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1熱交換部10は、前記加熱用熱交換器2の左右方向一端側に前記第1液体の入口10aを有し、前記第2熱交換部20は、前記加熱用熱交換器2の左右方向他端側に前記第2液体の入口20aを有することを特徴とする車両用空調装置。前記第1熱交換部10は、下方に前記第1液体の入口10aを有するとともに、上方に前記第1液体の出口10bを有し、前記第2熱交換部20は、下方に前記第2液体の入口20aを有するとともに、上方に前記第2液体の出口20bを有することを特徴とする請求項1に記載の車両用空調装置。前記第1、第2熱交換部10、20は、ともに、積層された複数のチューブ11、21と、前記複数のチューブ11、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12、22と、前記複数のチューブ11、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13、23とを備え、前記第1、第2熱交換部10、20の前記入口側タンク部12、22が下側に位置し、前記第1、第2熱交換部10、20の前記出口側タンク部13、23が上側に位置し、前記第1熱交換部10は、前記入口側タンク部12のうち前記加熱用熱交換器2の左右方向一端側に前記第1液体の入口10aが設けられ、前記第2熱交換部20は、前記入口側タンク部22のうち前記加熱用熱交換器2の左右方向他端側に前記第2液体の入口20aが設けら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、第2熱交換部10、20は、ともに、積層された複数のチューブ11、21と、前記複数のチューブ11、21の長手方向一端側に連通する第1タンク部12、22と、前記複数のチューブ11、21の長手方向他端側に連通する第2タンク部13、23とを備え、前記第1、第2ヒータコア10、20の前記第1タンク部12、22が前記加熱用熱交換器2の左右方向一方側に位置し、前記第1、第2ヒータコア10、20の前記第2タンク部13、23が前記加熱用熱交換器2の左右方向他方側に位置し、前記第1熱交換部10は、前記第1タンク部12の内部に仕切壁16が設けられ、前記第1タンク部12の前記仕切壁16よりも下側部分に前記第1液体の入口10aが設けられ、前記第1タンク部12の前記仕切壁16よりも上側部分に前記第1液体の出口10bが設けられており、前記第2熱交換部20は、前記第2タンク部23の内部に仕切壁26が設けられ、前記第2タンク部23の前記仕切壁26よりも下側部分に前記第2液体の入口20aが設けられ、前記第2タンク部23の前記仕切壁16よりも上側部分に前記第2液体の出口20bが設けら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。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。しかしながら、第1熱交換部の左右方向一端側に冷却水入口を設け、同様に、第2熱交換部の左右方向一端側に冷却水入口を設けると、加熱用熱交換器通過後の空調風において、加熱用熱交換器の左右方向で温度が異なるという温度分布が生じる。特に、シリンダブロック側流路の冷却水流量が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が第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、第2熱交換部では、冷却水入口近傍での冷却水からの放熱量が大きく、第2熱交換部の吹出空気における左右方向の温度差が、第1熱交換部の吹出空気における左右方向での温度差よりも大きくなってしまう。この結果、上述の加熱用熱交換器では、加熱用熱交換器通過後の空調風における上記温度分布の問題が顕著となる。本発明は上記点に鑑みて、加熱用熱交換器通過後の空調風に生じる左右方向の温度差を低減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1液体と第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、加熱用熱交換器2は、第1液体と送風空気とを熱交換させる第1熱交換部10と、第2液体と第1熱交換部10で加熱された送風空気とを熱交換させる第2熱交換部20とを備え、第1熱交換部10は、加熱用熱交換器2の左右方向一端側に第1液体の入口10aを有し、第2熱交換部20は、加熱用熱交換器2の左右方向他端側に第2液体の入口20aを有することを特徴としている。これによると、第1、第2熱交換部の液体入口の位置を左右逆にしているので、第1、第2熱交換部の吹出空気に生じる左右方向の温度分布を左右逆の関係にでき、その結果、加熱用熱交換器通過後の空調風に生じる左右方向の温度差を低減できる。また、請求項2に記載の発明では、請求項1に記載の発明において、第1熱交換部10は、下方に第1液体の入口10aを有するとともに、上方に第1液体の出口10bを有し、第2熱交換部20は、下方に第2液体の入口20aを有するとともに、上方に第2液体の出口20bを有することを特徴としている。これによると、加熱用熱交換器通過後の空調風に上側が低温となり、下側が高温となる上下方向の温度分布を形成できるので、上側の空調風をフェイス吹出口から乗員の上半身に向けて吹き出し、下側の空調風をフット吹出口から乗員の足元に向けて吹き出すようにすることで、車室内の温度分布を頭寒足熱型として、乗員の快適性の向上を図ることができる。請求項1、2に記載の発明においては、例えば、請求項3に記載のように、第1、第2熱交換部10、20は、ともに、積層された複数のチューブ11、21と、複数のチューブ11、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12、22と、複数のチューブ11、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13、23とを備え、第1、第2熱交換部10、20の入口側タンク部12、22が下側に位置し、第1、第2熱交換部10、20の出口側タンク部13、23が上側に位置し、第1熱交換部10は、入口側タンク部12のうち加熱用熱交換器2の左右方向一端側に第1液体の入口10aが設けられ、第2熱交換部20は、入口側タンク部22のうち加熱用熱交換器2の左右方向他端側に第2液体の入口20aが設けられている構成を採用できる。また、請求項1、2に記載の発明においては、例えば、請求項4に記載のように、第1、第2熱交換部10、20は、ともに、積層された複数のチューブ11、21と、複数のチューブ11、21の長手方向一端側に連通する第1タンク部12、22と、複数のチューブ11、21の長手方向他端側に連通する第2タンク部13、23とを備え、第1、第2ヒータコア10、20の第1タンク部12、22が加熱用熱交換器2の左右方向一方側に位置し、第1、第2ヒータコア10、20の第2タンク部13、23が加熱用熱交換器2の左右方向他方側に位置し、第1熱交換部10は、第1タンク部12の内部に仕切壁16が設けられ、第1タンク部12の仕切壁16よりも下側部分に第1液体の入口10aが設けられ、第1タンク部12の仕切壁16よりも上側部分に第1液体の出口10bが設けられており、第2熱交換部20は、第2タンク部23の内部に仕切壁26が設けられ、第2タンク部23の仕切壁26よりも下側部分に第2液体の入口20aが設けられ、第2タンク部23の仕切壁16よりも上側部分に第2液体の出口20bが設けられている構成を採用できる。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等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、第1ヒータコア10の冷却水出口10bから流出の冷却水と、第2ヒータコア20の冷却水出口20bから流出の冷却水とは、加熱用熱交換器2の冷却水流れ下流側で合流した後、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、メカ式あるい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に加熱用熱交換器2の側面図を示し、図3a、bのそれぞれに空気流れ下流側から見た第1、第2ヒータコア10、20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、図3a、b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図示しない空調ケースに収容されて、車両に搭載されている。具体的には、加熱用熱交換器2は、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とともに、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22が下側に位置し、第1、第2ヒータコア10、20の出口側タンク部13、23が上側に位置し、さらに、チューブ11、21の長手方向が鉛直方向に平行な向きとなるように、車両に搭載されている。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。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、一方向上下方向に延びており、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の外面に接合された伝熱促進のためのコルゲート状のフィン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。したがって、第1、第2熱交換コア部15、25では、それぞれ、入口側タンク部12、22に流入した冷却水が複数のチューブ11、21に分配されて、複数のチューブ11、21内を下から上に向かって冷却水が流れる。また、図3a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22のそれぞれに冷却水入口10a、20aが設けられており、第1、第2ヒータコア10、20の出口側タンク部13、23のそれぞれに冷却水出口10b、20bが設けられている。本実施形態では、第1ヒータコア10の冷却水入口10aおよび冷却水出口10bは、空気流れ方向で加熱用熱交換器2を見たときの加熱用熱交換器2の左右方向一端側図3aの左側に位置し、第2ヒータコア20の冷却水入口20aおよび冷却水出口20bは、加熱用熱交換器2の左右方向他端側図3bの右側に位置している。したがって、第1ヒータコア10では、入口側タンク部12内を図3aの左側から右側に向かって冷却水が流れ、出口側タンク部13内を図3aの右側から左側に向かって流れる。これとは逆に、第2ヒータコア20では、入口側タンク部22内を図3bの右側から左側に向かって冷却水が流れ、出口側タンク部23内を図3bの左側から右側に向かって流れる。また、図2に示すように、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22は、一体化されており、1つの入口側タンク50の内部を仕切壁51によって2つに仕切ることで構成されている。ここで、図4に、図3a、b中のIV-IV線断面図を示す。図4は、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22の横断面図である。図4に示すように、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22は、具体的には、共通のタンク本体部材52と共通のコアプレート53とによって形成されるタンク内部空間を、第1ヒータコア10側の空間と第2ヒータコア20側との空間とに仕切壁51で仕切ることで、構成されている。主にタンク内部空間を構成する共通のタンク本体部材52と、複数のチューブが挿入される共通のコアプレート53と、仕切壁51とは、アルミニウム等の金属で構成されており、ろう付けされている。また、図2に示すように、第1、第2ヒータコア10、20の出口側タンク部13、23も、入口側タンク部12、22と同様に一体化されており、1つの出口側タンク60の内部を仕切壁61によって2つに仕切ることで構成されている。なお、空調ケースには、加熱用熱交換器2を迂回して送風空気が流れるバイパス空気通路と、バイパス空気通路の通過後の空気と、加熱用熱交換器2の通過後の空気との混合割合を調整するエアミックスドアとが設けられている。そして、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。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5a、b、cのそれぞれに、本実施形態における第1ヒータコア10、第2ヒータコア20、加熱用熱交換器2全体の吹出空気温度分布を示す。一方、図6a、b、cのそれぞれに、比較例1における第1ヒータコア10、第2ヒータコア20、加熱用熱交換器2全体の吹出空気温度分布を示す。なお、図5、6中の破線で囲まれた領域が吹出空気温度分布である。また、図5a、b、図6a、bは、仮に、第1、第2ヒータコア10、20の一方に対して温度分布が無い空気を通過させたときの第1、第2ヒータコア10、20の一方からの吹出空気についての温度分布であり、図5c、図6cは、第1、第2ヒータコア10、20を順に通過した空調風についての温度分布である。図6a、bに示すように、比較例1の加熱用熱交換器2は、第1ヒータコア10の冷却水入口10aおよび冷却水出口10bと、第2ヒータコア20の冷却水入口20aおよび冷却水出口20bとが、どちらも、加熱用熱交換器2の左右方向一端側図6の左側に位置している点が第1実施形態と異なり、その他の構成は第1実施形態と同様である。まず、図5a、bおよび図6a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20の左右方向一端側に冷却水入口10a、20aが設けられていると、下記の理由等により、第1、第2ヒータコア10、20それぞれからの吹出空気には、左右方向で温度が異なるという温度分布が生じる。すなわち、第1ヒータコア10では、複数のチューブ11のうち冷却水入口10aに近い側の冷却水流量が多く、複数のチューブ11のうち冷却水入口10aに遠い側の冷却水流量が少ないという左右方向での流量分布が生じる。特に、本実施形態の第1ヒータコア10は、冷却水入口10aと冷却水出口10bとが左右方向で同じ側に位置するため、複数のチューブ11のうち冷却水入口10aに近い側は、複数のチューブ11のうち冷却水入口10aに遠い側よりも、冷却水入口から冷却水出口までの通水経路が短く、通水抵抗が小さいので、このような左右方向での流量分布が生じやすい。また、入口側タンク部12の左右方向一端側に冷却水入口10aが設けられていると、入口側タンク部12内では冷却水入口10aから離れるにつれて空気への放熱により冷却水温度が低下する。このため、第1ヒータコア10の吹出空気は、左右方向で、冷却水入口10aの位置と同じ側が高温となり、冷却水入口10aの位置と反対側が低温となるという温度分布が生じる。本実施形態の第2ヒータコア20の吹出空気においても、第1ヒータコア10と同様に、左右方向での冷却水入口20aの位置と同じ側が高温となり、冷却水入口20aの位置と反対側が低温となるという温度分布が生じる。ただし、第2ヒータコア20では、冷却水流量が第1ヒータコア10よりも小流量であるため、複数のチューブ21のうち冷却水入口20aに近い側での冷却水からの放熱量が大きく、第2ヒータコア20の吹出空気における左右方向の温度差が、第1ヒータコア10の吹出空気における左右方向での温度差よりも大きくなってしまう。そして、比較例1では、図6a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20において、冷却水入口10a、20aの位置が左右方向で同じ側にあるので、第1、第2ヒータコア10、20の吹出空気は、高温側と低温側とが左右方向で同じ側にあり、温度分布が同じ関係である。このため、図6cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気には、左右方向で温度が大きく異なるという温度分布が生じてしまう。この結果、例えば、加熱用熱交換器2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。これに対して、本実施形態では、図5a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20において、冷却水入口10a、20aの位置を左右逆にしているので、第1、第2ヒータコア10、20の吹出空気に生じる左右方向の温度分布を左右逆の関係にできる。このため、本実施形態によれば、図5cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気に生じる左右方向の温度差を低減できる。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。ちなみに、本実施形態では、第1、第2ヒータコア10、20の冷却水入口10a、20aがどちらも下方に位置し、第1、第2ヒータコア10、20の冷却水出口10b、20bがどちらも上方に位置するので、図5cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気には上側が低温となり、下側が高温となる上下方向の温度分布が生じる。これにより、加熱用熱交換器2通過後の空調風を上側と下側に分岐させ、上側の空調風をフェイス吹出口から乗員の上半身に向けて吹き出し、下側の空調風をフット吹出口から乗員の足元に向けて吹き出すようにすることで、車室内の温度分布を頭寒足熱型として、乗員の快適性の向上を図ることができる。第2実施形態図7a、b、cのそれぞれに、本実施形態における第1ヒータコア10、第2ヒータコア20、加熱用熱交換器2全体の吹出空気温度分布を示す。本実施形態の加熱用熱交換器2は、図7a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20のそれぞれにおいて、冷却水入口10a、20aと冷却水出口10b、20bとが左右方向で異なる側に配置されている点が第1実施形態の加熱用熱交換器2と異なっている。すなわち、第1ヒータコア10は、図7aに示すように、冷却水入口10aが左右方向一端側図の左端側に位置し、冷却水出口10bが左右方向他端側図の右端側に位置する。一方、第2ヒータコア20は、図7bに示すように、冷却水入口20aが左右方向他端側図の右端側に位置し、冷却水出口20bが左右方向一端側図の左側に位置している。この場合でも、第1、第2ヒータコア10、20では、複数のチューブ11、21のうち冷却水入口10a、20aに近い側の冷却水流量が多く、複数のチューブ11、21のうち冷却水入口10a、20aに遠い側の冷却水流量が少ないという左右方向での流量分布が生じる。また、入口側タンク部12、22の左右方向一端側に冷却水入口10a、20aが設けられていると、入口側タンク部12、22内では冷却水入口10a、20aから離れるにつれて空気への放熱により温度が低下する。さらに、第2ヒータコア20では、冷却水流量が第1ヒータコア10よりも小流量であるため、複数のチューブ11のうち冷却水入口20aに近い側での冷却水からの放熱量が大きい。このため、図7a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20それぞれからの吹出空気には、左右方向で温度が異なるという温度分布が生じる。そして、本実施形態においても、第1実施形態と同様に、図7a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20において、冷却水入口10a、20aの位置を左右逆にしているので、第1、第2ヒータコア10、20の吹出空気に生じる左右方向の温度分布を左右逆の関係にできる。このため、本実施形態によっても、図7cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気に生じる左右方向の温度差を低減できる。第3実施形態図8a、bのそれぞれに本実施形態における加熱用熱交換器の第1、第2ヒータコア10、20の空気流れ下流側から見た正面図を示す。第1、第2実施形態は、第1、第2ヒータコア10、20が複数のチューブ内を冷却水が一方向に流れる全パスタイプであったが、本実施形態は、第1、第2ヒータコア10、20が一方向に冷却水が流れた後、反対方向に冷却水が流れるUターンタイプのものである。以下では、第1実施形態と異なる点を主に説明する。図8a、b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する第1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する第2タンク部13、23と、チューブ11、21の外面に接合されたフィン14、24とを備えており、チューブ11、21とフィン14、24との積層構造により第1、第2熱交換コア部15、25が構成されている。そして、本実施形態では、第1、第2ヒータコア10、20の第1タンク部12、22が左右方向一方側図の左側に位置し、第1、第2ヒータコア10、20の第2タンク部13、23が左右方向他方側図の右側に位置し、さらに、チューブ11、21の長手方向が水平方向に平行な向きとなるように、加熱用熱交換器2が車両に搭載される。第1ヒータコア10は、図8aの左側に位置する第1タンク部12の長手方向中央部に仕切壁16が設けられており、第1タンク部12の仕切壁16よりも下側部分に冷却水入口10aが設けられ、第1タンク部12の仕切壁16よりも上側部分に冷却水出口10bが設けられている。このため、第1ヒータコア10では、冷却水入口10aから流入した冷却水が、複数のチューブ11のうち下側半分に位置するチューブ11内を図の左側から右側に向かって流れた後、複数のチューブ11のうち上側半分に位置するチューブ11内を図の右側から左側に向かって流れる。一方、第2ヒータコア20は、図8bの右側に位置する第2タンク部23の長手方向中央部に仕切壁26が設けられており、第2タンク部23の仕切壁26よりも下側部分に冷却水入口20aが設けられ、第2タンク部23の仕切壁26よりも上側部分に冷却水出口20bが設けられている。このため、第2ヒータコア20では、第1ヒータコア10とは逆に、冷却水入口20aから流入した冷却水は、複数のチューブ21のうち下側半分に位置するチューブ21内を図の右側から左側に向かって流れた後、複数のチューブ21のうち上側半分に位置するチューブ21内を図の左側から図の右側に向かって流れる。図9a、b、cのそれぞれに、本実施形態における第1ヒータコア10、第2ヒータコア20、加熱用熱交換器2全体の吹出空気温度分布を示す。図9a、bに示すように、第1、第2ヒータコア10、20の左右方向一端側に冷却水入口10a、20aが設けられており、冷却水は放熱しながら流れるので、第1、第2ヒータコア10、20それぞれからの吹出空気には、左右方向で温度が異なるという温度分布が生じる。すなわち、吹出空気のうち下半分では、左右方向で冷却水入口10a、20a側が高温となり、冷却水入口10a、20aから離れた側が中温となり、吹出空気のうち上半分では、冷却水出口10b、20bから離れた側が中温となり、冷却水出口10b、20b側が低温となる。そして、本実施形態では、第1、第2ヒータコア10、20において、冷却水入口10a、20aの位置を左右逆にしているので、第1、第2ヒータコア10、20の吹出空気に生じる左右方向の温度分布を左右逆の関係にできる。このため、本実施形態によれば、図9cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気に生じる左右方向の温度差を低減できる。また、本実施形態においても、第1、第2ヒータコア10、20の冷却水入口10a、20aがどちらも下方に位置し、第1、第2ヒータコア10、20の冷却水出口10b、20bがどちらも上方に位置するので、図9cに示すように、加熱用熱交換器2全体の吹出空気には上側が低温となり、下側が高温となる上下方向の温度分布が生じる。したがって、本実施形態によっても、第1実施形態と同様の効果を奏する。他の実施形態1第1、第2実施形態では、第1、第2ヒータコア10、20の入口側タンク部12、22を一体化していたが、これらの入口側タンク部12、22を別体としても良い。同様に、第1、第2実施形態では、出口側タンク部13、23を一体化させていたが、これらの出口側タンク部13、23を別体としても良い。なお、第3実施形態の第1タンク部12、22および第2タンク部13、23についても同様である。また、上述の各実施形態では、第1、第2ヒータコア10、20のそれぞれに冷却水出口10b、20bを設けたが、加熱用熱交換器2の冷却水出口を1つとしても良い。例えば、図2に示す加熱用熱交換器2において、1つの出口側タンク60の内部の仕切壁61を省略し、1つの出口側タンク60に冷却水出口を1つ設けても良い。また、上述の各実施形態では、加熱用熱交換器2の左右方向が、車両左右方向と一致していたが、車両左右方向と一致していなくても良い。2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。3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。4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搭載可能である。