(57)【要約】  量的及びコスト面で量産乗用車向けに最適化された車室内暖房空調用高性能ヒータ熱交換器を有する暖房空調装置。高性能ヒータ熱交換器は蝋付伝熱マトリクスを備え、従来公知のものよりも大形であるが、高価なＰＴＣ補助ヒータを付加的に装備した従来のものと同等の暖房能力を発揮する。コスト節約の他に、ＰＴＣ補助ヒータ付設の場合と同じ暖房能力で比較して0.5〜1.0Ｌ／100kmオーダーの燃料の節約もできる。ヒータ熱交換器は冷却液側扁平伝熱チューブとエアー流れ方向で順次後続する複数の乱流発生ルーバを備えたエアー側伝熱フィンとから成る。このヒータ熱交換器のマトリクス容積Vmx、エアー側伝熱フィンの中心間距離tf及び冷却液側扁平伝熱チューブの中心間距離ttは、比熱交換器容積Vsh＝Vmx／(tt＋4tf)が0.140m2の下限値を超えるように選ばれる。
2010523401.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
年間50,000台以上の自重2,000kg以下の乗用車向けの量産用車両プラットフォームに組み込まれ、前記乗用車の液冷駆動原動機及び／又はその補機類の排熱もしくは冷却系及び／又は加熱系のその他の熱源を利用して前記乗用車の車室内の暖房空調を行うヒーター熱交換器であって、冷却液側伝熱チューブとエアーの流れ方向へ順次後続配置した多段乱流発生ルーバを備えたエアー側伝熱フィンとから成る蝋付伝熱マトリクスを有し、暖房用空気が前記伝熱フィンの表面に接して流れるものにおいて、
伝熱マトリクスのマトリクス容積をVmx、エアー側伝熱フィンの中心間距離をtf、冷却液側伝熱チューブの中心間距離をttとするとき、式Vsh＝Vmx／(tt＋4tf)で計算される比熱交換器容積Vshが下限値0.140m2よりも大きいことを特徴とするヒータ熱交換器。
【請求項２】
マトリクス容積Vmxが少なくとも1.4Ｌであることを特徴とする請求項１に記載のヒータ熱交換器。
【請求項３】
平行に配列された冷却液側伝熱チューブの中心間距離ttが7mm以下、及び／又は平行に配列されたエアー側伝熱フィンの中心間距離が1mm以下、及び／又は冷却液側伝熱チューブが内部流路高さ1mm以下の扁平チューブであることを特徴とする請求項１又は２に記載のヒータ熱交換器。
【請求項４】
少なくとも単段、２段又は多段構成を有し、
合計1.4Ｌ以上のマトリクス容積Vmxを有するマトリクス構造の蝋付向流型熱交換器フィン・チューブ伝熱マトリクスを備え、該伝熱マトリクスが、
7mm以下のチューブ中心間距離ttで平行配列された複数の扁平チューブからなる冷却液側熱交換流路と、
冷却液側熱交換流路の冷却液側表面とは反対側の表面とそれに鑞付けで固定された金属製エアー側伝熱フィンとによって形成されたエアー側熱交換流路とを備え、
前記伝熱フィンには暖房用空気の流れを横切るように複数の凹部によってエアー側熱交換流路の乱流発生ルーバが形成され、前記フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項５】
マトリクス容積Vmxが1.7Ｌ以上であり、エアー側伝熱フィンの中心間距離tfが0.8mm以下であり、平行に配列された冷却液側伝熱チューブの中心間距離ttが9〜11mmであり、冷却液側熱交換流路が流路高さ1〜1.5mmの扁平チューブ状流路として形成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項６】
伝熱チューブ中心間距離ttが7mm以下であり、入口温度差100Ｋ、空気質量流量6kg／分及び冷却液流量10Ｌ／分の条件下でマトリクス容積１Ｌ当り7.1kW以下の比出力を示すように構成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項７】
エアーの流れ方向で48mm以上の奥行を有することを特徴とする請求項１〜６のいずれか１に項記載のヒータ熱交換器。
【請求項８】
25℃の空気を流速6kg／分で通過させたときのエアー側等温圧力損失が200Pa以上、及び／又は80℃の冷却液を流量5Ｌ／分で通過させたときの冷却液側等温圧力損失が40mbar以上であることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項９】
自重1,400kg以下の乗用車に適合又は搭載されたヒータ熱交換器であって、冷却液側扁平伝熱チューブとエアー側伝熱フィンからなる伝熱マトリクスのマトリクス容積Vmxが1.08Ｌ以上、伝熱チューブの中心間距離ttが6.5mm以下、伝熱フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１０】
自重が1,400kgを超えて2,00kg以下の乗用車に適合又は搭載されたヒータ熱交換器であって、冷却液側扁平伝熱チューブとエアー側伝熱フィンからなる伝熱マトリクスのマトリクス容積Vmxが1.48Ｌ以上、伝熱チューブの中心間距離ttが6.5mm以下、伝熱フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１１】
少なくとも単段、２段又は４段構成の向流型伝熱マトリクスからなり、該伝熱マトリクスの冷却液側熱交換流路の入口側又は出口側に冷却液の流れを混合して絞る混合手段が設けられていることを特徴とする請求項１〜１０のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１２】
前記混合手段として第１ヘッダタンクとそれに後続する第２ヘッダタンクとの間に両ヘッダタンクを連通させる穴を備えた隔壁又は連通管路が混合手段として設けられ、第１ヘッダタンクからの冷却液容積流の全体又は少なくとも90％以上が前記穴又は連通管路を通して後続の第２ヘッダタンクへ導かれることによって混合が行われるように構成されていることを特徴とする請求項１１に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１３】
前記混合手段が伝熱マトリクスの最終段から２段目と最終段との間にのみ設けられ、冷却液が冷却液側熱交換流路内で最も低温の最終段へ移行するときのみに混合が行われるように構成されていることを特徴とする請求項１１又は１２に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１４】
交差向流形式で直列接続された４段構成の交差流型伝熱マトリクスからなり、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの一端側には冷却液のための流入ポート（３１１）と流出ポート（３１２）とを備えたポート用ヘッダタンク（３０１）が配置され、該ポート用ヘッダタンクが冷却液の交差向流の流れを形成するために２つの隔壁（３５０、３５２）によって分割され、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの他端側には４段構成とするための単一の隔壁（３６０）を有する方向変換用ヘッダタンク（３００）が配置され、更に、
（ａ）方向変換用ヘッダタンク（３００）の内部構造高さｈｕがポート用ヘッダタンク（３０１）の内部構造高さｈｏの３０％以下であり、
（ｂ）ポート用ヘッダタンク（３０１）の内部には、２段目と３段目の間で冷却液の流れを絞って３段目へ向けて混合均質化された冷却液流れとして通過させるオリフィス（３１３）を備えた追加の隔壁（３５１）が設けられていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１５】
流入ポート（３１１）と流出ポート（３１２）がポート用ヘッダタンク（３０１）の一方の側（４００）にあり、追加の隔壁（３５１）のオリフィス（３１３）が該ポート用ヘッダタンク（３０１）の他方の側（４０１）にあることを特徴とする請求項１４に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１６】
それぞれが１つずつの扁平チューブ流路（５０６ａ、ｂ；５０８ａ、ｂ）とエアー流れ方向で順次後続配置された複数の乱流発生ルーバを有するエアー側伝熱フィンとからなる４つの冷却液側伝熱チューブで構成された蝋付伝熱マトリクスを備え、
それにより交差向流方式で直列接続された４段構成の交差向流型熱交換器を構成し、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの一端側には冷却液のための流入ポート（５１１）と流出ポート（５１２）とを備えたポート用ヘッダタンク（５０１）が配置され、該ポート用ヘッダタンクが交差向流の流れを形成するために３つの隔壁（５５０、５５１、５５２）によって分割され、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの他端側では、個々の冷却液側扁平チューブ流路の端部が一体に閉鎖されていると共に１段目と２段目の扁平チューブ流路（５０６ａ、５０６ｂ）を連通させる第１の隙間（５０６ｓｐ）及び３段目と４段目の扁平チューブ流路（５０８ａ、５０８ｂ）を連通させる第２の隙間（５０８ｓｐ）が設けられ、
ポート用ヘッダタンク（５０１）の内部には、２段目と３段目の間で冷却液の流れを絞って３段目へ向けて混合均質化された冷却液流れとして通過させるオリフィス（５１３）を備えた追加の隔壁（５５１）が設けられていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１７】
冷却液側伝熱チューブがそれぞれ溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）で冷却液側熱交換流路を二分割した２つの二連扁平チューブ（５０６、５０８）で構成され、各二連扁平チューブが上流側熱交換流路と下流側熱交換流路の間で冷却液の向きを向流に転向させるために扁平チューブの端部近傍で溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）のシーム中断部による隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）を形成しているか、
それぞれ溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）で冷却液側熱交換流路を二分割した２つの二連扁平チューブ（５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５００ｂ）が予め成形されたプレートの組立によって形成され、各二連扁平チューブの溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）には扁平チューブの端部近傍に上流側熱交換流路と下流側熱交換流路の間で冷却液の向きを向流に転向させるためのシーム中断部による隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）が形成されていることを特徴とする請求項１６に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１８】
ポート用ヘッダタンク（５０１）がそれぞれ扁平チューブ流路を有する個々の扁平チューブを利用して形成され、個々の扁平チューブ流路（５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５０８ｂ）が、冷却液側熱交換流路端板の接合により、前記隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）と各段のヘッダパイプ（５０１ａ、５０１ｂ、５０１ｃ、５０１ｄ）と共に一体化されていることを特徴とする請求項１７に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１９】
第１〜第４の合計４つのヘッダパイプを備え、第１ヘッダパイプ（５０１ａ）が冷却液の流入ポートを形成し、第４ヘッダパイプ（５０１ｄ）が冷却液の流出ポートを形成し、オリフィス（５１３）が３段目の第３ヘッダパイプ（５０１ｃ）の上流側で第２ヘッダパイプ（５０１ｂ）から流出してくる２段目の冷却液の流れを絞って混合するように配置されていることを特徴とする請求項１８に記載のヒータ熱交換器。
【請求項２０】
年間50,000台以上の自重2,000kg以下の乗用車向けの量産用車両プラットフォームに組み込まれ、前記乗用車の車室内の暖房空調を行うための請求項１〜１９のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器を備えた暖房空調装置。
【請求項２１】
ヒータ熱交換器で暖められた空気を搭載乗用車の車室内の足元空間に導くフロント側足元暖房エアー吐出口とヒータ熱交換器とを備え、該ヒータ熱交換器は、空気入口温度(Ｔahi)が−２０℃、冷却液入口温度(Ｔchi)が５０℃、暖房空気質量流量が５kg／分、及び冷却液流量が５Ｌ／分の暖房動作点で前記暖房空気質量流量の暖房空気を足元暖房エアー吐出口に向けて通過させているときの足元暖房エアー吐出口の出口における暖房空気温度Ｔaffが、式Ｐhi＝100(Ｔaff−Ｔahi)／(Ｔchi−Ｔahi)で求められる総熱効率Ｐhiをエアー側補助ヒータ無しに８５％以上に高める平均温度となるように構成されていることを特徴とする請求項２０に記載の暖房空調装置。
【請求項２２】
ヒータ熱交換器が、式Ｐhi＝100(Ｔaff−Ｔahi)／(Ｔchi−Ｔahi)で求められる総熱効率Ｐhiを、空気入口温度−２０℃及び冷却液入口温度５０℃の動作温度におけるアイドリング状態を含むあらゆる走行速度下においてＭＶＥＧＡ（Motor Vehicle Emission Group of Automobiles）による走行速度分布でエアー側補助ヒータ無しに８０％以上に維持するように構成されていることを特徴とする請求項２０又は２１に記載の暖房空調装置。
【請求項２３】
予定された設置空間容積、固定装置、エアー側ＰＴＣ補助ヒータ用の電気端子、及びエアー側補助ヒータ装置のうちの１つ以上に対する準備措置を何ら有していないことを特徴とする請求項２０〜２２のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２４】
冷却液に放出される排熱が5kW未満の第１動作モードでは搭載自動車の駆動用燃焼機関を冷却するための主冷却液流の全量がヒータ熱交換器内を流れるように、また排熱が第１動作モードのときよりも高温（この場合、排熱の温度をより厳密に定義すると、ａ）第１動作モードのときよりも高温、ｂ）第１動作モードで冷却液に放出される熱量よりも予め定められた値ｘkW以上高温、又はｃ）第１動作モードで冷却液に放出される熱量よりも予め定められた値ｙkW以上高温）となるか、又はそれとは別に冷却液温度が搭載自動車のラジエータバイパスに設定されている初期開路温度よりも10Ｋだけ高温となったとにの第２動作モードでは前記主冷却液流がヒータ熱交換器とラジエータ系とに分流して流れるように、更に第2動作モードで駆動用燃焼機関の回転数が無負荷回転数近傍のときは車室内の暖房強度が最高の場合でもヒータ熱交換器を流れる冷却液の流量を2.5Ｌ／分以下に制限できるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２３のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２５】
制御フラップと制御フラップを制御するサーボモータとを備えたエアー側温度調節機構を更に備え、該温度調節機構は、ヒータ全開時に車室内に送られる空気の９５％以上がヒータ熱交換器を通過するように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２４のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２６】
ディーゼルエンジンを備えた乗用車に付設されるかエアー側補助ヒータを持たない乗用車に組み込まれ、
前記乗用車の自動変速又は手動変速による最高速ギア段での円滑走行時における走行速度５０ｋｍ／ｈ、
外気温度−２０℃、及び
最大暖房強度のヒータ調整段
での冬季定速走行試験条件下にて、定速走行の最初の３０分間に冷却液がヒータ熱交換器の冷却液入口温度５０℃及び／又はヒータ熱交換器の冷却液出口温度４０℃を超えないように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２５のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２７】
３０分間の定速走行の直後にエンジンを作動させたまま車両停止後１５分間の無負荷回転を行った時にヒータ熱交換器の冷却液出口温度が２５℃以下に低下するように構成されていることを特徴とする請求項２６に記載の暖房空調装置。
【請求項２８】
ディーゼルエンジンを備えた乗用車に付設されるかエアー側補助ヒータを持たない乗用車に組み込まれ、ヒータ熱交換器が、それぞれ入口温度差100Ｋと空気質量流量6kg／分及び冷却液流量10Ｌ／分の動作条件下で伝熱マトリクスのマトリクス容積１Ｌ当り8.0kW以上の比出力を個々に有する少なくとも２つの直列接続された交差向流型熱交換器で構成され、これらの比出力は、全てのヒータ熱交換器が入口温度差100Ｋ、空気質量流量6kg／分、冷却液流量10Ｌ／分の動作条件下において前記直列接続によってマトリクス容積１Ｌ当り7.1kW以下の比出力に下げられるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２９】
少なくとも２つの交差向流方式で直列接続された交差向流型のヒータ熱交換器を備え、これらのヒータ熱交換器には冷却液の圧力差が予め定められた値を超えると自動的に開く弁が付設され、該弁が−１０℃以下の極端に低い冷却液温度のときに前記ヒータ熱交換器の１段以上の伝熱マトリクスを一時的に一部又は全部バイパスする流路を形成してヒータ熱交換器の個々の伝熱マトリクスを完全な貫流状態にすることを特徴とする請求項２０〜２８のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３０】
交差向流方式で直列接続された２つ以上のヒータ熱交換器を備え、個々のヒータ熱交換器が互いに少なくとも実質同一構造であり、且つ全てのヒータ熱交換器が伝熱マトリクス寸法及び／又はヘッダタンク寸法について同一であることを特徴とする請求項２０〜２９のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３１】
年間50,000台以上の量産車からなる単一シリーズの乗用車に付設又は組込まれ、該シリーズの全ての乗用車の駆動原動機がラジエータバイパス（６ｂ）とサーモスタット付き冷却系とを有し、駆動原動機の出力が定格出力の50％以上でサーモスタットが閉路状態のときにラジエータバイパス（６ｂ）が少なくとも一時的にヒータ熱交換器の冷却液流量よりも大きな冷却液流量を冷却系に与えるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜３０のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３２】
自重2,000kg以下の車両を年間50,000台以上量産するための車両プラットホームであって、個々の車両が、車両プラットホーム中でそれぞれ同一構造の請求項１〜１９のいずれか１項に記載の少なくとも１つのヒータ熱交換器及び／又は請求項２０〜３１のいずれか１項に記載の少なくとも１つの暖房空調装置を有することを特徴とする車両プラットホーム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、量産される乗用車の車室の暖房空調を、該乗用車の液冷駆動原動機、特に液冷燃焼機関の排熱を利用して行うための伝熱マトリクスを備えた高性能ヒータ熱交換器に関するものである。本発明はまた、係る高性能ヒータ熱交換器を組み込んだ暖房空調装置と、該暖房空調装置又は該熱交換器を装備した車両のための車両プラットフォームにも関するものである。
【背景技術】
【０００２】
今日の乗用車に共通する特徴は、殊にディーゼル車向けには車載暖房空調装置が電熱式ＰＴＣ（正の温度係数）補助ヒータを備え、排熱利用のヒータ熱交換器で暖められた車室空気をこのＰＴＣ補助ヒータによって更に暖めるようにしていることである。このようなＰＴＣ補助ヒータの装備は、ベースとなる暖房空調装置は同一構造であるにも拘わらず、ディーゼルエンジン車に対してのみ施され、ガソリンエンジン車には施されない。ＰＴＣ補助ヒータに費やされるコストを節約するため、多くの車両製造業者ではディーゼル車においても市場の要望に応じて標準仕様としての補助ヒータ組込みを差別化しており、ＰＴＣ補助ヒータは純粋にオプションとして提供されるにすぎない。
【０００３】
また量産乗用車の暖房空調装置に対する最新の開発成果によれば、益々コンパクトなヒータ熱交換器が採用される傾向にある。特に注目されるのは、アルミニウム製蝋付構造の熱交換器への移行が進んでいることであり、その場合、鑞付けすることなくプラグイン方式又は純機械的に組み立てられた熱交換器に比べて多少高い製造コストも構造的な設置専有空間を節約するために敢えて甘受されている。
【０００４】
ヒータ熱交換器の性能は、一般的にはもはや熱飽和レベルに達しているので、ヒータ熱交換器の効率を更に向上させても暖房性能に関して顕著な利益をもたらすものではなく、また特に電熱式ＰＴＣ補助ヒータと従前からのヒータ熱交換器との併用で殊にディーゼル車における目標の暖房性能が最もコスト的に効率よく達成できるとの一般的評価から、今や殆どの乗用車用暖房空調装置は標準装備のヒータ熱交換器とその下流側に配置されるエアー側ＰＴＣ補助ヒータ及びエアー側ヒータ制御器とからなる極めて類似した構造をもつに至っている。このような背景で近年は特に新たな製造技術とアルミニウム合金が利用され、ヒータ熱交換器の効率を維持しつつヒータ熱交換器やそれを装備した暖房空調装置の構造的な設置専有空間を更に低減するようになっている。
【０００５】
乗用車向けの蝋付全アルミニウム式ヒータ熱交換器の場合、冷却液側伝熱チューブ及びエアー側伝熱フィンの実装密度は多くの実用製品において１０年前には殆ど考えられなかったほどの高レベルに達している。これに関して、純然たる乗用車で現在知られている最高実装密度はＢＭＷ３シリーズの熱交換器における冷却液側伝熱チューブ中心間距離tt＝約5.2mm(=3.9mm+1.3mm)とフィン中心間距離(平均値)tf＝約0.85mmである。ここで、本発明の枠内においてttとtfの定義は図３に蝋付熱交換器について示す通りであり、図３に示す熱交換器は冷却液入口１、冷却液出口２、冷却液側扁平チューブ３、エアー側フィン４を備え、これらが蝋付されて熱交換器伝熱マトリクスを形成している。ここで、エアーの流れ方向、即ち、図３の図示平面に直交する方向における個々の伝熱マトリクス間の空隙は、これらの空隙がエアーの流通を可能とする限り熱交換器のマトリクス容積Ｖmxに算入される。尚、乗用車向けのヒータ熱交換器において一般に不可欠なエアー側フィンルーバは簡略化のために図示を省略してある。典型的なこの種の熱交換器のマトリクス容積、即ち、エアーを流通させる熱交換器セクション部分の容積は約0.98L、エアーの流れ方向におけるマトリクスの奥行は約27mmである。高温の冷却液が流れるヘッダは、高級中型クラスの乗用車、即ち快適な暖房性能に対する要求が厳しい代表的車種におけるヒータ熱交換器の奥行寸法を大きくしており、今日では最終的に32mmとなっている。
【０００６】
同じ車両クラスにおける別の量産品のヒータ熱交換器では扁平伝熱チューブとフィンの実装密度は多少低く、ヒータ熱交換器のマトリクス容積が僅かに大きくなっている。しかしながら、それでもマトリクスの実装密度を更に高めて構造の嵩容積、即ち外形を一層小さくする傾向が明白であることは否めない。ほんの１０年前までは蝋付ヒータ熱交換器の構造嵩容積はフォルクスワーゲン・ゴルフ及び高級中型クラスで約1.2〜1.5Lが一般的であったが、今日の対応するクラスの新型車では約0.7〜1.1Lが一般的である。扁平伝熱チューブの中心間距離が7mmを超える嵩高な蝋付ヒータ熱交換器は、例外として全く新たな一部の車種に見られるにすぎない。これに関連して、後述する図４に今日の代表的な量産乗用車に好適に装備されている典型的な車室内暖房用のヒータ熱交換器の寸法諸元を一覧表で示すが、そのうちで付加的に示した車種のホンダ・オデッセイは純然たる乗用車ではなく、多目的乗用車（バン）の一種であると言うことができる。
【０００７】
既に知られている乗用車用の全ての暖房空調装置に共通することは、ＰＴＣ補助ヒータを蝋付式やプラグイン式の排熱ヒータ熱交換器に組み合わせても、ディーゼル車ではＰＴＣ補助ヒータの構成エレメントの組込みに無視できない追加コストが発生し、これはガソリン車、即ち標準仕様ではＰＴＣ補助ヒータが装備されない車種でも勿論のことである。ガソリン車の場合、例えば標準装備の同じ構造の暖房空調装置にディーゼル車用電熱補助ヒータのための設置空間と境界構造を設けなければならないため、ＰＴＣ補助ヒータの追加装備に起因する追加コストが必然的に発生する。加えて、ＰＴＣ補助ヒータが作動する状況においては燃料消費量がかなり増加することにもなる。ＰＴＣ補助ヒータに比べて、今日の量産乗用車でオプションとして採用される補助ヒータの代替策は、燃料消費量又は追加コストの少なくとも一方が更に増加するだけのものである。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
以上の観点から、本発明の主な課題は、ディーゼル乗用車向けの今日の標準的な熱交換器又は暖房空調装置に代わるものとして、目標暖房性能の達成のみならず、同時に総製造コストの低減と燃料消費量の削減をも可能とする量産乗用車向けの高性能熱交換器及びそれを組み込んだ暖房空調装置を提供することである。更に、係る高性能熱交換器又はそれを組み込んだ暖房空調装置を装備した車両の量産に適合した車両プラットフォームを提供することも本発明の課題の一部である。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
この課題は、特許請求の範囲中の各独立請求項によるヒータ熱交換器、それを組み込んだ暖房空調装置、そして車両プラットホームにより解決される。
【００１０】
請求項１によるヒータ熱交換器によれば、適合する車両に組み込むことによりディーゼル車用ＰＴＣ補助ヒータを省いても高い暖房効率の低コスト車両ヒータを構成することができ、というのも、係る高性能ヒータ熱交換器は、その蝋付構造の伝熱マトリクスを、既存の製造技術や半製品、即ち、冷却液側扁平伝熱チューブや、エアーの流れ方向へ順次後続配置した多段乱流発生ルーバを備えたエアー側伝熱フィンなどを利用して充分に製造できるからである。従って、本発明に係るヒータ熱交換器やそれを組み込んだ暖房空調装置は、エアー側補助ヒータ、即ち一般的にはＰＴＣ補助ヒータや、ヒータ熱交換器に関連するその他の補助ヒータを持たないディーゼル車のための装備品に好適である。比熱交換器容積Ｖshは、下限値0.150又は0.160m2を超え、特に下限値0.170又は0.180m2、或いは下限値0.20又は0.25m2を超えていることが好ましい。ここで、限定するものではないが、本発明によるヒータ熱交換器のＶshは0.60〜0.70m2以下とすることができ、例えば0.50〜0.40m2以下、又は0.25〜0.30m2以下とすることができる。
【００１１】
エアー側熱交換流路は、冷却液側熱交換流路の冷却液側表面とは反対側の表面とそれに鑞付けで固定された金属製のエアー側伝熱フィンとによって形成されていることが好ましく、この金属製伝熱フィンには、暖房用空気の流れを横切るように複数の凹部によってエアー側熱交換流路の乱流発生ルーバが形成され、暖房用空気がフィンの表面に接して流れるように構成されていることが好ましい。
【００１２】
請求項１によるヒータ熱交換器とは独立して、或いはそれと組合せて、前述の課題は請求項２１による暖房空調装置によって解決される。この暖房空調装置は、該暖房空調装置で暖めた空気を搭載車両の車室内の足元空間に導くフロント側足元暖房エアー吐出口と熱交換器とを備え、該熱交換器は、空気入口温度(Ｔahi)が−２０℃、冷却液入口温度(Ｔchi)が５０℃、暖房空気質量流量が５kg／分、及び冷却液流量が５Ｌ／分の暖房動作点で前記暖房空気質量流量の暖房空気を足元暖房エアー吐出口に向けて通過させているときの足元暖房エアー吐出口の出口における暖房空気温度Ｔaffが、式Ｐhi＝100(Ｔaff−Ｔahi)／(Ｔchi−Ｔahi)で求められる総熱効率Ｐhiをエアー側補助ヒータ無しに８５％、９０％又は９５％以上に高める平均温度となるように構成されている。これは、比熱交換器容積Ｖshを適正に選択し、漏れ箇所を無くして暖房空調装置内のエアー損失を最小にするように温度調節フラップを充分に気密シールしておくことによって達成することができる。この暖房空調装置の熱交換器は蝋付伝熱マトリクスで構成することが好ましい。暖房用の空気が周囲を流れる該伝熱マトリクスは、冷却液側扁平伝熱チューブとエアーの流れ方向へ順次後続配置した多段乱流発生ルーバを備えたエアー側伝熱フィンとを備えたものであることが好ましい。また、この伝熱マトリクスは、式Ｖsh＝Ｖmx／(tt＋4tf)で求められる比熱交換器容積Ｖshが下限値0.140m2を超えるように形成しておくことが好ましい。本発明による暖房空調装置は、特に車室空調用に年間50,000台以上の量産車両向けの車両プラットホームのうちで自重2,000kg以下の乗用車向けプラットフォームに好適に組み込むことができ、この場合の暖房空調は、搭載車両の液冷式駆動原動機やその補機類の排熱、或いは冷却系や加熱系などのその他の熱源を利用して果たすことができる。
【００１３】
本発明の好適な一実施形態による暖房空調装置の熱交換器では、上述の定義による総熱効率Ｐhiが−２０℃の空気入口温度と＋５０℃の冷却液入口温度における前記暖房温度でアイドリング状態を含むあらゆる走行速度下においてＭＶＥＧＡ（Motor Vehicle Emission Group of Automobiles, ＥＵ自動車排気ガスグループ）による走行速度分布でエアー側補助ヒータ無しに８０％以上に維持されるように構成されている。
【００１４】
このような要求仕様は、暖房空調装置内部における熱損失を考慮に入れると、乗用車向けの典型的な暖房空調装置において設置空間が多少増大しても極めて高性能の本発明によるヒータ熱交換器で満たすことができる。冷却液管路の構成と冷却液流量に関して冷却系が適切に構成されている場合、これらの要求仕様が満たされれば、今日では極めて多くのディーゼル車に装備されているようなＰＴＣ補助ヒータは省略することができ、これは製造コストの節約だけでなく、ＰＴＣ補助ヒータ付きの場合と同等の暖房能力での動作に対して相対的に0.5〜1.01／100kmの燃料節約の利点が得られることを意味する。
【００１５】
本発明による暖房空調装置は、或る一種類の共通車両プラットホームで量産されたディーゼル車だけを検討した場合でも、ガソリン車とディーゼル車を同じ一種類の車両プラットホームで同じ暖房空調装置装備車として量産した場合の共通する費用を検討した場合でも、いずれにせよ製造コスト面では有利である。これは、特に車両プラットホームを同一部品構成で構成する戦略面でも、また一部ではプラットホームの枠を越えても極めて有利である。ＰＴＣ補助ヒータを節約するために従来から知られている全ての技術は、燃料消費量は言うに及ばず、コスト面だけでも全く競合できるものではない。ガソリン車とディーゼル車で同じ構造の暖房空調装置の場合、ガソリンエンジン搭載車両における「クラスで最高の」暖房能力は、プラットホーム全体にとっては総コスト面の利点に留まらず、歓迎すべき追加の利点である。
【００１６】
従って、多方面に亘る問題点が本発明によって初めて驚異的に解決される。小型する暖房空調装置でヒータ熱交換器の設置空間が益々狭くなり、暖房に利用されるエンジン排熱も益々低くなるという一般的な傾向から言えば、暖房能力を確保するために特にコスト面で効果的と見做されているＰＴＣ補助ヒータのための設置空間を放棄し、それに代えてＰＴＣ補助ヒータ設置空間と設置空間利用効率を利用して過大寸法と思われるヒータ熱交換器を使用することは、特に蝋付ヒータ熱交換器のための最新製造技術に要する追加コストを考えた場合には一見するとゴールに到達するための正しいやり方ではないように見えるかもしれない。しかしながら、専門家の一般的見解とは異なり、一連の車両を本発明によるヒータ熱交換器及び本発明による暖房空調装置へ改装して判明したことは、エンジンの冷却系と、ヒータ熱交換器を通過する冷却液の局所流量並びにエンジン冷却系内のその他の熱源及びヒートシンクを適切に適合させれば、本発明による暖房空調装置は高価なＰＴＣ補助ヒータを備えた今日の一連の車両と同等の暖房能力を充分に発揮することができるということである。また、風洞及び路上のテストでは充分な車室暖房能力が裏付けられただけでなく、従来では不可能とされていたような燃料消費量の節約と暖房空調装置のコスト節減も実証されている。
【００１７】
本発明による暖房空調装置に至る開発のステップにとって決定的な点は、意外なことにＰＴＣ補助ヒータを省くことが実際に可能であり、これによりはじめて、既存の車両コンセプトでは過大とされるヒータ熱交換器の設置空間が確保でき、この設置空間を本発明によりヒータ熱交換器の一層効率的な運用に利用できることが判明したことである。この場合、ヒータ熱交換器にはエアーの流れ方向に沿って比較的大きな深さ寸法の構造が確保されるので、付随的に冷却液側熱交換流路の圧力損失を低減できると共に冷却液の流量も高めることができるが、実際の殆どの適用例においては、熱交換器への冷却液供給流量の変動を抑制する目的で冷却液流量を更に均一化したり、冷却液側の熱交換を改善する目的で熱交換器へ流入する冷却液の流速を高めたり、更には要求に応じて更に熱交換効率を高める目的で交差向流型の熱交換器構造とするなど、種々の付加的措置を選択的に採用できるようにしておくことが望ましい。但し、多くの適用例では、本発明によるヒータ熱交換器では、通過する冷却液の流量を従前の車種標準の流量よりも低流量で作動させるほうが最も効率的となるはずである。この点に関して、エンジンやヒータ熱交換器を通過する冷却液の流量が低下してヒータ熱交換器や場合によってはエンジンにおける冷却液の温度が高くなるとヒータ熱交換器の効率をさほど低下させることなく往々にして暖房能力が向上するという利点が得られることに注目すべきである。
【００１８】
本発明による暖房空調装置は高性能ヒータ熱交換器を有しており、従ってその高い熱交換効率だけでなく、必要に応じて熱交換器における冷却液流量を制限して暖房の戻り温度を更に下げることにより、結果的には冷却液とエンジン部分、そして殆どの場合はエンジンオイルも含めて、冷却系全体が平均的に加熱されるが、この加熱の程度は、車室空気への放出熱量が同等のときにＰＴＣ補助ヒータを有する従来の暖房空調装置の場合に比べて僅かに高い程度である。本発明による暖房空調装置はヒータ熱交換器の表面熱損失が少なく、熱的活性質量である車室空気を加熱するに要するエネルギーも僅かですむことから、著しく改善された暖房能力を発揮することができる。
【００１９】
本発明によるヒータ熱交換器では熱交換器構造部分の容積が従来の車室暖房用熱交換器よりも必然的に大きく、従って本発明によるヒータ熱交換器及びそれを組み込んだ暖房空調装置の際立った利点は、複数段の交差向流型熱交換器マトリクスを直列接続した場合でも従来から使用されているエンジン冷却液ポンプの吐出圧力で間に合うことである。これは、殆どの車種では、例えば図７ａに示したようなラジエータバイパス６ｂが無くても、或いはまた暖房の設定が高いときに図７ａに示す従来のサーモスタット６fzの代わりに図７ａに示す専用のラジエータサーモスタット６s又は補助弁６bvによってラジエータバイパス６ｂが閉路状態に保持されても、エンジンの冷却には間に合うからである。特にコスト面で効率的なシステムの簡素化もでき、この場合は例えば図７ｂに示すように図７ａにおける外部流量制御要素２とエンジンオイルラジエータサーモスタット６dvが省かれ、バイパス弁６bvの代わりに専用サーモスタット６fzsが用いられる。この専用サーモスタットは複動サーモスタットとして構成され、ラジエータバイパスの閉路時にラジエータバイパス６ｂをバネ力で閉路するように延長されたバネ圧縮長をもつバイパス調節器を有している。エンジン回転数が高いときにはエンジン冷却液ポンプ７の吸引圧力によってラジエータバイパス６ｂが開路され、従ってエンジンの冷却は充分となる。この構成において、ヒータ熱交換器を通過する冷却液の流量は、ヒータ熱交換器のレイアウトと冷却液配管の使用に応じて専用ラジエータサーモスタット６fzs内のバイパス調整器のバネによるバイパス開路特性で定められる。図７ａの場合と同様に、図７ｂの場合でもサーモスタット弁６tvは冷却液温度が過度に高いときにヒータ熱交換器で奪われる熱量が大きくなってもラジエータサーモスタット６fzsが常に確実に開路することを保証する。ラジエータバイパス６ａの全開時、専用サーモスタット６fzsのバイパス調節器は従来のサーモスタットの場合と同様にバイパス６ｂを閉路する。尚、図７ａ、ｂに模式的に示したエンジン・車両冷却系は、本発明によるヒータ熱交換器を含めてエンジン１のための冷却液ポンプ７と、車両ラジエータ８と、膨張タンク９と、エンジン制御装置１６とを備え、これらは図示の通りの管路及び線路によって互いに接続されている。更に、エンジン温度センサ１５、サーモスタット６dv付きのエンジンオイルラジエータ３０、そしてサーモスタット６ev付きの変速機オイルラジエータ４０が設けられている。本発明による暖房空調装置４５は、ヒータ熱交換器４ｍに付設されたエアー取入口２１とエアー吐出口２０との間に蒸発器５１と温度混合フラップ５とを備え、この蒸発器とフラップはヒータ熱交換器の上流側に設けられている。温度混合フラップで別けられた一部の空気は、暖房温度の調整のためにバイパス２２で熱交換器４ｍを迂回してエアー吐出口へ送られる。
【００２０】
エンジン回転数が低速で冷却液温度が専用ラジエータサーモスタット６fzs及び補助サーモスタット弁６tvのサーモスタット開路温度以下である状態、即ちバイパス４ｂ、６ａ及び６ｂが閉路状態の状態においては、冷却液ポンプから吐出される冷却液には或る大きさの圧力余裕が生じており、ヒータ熱交換器を通過する冷却液流量は、エンジンが無負荷状態で典型的には800〜1,000rpm-1のアイドリング時や低負荷回転数範囲（例えば無負荷回転数より10％又は15〜20％、又は25〜50％上までの回転数）では、ヒータ熱交換器における圧力損失が多少高くなっても実質的には殆ど減少しない。そのことから、ヒータ熱交換器で伝熱面積を増大する構造上の措置を採用するための構造的な余裕と、暖房熱量の発生のためにエンジンオイルラジエータの効率的利用も含めてヒータ熱交換器でもエンジンでも熱放出を向上させるための構造的な余裕が著しく拡大される。このような専用サーモスタット６fzsを付設することによる有効かつ低コストな暖房空調装置における物理的相互作用は、既に本願と同じ発明者の先行特許出願中で詳述されており、そこには様々な設計の重点を有する別の配管例も述べられている。
【００２１】
本発明による蝋付構造の高性能ヒータ熱交換器では、エアー側のフィン中心間距離及び／又は冷却液側の伝熱チューブ中心間距離は極力小さいことが好ましい。選択的或いは付加的に、ヒータ熱交換器は扁平伝熱チューブによる冷却液流路の流路高さ及び／又はチューブ肉厚も極力小さくすることができるが、この場合のヒータ熱交換器は、不可欠とされていたＰＴＣ補助ヒータの設置空間を必要に応じて利用して極力大きく構成することが重要であり、場合によってはオプションの補助ヒータも一切設置しないようにする。
【００２２】
本発明によるヒータ熱交換器又はこれを組み込んだ暖房空調装置は、自重2,000kg以下の量産乗用車向けに採用して特に有効であることが確認されている。ここで、量産とは全て同じ構造の暖房空調装置又はヒータ熱交換器を装備した車両を年間50,000台以上生産することを意味する。真の熱交換容積では、特に蝋付アルミニウム製ヒータ熱交換器の場合に本発明による諸利点が特に効果を発揮する。
【００２３】
従来技術に対し、本発明による改良は、一方で設置空間に関して極力効率的な蝋付構造のヒータ熱交換器を使用し、他方で蝋付アルミニウム構造のヒータ熱交換器への移行に際して従来技術よりもかなり大きな熱交換容積を確保することを可能にしている。このようにして、ヒータ熱交換器のコスト削減を狙った今までの全ての製造業者の対策に反して、本発明では意識的に逆の対策を講じている。例えばフォルクスワーゲン・ゴルフ２及び３で３年間に亘って一般的であった僅かに効率的なプラグイン式熱交換器とは逆に、本発明によれば特にアルミニウム製鑞付け構造の高効率ヒータ熱交換器が投入される。
【００２４】
これに関連して、本発明による蝋付構造のヒータ熱交換器を装備した今日の代表的な車種の比較ベースとして、図４に幾つかの特徴的な分類表を示す。ここで、最大容積の蝋付熱交換器はマトリクス容積が約1.5Ｌ又は1.6Ｌであるが、冷却液側扁平伝熱チューブの雄心間距離は約9mm又は10.5mmと比較的粗である。とりわけ、特に小さなチューブ中心間距離tt及びフィン中心間距離tfを有する新規なヒータ熱交換器構造を採用した車種では、ゴルフクラスの一部でマトリクス容積が約0.7Ｌにまでに低下した。またＢＭＷ３シリーズ及び５シリーズ、もしくはダイムラー・クライスラー社のメルセデスＥクラス等の大型車種でも、ヒータ熱交換器のマトリクス容積は扁平伝熱チューブ及びフィンの洗練された製造技術で僅か１Ｌ程度にまで低下た。チューブ中心間距離ttを小さくできると同時にエアー側フィンの中心間距離tfを小さくできることは、量産乗用車へ搭載するヒータ熱交換器のマトリクス容積を減少可能とするものであり、また実際に採用されたことの決定的理由でもある。
【００２５】
この事実は、「比熱交換器容積」として定義する式Vsh＝Vmx／(tt＋4tf)で計算される特性値Vshにも反映されている。エアー側フィン及び伝熱チューブに極めて薄肉の材料を用い、冷却液側熱交換流路も極く僅かな高さで実現することが現在では技術的にも経済的にも問題なく可能であることも意味のあることである。
【００２６】
図４に示す代表的な車種の乗用車に採用した蝋付構造のヒータ熱交換器の諸元を検討して理解できるように、式Vsh＝Vmx／(tt＋4tf)で計算される比熱交換器容積Vshは代表的量産乗用車への適用において0.118m2の上限値を超えておらず、これは発明者の知る限りの最大値でもミニバンに装備された熱交換器における0.122m2を超えていない。フォード・フォーカス（この車種のエンジンではエンジン側ラジエータのバイパス６ｂが基本的に省かれているのでヒータ熱交換器の寸法に対する決定的な理由がエンジン形式による固有のものとなっている）と比べて、ゴルフクラスのその他の車種を検討すると、実際の量産タイプにおける比熱交換器容積Vshの値はむしろ0.07〜0.08m2のオーダーである。特性値Vshが多少大きくて高価な車両の場合、例えばアウディＡ４、ＢＭＷ３シリーズ及び５シリーズ、メルセデスＥクラス等の多少贅沢な快適装備を施した車種の場合でも約1.01と僅かに高いだけであり、これはフォード・フォーカスよりは著しく低い値である。
【００２７】
本発明によれば、エアー側フィン及び冷却液側扁平伝熱チューブを依然として採用する限り、ほぼ同等の従来のヒータ熱交換器に比べて1.5〜2.5倍も大きなマトリクス容積を有するヒータ熱交換器を提供することが可能である。これに関連して、図５と図６には、図５による従来の方式に対して対応する自重の車種ごとにマトリクスの容積Vmxを指標に特性値Nshの改善を施した熱交換器の特性を検討して図６に示すような移行を如何に決定するかを特に図４に示した量産車種の自重別のヒータ熱交換器に関して再び示してある。
【００２８】
本発明の更に別の好適な実施形態は従属請求項に記載したとおりである。
【００２９】
本発明によるヒータ熱交換器のマトリクス容積Vmxは1〜1.25Ｌ以上、又は1.3〜1.4Ｌ以上、例えば1.5〜1.75Ｌ以上、又は1.8〜2.0Ｌ以上とすることができ、特に実用的には2.25〜2.5Ｌ以上とすることもできる。またマトリクス容積Vmxは、それに限定する意図はないが、4〜5Ｌ以下、又は3〜3.5Ｌ以下、例えば3.25〜3.0Ｌ以下とすることができ、或いは2.5〜2.75Ｌ以下とすることもできる。好ましくは、ヒータ熱交換器のマトリクス容積は1.4〜2.5Ｌの範囲内である。
【００３０】
エアー側伝熱フィンの中心間距離tfは、2.5〜3mm以下、又は1.5〜2mm以下、特別には1.1〜1.25mm以下、好ましくは0.9〜1mm以下、特に好ましくは0.7〜0.8mm以下とすることができる。エアー側伝熱フィンの中心間距離tfは、それに限定する意図はないが、0.2〜0.25mm以上、0.3〜0.4mm以上、又は0.5〜0.6mm以上とすることができる。この場合の中心間距離とは、フィンの中心の高さにおけるフィン間の距離、即ち対向するチューブ間の中心線上におけるフィンの間隔に等しい。従ってフィン中心間距離はフィン付チューブ区間の長さをこの区間内に設けられたフィンの数で割った値に一致する。フィン中心間距離が変動している場合、例えばフィン中心間距離の値が異なる種々のチューブ又はチューブ区間が混在している場合は、それらのフィン中心間距離の平均値を設計の基準にする必要がある。
【００３１】
これについては、図３及び前述の説明を参考にすることができる。
【００３２】
チューブ中心間距離ttは、15〜17.5mm以下、特に12〜13mm以下とすることができ、或いは11mm以下又は7〜10mm以下とすることもできる。チューブ中心間距離ttは、それに限定する意図はないが、2〜3mm以上、又は4〜5mm以上、例えば5〜6mm以上、又は7〜8mm以上とすることができる。ここで、チューブ中心間距離とは、伝熱チューブの中心軸間の間隔である。チューブ中心間距離が変動している場合、例えば様々なチューブ中心間距離のマトリクス領域が混在している場合は、それらのチューブ中心間距離の平均値を設計の基準にする必要がある。
【００３３】
冷却液側扁平伝熱チューブによる熱交換流路の流路高さは2.5〜2.75mm以下、又は2〜2.25mm以下、特別には1.75〜1.8mm以下とすることができ、或いは1.5〜1.25mm以下、更には1mm以下とすることもできる。この流路高さは、それに限定する意図はないが、0.3〜0.5mm以上、又は0.6〜0.75mm以上、例えば0.8〜0.90mm以上とすることができる。ここで、流路高さとは、扁平な流路幅よりも小さな寸法を有するほうのチューブ横断面における流路内寸法を意味する。
【００３４】
特に、冷却液が内部を流れる冷却液側熱交換流路のチューブ中心間距離tt（場合によってはその平均値）は7mm以下とすることができ、或いは暖房すべき空気が流れる平行配置のエアー側熱交換流路の伝熱フィンの中心間距離（場合によってはその平均値）は1mm以下とすることができる。冷却液側熱交換流路を流路高さ1mm以下の扁平伝熱チューブによる扁平横断面流路として形成し、それによって平行に配置された冷却液側熱交換流路のチューブ中心間距離tt（場合によってはその平均値）は7mm以下とすることができる。また冷却液側熱交換流路を流路高さ1mm以下の扁平伝熱チューブによる扁平横断面流路として形成し、暖房すべき空気の流れるエアー側伝熱フィンの中心間距離（場合によってはその平均値）を1mm以下としてもよい。伝熱チューブ中心間距離、フィン中心間距離、及び流路高さは、ここに記載したものを種々に組み合せて採用することが可能である。
【図面の簡単な説明】
【００３５】
【図１】本発明による一実施形態に係るヒータ熱交換器を装備した乗用車の要部を模式的に示す概略断面図である。
【図２】ＰＴＣ補助ヒータを付加装備した乗用車の要部を模式的に示す概略断面図である。
【図３】冷却液側伝熱チューブ中心間距離ttとフィン中心間距離tfの定義を蝋付熱交換器の伝熱マトリクスについて示す模式正面図である。
【図４】代表的な量産乗用車に装備されている典型的な車室内暖房用ヒータ熱交換器の寸法諸元を一覧に示す説明図である。
【図５】熱交換器のマトリクス容積Vmxを如何に判断するのかを図４に示した量産車種の自重別のヒータ熱交換器に関して示すための従来方式の車種自重に対する比熱交換器容積Vshの関係を示す説明図である。
【図６】全図と同様の目的で本発明による方式の車種自重に対する比熱交換器容積Vshの関係を示す説明図である。
【図７ａ】ＰＴＣ補助ヒータを付加的に装備した暖房空調装置の主要系統の概略構成を示すブロック線図である。
【図７ｂ】本発明による暖房空調装置の主要系統の概略構成を示すブロック線図である。
【図８】向流式ヒータ熱交換器の一例を模式的に示す構成図である。
【図９】ヒータ熱交換器の別の一例を模式的に示す構成図である。
【図１０】温度感応式バルブを組み合わせた向流式ヒータ熱交換器の一例を模式的に示す構成図である。
【図１１】別の例に係る向流式ヒータ熱交換器を模式的に示す構成図である。
【図１２】冷却液を低流量にした際の向流式ヒータ熱交換器を模式的に示す構成図である。
【図１３】図１２におけるＡ−Ａ矢視方向に見た伝熱マトリクスの模式断面図である。
【図１４】ヒータ熱交換器のマトリクス配置の一例をエアー流れ方向と直交する上面からみた模式配置図である。
【図１５】図１３に示す熱交換器の一変形例をＡ−Ａ矢視方向にみた模式正面図である。
【図１６】更に別の例に係る向流式ヒータ熱交換器を模式的に示す構成図である。
【図１７ａ】或る動作状態における伝熱マトリクスを図１６のＡ−Ａ線矢視方向に見た模式正面図である。
【図１７ｂ】図１７ａの熱交換器に組み合わせて配置されるのに適した別の伝熱マトリクスを図１６のＡ−Ａ線矢視方向に見た模式正面図である。
【図１８】伝熱マトリクスの積層配置の一例を示す模式状面図である。
【図１９】更に別の実施形態に係る熱交換器の要部を斜視図と正面図及び縦断面図で模式的に示す説明図である。
【発明を実施するための形態】
【００３６】
図１は、システム境界線５２ａの内側に、今日の量産乗用車において本発明により改良して投入される代表的な暖房空調装置４５を示す。この実施例において送風機５０は入口５feを介して新鮮外気を吸込み、空調装置の蒸発器５１を介してこの空気を移送し、暖房運転で熱不足のとき、即ち温度混合フラップ５ｂ／５ｃが最強暖房位置にあるとき、一定の漏れを別として少なくともほぼ全量を本発明に係るヒータ熱交換器４ｍ内に通すように送る。ヒータ熱交換器４ｍは、従来のシリーズヒータ熱交換器（４）及びシリーズＰＴＣ補助ヒータ（９０）の符号（４）、（９０）で表した設置空間を占拠する。相応する従来のシリーズ応用の付属する組込み状況が図２に示してあり、ヒータ熱交換器４と電熱式ＰＴＣ補助ヒータ９０とを有する。最大暖房能力に調整されると一般に車室に送り込まれる空気の大部分は足元暖房エアー吐出口５ffを介して車室内に導入される。車両クラスと空調快適性の要求とに応じて、多くの車両は足元暖房エアー吐出口を前部座席領域にのみ有し、又は厳しい快適性要求の場合は後部座席にも有する。
【００３７】
足元暖房エアー吐出口を介して流出する他に、調節フラップ、例えばフロントガラス用調節フラップ５fd、及び／又はいわゆるダッシュボードベントとしての調節フラップ５fmを介して、需要に則した空気分配が調整可能である。更に、ガラスの曇りを防止するために一般に車室空気の一部は常にガラス内面に送られる。ヒータが部分負荷状態のとき温度混合フラップ５ｂ／５ｃは、場合によっては送風機出力の低下と同期してヒータの絞りを引き受ける。その際、混合フラップ５ｂ用ストッパはオリフィス５ｅによって提供される。符号５ａは熱交換器に流入する低温空気を示し、５ｆは温度調節された車室供給空気（流れ経路５ｂ、５ｃからの混合温度）を示し、５ｄは暖房用空気経路（熱交換器からの未混合空気）を示し、５ｇは温度調節フラップを示す。
【００３８】
本発明に係る処置で重要なのは、図１に示すように従来一般的であったよりもはるかに高性能で大容積でもあるヒータ熱交換器４ｍが投入され、特に、流れ方向でヒータ熱交換器の下流側にＰＴＣ補助ヒータ用構造空間がもはや利用可能でなく又は設けられないことである。
【００３９】
こうして本発明によれば熱交換器構造容積は、場合によってはヒータ熱交換器とＰＴＣ補助ヒータとの間の組立空隙も含めて少なくともＰＴＣ補助ヒータの構造容積分だけ拡大することができる。特に有利には、暖房空調装置が好ましくはアルミニウム、銅又は黄銅製の蝋付大容量ヒータ熱交換器を装備し、このヒータ熱交換器は、少なくとも単段、しかし好ましくは２段又は多段構成とされ、
・乗用車において典型的な）交差向流型の蝋付熱交換器フィン・チューブ・マトリクスを備え、このマトリクスは、
・扁平チューブ状の冷却液側熱交換流路と、
・冷却液側熱交換器流路の冷却液側とは反対側の表面とこれに蝋付された金属フィンとで形成されたエアー側熱交換流路とを備え、
・これらの金属フィンがエアー側伝熱フィンの空気流れを横切る多数の乱流発生ルーバを備えている。
【００４０】
このような大容量熱交換器は、好ましくは、平行に流通させるエアー側伝熱フィンの（平均）中心間距離tfが１．３ｍｍ以下又は１．１５〜１．０ｍｍ以下、及び／又は平行に流通させる冷却液側熱交換流路の（平均）中心間距離ttが７ｍｍ以下である。更に、冷却液側熱交換流路が流路高さ１ｍｍ以下の扁平チューブ状流路として形成されていると有利であり、高さは流路横断面の小さな寸法である。
【００４１】
既存製造設備の境界条件からごく肉薄の冷却液側熱交換流路を許容しない限界が生じると、総暖房潜在力に関する一定の制限でもって０．８ｍｍ以下のエアー側伝熱フィン（平均）中心間距離を有するマトリクスも利用することができる。その際、平行に流通させる冷却液側熱交換流路の（平均）中心間距離は好ましくは９〜１１ｍｍである。その場合、このようなヒータ熱交換器において冷却液側熱交換流路は好ましくは流路高さ１〜２ｍｍの扁平チューブ状流路として形成されている。その際、マトリクス容積は少なくとも１．７ｌ又は好ましくは２．０ｌ以上とさえすることができる。その際、大きなチューブ中心間距離と大きなマトリクス容積は、この構成においてエアー側圧力損失を限界内に保つのに有益である。それと並んで、大きなマトリクス容積Vmxと特別小さなフィン中心間距離tfは冷却液側熱移行時の一定の不足を補償する。
【００４２】
大容量熱交換器マトリクスを備えた熱交換器は、例えば実際のＢＭＷ３シリーズ（他の例については図４参照）等において基本的に知られている。しかし、シリーズヒータ熱交換器が既に充分に熱的飽和において作動されており、それゆえに拡大は意味がなく、しかも所要のＰＴＣ補助ヒータ構造空間のゆえに不可能でもあろうと応用者は従来常に前提していたのはあるが、従来知られている規模を越えて拡張された構造容積を有するそれ自体公知の大容量熱交換器マトリクスを投入することは新規である。つまり構造空間の顕著な拡大は、実際には‐既に触れたように‐本発明に係る処置でもってＰＴＣ補助ヒータを現実に省くことが可能であるとの認識においてのみ可能となる。こうして意外なことに本発明に係る暖房空調装置ではＰＴＣ補助ヒータが不要である。本発明の他の重要な観点として、場合によってはヒータ熱交換器でのエアー側圧力損失の顕著な高まりも感受することができる。最も単純な事例において本発明によればシリーズヒータ熱交換器の既に高度にコンパクトな熱交換器マトリクスが維持され、熱交換器は空気流れ方向で１．５〜２．５倍以上の奥行で形成され、即ちマトリクス容積は１．５〜２．５倍以上に高まる。こうしてＰＴＣ補助ヒータが省かれるにもかかわらずヒータ熱交換器でのエアー側圧力損失もほぼこの倍数だけ高まる。しかし実際の実験が示したように、これは‐一見して予想される空気流量問題とは異なり‐ごく多くの事例において充分に実現可能である。車両新規開発のとき事情によっては当然にマトリクスの幅又は高さを本発明に係るマトリクス容積拡大に利用することもできる。
【００４３】
空気流れ方向でマトリクス構造奥行を本発明により高めると第３ステップにおいて、ヒータ熱交換器の冷却液側圧力損失もしくは冷却液流量をその都度の応用事例に最適に適合させる他の分野も切り開かれる。このことは各車両プラットホームのエンジン多様性に応じて根本的に興味あることであり、しかし冷却液側熱交換器チューブ流通を熱交換器幅にわたって均一化する措置を組み込むうえで、また２段以上を有する特別効率的な交差向流型に移行するうえでも特別に興味あることである。
【００４４】
大容量ヒータ熱交換器を備えた本発明に係る暖房装置の特別効率的諸構成を先行技術に対して限定するための充分に測定可能な方法は、冷却液入口温度と空気入口温度との間の温度差１００Ｋで流通時のヒータ熱交換器の発生出力を記述するいわゆるＱ１００値である。良好な乗用車用ヒータ熱交換器は今日、空気質量流量６ｋｇ／分、冷却液質量流量１０Ｌ／分、水／グリコール５０／５０容量％においてＱ１００値が約８．０〜９．０ｋＷである。マトリクス容積当り最高出力を有する市場にある乗用車用熱交換器を高級中型車‐これらは熱交換器マトリクス容積が約０．７２〜１．１Ｌである‐に至るまで検討すると、８．０〜９．０ｋＷの上記Ｑ１００値と合わせて、熱交換器マトリクス１Ｌ当り約１１〜１２．５ｋＷという今日の乗用車用大容量ヒータ熱交換器の最大容積出力が得られる。このことを背景に例えば１．０Ｌから１．４Ｌ超への熱交換器マトリクスの本発明に係る容積増大は例えば比出力を７．１ｋＷ／Ｌ（＝１０．０ｋＷ／１．４Ｌ）よりもかなり低い値に、例えば≦６．７〜６．８５ｋＷ／Ｌ、≦６．５〜６ｋＷ／Ｌに、又は≦４．５〜５ｋＷ／Ｌにも、意識的に低下させることを意味する。比出力は≧２〜２．５ｋＷ／Ｌ又は≧２．７５〜３ｋＷ／Ｌ、例えば≧３．５〜３．７５ｋＷ／Ｌ又は≧４ｋＷ／Ｌとすることができる。
【００４５】
これに関連して本発明により特別好ましい２つ以上の大容量交差向流ヒータ熱交換器の交差向流での直列回路は、それぞれ８〜９ｋＷ／Ｌ以上又は１０〜１１ｋＷ／Ｌ以上の容積出力を有する個々の交差向流熱交換器が直列回路によって‐交差向流運転にもかかわらず‐上で述べたように意識的に７．１ｋＷ／Ｌ以下に低下されることを意味する。実際には、比出力の低下はなお一層強いものとさえなろう。というのも、なかんずく多くの応用において、本発明に係るヒータ熱交換器のエアー側圧力損失を限界内に抑えるために、エアー側フィン間隔において一定の妥協を図らねばならないからである。
【００４６】
本発明に係る処置がＰＴＣ補助ヒータの完全な省略を主目標としている場合でも、電気的ＰＴＣ補助ヒータと合わせて比マトリクス容積Vshを本発明により増大させる処置もごく基本的に当然考えられる。これに関連して相応に大きな構造空間を設けることも当然に重要であり、このことはおそらく例外的事例においてのみ実際に実務に移すことができるであろう。その場合、当初提起された課題は、ＰＴＣ補助ヒータ運転を極力僅かな電気出力もしくは動作時間に限定し、従ってＰＴＣ補助ヒータに起因した極力僅かな燃料処理量増に限定し、及び／又はＰＴＣ補助ヒータ組込みを寒冷地域に限定し、及び／又は大型ゼネレータ等のためにＰＴＣ補助ヒータに起因した追加コストを節約することになる。
【００４７】
但し、本発明に係る措置はＰＴＣ補助ヒータが車両シリーズのあらゆる応用から完全に消え去ってはじめて最大の有益を提供し、本発明に係る暖房空調装置はエアー側ＰＴＣ補助ヒータ又は別の補助暖房装置用の準備措置、特に予定された構造空間又は固着装置又は電気端子を暖房空調装置内で何ら予定する必要がない。
【００４８】
大容量熱交換器が少なくとも２つ、しかし好ましくは３つ又は４つの交差向流熱交換器から交差向流方式で構成されているとき、本発明に係る暖房装置は全く特別に効率的である。或る熱交換器段から次の熱交換器段に移る前又は移るとき冷却液を横断面狭隘部で混合し、またこれにより多少絞ると、特に有利である。この措置は、ごく低温の冷却液と不均一な空気付加とにおけるヒータ熱交換器の始動に対して特に肯定的に作用する。というのも、こうして個々の各段はヘッダタンク幅にわたって均一な冷却液入口温度を有するからである。冷却液温度の均一性は交差向流運転でのこの措置によって段毎にあまり強くは強まらない。というのも、高い冷却液温度もしくは低い冷却液粘度を有する流路へと冷却液流が回避することはあまり強く誘発されないからである。この措置の絞り作用は多くの応用において望ましい副次的効果である。というのもこの措置はヒータ熱交換器で、場合によってはエンジンでも、冷却液温度幅を広げ、こうして‐ヒータ熱交換器を充分に寸法設計した場合‐ヒータを改善するからである。
【００４９】
第１ヘッダタンクの冷却液容積全体が共通の穴又は共通の結合管路を介して次段の後続ヘッダタンクへと送られることによって、混合は全く特別効率的かつ簡単に行うことができる。図８は相応に構成された交差向流形ヒータ熱交換器を示す。その際、冷却液の流入は入口２０４を介して行われ、第１交差向流段は第２交差向流段２０７に至るヘッダタンク２１１内に従来の第１転向部を有する扁平チューブ列２０６によって形成される。第２交差向流段から第３交差向流段２０８への移行は外部結合管路２０２／２００を介して行われ、この結合管路内で不可避的に混合が起き、こうして第３段の前で冷却液の熱的均一化が起きる。このことは本実施例にかかわりなく一般に第３段の前又は最終段の前で行うことができる。混合部は場合によっては、例えば単数又は複数のオリフィス又は流れ転向部を介してヘッダタンクに一体化することもでき、このことは本実施例にかかわりなく一般に妥当し得る。第３段の前又は一般に最終段の前で充分な冷却液温度均一化が行われると特別有利である。組込み位置及び換気需要に応じて、場合によっては少なくとも１つ、複数又は全てのヘッダタンク隔壁、例えばヘッダタンク隔壁２１２及び／又は２０３／２０１の付加的換気穴が確実な運転をもたらす。図の矢印２０９ａ、２１０ａは冷却用空気の流入方向と流出方向を示す。全く同様の処置を図９が示す。図９において管路２０２ｃは第１交差向流段２０６の冷却液を第２交差向流段もしくは最終交差向流段の両方の平行なチューブ列２０７、２０８へと移送することによって混合の役目を引き受ける。このことは本実施例にかかわりなく一般に妥当し得る。
【００５０】
図８又は図９によるヒータ熱交換器の組込みは好ましくは寝かせて（即ち組込み状態で熱交換器チューブを寝かせて）行われ、このことは本実施例にかかわりなく一般に妥当し得、冷却液流入部２０４は下側にある。そのことにかかわりなく組込みは一般に熱交換器チューブを立てて（熱交換器チューブ２０６、２０７、２０８を立てて）行うことができる。
【００５１】
寝かせた組込み又は選択的に立てた組込みによって各車両の走行方向と平行にヒータ熱交換器の伝熱チューブを配置することが可能であることは図示構造様式の際立った利点である。というのもこれにより、足元空間位置での最大暖房への特別重要な調整時に一層均一な冷却液流通が得られるからである。好ましい組込み位置のとき出口ヘッダタンクもしくは冷却液出口２２１は、伝熱チューブ２０６、２０７、２０８を立てた場合組込み位置を基準に上にある。
【００５２】
単一の移流管路２０２よりも多少少ない圧力損失を生じる類似の処置では、第１ヘッダタンクの冷却液容積が正確に２つの穴又は正確に２つの結合管路を通して次段の後続ヘッダタンクへと送られ、ヘッダタンク内の隔壁が両方の流れ経路を分割することによって混合は行われる。
【００５３】
冷却液側圧力損失を削減するために図８では最終段、つまり冷却液側で最も低温の段への移行時にのみ混合は行われ、このことは本実施例にかかわりなく一般に妥当し得る。最終段、即ち最も低温の段は平行な個々の冷却液流路の入口の温度不均一性に最も敏感に反応するので、ここでは本発明に係る混合が特別効果的であり、特別均一な空気出口温度を介して、エアー側で更に下流側にある段にとって有益である。
【００５４】
本発明に係る暖房装置はほぼあらゆる応用において改善された暖房能力を提供する。しかし場合によっては、あらゆる運転状況において今日のＰＴＣ補助ヒータにおけると同じ暖房能力を達成するために、エンジンに応じて冷却システム側で付加的措置を利用することもできる。内燃機関を冷却するための主冷却液流が、冷却液中に放出される５ｋＷ以下（場合によっては１０ｋＷ以下又は２０ｋＷ以下でも）の僅かな排熱での第１動作様式のとき一義的にヒータ熱交換器内を流れ、それよりも高い排熱及び／又は車両ラジエータバイパスの車両内で最初に調整可能な開放温度又はサーモスタットで予め調整された開放温度よりも１０ｋ（場合によっては１５ｋ又は２０ｋ）高い冷却液温度での第２動作様式のとき車両ラジエータ及び／又はラジエータバイパス内も流れ、そして内燃機関の無負荷近傍の回転数範囲内での第２運転様式のとき冷却液流量２．５〜２．２５Ｌ／分以下、例えば２．０〜１．８Ｌ／分の高い乃至最大の車室暖房需要の場合でもヒータ熱交換器内を流れるように、冷暖房システムを設計すると特別有利である。無負荷近傍の回転数は例えば、代表的には８００〜１０００ｒｐｍの無負荷回転数の１０％又は１５〜２０％又は２５〜５０％まで上とすることができる。第２運転様式での排熱は、第１運転様式の排熱の≧２５〜５０％又は≧１００〜１５０％又は≧２００％とすることができる。このように設計された冷却システムは確かに内燃エンジンを備えた今日の車両の設計指針と矛盾する。というのも従来のヒータ熱交換器と２〜３Ｌ／分以下のヒータ冷却液流量とでは熱交換器効率が低下し、しばしば全く未定義に挙動するからである。しかしそのことが本発明に係る暖房空調装置ではヒータ熱交換器の出力予備のゆえに許容されている。このように設計されたシステムは第２動作様式のとき、サーモスタットが比較的高い温度以降にのみ開くので充分な暖房能力を提供する。第１動作様式のとき殊に無負荷では、エンジン出口で冷却液温度を多少高めるために、そして暖房能力にとって特別危険なこの動作状況のとき表面熱損失を最少にするために、エンジンもしくはエンジンオイルを一時的に付加的熱源として使用することを可能とする温度幅が広がる。
【００５５】
本発明に係る構成が特に目標としているのは、エンジンの他の動作範囲及びヒータ熱交換器内の冷却液流量の他の動作範囲のとき熱力学的に最大可能な効率の近傍でヒータ熱交換器を作動させ、それにもかかわらず表面熱損失の阻止と冷却液及びエンジンオイルと接触する部材の加熱用熱出力の削減とを介して充分な暖房能力を提供し、ＰＴＣ補助ヒータ用電気出力を省くことを介して燃料を節約することである。ヒータ熱交換器及び暖房装置内で熱効率を最大にするために、エアー側温度調節時に一定割合の車室空気が熱交換器マトリクス内を流れるのでなく、暖房装置の閉じた温度調節フラップの漏れ箇所を流れることによって発生する暖房装置側損失を最少にすることも特別有利である。そのことを背景に、特に暖房空調装置がエアー側温度調節部を有する場合個々の調節フラップの高効率密封面と、及び／又はそのサーボモータの特別高い押付力、又は温度調節機構の別の構成とによって、ヒータ全開時に車室内に移送される空気の９５％以上がヒータ熱交換器マトリクスを通過することを確保するのに極めて有益である。これに関連して、本発明に係るヒータ熱交換器の諸利点が不必要に限定されないことは漏れ空気を最少にすることで確保される。
【００５６】
本発明により構成された暖房空調装置を備えた車両は、エンジン冷却回路を適切に構成した場合、高価で燃料消費量の多いＰＴＣ補助ヒータを備えた今日の車両と同じ暖房能力を提供することができる。例えばＶＤＡ指針による冬季ヒータテストの代表的境界条件において、エンジン冷却液が今日のＰＴＣ補助ヒータ運転時よりも低温に留まる場合でも満足のゆく暖房能力が生じる。多くの応用事例において本発明に係る総システムの特別有利な調整は、ディーゼルエンジンを備えた乗用車内で暖房空調装置がＰＴＣ補助ヒータ又はその他のエアー側補助ヒータを持たず、またＶＤＡ指針による代表的冬期テスト定速走行において、
・自動変速によって自動的に調整された走行段における、又は手動変速時に円滑に走行可能な最高段における走行速度５０ｋｍ／ｈ、
・周囲温度−２０℃、
・車両運転説明書による最大暖房強度へのヒータ調整
でもって、最初の３０分間にヒータ熱交換器入口で５０℃の冷却液温度を上まわらないことに認めることができる。
【００５７】
更に、多くの事例において、最初の３０分間にヒータ熱交換器出口で４０℃の冷却液温度を上まわることがなく、ヒータ熱交換器の熱的幅にわたって付加的熱削減が得られるようになった調整も有利となる。
【００５８】
ヒータ熱交換器での高い奪熱とヒータ熱交換器での比較的広い熱幅への調整とにより、無負荷のとき特に、例えばヒータ熱交換器出口の冷却液温度はヒータテストの最初の３０分に直接続いて−２０℃となり、上記詳述による５０ｋｍ／ｈにおいてエンジンを作動させかつ車両を停止して更に１５分の無負荷段階後に２５℃以下の温度に低下し、それにもかかわらず、ＰＴＣ補助ヒータをオンにした今日の車両と同じ暖房能力をほぼ提供することにさえなる。
【００５９】
熱交換器容積を強く拡大した本発明に係る処置は特に、交差向流で直列に接続された複数の交差向流熱交換器を備え、それにもかかわらずごく僅かな流路高さの熱交換器扁平チューブも備えたヒータ熱交換器を使用することを可能とする。低い周囲温度のときこの直列回路と僅かな流路高さとのゆえに一部では、部分的に加熱された冷却液が暖房サイクル全体に充填されるまで、熱始動に一定の遅れが現れる。この熱始動を速めるために、特に特定圧力差以降に開く弁である弁が、極端に低い冷却液温度のとき単数、複数又は全ての交差向流熱交換器段を一時的に一部又は全部バイパスすると特に有利である。図１０が本発明に係るヒータ熱交換器の相応する弁Ｖ２０２を示す。
【００６０】
これに関連して特別好ましいのは、バイパス運転時、低温空気入口に向き合う熱交換器段（単・複）が高温冷却液を付加され、こうして冷却液がエアー側で続く段（単・複）において空気を介して加熱され、熱交換器段（単・複）が冷却液粘度の減退を介して徐々に一層多く流通させるように暖房空調装置が構成され又は作動されるときである。
【００６１】
既に述べたように本発明に係る処置にとってしばしばごく有利であるのは、冷却液流量もしくは空気流量に関する暖房空調装置仕様における従来の設定から離れ、ヒータ熱交換器で比較的大きな圧力損失を許容することである。このことはエアー側にも冷却液側にも関係している。一般に、大きな熱的幅に肯定的に反応するエンジンでは特に、蝋付ヒータ熱交換器の今日の標準と比較して冷却液流量５Ｌ／分、８０℃においてヒータ熱交換器の発生する冷却液側圧力損失が７〜２５ｍｂａｒオーダーでなく、４０ｍｂａｒ以上又は４５〜５０ｍｂａｒ以上であるようにヒータ熱交換器を既に設計するとしばしば有利である。つまり本発明による構造容積もしくは構造奥行の上昇は基本的に、一見して魅力的と思える冷却液側圧力損失の低下を基本的に助長するのではあるが、このようなエンジンでは、冷却液側熱伝達の改善に圧力潜在力を投入するのがしばしばベターである。このことはなかんずく熱交換器チューブの冷却液流路高さの低減を介して、又は交差向流段の数を増やすことを介して、又は単に熱交換器チューブの一層均一な冷却液流通をもたらす圧力損失増加措置を介して行うことができる。
【００６２】
冷却液側と同様に、エアー側での実際的試験が示すように、本発明に係るヒータ熱交換器でのエアー側圧力損失の増加は今日の量産例と比較して２倍まで充分許容することができる。その理由は特に、ヒータ熱交換器がエアー側の総圧力損失のうち比較的僅かな割合のみを占めることにあり、他方で空気質量流量の僅かな低下が熱交換器をしばしば熱効率Ｐｈｉの多少一層好ましい範囲内に変位させ、更には部分的に温められた車室空気を車内から流出させることによって熱損失も多少減ることにある。そのことを背景に、可能であるだけでなく、多くの場合に特別有利であると実証されたのは、高度にコンパクトな熱交換器マトリクス、即ち特に６〜７ｍｍ以下又は５ｍｍ以下のチューブ中心間距離ttの場合でも空気流れ方向における熱交換器マトリクスの構造奥行を４８〜５２ｍｍ以上、特に５６〜６０ｍｍ以上までを選択し、及び／又は２５℃の空気流量６ｋｇ／分においてヒータ熱交換器で２００Ｐａ以上又は２２５〜２５０Ｐａ以上の等温エアー側圧力損失を許容することである。殊に図４による量産熱交換器の高度にコンパクトな態様と比較して、これは構造奥行の著しい増加‐チューブ中心間距離が７ｍｍ以下である態様では空気流れ方向における最大マトリクス構造奥行がそこでは２７ｍｍである‐であり、また著しいエアー側圧力損失増加でもある。しかしこのことは、本発明に係る暖房装置のプロトタイプを今日の量産乗用車に組み込むと純粋に利点であると実証された。
【００６３】
本発明に係るヒータ熱交換器の作製は上記詳述に鑑み比較的簡単である。というのも、熱交換器扁平チューブ用、エアー側フィン用に、また接合過程もしくは蝋付過程用にも、既に量産時に試された工具及び半製品を使用できるからである。しかし全く特別に迅速なシリーズ導入のために、既に量産時に作製されたヒータ熱交換器を使用する処置が特別有利である。ＰＴＣ補助ヒータを省くことによって得られる構造空間はここでは多くの車両において、交差向流で直列に接続された２つ以上の個別熱交換器を単純に使用することを可能とし、個別熱交換器は互いに少なくとも充分に同一構造であり、場合によっては、既に量産時に作製されるような既存の個別ヒータ熱交換器も使用することができる。最も単純な事例では簡単に冷却液供給排出管路を介して、又はヘッダタンクの適合を介して、２つの高度にコンパクトな蝋付ヒータ熱交換器が直列に接続される。このことから幾つかの高度にコンパクトな暖房装置の空気流れ方向における僅かな構造奥行は、ＰＴＣ補助ヒータを省いて今日の暖房装置でも暖房装置ハウジングに比較的僅かな変更を加えて既に可能となる。こうしてヒータ熱交換器を好適に選択して、場合によってはヘッダタンクを僅かに変更することによって、是認可能な支出で３つ以上の交差向流段も充分に実現することができる。
【００６４】
本発明に係る処置は基本的に、ラジエータパイパス６ｂを備えた車両及び備えていない車両に応用することができる。
【００６５】
その際、暖房空調装置は年間５００００台以上の車両を有する車両シリーズに付設し又はそのなかに組み込んでおくことができ、この車両シリーズでは全てのエンジンがラジエータパイパス６ｂとサーモスタットを備えたエンジン冷却回路とを有する。このサーモスタットは、サーモスタットが閉じてエンジン出力が定格出力の≧５０％又は≧７５％のときにラジエータパイパス（６ｂ）が少なくとも一時的にヒータ冷却液流量よりも大きな冷却液流量を有するように設計されている。
【００６６】
ラジエータパイパス６ｂなしの場合、一方でエンジン負荷増加時に局所的エンジン過熱を確実に防止し、他方でサーモスタット開放過程中にラジエータサーモスタットの正確な調節を確保するために、ラジエータバイパス６ａの閉鎖時に充分な冷却液量がエンジン内を流れることに留意しなければならない。このことを背景に、ラジエータパイパス６ｂなしの場合、ヒータ熱交換器バイパスを高い流量用に設計し、及び／又はヒータ熱交換器と平行にかつ少なくとも暖エンジンのとき常に開口したバイパスを設けると特別有利である。その場合一般に好ましくは本発明に係るヒータ熱交換器になお多少大きな構造空間が備えられ、ヒータ冷却液流量を高める方向で設計が行われる。
【００６７】
更に、小乃至中程度の冷却液流量において本発明に係るヒータ熱交換器及び／又は暖房空調装置の効率を更に改善し、こうして最大可能な暖房能力向上に関して設計余地を拡充し、及び／又は同じヒータ熱交換器効率及び同じ冷却液側圧力損失においてエアー側圧力損失及び／又はヒータ熱交換器構造空間を低減させたいとの要望がある。
【００６８】
このために提案される本発明に係る大容量ヒータ熱交換器の１構成は、
・冷却液側扁平チューブと空気流れ方向で順次続く多数の乱流発生ルーバを備えたエアー側フィンとから成る蝋付伝熱マトリクスと、
・交差向流で直列に接続された正確に４つの交差向流熱交換器とを有し、又はそれらから成り、
・熱交換器マトリクスの冷却液側第１チューブ末端に、冷却液用流入ポート３１１及び流出ポート３１２を備えたポート用ヘッダタンク３０１を有し、交差向流の流れを形成するためにこのポート用ヘッダタンクが２つの隔壁３５０、３５２によって分割されており、
・熱交換器マトリクスの他方の冷却液側チューブ末端には、４段性を規定する正確に１つの隔壁３６０を備えた転向用ヘッダタンク３００を有し、更に選択的に又は組合せて、
ａ）転向用ヘッダタンク３００が、ポート用ヘッダタンク３０１の冷却液側構造高さｈｏの３０％以下の冷却液側構造高さｈｕを有し、及び／又は
ｂ）ポート用ヘッダタンク３０１の付加的中間隔壁３５１が、段２と段３との間にオリフィス状オリフィス３１３を備えて設けられており、両方の第１段内で冷却された冷却液がこのオリフィス内で絞られかつ同時に充分に均質化される。
【００６９】
更に、乗用車の暖房空調装置がこのような熱交換器を含むことができ、好ましくはそれぞれ自重２０００ｋｇ以下の車両を年間５００００台以上量産するための車両プラットホームにこのような熱交換器を装備しておくことができる。本発明についての上記詳述はこの構成にも明確に関係しているが、しかしこの構成による熱交換器は請求項１の特徴にかかわりなく有利に利用可能とすることができる。
【００７０】
こうして実現可能な暖房能力のさらなる向上はしばしば今日のＰＴＣ補助ヒータによるよりも良好な車両暖房能力値をもたらす。しかしこれは多くの場合必要でさえなく、この新規なヒータ熱交換器設計はエアー側圧力損失を更に低下させ又は構造空間を更に低減させるのに利用することができる。更に、これらのさらなる改善は最少の費用支出で実現可能である。本発明に係る設計に伴う冷却液側圧力損失の高まりはヒータバイパス内で冷却液流量の一定の低下と結び付いており、この低下は総システム、即ち効率的車両暖房能力のさらなる改善に決定的に寄与する。
【００７１】
その際、流れの向きを向流にするための転向用ヘッダタンクは、各個別扁平チューブについて冷却液扁平チューブ出口、入口と対向する転向用ヘッダタンク内壁側との間に正確に同じ距離が存在するような冷却液側構造高さｈｕを有することができる。全ての扁平チューブ末端位置について扁平チューブ周面に沿って平均して１〜３ｍｍ以下の距離が転向用ヘッダタンク内壁に対して存在する。
【００７２】
更に、移流横断面は流入ポートの最小流れ横断面積に等しいか又はそれ以下の流れ横断面積を有することができる。
【００７３】
暖房空調装置は、主寸法の点でこれと少なくとも実質同一構造のヒータ熱交換器と一体化しておくことができる。主寸法とは機器及び熱交換器の長さ、幅及び高さである。これは本発明の枠内で一般に妥当し得る。
【００７４】
この構成が図１１〜図１５に例示的に示してある。符号３０６〜３０９は伝熱チューブを示す。一般に、特に図８〜図１５では、同じ符号は同じ意味を有する。
【００７５】
本発明に係る４段交差向流ヒータ熱交換器は３段交差向流ヒータ熱交換器と比較して、特別高い効率の他に、製造技術上の諸利点も有する。転向用ヘッダタンク３００は僅かな公差要求で簡単に製造することができる。転向用ヘッダタンクを小さくし、構造高さｈｕをごく小さな値に低下させ、即ち上側ポート用ヘッダタンク３０１の相応する寸法ｈｏの３０％以下、例えばその２５％以下又は２０％以下に低下させ、特別好ましくは対向するヘッダタンク壁に対して１ｍｍ以下の内法幅とする可能性が特別重要である。その際、構造高さは第１段と第２段及び／又は第３段と第４段との分割領域におけるヘッダタンク領域に関係し、又はヘッダタンク全体の構造高さ、即ち好ましくは冷却液流れ方向におけるその広がり全体にわたる構造高さに関係している。これにより、それに加えて、熱交換器マトリクス容積を最大化するための付加的構造空間を提供することができる。その際、ポート用ヘッダタンクは一般に供給排出用ポートを含む。
【００７６】
冷却液扁平チューブ出口と対向する転向用ヘッダタンク内壁との間の僅かな距離は好ましくは１ｍｍ以下の距離である。その際、１ｍｍ以下の僅かな距離は４段性及び単純に構成された転向用ヘッダタンク３００と合わせて特別僅かな製造及び公差特有の諸問題と結び付いている。というのも、流れを均一に分布させるのに不可欠な同じ壁距離の遵守は転向用ヘッダタンク３００でのみ必要であり、それに対してヘッダタンク３０１では例えば多少異なるマトリクス扁平チューブ長において大まかな公差さえ許容されている。
【００７７】
既に自動車シリーズに見られる２段ヒータ熱交換器とは異なりこの措置がそれと結び付いた冷却液側圧力損失増加にもかかわらず従来寸法のヘッダタンクと比較して目標に導くのは、ヒータバイパス内で冷却液流量が少なくなる方向で‐例えば本発明に係る上記処置による‐総システムの設計が行われるとき、即ちヒータ熱交換器自体が絞り部材として利用されるときである。僅かな高さｈｏは、四重交差向流構造様式及び／又はオリフィスと同様にヒータ熱交換器内で内部絞り部材として働き、同時に冷却液側で流れ均一分布の改善、従って熱交換器効率の改善をもたらす。この効果と同様に重要なのは、同じヒータ熱交換器外寸において僅かな高さｈｕがマトリクス端面の増加と同義であり、マトリクス容積の増加とも同義であるとの事実である。両方のことは、一層僅かなエアー側圧力損失及び／又は効率改善に直接変換することができる。
【００７８】
上側及び下側ヘッダタンクを従来どおり形成した今日の量産乗用車内の代表的ヒータ熱交換器と比較して、この構成の最初の決定的違いは単段又は２段ではなく４段が使用されることにある。一方でヒータ冷却液流量の目標値を僅かにするとのシリーズに特有ではないシステム設計が、しかし場合によっては他方でＰＴＣ補助ヒータ構造空間の利用も、低いエンジン回転数で暖機時に冷却液流量もしくは熱交換器効率を許容外の値に落とすことなく、４段へのこの移行を可能とする。
【００７９】
４段構成による絞りと並んで第２の付加的絞り部として転向用ヘッダタンク３００は、上で述べたように転向用ヘッダタンク３００の構造高さｈｕが対向するヘッダタンク壁に比べて３０％以下となるように形成されている。対向するヘッダタンク壁に対して相対的に扁平チューブの流れ出口及び入口との僅かな距離は局所的絞り損失の顕著な増加をもたらす。しかしこの局所的絞り損失は逆に、熱交換器マトリクスの個々の扁平チューブの流通が特別均一に起きることをもたらす。その結果、マトリクスの扁平チューブ内で冷却液流量が比較的僅かな場合でもいまなお極めて良好な流れ及び温度の均一分布が存在する。
【００８０】
従来のシリーズ熱交換器は本発明に係る処置とは異なり冷却液流量を高め、従って圧力損失を極力少なくするよう設計されている。それゆえに、公知の全ての自動車用量産熱交換器では転向用ヘッダタンク３００内で冷却液の流れ方向を転換するとき圧力損失を最少にするためにｈｕの寸法が本質的に大きい。一般にそこでは寸法ｈｕ、ｈｏが概ね等しい。しかし意外なことに、極端に小さな転向用ヘッダタンクに基づく圧力損失増加も含めて４段ヒータ熱交換器へと構成する原理に起因した圧力損失増加は一般に欠点でなくむしろ利点である。その際に重要なことは、ＰＴＣ補助ヒータの構造空間が熱交換器用に利用可能であり、システム全体が出力的にＰＴＣ補助ヒータの代わりとなることができることである。
【００８１】
こうして最終的にかなりの車両製造費及び燃料の節約が可能となる。
【００８２】
殊に特別少ない冷却液流量を必要とする用途において全く特別に有利であるのは、例えば図１２により段２と段３との間のオリフィス又は移流管３１３内で用途に応じた目標冷却液流量に合わせてヒータ熱交換器冷却液流量の絞りが行われるときである。これにより、場合によっては他の１ステップにおいて絞りを行うことができる。第２熱交換器段から第３熱交換器段に移行する前又は移行時にこの横断面狭隘部内で冷却液が多少絞られるだけでなく、強制的に充分混合されもすると特に有利である。
【００８３】
段２と段３との間で絞りと混合とを行うこの措置は冷却液がごく低温で、空気付加が不均一なときヒータ熱交換器の始動に特に肯定的に作用する。というのもこうして個々の各段はヘッダタンク幅にわたって均一な冷却液入口温度を有するからである。冷却液温度不均一性はこの措置によって交差向流運転のとき段毎にあまり強く強まらない。というのも、一層高い冷却液温度もしくは一層低い冷却液粘度を有する流路へと冷却液の流れが回避することはあまり強く誘発されないからである。流れ均一化は場合によっては、縮小された構造高さｈｕを有する転向用ヘッダタンク３００に流入流出するとき圧力損失を高めることによっても促進される。結局、用途に合わせて圧力損失を適合することは値ｈｕを介して、又は‐多くの場合多少一層簡単に扱うことができるのは‐移流横断面３１３によって、又は両方の措置を組合せることによって、選択的に行うことができる。
【００８４】
それゆえに、これらの措置の冷却液側絞り作用は多くの用途において望ましい副次的効果である。というのもこの絞り作用はヒータ熱交換器で、場合によってはエンジンでも、冷却液温度幅を広げ、こうして‐ヒータ熱交換器を充分に寸法設計した場合‐ヒータを改善するからである。
【００８５】
図１２と図１３に示すように、殊にヒータ冷却液流量の目標値が比較的小さい場合、段２から段３への移流が‐圧力損失を最少にするため自動車用ヒータ熱交換器において今日一般に行われるように‐ヘッダタンク幅全体にわたって行われるのでなく、混合のために冷却液容積流全体が共通の穴又は共通の結合管路を介して第３段のヘッダタンクへと送られると特別有利である。その際、冷却液の流入は入口もしくは流入ポート３１１を介して行われ、第１交差向流段はヘッダタンク３００内に第２交差向流段３０７への第１転向部を有する扁平チューブ列３０６によって形成される。第２交差向流段から第３交差向流段３０８への移行は結合穴３１３を介して行われ、この結合穴内で強制的に冷却液の混合、従って熱的均一化が第３段の前で行われる。好ましくは混合部３１３がヘッダタンク３０１に一体化されている。その際重要なのは、冷却液の充分な温度均一化が第３段の前で起きることである。組込み位置及び換気需要に応じて、場合によってはヘッダタンク隔壁３６０又は３５０／３５２（もしくは一般に相応する隔壁）の小さな付加的換気穴が確実な運転をもたらす。
【００８６】
量産乗用車内の今日の最大２段の代わりに４つの交差向流段への同時移行と、熱交換器流通及び温度分布を均一化するための付加的絞り部の組込みは、本発明に係る熱交換器の他の好ましい改善ステップである。相応する車両実験が示すように、一般にこれに伴ってヒータバイパス内で圧力損失が増加することは公知のエンジン冷却液ポンプ特性で処理することができる。このことが該当するのは特に、多くの用途においてこのような大容量ヒータ熱交換器を有するヒータバイパス内で冷却液流量を下げることが暖房能力に有利に作用するがゆえにである。
【００８７】
４段構成の他に本発明に係る熱交換器は、一方で冷却液側圧力損失を原理に起因して高め、こうして車両ヒータ回路内で冷却液流量を低下させ、‐好ましくは付加的に段２と段３との間での混合によって‐小乃至中程度の冷却液流量において効率低下を減らすような内部設計特徴を有することを特徴としている。そのような設計特徴が移流流路３１３である。最も単純にはこれは隔壁３５１のオリフィス穴３１３ａによって実現される。ポート用ヘッダタンク３０１の中央隔壁３５１は好ましくは段２と段３との間にオリフィス状オリフィス３１３を有し、両方の第１段で冷却された冷却液はこのオリフィス内で絞られかつ同時に充分に均質化される。熱交換器マトリクスの他方の冷却液側チューブ末端の転向用ヘッダタンク３００は４段性を規定する正確に１つの隔壁３６０を有する。即ちそこでは流れの転向が起きるだけである。ヘッダタンク３０１内の段２と段３との間の混合とは全く異なり、横方向混合は比較的僅かである。自明のことであるが、一般に隔壁には実質的に分割要素の機能が当然与えられており、従って隔壁は、それが該当し得るとしても設計上の担持機能を持つ必要がない。
【００８８】
図１２と図１３に例示的に示したように、流入ポート３１１と流出ポート３１２がポート用ヘッダタンク３０１の同じ側４００にあり、隔壁３５１のオリフィス３１３がポート用ヘッダタンク３０１の反対側４０１にあり、特に熱交換器マトリクスのうち流入流出ポート３１１／３１２から最も遠く離れた扁平チューブの近傍にあると特に有利である。この配置により、個々の熱交換器扁平チューブへの流れの均一分布が特別良好となる。その理由はなかんずく、熱交換器マトリクス扁平チューブに対して相対的な横流に基づくヘッダタンク３０１内の動的圧力が４段全てにわたって全体として充分に補償されることにある。そのことが図１４ではヘッダタンク３０１内の流れ矢印の長さによって象徴的に示唆してある。４段全てにわたって平均して同じ数の長い矢印と短い矢印があり、即ち動的圧力を高めもしくは低減し、従って逆向きに変化する静的圧力も有するマトリクス扁平チューブ入口部もしくは出口部がある。
【００８９】
図１１と図１２によれば、転向用ヘッダタンク３００が正確に１つの隔壁３６０を有するとき、本発明に係るヒータ熱交換器は特別簡単に作製することができる。
【００９０】
段２と段３との間で良好な混合を得るために、移流横断面３１３が流入ポート３１１の流れ横断面積に等しいか又はそれよりも小さい流れ横断面積を有すると特別有利である。熱交換器が冷却液流量の最低絞りも引き起こし、この最低絞りが低温冷却液のときにも高温冷却液のときにも存在することが、こうして付加的に確保されている。即ち、ヒータ熱交換器の流量が冷却液温度に依存して変化することは、移流横断面３１３による本発明に係る内部絞りと場合によっては転向用ヘッダタンクの小さな構造高さｈｕとを備えていないヒータ熱交換器よりも少ない。
【００９１】
熱交換器の換気に関する公知の指針に留意して本発明に係るヒータ熱交換器は多種多様な組込み状況で構成し、例えば立て形又は横形で、場合によってはｍｍ範囲、例えば１〜２ｍｍ又は２〜３ｍｍの範囲内の付加的換気穴付きで構成することができる。
【００９２】
組込み分解時に熱交換器が熱交換器扁平チューブと平行にずらされる配置は全く特別に有利である。しかしその場合、場合によってはそのことに左右されることなく、このような熱交換器が特別構造空間効率的であるのは、組込み状態のときポート用ヘッダタンク３０１がヒータ熱交換器の組込み分解用組込み筒を閉鎖するとき、特にポート用ヘッダタンクが少なくとも部分的に暖房空調装置から張り出すときである。転向用ヘッダタンク３００と両方のヒータ熱交換器側面は暖房空調装置の流れを決定する内壁に当接することができ、及び／又はそこで‐熱交換器マトリクスの脇を流れる漏れ空気に備えて‐密封されている。組込み分解時及び密封時の諸利点の他に、この配置では空気流れの遮断はごく僅かに設けられている。即ち、エアー側圧力損失は転向用ヘッダタンク３００の僅かな構造高さｈｕと本来の空気流れ経路の充分外側に配置されたポート用ヘッダタンク３０１とによって特別僅かである。こうして多くの車両型式の用途において有効熱交換器マトリクス寸法が最大となる。
【００９３】
僅かな構造高さｈｕは、僅かな乃至中程度の冷却液流量を考慮して特別効率的なヒータ熱交換器を実現するうえで必ずしも不可欠ではないが、しかし極めて有益である。そのことを背景に、図１５による４段熱交換器も、量産乗用車内で従来知られているヒータ熱交換器と比較して顕著な改善を意味している。
【００９４】
その際、図１５は図１３による本発明に係る熱交換器の変更態様を横断面図で示しており、中央隔壁３５１はここでも段２と段３との間にオリフィス状オリフィス３１３を有し、但し図１３とは異なり上側ヘッダタンク３０１と下側ヘッダタンク３００は実質同じ構造高さを有する。
【００９５】
図１１〜図１５による熱交換器の変更態様が図１６〜図１８に例示的に示してあり、図中同じ（場合によっては２００加えた）符号はそれぞれ同じ意味を有する。以下の説明から別のことが明らかとなるのでない限り、上記詳述、特に図１１〜図１５の実施例を参照するように指示する。この構成は特に本発明及び請求項１に関連して有利であるが、しかしそれとは独自にでも有利である。
【００９６】
僅かな乃至中程度の冷却液流量において改善された効率を有し、こうして最大可能な暖房能力向上に関して設計余地を拡充し、及び／又は従来の熱交換器と同じヒータ熱交換器効率及び同じ冷却液側圧力損失においてエアー側圧力損失及び／又はヒータ熱交換器構造空間を低減させ、特に原理に起因した製造上の利点を強調することのできる自動車用シリーズヒータ熱交換器を提供するとの課題が、以下の実施例によって解決される。これは特に、下側ヘッダタンクを省くことと、プレート形熱交換器においても本発明に係る処置を成功裏に投入する可能性とに関係している。特に個数が極めて多い場合、これにより費用は更に下げることができる。更に、有効マトリクス容積のさらなる増大及び／又はエアー側圧力損失の低下が可能となる。
【００９７】
流入ポート５１１と流出ポート５１２はポート用ヘッダタンク５０１の同じ側６００に設け、分割平面５５１のオリフィス５１３はポート用ヘッダタンク５０１の反対側６０１に設け、特に熱交換器マトリクスのうち流入流出ポート５１１／５１２から最も遠く離れた扁平チューブの近傍に設けることができる。
【００９８】
この構成も、絞り兼混合部５１３なしにマトリクス幅全体にわたって従来のヘッダタンク転向部を有する従来の４段ヒータ熱交換器よりも多少大きな冷却液側圧力損失をやはり不可避的に提供する。
【００９９】
段２と段３との間のオリフィス又は移行管５１３による用途に応じた目標冷却液流量に合わせてヒータ熱交換器冷却液流量の絞りが行われると、全く特別に有利である。これにより得られる利点として、冷却液は第２熱交換器段から第３熱交換器段に移行する前又は移行時にこの横断面狭隘部内で多少絞られるだけでなく、不可避的にごく充分に混合されもする。段２と段３との間で絞りと混合とを行うこの措置は、前記構成におけると同様に、冷却液がごく低温で、空気付加が不均一な場合のヒータ熱交換器の始動に特に肯定的に作用する。
【０１００】
図１６と図１７に示すように、段２から段３への移流は好ましくは、‐圧力損失を最少にするために自動車用ヒータ熱交換器において今日一般に行われるように‐ヘッダタンク幅全体にわたって行われるのでなく、混合のために冷却液容積流全体が共通の穴又は共通の結合管路を介して次段のヘッダタンクへと送られるとき行われる。図１６によれば冷却液の流入が入口５１１を介して行われ、第１交差向流段は個別流路５０６ａ、５０６ｂを備えた扁平チューブ列５０６によって形成される。第２向流段への転向は二重チューブ５０６の内部で移流隙間５０６ｓｐによって行われる。これは、最も簡単には、二重扁平チューブ５０６がチューブ末端の近傍にまで分割部５０６ｔｎの溶接によって形成されることによって実現される。その場合例えば長さ１０〜１５ｍｍの短い溶接部中断は個々の各二重扁平チューブに段１から段２もしくは段３から段４への流れ転向部を形成する。二重チューブ５０６、５０８は端面を蓋板５６０で閉鎖される。第２交差向流段から第３交差向流段への移行は結合穴５１３を介して行われ、この結合穴内で強制的に冷却液の混合、従って熱的均一化が第３段の前で起きる。好ましくは混合部５１３がヘッダタンク５０１に一体化されている。その際重要なのは、第３段の前で充分な冷却液温度均一化が起きることである。組込み位置及び換気需要に応じて、場合によってはヘッダタンク隔壁５５０／５５２の小さな付加的換気穴が確実な運転をもたらす。
【０１０１】
図１１〜図１５の構成におけると同様にここでも移流流路５１３が設けられており、この移流流路は最も簡単な場合隔壁５５１のオリフィス穴５１３によって形成しておくことができ、その他の点ではこれを引合いに出す。ポート用ヘッダタンク５０１の中央分割平面５５１はやはり段２と段３との間にオリフィス状オリフィス５１３を有し、両方の第１段で冷却された冷却液はこのオリフィス内で絞られ、同時に充分に均一化される。熱交換器マトリクスの他方の冷却液側チューブ末端で段１と段２との間及び段３と段４との間の転向は個々の二重扁平チューブ５０６、５０８の内部で横混合なしに行うことができる。
本発明に係る熱交換器の充分な流れ及び温度均一分布と転向用ヘッダタンクを省くことによるマトリクス容積の利得とによって、熱交換器効率を更に改善する可能性、及び／又は熱交換器マトリクス容積を最大にするための付加的構造空間が得られる。更に、この熱交換器は特別簡単に作製することができる。
【０１０２】
組込み分解時に熱交換器が熱交換器扁平チューブと平行にずらされる配置は全く特別に有利である。組込み状態のときポート用ヘッダタンク５０１がヒータ熱交換器の組込み分解用の組込み筒を閉鎖し、特にポート用ヘッダタンクが少なくとも部分的に暖房空調装置から張り出す場合、好ましくは端面と両方のヒータ熱交換器側面は暖房空調装置の流れを決定する内壁に当接し、或いはそこで‐熱交換器マトリクスの脇を流れる漏れ空気に備えて‐密封されている。こうしてこの配置でも空気流れの遮断はごく僅かに設けられている。即ち、エアー側圧力損失は転向用ヘッダタンク５００が省かれることと本来の空気流れ経路の充分外側に配置されるポート用ヘッダタンク５０１とによって特別僅かであり、有効熱交換器マトリクス寸法は最大にすることができる。
【０１０３】
２つの二重扁平チューブの代わりに、例えば個数が充分に多い場合、扁平チューブ又は熱交換器全体のプレート構造様式に移行することもできる。例えば分割平面５０６ｔｎ、５０８ｔｎを有する扁平チューブ５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５０８ｂは予め成形したプレートを組み立てることによって形成され、４段性を規定する両方のオリフィス５０６ｓｐ、５０８ｓｐは分割平面５０６ｔｎ、５０８ｔｎが後続の向流段用に流れ転向するための扁平チューブ末端の近傍領域に中断部を有することによって形成される。図１６に相応して、個々の扁平チューブ流路がヘッダタンク底の相応する孔パターンに組み込まれて密封され、分割平面５５０、５５１、５５２が隔壁もしくは隔壁と冷却液ポート５１１、５１２を備えたヘッダタンク蓋とによって形成されることによって、ポート用ヘッダタンクは形成することができる。
【０１０４】
この実施例に関しても、相応のことが妥当する図１４を引合いに出す。
【０１０５】
図１７と図１８はプレート形熱交換器の態様の他の特別有利な構成を示す。個々の冷却液側熱交換器プレートの組立が同時に扁平チューブ流路５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５０８ｂとそのオリフィス５０６ｓｐ、５０８ｓｐと４つのヘッダパイプ５０１ａ、５０１ｂ、５０１ｃ、５０１ｄとを形成するように個々の扁平チューブ流路が成形されていることによって、ポート用ヘッダタンク５０１は形成される。ヘッダパイプ５０１ａは冷却液流入ポートとして役立ち、ヘッダパイプ５０１ｄは冷却液流出ポートとして役立つ。移流結合部５１３は第３向流段のヘッダパイプ５０１ｃに流入する前に第２向流段の、ヘッダパイプ５０１ｂに集められた冷却液の絞りと充分な混合とを行う。ここでも、一定の絞りと同時に極力良好な温度均一分布を確保するために、段２と段３との間で全く意識的に冷却液の集合と混合が第３段に流入する前に行われる。
【０１０６】
図１９は熱交換器の一部を斜視図（図１９ａ）、平面図（図１９ｂ）、そしてＡ‐Ａ線に沿った縦断面図（図１９ｃ）で概略示す。一部のみを示した冷却液側扁平チューブ７００がエアー側熱交換器フィン７０１を有し、熱交換器フィンは矢印方向（黒地矢印）で冷却液を流通可能な扁平チューブを互いに結合することができる。扁平チューブはフィンを形成する薄板に貫通させることができる。自明のことであるが、フィンは別の仕方で形成し、扁平チューブと結合しておくこともでき、フィンは図１３、図１５等に示唆したように例えばジグザグ状に形成しておくことができる。この場合、フィン７０１は乱流発生ルーバ７０２を備えており、ルーバはフィンもしくは薄板層から切起し加工７０３によって、又は場合によってはフィンから切り出すことによっても、形成しておくことができる。隣接領域７０５ａ、７０５ｂのルーバは図１９ｃに示唆したように流通方向に対して異なる方向に傾けておくことができる。フィン間隔がここでは空気の流れ方向（白地矢印）を横切る方向又は垂直方向の薄板層間隔である。この場合、個々の熱交換器チューブ群７０７ａ、ｂの間の空の空隙７０６はマトリクス容積に含まれる。このことは本発明の枠内で一般に当て嵌まることである。
【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７ａ】
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【図７ｂ】
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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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【図１４】
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【図１５】
2010523401.tif 000021
【図１６】
2010523401.tif 000022
【図１７ａ】
2010523401.tif 000023
【図１７ｂ】
2010523401.tif 000024
【図１８】
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【図１９】
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【手続補正書】
【提出日】平成21年12月21日(2009.12.21)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
年間50,000台以上の自重2,000kg以下の乗用車向けの量産用車両プラットフォームに組み込まれ、前記乗用車の液冷駆動原動機及び／又はその補機類の排熱もしくは冷却系及び／又は加熱系のその他の熱源を利用して前記乗用車の車室内の暖房空調を行うヒーター熱交換器であって、冷却液側伝熱チューブとエアーの流れ方向へ順次後続配置した多段乱流発生ルーバを備えたエアー側伝熱フィンとから成る蝋付伝熱マトリクスを有し、暖房用空気が前記伝熱フィンの表面に接して流れるものにおいて、
伝熱マトリクスのマトリクス容積をVmx、エアー側伝熱フィンの中心間距離をtf、冷却液側伝熱チューブの中心間距離をttとするとき、式Vsh＝Vmx／(tt＋4tf)で計算される比熱交換器容積Vshが下限値0.140m2よりも大きいことを特徴とするヒータ熱交換器。
【請求項２】
マトリクス容積Vmxが少なくとも1.4Ｌであることを特徴とする請求項１に記載のヒータ熱交換器。
【請求項３】
平行に配列された冷却液側伝熱チューブの中心間距離ttが7mm以下、及び／又は平行に配列されたエアー側伝熱フィンの中心間距離が1mm以下、及び／又は冷却液側伝熱チューブが内部流路高さ1mm以下の扁平チューブであることを特徴とする請求項１又は２に記載のヒータ熱交換器。
【請求項４】
少なくとも単段、２段又は多段構成を有し、
合計1.4Ｌ以上のマトリクス容積Vmxを有するマトリクス構造の蝋付向流型熱交換器フィン・チューブ伝熱マトリクスを備え、該伝熱マトリクスが、
7mm以下のチューブ中心間距離ttで平行配列された複数の扁平チューブからなる冷却液側熱交換流路と、
冷却液側熱交換流路の冷却液側表面とは反対側の表面とそれに鑞付けで固定された金属製エアー側伝熱フィンとによって形成されたエアー側熱交換流路とを備え、
前記伝熱フィンには暖房用空気の流れを横切るように複数の凹部によってエアー側熱交換流路の乱流発生ルーバが形成され、前記フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項５】
マトリクス容積Vmxが1.7Ｌ以上であり、エアー側伝熱フィンの中心間距離tfが0.8mm以下であり、平行に配列された冷却液側伝熱チューブの中心間距離ttが9〜11mmであり、冷却液側熱交換流路が流路高さ1〜1.5mmの扁平チューブ状流路として形成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項６】
伝熱チューブ中心間距離ttが7mm以下であり、入口温度差100Ｋ、空気質量流量6kg／分及び冷却液流量10Ｌ／分の条件下でマトリクス容積１Ｌ当り7.1kW以下の比出力を示すように構成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項７】
エアーの流れ方向で48mm以上の奥行を有することを特徴とする請求項１〜６のいずれか１に項記載のヒータ熱交換器。
【請求項８】
25℃の空気を流速6kg／分で通過させたときのエアー側等温圧力損失が200Pa以上、及び／又は80℃の冷却液を流量5Ｌ／分で通過させたときの冷却液側等温圧力損失が40mbar以上であることを特徴とする請求項１〜７のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項９】
自重1,400kg以下の乗用車に適合又は搭載されたヒータ熱交換器であって、冷却液側扁平伝熱チューブとエアー側伝熱フィンからなる伝熱マトリクスのマトリクス容積Vmxが1.08Ｌ以上、伝熱チューブの中心間距離ttが6.5mm以下、伝熱フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１０】
自重が1,400kgを超えて2,00kg以下の乗用車に適合又は搭載されたヒータ熱交換器であって、冷却液側扁平伝熱チューブとエアー側伝熱フィンからなる伝熱マトリクスのマトリクス容積Vmxが1.48Ｌ以上、伝熱チューブの中心間距離ttが6.5mm以下、伝熱フィンの中心間距離tfが1.3mm以下であることを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１１】
少なくとも単段、２段又は４段構成の向流型伝熱マトリクスからなり、該伝熱マトリクスの冷却液側熱交換流路の入口側又は出口側に冷却液の流れを混合して絞る混合手段が設けられていることを特徴とする請求項１〜１０のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１２】
前記混合手段として第１ヘッダタンクとそれに後続する第２ヘッダタンクとの間に両ヘッダタンクを連通させる穴を備えた隔壁又は連通管路が混合手段として設けられ、第１ヘッダタンクからの冷却液容積流の全体又は少なくとも90％以上が前記穴又は連通管路を通して後続の第２ヘッダタンクへ導かれることによって混合が行われるように構成されていることを特徴とする請求項１１に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１３】
前記混合手段が伝熱マトリクスの最終段から２段目と最終段との間にのみ設けられ、冷却液が冷却液側熱交換流路内で最も低温の最終段へ移行するときのみに混合が行われるように構成されていることを特徴とする請求項１１又は１２に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１４】
交差向流形式で直列接続された４段構成の交差流型伝熱マトリクスからなり、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの一端側には冷却液のための流入ポート（３１１）と流出ポート（３１２）とを備えたポート用ヘッダタンク（３０１）が配置され、該ポート用ヘッダタンクが冷却液の交差向流の流れを形成するために２つの隔壁（３５０、３５２）によって分割され、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの他端側には４段構成とするための単一の隔壁（３６０）を有する方向変換用ヘッダタンク（３００）が配置され、更に、
（ａ）方向変換用ヘッダタンク（３００）の内部構造高さｈｕがポート用ヘッダタンク（３０１）の内部構造高さｈｏの３０％以下であり、
（ｂ）ポート用ヘッダタンク（３０１）の内部には、２段目と３段目の間で冷却液の流れを絞って３段目へ向けて混合均質化された冷却液流れとして通過させるオリフィス（３１３）を備えた追加の隔壁（３５１）が設けられていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１５】
流入ポート（３１１）と流出ポート（３１２）がポート用ヘッダタンク（３０１）の一方の側（４００）にあり、追加の隔壁（３５１）のオリフィス（３１３）が該ポート用ヘッダタンク（３０１）の他方の側（４０１）にあることを特徴とする請求項１４に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１６】
それぞれが１つずつの扁平チューブ流路（５０６ａ、ｂ；５０８ａ、ｂ）とエアー流れ方向で順次後続配置された複数の乱流発生ルーバを有するエアー側伝熱フィンとからなる４つの冷却液側伝熱チューブで構成された蝋付伝熱マトリクスを備え、
それにより交差向流方式で直列接続された４段構成の交差向流型熱交換器を構成し、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの一端側には冷却液のための流入ポート（５１１）と流出ポート（５１２）とを備えたポート用ヘッダタンク（５０１）が配置され、該ポート用ヘッダタンクが交差向流の流れを形成するために３つの隔壁（５５０、５５１、５５２）によって分割され、
伝熱マトリクスの冷却液側伝熱チューブの他端側では、個々の冷却液側扁平チューブ流路の端部が一体に閉鎖されていると共に１段目と２段目の扁平チューブ流路（５０６ａ、５０６ｂ）を連通させる第１の隙間（５０６ｓｐ）及び３段目と４段目の扁平チューブ流路（５０８ａ、５０８ｂ）を連通させる第２の隙間（５０８ｓｐ）が設けられ、
ポート用ヘッダタンク（５０１）の内部には、２段目と３段目の間で冷却液の流れを絞って３段目へ向けて混合均質化された冷却液流れとして通過させるオリフィス（５１３）を備えた追加の隔壁（５５１）が設けられていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１７】
冷却液側伝熱チューブがそれぞれ溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）で冷却液側熱交換流路を二分割した２つの二連扁平チューブ（５０６、５０８）で構成され、各二連扁平チューブが上流側熱交換流路と下流側熱交換流路の間で冷却液の向きを向流に転向させるために扁平チューブの端部近傍で溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）のシーム中断部による隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）を形成しているか、
それぞれ溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）で冷却液側熱交換流路を二分割した２つの二連扁平チューブ（５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５００ｂ）が予め成形されたプレートの組立によって形成され、各二連扁平チューブの溶接シーム（５０６ｔｎ、５０８ｔｎ）には扁平チューブの端部近傍に上流側熱交換流路と下流側熱交換流路の間で冷却液の向きを向流に転向させるためのシーム中断部による隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）が形成されていることを特徴とする請求項１６に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１８】
ポート用ヘッダタンク（５０１）がそれぞれ扁平チューブ流路を有する個々の扁平チューブを利用して形成され、個々の扁平チューブ流路（５０６ａ、５０６ｂ、５０８ａ、５０８ｂ）が、冷却液側熱交換流路端板の接合により、前記隙間（５０６ｓｐ、５０８ｓｐ）と各段のヘッダパイプ（５０１ａ、５０１ｂ、５０１ｃ、５０１ｄ）と共に一体化されていることを特徴とする請求項１７に記載のヒータ熱交換器。
【請求項１９】
第１〜第４の合計４つのヘッダパイプを備え、第１ヘッダパイプ（５０１ａ）が冷却液の流入ポートを形成し、第４ヘッダパイプ（５０１ｄ）が冷却液の流出ポートを形成し、オリフィス（５１３）が３段目の第３ヘッダパイプ（５０１ｃ）の上流側で第２ヘッダパイプ（５０１ｂ）から流出してくる２段目の冷却液の流れを絞って混合するように配置されていることを特徴とする請求項１８に記載のヒータ熱交換器。
【請求項２０】
年間50,000台以上の自重2,000kg以下の乗用車向けの量産用車両プラットフォームに組み込まれ、前記乗用車の車室内の暖房空調を行うための請求項１〜１９のいずれか１項に記載のヒータ熱交換器を備えた暖房空調装置。
【請求項２１】
ヒータ熱交換器と該ヒータ熱交換器で暖められた空気を搭載乗用車の車室内の足元空間に導くフロント側足元暖房エアー吐出口と前記ヒータ熱交換器の上流側に設けられた温度調節フラップとを備え、前記ヒータ熱交換器の前記比熱交換器容積Vshが前記下限値よりも大きく、前記温度調節フラップは、前記ヒータ熱交換器の空気入口温度(Ｔahi)が−２０℃、冷却液入口温度(Ｔchi)が５０℃、暖房空気質量流量が５kg／分、及び冷却液流量が５Ｌ／分の暖房動作点で前記暖房空気質量流量の暖房空気を足元暖房エアー吐出口に向けて通過させているときの足元暖房エアー吐出口の出口における暖房空気温度Ｔaffが、式Ｐhi＝100(Ｔaff−Ｔahi)／(Ｔchi−Ｔahi)で求められる総熱効率Ｐhiをエアー側補助ヒータ無しに８５％以上に高める平均温度となるように気密シールされていることを特徴とする請求項２０に記載の暖房空調装置。
【請求項２２】
ヒータ熱交換器と温度調節フラップが、式Ｐhi＝100(Ｔaff−Ｔahi)／(Ｔchi−Ｔahi)で求められる総熱効率Ｐhiを、空気入口温度−２０℃及び冷却液入口温度５０℃の動作温度におけるアイドリング状態を含むあらゆる走行速度下においてＭＶＥＧＡ（Motor Vehicle Emission Group of Automobiles）による走行速度分布でエアー側補助ヒータ無しに８０％以上に維持するように構成されていることを特徴とする請求項２０又は２１に記載の暖房空調装置。
【請求項２３】
予定された設置空間容積、固定装置、エアー側ＰＴＣ補助ヒータ用の電気端子、及びエアー側補助ヒータ装置のうちの１つ以上に対する準備措置を何ら有していないことを特徴とする請求項２０〜２２のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２４】
冷却液に放出される排熱が5kW未満のときには搭載自動車の駆動用燃焼機関を冷却するための主冷却液流の全量がヒータ熱交換器内を流れる第１動作モードをとり、また排熱がａ）第１動作モードのときよりも高温、ｂ）第１動作モードで冷却液に放出される熱量よりも予め定められた値ｘkW以上高温、又はｃ）第１動作モードで冷却液に放出される熱量よりも予め定められた値ｙkWだけ高温となるか、或いは冷却液温度が搭載自動車のラジエータバイパスに設定されている初期開路温度よりも10Ｋだけ高温となったときには前記主冷却液流がヒータ熱交換器と前記駆動用燃焼機関のラジエータ系とに分流して流れる第２動作モードをとり、更に第２動作モードで駆動用燃焼機関の回転数が無負荷回転数近傍のときは車室内の暖房強度が最高の場合でもヒータ熱交換器を流れる冷却液の流量を2.5Ｌ／分以下に制限できるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２３のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２５】
制御フラップと制御フラップを制御するサーボモータとを備えたエアー側温度調節機構を更に備え、該温度調節機構は、ヒータ全開時に車室内に送られる空気の９５％以上がヒータ熱交換器を通過するように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２４のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２６】
ディーゼルエンジンを備えた乗用車に付設されるかエアー側補助ヒータを持たない乗用車に組み込まれ、
前記乗用車の自動変速又は手動変速による最高速ギア段での円滑走行時における走行速度５０ｋｍ／ｈ、
外気温度−２０℃、及び
最大暖房強度のヒータ調整段
での冬季定速走行試験条件下にて、定速走行の最初の３０分間に冷却液がヒータ熱交換器の冷却液入口温度５０℃及び／又はヒータ熱交換器の冷却液出口温度４０℃を超えないように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２５のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２７】
３０分間の定速走行の直後にエンジンを作動させたまま車両停止後１５分間の無負荷回転を行った時にヒータ熱交換器の冷却液出口温度が２５℃以下に低下するように構成されていることを特徴とする請求項２６に記載の暖房空調装置。
【請求項２８】
ディーゼルエンジンを備えた乗用車に付設されるかエアー側補助ヒータを持たない乗用車に組み込まれ、ヒータ熱交換器が、それぞれ入口温度差100Ｋと空気質量流量6kg／分及び冷却液流量10Ｌ／分の動作条件下で伝熱マトリクスのマトリクス容積１Ｌ当り8.0kW以上の比出力を個々に有する少なくとも２つの直列接続された交差向流型熱交換器で構成され、これらの比出力は、全てのヒータ熱交換器が入口温度差100Ｋ、空気質量流量6kg／分、冷却液流量10Ｌ／分の動作条件下において前記直列接続によってマトリクス容積１Ｌ当り7.1kW以下の比出力に下げられるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項２９】
少なくとも２つの交差向流方式で直列接続された交差向流型のヒータ熱交換器を備え、これらのヒータ熱交換器には冷却液の圧力差が予め定められた値を超えると自動的に開く弁が付設され、該弁が−１０℃以下の極端に低い冷却液温度のときに前記ヒータ熱交換器の１段以上の伝熱マトリクスを一時的に一部又は全部バイパスする流路を形成してヒータ熱交換器の個々の伝熱マトリクスを完全な貫流状態にすることを特徴とする請求項２０〜２８のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３０】
交差向流方式で直列接続された２つ以上のヒータ熱交換器を備え、個々のヒータ熱交換器が互いに少なくとも実質同一構造であり、且つ全てのヒータ熱交換器が伝熱マトリクス寸法及び／又はヘッダタンク寸法について同一であることを特徴とする請求項２０〜２９のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３１】
年間50,000台以上の量産車からなる単一シリーズの乗用車に付設又は組込まれ、該シリーズの全ての乗用車の駆動原動機がラジエータバイパス（６ｂ）とサーモスタット付き冷却系とを有し、駆動原動機の出力が定格出力の50％以上でサーモスタットが閉路状態のときにラジエータバイパス（６ｂ）が少なくとも一時的にヒータ熱交換器の冷却液流量よりも大きな冷却液流量を冷却系に与えるように構成されていることを特徴とする請求項２０〜３０のいずれか１項に記載の暖房空調装置。
【請求項３２】
自重2,000kg以下の車両を年間50,000台以上量産するための車両プラットホームであって、個々の車両が、車両プラットホーム中でそれぞれ同一構造の請求項１〜１９のいずれか１項に記載の少なくとも１つのヒータ熱交換器及び／又は請求項２０〜３１のいずれか１項に記載の少なくとも１つの暖房空調装置を有することを特徴とする車両プラットホーム。
【国際調査報告】
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2010523401.tif 000028
2010523401.tif 000029
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