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いることを特徴とする車両用空調装置。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に記載の車両用空調装置。前記貯液部72は、前記入口側タンク部22を構成する壁の一部91が他の部分よりも外側に膨らむことで形成されていることを特徴とする請求項1または2に記載の車両用空調装置。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10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ないし3のいずれか1つに記載の車両用空調装置。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。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。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。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。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。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。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。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。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車両用空調装置。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°C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、例えば、請求項2~4に記載の形成手法を採用できる。すなわち、請求項2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3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4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。また、請求項13に記載の発明では、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を設けたことを特徴としている。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、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。なお、請求項10~13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。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°C、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°C、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18a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18bに図18a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18b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。