂ＝０．６ｍｍで、コルゲートフィンの高さＨｆ＝３ｍｍの場合に、比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）＝０．１４とするＤ点とを結ぶ直線である。また、第４の直線（Ｄ−Ａ）は、前記Ｄ点と前記Ａ点とを結ぶ直線である。
　【００３５】
　このＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄの斜線部の範囲内に、チューブ流路総断面積比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）を設定することにより、熱交換器使用温水流量範囲（最大１６リットル／ｍｉｎ）において、チューブ流路のレイノルズ数Ｒｅを常に１０００以下とすることが可能となり、チューブ流路での温水流れを層流域とすることができる。次に、上述した仕様範囲に基づいて具体的に設計した熱交換器２の放熱性能を図１３に示す。図１３における熱交換器２は、コア部２ｃの幅Ｗ＝１８０ｍｍ、高さＨ＝１８０ｍｍ、厚さＤ＝２７ｍｍであり、そしてフィン高さＨｆ、チューブ厚さｂはそれぞれ最適範囲の中心値である、Ｈｆ＝４．５ｍｍ、ｂ＝０．９ｍｍである。
　【００３６】
　また、チューブ流路総断面積比（Ｓｔ／Ｗ×Ｄ）は１４．５である。このように設計された熱交換器２において、放熱性能Ｑを求めたところ、図１３に示すように、低流量時（アイドリング時の４リットル／ｍｉｎ）における放熱性能は、高流量時（６０Ｋｍ／ｈ走行時の１６リットル／ｍｉｎ）に比して、略１１％の減少に止まり、図２に示した従来の熱交換器２における放熱性能減少率（２２％）の半分以下であり、大幅な性能改善を図ることができる。
　【００３７】
　図１４は、上記図１３の設計仕様からなる熱交換器２において、レイノルズ数Ｒｅと水側熱伝達率αＷとの関係をまとめたものである。この図１４から理解されるように、本発明熱交換器では、使用温水流量４〜１６リットル／ｍｉｎの範囲において、レイノルズ数Ｒｅが１０００以下の完全な層流域での使用となり、しかも低流量域での水側熱伝達率αＷが従来品に比して大幅に向上していることが分かる。
　【００３８】
　次に、本発明によるコア部２ｃの数値限定構成を適用した熱交換器２の具体例について述べる。図１５は自動車用空調装置の暖房用熱交換器２の一実施例を示すもので、コア部２ｃは前述した偏平チューブ２ａとコルゲートフィン２ｂとから構成されており、偏平チューブ２ａの両端はそれぞれコアプレート２ｄに接合支持されており、このコアプレート２ｄにはタンク２ｅ、２ｆが接合され、さらにこのタンク２ｅ、２ｆには温水の出入口パイプ２ｇ、２ｈがシールジョイント２ｉ、２ｊにより脱着可能に接続されている。
　【００３９】
　図１５において、例えば、パイプ２ｇ側をエンジン１の温水回路の温水入口側に接続すれば、温水は温水入口パイプ２ｇ、温水入口側タンク２ｅ、偏平チューブ２ａ、温水出口側タンク２ｆ、温水出口パイプ２ｈの経路で流れる。すなわち、コア部２ｃの一端部において、その幅方向全長にわたって温水入口側タンク２ｅを配置するとともに、コア部２ｃの他端部において、その幅方向全長にわたって温水出口側タンク２ｆを配置して、温水が入口側タンク２ｅから偏平チューブ２ａを通って出口側タンク２ｆへの一方向のみに流れる一方向流れタイプ（全パスタイプ）として構成されている。
　【００４０】
　このような一方向流れタイプ（全パスタイプ）として熱交換器２を構成することにより、前述した偏平チューブ２ａの１本当たりの断面積Ａの減少と、偏平チューブ２ａ全体の総断面積Ｓｔの増加とを容易に両立させることが可能である。図１５に示す熱交換器２はアルミニュウム製であって、偏平チューブ２ａ、コアプレート２ｄ、タンク２ｅ、２ｆはアルミニュウム心材にろう材を両面または片面にクラッドしたアルミニュウムクラッド材から成形されており、またコルゲートフィン２ｂはろう材をクラッドしてないアルミニュウムベア材から成形されており、これらの部品を所定構造に仮組付した後に、ろう付け炉内にて、ろう付け温度まで加熱して、組付体全体を一体ろう付けして、一体構造に仕上げている。
　【００４１】
　ここで、アルミニュウム製偏平チューブ２ａの板厚は０．２〜０．４ｍｍの範囲、またアルミニュウム製コルゲートフィン２ｂの板厚は０．０４〜０．０８ｍｍの範囲にそれぞれ設定することが、熱伝達率、強度等の観点から好ましい。図１６は本発明を適用する熱交換器２の他の実施例を示すもので、タンク部分の形状を変形したものである。（ａ）〜（ｃ）はコア部２ｃの幅とタンク２ｅ、２ｆの幅を同一寸法に設定した例であり、かつ各タンク２ｅ、２ｆへの温水出入口パイプ２ｇ、２ｈの設置位置を変更したものである。
　【００４２】
　また、（ｄ）〜（ｆ）はコア部２ｃの幅に対して、タンク２ｅ、２ｆの幅が大きくなるように設定した例であり、かつ各タンク２ｅ、２ｆへの温水出入口パイプ２ｇ、２ｈの設置位置を変更したものである。なお、図１５、１６において、熱交換器２はコア部２ｃの温水流れ方向に対称形状となっているので、上記説明とは逆にタンク２ｅを温水出口側とし、タンク２ｆを温水入口側としてもよいことはもちろんである。
【図面の簡単な説明】
　【図１】
　本発明および従来品の説明に供するエンジン冷却水回路図である。
　【図２】
　従来品における温水流量と放熱性能との関係を示すグラフである。
　【図３】
　本発明および従来品の説明に供する熱交換器コア部の斜視図である。
　【図４】
　従来品における温水流量、レイノルズ数と水側熱伝達率との関係を示すグラフである。
　【図５】
　別の従来品における温水流量、レイノルズ数と水側熱伝達率との関係を示すグラフである。
　【図６】
　本発明熱交換器におけるコルゲートフィンの高さと放熱性能との関係を示すグラフである。
　【図７】
　本発明熱交換器におけるチューブ総断面積比とレイノルズ数との関係を示すグラフである。
　【図８】
　本発明熱交換器における偏平チューブの断面図である。
　【図９】
　本発明熱交換器における温水流量と放熱性能との関係を示すグラフである。
　【図１０】
　（ａ）は本発明熱交換器における偏平チューブの内側厚さと放熱性能比との関係を示すグラフ、（ｂ）は本発明熱交換器における偏平チューブの内側厚さと水側熱伝達率関係を示すグラフである。
　【図１１】
　本発明熱交換器におけるチューブ総断面積比とレイノルズ数とコルゲートフィンの高さとの関係を示すグラフである。
　【図１２】
　本発明熱交換器におけるチューブ総断面積比と偏平チューブの内側厚さとコルゲートフィンの高さとの関係を示すグラフである。
　【図１３】
　本発明熱交換器における温水流量と放熱性能との関係を示すグラフである。
　【図１４】
　本発明熱交換器と従来品における温水流量、レイノルズ数と水側熱伝達率との関係を示すグラフである。
　【図１５】
　本発明熱交換器の一実施例を示す半断面正面図である。
　【図１６】
　本発明熱交換器の他の実施例を示す概略正面図である。
　【符号の説明】
　１……エンジン、２……暖房用熱交換器、２ａ……偏平チューブ、２ｂ……コルゲートフィン、２ｃ……コア部、２ｅ、２ｆ……タンク。