JP2011043322A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる熱交換器を提供する。
【解決手段】扁平断面形状を有し、内部に流体が流れる複数本のチューブ１、チューブ１の扁平面１０に接合されるフィン２を備える熱交換器であって、フィン２は、板面を有する平板部２ａ、および平板部２ａの板面から突出するルーバ２ｃを有し、ルーバ２ｃは、チューブ１の扁平面１０に対して所定距離離間して設けられている。チューブ１は、扁平面１０において空気の流れの抵抗となるように突出する抵抗体１１として複数のディンプル１１ａを有し、前述の所定距離を非切れ部長さＬとしたときに、抵抗体１１（複数のディンプル１１ａ）は、扁平面１０の直交方向の突出高さＨが、非切れ部長さＬ以上となるように設けられている。
【選択図】図２

Description

本発明は、熱交換器に関するもので、例えば、車両空調用の熱交換器（冷媒放熱器、冷媒蒸発器、暖房用ヒータコア）等に用いて好適なものである。

従来の熱交換器の代表的なものは、水や冷媒等の流体が流れる断面扁平状に形成された扁平チューブと、この扁平チューブの平坦面からなる扁平部（扁平面）に接合されるフィンとにより熱交換コア部が構成されている。熱交換コア部のフィンは、フィン表面を切り起こすことにより形成されたルーバを設けることで、フィン表面での温度境界層の連続的な発達を分断、阻止して、伝熱性能の向上を図っている。

ところで、フィンにおける扁平チューブの扁平面との接合部にルーバを設けると、扁平チューブとフィンとの接合不良などが発生しやすくなるので、通常はフィンにおける扁平チューブとの接合部から所定間隔離れた位置にルーバが形成されている。このため、フィンにおけるルーバが設けられていない部分を空気が通過すると、熱交換器の空気側の伝熱性能の向上効果が小さくなってしまう。

そこで、扁平チューブの円弧状の両端部のそれぞれに凸部を設けることで、フィンにおけるルーバの設けられていない部分に空気が流れてしまうことを抑制する熱交換器が提案されている（例えば、非特許文献１参照）。

下谷昌宏、「熱交換器」、日本電装公開技報、発行日１９９０年２月１５日、整理番号７０−１３９

ところが、非特許文献１では、扁平チューブの円弧状の両端部のそれぞれに凸部を設けるだけであり、扁平チューブの両端部間（凸部間）の扁平面には空気が流れてしまう。つまり、フィンにおけるルーバが設けられていない部分を空気が通過することになるので、熱交換器の伝熱性能の向上効果が小さく、伝熱性能の向上効果が充分に得られないといった問題がある。

本発明は上記点に鑑みて、伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる熱交換器を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、扁平断面形状を有し、内部に流体が流れる複数本のチューブ（１）、チューブ（１）の扁平面（１０）に接合されてチューブ（１）周りを流れる空気との熱交換面積を増大させるフィン（２）を備える熱交換器であって、フィン（２）は、板面を有する平板部（２ａ）、および平板部（２ａ）の板面から突出する突起部（２ｃ）を有し、突起部（２ｃ）は、チューブ（２）の扁平面（１０）から所定距離（Ｌ）離間して設けられ、チューブ（１）は、扁平面（１０）から外側に向かって突出する抵抗体（１１）を有し、抵抗体（１１）は、扁平面（１０）からの突出高さ（Ｈ）が、所定距離（Ｌ）以上となるように設けられていることを特徴とする。

このように、チューブ（１）の扁平面（１０）に設けた抵抗体（１１）の突出高さ（Ｈ）を、フィン（２）の突起部（２ｃ）における扁平面（１０）からの長さ（所定距離）以上とすることで、突起部（２ｃ）が設けられていない部分を流れる空気の通風抵抗を増大させることができる。この結果、フィン表面における突起部（２ｃ）が設けられていない部分を流れる空気の風速、風量等を低減するとともに、突起部（２ｃ）が設けられた部分を流れる空気の風速、風量等を増大させることができる（図４、図５参照）。

従って、本発明の請求項１に記載の熱交換器によれば、伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる。

また、請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の熱交換器において、所定距離（Ｌ）に対する突出高さ（Ｈ）の比（Ｈ／Ｌ）が１以上、３．５以下の範囲であることを特徴とする。

ここで、フィン（２）の突起部（２ｃ）における扁平面（１０）からの長さ（所定距離）に対して抵抗体（１１）の突出高さ（Ｈ）を高くしすぎると、突起部（２ｃ）が設けられている部分の空気の通風抵抗も増大する。そして、通風抵抗の増大に伴い、熱交換器に空気を送風する送風ファン等のポンプ動力を増大させる必要が生じ、伝熱効率の悪化を招いてしまう。そこで、請求項２に記載の発明では、抵抗体（１１）の突出高さ（Ｈ）を適切な範囲に設定することにより、伝熱効率の悪化を招くことなく伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる（図６参照）。

請求項３に記載の発明では、請求項１または２に記載の熱交換器において、抵抗体（１１）は、流体が流れる内側から空気が流れる外側に向かって扁平面（１０）の一部を隆起させることにより形成され、チューブ（１）の流体が流れる内側壁面における抵抗体（１１）が形成された部位に凹み部（１２）が形成されていることを特徴とする。

これによれば、チューブ（１）の扁平面（１０）における流体が流れる内側壁面に形成された凹み部（１２）によってチューブ（１）内を流れる流体を攪拌させることができるので、空気側の伝熱性能に加えて、流体側の伝熱性能も向上させることができる。従って、熱交換器の伝熱性能をより効果的に向上させることができる。

また、請求項４に記載の発明のように、請求項１または２に記載の熱交換器において、抵抗体（１１）をチューブ（１）と別体で構成し、チューブ（１）の扁平面（１０）に接合して設けることもできる。

また、請求項５に記載の発明のように、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の熱交換器において、抵抗体（１１）をチューブ（１）における流体が流れる流体通路を挟んで対向する扁平面（１０）のそれぞれに設けることで、フィン表面における突起部（２ｃ）が設けられていない部分に空気が流れてしまうことを充分に抑制できる。

また、請求項６に記載の発明のように、請求項１ないし５のいずれか１つに記載の熱交換器において、抵抗体（１１）を少なくとも扁平面（１０）における空気流れの上流側に設けることで、フィン表面における突起部（２ｃ）が設けられていない部分に空気が流れてしまうことを充分に抑制できる。

また、請求項７に記載の発明のように、請求項１ないし６のいずれか１つに記載の熱交換器において、抵抗体（１１）を、チューブ（１）内を流れる流体の流れ方向にフィン（２）のピッチ寸法（ＦＰ）分の間隔をあけて並んで配置してもよい。これにより、チューブ（１）にフィン（２）を接合する際に、フィン（２）の位置決めを容易に行うことができるので、熱交換器の生産性を向上させることができる。

また、請求項８に記載の発明では、請求項１ないし７のいずれか１つに記載の熱交換器において、複数のチューブ（１）は、抵抗体（１１）が設けられたチューブ（１）と抵抗体（１１）が設けられていないチューブ（１）とが交互に配置される構成とすることを特徴とする。

これによれば、抵抗体（１１）が設けられていない既存のチューブ（１）を利用することができるので、熱交換器の生産性を向上させることができる。

具体的には、請求項９に記載の発明のように、請求項１ないし８のいずれか１つに記載の熱交換器において、抵抗体（１１）を扁平面（１０）から空気が流れる外側に向かって突出する半球状の凸部（１１ａ）で構成することができる。

また、請求項１０に記載の発明のように、請求項１ないし９のいずれか１つに記載の熱交換器において、フィン（２）は波上に成形されたコルゲートフィンで構成することができる。

また、請求項１１に記載の発明のように、請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の熱交換器において、突起部（２ｃ）をフィン（２）の平板部（２ａ）の一部を切り起こすことにより形成された鎧窓状のルーバで構成することができる。

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ものである。

本発明の実施形態に係る熱交換器の正面図である。 本発明の実施形態に係る熱交換器の要部斜視図である。 チューブに形成された抵抗体とフィンの非切れ部との関係を説明する説明図である。 抵抗体を設けていない場合のフィン表面を通過する空気流れの変化を説明するための説明図である。 抵抗体を設けている場合のフィン表面を通過する空気流れの変化を説明するための説明図である。 送風ファンのポンプ動力を一定にした場合における熱交換器の伝熱性能の評価結果を説明するための説明図である。 抵抗体の形状の変形例を説明するための説明図である。 抵抗体の配置構成の変形例を説明するための説明図である。 抵抗体の配置構成の変形例を説明するための説明図である。 本発明の他の実施形態に係る熱交換器の要部斜視図である。 チューブの変形例を説明するための説明図である。 レイノルズ数とエンジン冷却水側の伝熱性能比との関係を説明するための説明図である。 チューブの変形例を説明するための説明図である。

以下、本発明の一実施形態について図１〜図６に基づいて説明する。本実施形態は、本発明に係る熱交換器を車両用空調装置の暖房用ヒータコアに適用したものであって、図１は本実施形態による熱交換器、つまり暖房用ヒータコアの正面図であり、図２は本実施形態に係る熱交換器（暖房用ヒータコア）の要部斜視図である。また、図３は、熱交換器のチューブに形成された抵抗体とフィンの非切れ部との関係を説明する説明図であり、（ａ）が熱交換器の要部正面図であり、（ｂ）が（ａ）のＡ−Ａ断面図である。

因みに、暖房用ヒータコアとは、車両のエンジンの発熱により温められたエンジン冷却水（温水）と、車室内に送風する空気とを熱交換させて、車室内に送風する空気を加熱する加熱用熱交換器である。そして、暖房用ヒータコアには、エンジン冷却水回路（図示略）に設けられた水ポンプ（図示略）によりエンジン冷却水が供給されるとともに、暖房用ヒータコアに対して車両後方側に配置される送風ファン（図示略）により空気が供給される。

暖房用ヒータコア（以下、単に熱交換器とも呼ぶ。）は、図１に示すように、エンジン冷却水が流れる複数本のチューブ１、チューブ１の外表面に接合されて空気との伝熱面積を増大させてエンジン冷却水と空気の熱交換を促進するフィン２等からなる熱交換コア部を備えている。また、チューブ１の長手方向両端側にてチューブ１の長手方向（紙面左右方向）と直交する方向に延びて各チューブ１と連通するヘッダタンク３、並びに熱交換コア部の補強部材をなすサイドプレート（インサート）４等を備えている。

なお、本実施形態では、チューブ１、フィン２、ヘッダタンク３及びサイドプレート４を全て金属（例えば、アルミニウム合金）として、これらの部材１〜４をろう付けにて接合している。

本実施形態のチューブ１は、図２に示すように、内部（チューブ内）にエンジン冷却水通路（流体通路）が形成され、扁平断面形状のチューブ１である。チューブ１は、その断面長径方向が空気の流れ方向と一致するようにヘッダタンク３に接合されている（図１参照）。

チューブ１の扁平面１０の外側表面には、フィン２がろう付けにて接合されている。フィン２は板面を有する平板部２ａ及び隣り合う平板部２ａを繋ぐように湾曲した湾曲部２ｂを有するように波状に形成されたコルゲートフィンである。なお、フィン２の湾曲部２ｂがチューブ１の扁平面１０にろう付けされている。

そして、フィン２の平板部２ａには、空気流れ方向と交差するように突出する突起部として複数個の鎧窓状のルーバ２ｃが形成されている。具体的には、複数個のルーバ２ｃは、平板部２ａの一部を切り起こすことで形成されている。このルーバ２ｃにフィン２の平板部２ａの表面（フィン表面）を流れる空気を衝突させてフィン表面を流れる空気の流れを乱してフィン２と空気との熱伝達率を増大させるようなっている。

ここで、チューブ１の扁平面１０との接合不良などを避けるために、ルーバ２ｃの両端部の位置は、湾曲部２ｂから離れており、チューブ１の扁平面１０と湾曲部２ｂとが接合される部位から所定距離Ｌ離間している。そのため、フィン２には、ルーバ２ｃが設けられた部分である切り起こし部２ｄと、切り起こし部２ｄ以外の部分、つまりフィン２におけるルーバ２ｃの両端部とチューブ１の扁平面１０との間におけるルーバ２ｃが形成されていない部分である非切れ部２ｅとが存在する。

ここで、ルーバ２ｃの両端部の位置とチューブ１の扁平面１０との所定距離を非切れ部長さＬとすると、非切れ部長さＬは、一般にフィン２のフィン高さＦＨの５％〜８％程度の長さとなっている。例えば、フィン高さＦＨが４ｍｍの場合、非切れ部長さＬが０．２ｍｍ程度の長さとなっている。

この非切れ部２ｅにはルーバ２ｃが形成されていないので、フィン２のルーバ２ｃが形成されている切り起こし部２ｄに比べて、空気との熱伝達率が低くなってしまう。そのため、フィン２の伝熱性能（空気側の伝熱性能）を向上させるためには、非切れ部２ｅを通過する空気の風量等を低減し、切り起こし部２ｄを通過する空気の風量等を増大させる必要がある。

そこで、本実施形態では、隣り合う湾曲部２ｂ同士の間となる扁平面１０に非切れ部２ｅを通過する空気の抵抗となる抵抗体１１を形成している。なお、本実施形態では、抵抗体１１を複数本のチューブ１のそれぞれに形成している。

本実施形態の抵抗体１１は、チューブ１のエンジン冷却水通路を挟んで対向する扁平面１０のそれぞれの外側（空気が流れる外側）の面に形成された複数個の半球状のディンプル（凸部）１１ａで構成している。このディンプル１１ａは、チューブ１の扁平面１０の外側の面に空気流れ方向に等間隔をあけて複数個（例えば７個）設けられ、空気流れ方向に沿って一列に並ぶように配置されている。

また、図３に示すように、本実施形態のディンプル１１ａは、チューブ１内を流れるエンジン冷却水の流れ方向（空気流れ方向の直交方向）にフィン２のピッチ寸法分の間隔を空けて並んで配置されている。ここで、フィン２のピッチ寸法ＦＰは、波形状に曲げ成形されたコルゲートフィンにおいては、隣り合う湾曲部２ｂ間の距離を意味している。

また、本実施形態のディンプル１１ａは、チューブ１をエンジン冷却水が流れる内側から空気が流れる外側に向かって扁平面１０の一部を隆起（突出）させることでチューブ１と一体に形成されている。そして、チューブ１は、エンジン冷却水が流れる内側壁面におけるディンプル１１ａが形成された部分に凹み部１２が形成されている。

さらに、抵抗体１１であるディンプル１１ａは、突出高さＨ（扁平面１０に対する直交方向の高さ）が、非切れ部２ｅの非切れ部長さＬ以上となるように形成されている。例えば、非切れ部長さＬを０．２ｍｍとした場合、ディンプル１１ａの突出高さＨを０．４ｍｍとすることができる。ディンプル１１ａの突出高さＨの適切な長さについては後述する。

ところで、フィン２の伝熱性能（空気側の伝熱性能）は、切り起こし部２ｄを通過する空気の風速、風量等の上昇に伴って上昇するという相関がある。そこで、本発明者らは、チューブ１の扁平面１０にディンプル１１ａが設けられていない場合と、ディンプル１１ａが設けられている場合とにおけるフィン表面を流れる空気流れの風速、風量の変化によって、フィン２の伝熱性能（空気側の伝熱性能）の効果を検証した。

以下、この検証結果を図４、図５に基づいて説明する。図４は、ディンプル１１ａを設けていない場合のフィン表面を通過する空気流れの変化を説明する説明図であり、図５は、ディンプル１１ａを設けている場合のフィン表面を通過する空気流れの変化を説明する説明図である。ここで、図４（ａ）、図５（ａ）は、チューブ１の長手方向からフィン２の平板部２ａを見た場合のフィン表面の風速分布を示している。また、図４（ｂ）、図５（ｂ）は、横軸の左側がフィン２における空気流れ上流側を示し、右側がフィン２における空気流れ下流側を示している。そして、図４（ｂ）、図５（ｂ）の左側の縦軸が図４（ａ）、図５（ａ）中の上方の片側の非切れ部２ｅの風量割合（％）を示し、右側の縦軸が切り起こし部２ｄの風量割合（％）を示している。なお、切り起こし部２ｄの風量割合と、図４（ａ）、図５（ａ）中の上方及び下方の両側の非切れ部２ｅとの風量割合を合算すると全風量（１００％）となる。

まず、チューブ１の扁平面１０にディンプル１１ａを設けていない熱交換器では、図４（ａ）に示すように、フィン表面における空気流れ下流側の風速が、非切れ部２ｅにて最大となり、切り起こし部２ｄの風速が非切れ部２ｅよりも小さくなっている。なお、図４（ａ）の斜線部は、風速が７ｍ／ｓ以上となる部分を示している。また、図４（ｂ）に示すように、空気流れ下流側にて非切れ部２ｅの風量割合は１１％程度となるのに対して、ルーバ２ｃにおける風量割合が７７％程度となっている。

一方、チューブ１の扁平面１０にディンプル１１ａを設けている熱交換器では、図５（ａ）に示すように、ディンプル１１ａ側のフィン表面における空気流れ下流側の風速が、非切れ部２ｅにて最小となり、切り起こし部２ｄの風速が非切れ部２ｅよりも大きくなっている。なお、図５（ａ）の斜線部は、風速が７ｍ／ｓ以上となる部分を示している。また、図５（ｂ）に示すように、空気流れ下流側にて非切れ部２ｅの風量割合が７％程度となるのに対して、切り起こし部２ｄおける風量割合が８５％程度となっている。

上記の検証の結果、チューブ１の扁平面１０にディンプル１１ａを設けている熱交換器では、ディンプル１１ａを設けていない熱交換器に比べて、ルーバ２ｃが設けられた切り起こし部２ｄを通過する空気の風速、風量のそれぞれを増大させることができる。つまり、チューブ１の扁平面１０にディンプル１１ａを設けることで、フィン２の伝熱性能（空気側熱伝達率）を効果的に向上させることができる。

ここで、非切れ部長さＬに対してディンプル１１ａの突出高さＨを長くすればするほど、熱交換コア部を流れる空気の通風抵抗が大きくなるので、熱交換器に空気を送風する送風ファンのポンプ動力（ファン動力）が増大し、伝熱効率の悪化を招くことになる。

そこで、本発明者らは、非切れ部長さＬに対するディンプル１１ａの突出高さＨの適切な範囲を設定している。具体的には、非切れ部長さＬに対するディンプル１１ａの突出高さＨの比（Ｈ／Ｌ）を、１．０〜３．５の範囲に設定している。この範囲は、送風ファンのポンプ動力を一定とした場合における伝熱性能の評価結果に基づいている。

以下、伝熱性能の評価結果を図６に基づいて説明する。図６は、送風ファンのポンプ動力を一定にした場合における伝熱性能の評価結果を説明する説明図であり、図中の横軸が非切れ部長さＬに対するディンプル１１ａの突出高さＨの比（Ｈ／Ｌ）を示し、縦軸が次に示す数式Ｆ１で定義される伝熱性能の評価値Ｅを示している。
Ｅ＝（α／αｓ）／（ｄＰａ／ｄＰａｓ）１／３…（Ｆ１）
ここで、αとｄＰａは、ディンプル１１ａを有する熱交換器の熱伝達率（α）と摩擦抵抗力を示し、αｓとｄＰｓはディンプル１１ａを有しない熱交換器の熱伝達率と摩擦抵抗力を示している。なお、数式Ｆ１は、「Principles of Enhanced Heat Transfer, Second Edition（著者 Ralph L. Webb, Nae-Hyun Kim、出版社 Taylor & Francis p.58,59）」に記載のようにポンプ動力一定とした熱交換器等の伝熱性能の評価値Ｅを示す一般的な数式である。

図６に示すように、非切れ部長さＬに対するディンプル１１ａの突出高さＨの比（Ｈ／Ｌ）が、２．２付近でポンプ動力一定とした場合の伝熱性能の評価値Ｅが最大（１０７％）となる。ここで、伝熱性能の評価値Ｅが１０５％以上向上している範囲であれば、熱交換器の製品間のバラツキを考慮しても、充分に伝熱性能の向上を確認できる。そのため、非切れ部長さＬに対するディンプル１１ａの突出高さＨの比（Ｈ／Ｌ）を、確実に熱交換器の伝熱性能を向上させることができる１．０〜３．５（１．０≦Ｈ／Ｌ≦３．５）の範囲に設定している。

以上説明した本実施形態の熱交換器によれば、チューブ１の扁平面１０に抵抗体１１として設けた複数のディンプル１１ａの突出高さＨを、非切れ部長さＬ以上とすることで、ルーバ２ｃが設けられていない非切れ部２ｅを流れる空気の通風抵抗を増大させることができる。

この結果、フィン表面におけるルーバ２ｃが設けられていない非切れ部２ｅを流れる空気の風速、風量等を低減するとともに、ルーバ２ｃが設けられた切り起こし部２ｄを流れる空気の風速、風量等を増大させることができる。これにより、熱交換器の伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる。

また、本実施形態では、抵抗体１１であるディンプル１１ａの突出高さＨを、１．０〜３．５といった適切な範囲に設定しているので、伝熱効率の悪化を招くことなく伝熱性能の向上効果を充分に得ることができる。

また、本実施形態では、ディンプル１１ａをエンジン冷却水が流れる内側から空気が流れる外側に向かって扁平面１０の一部を隆起させることにより形成し、チューブ１内の内側壁面におけるディンプル１１ａが形成された部位に凹み部１２を形成している。

これにより、チューブ１内を流れる流体を攪拌させることができるので、空気側の伝熱性能に加えて、エンジン冷却水側の伝熱性能も向上させることができ、熱交換器の伝熱性能をより効果的に向上させることができる。

また、本実施形態の熱交換器では、ディンプル１１ａを空気流れ方向に沿ってフィン２のピッチ寸法ＦＰ分の間隔をあけて並んで配置しているので、チューブ１にフィン２を接合する際に、フィン２の位置決めを容易に行うことができる。その結果、熱交換器の生産性を向上させることができる。

（他の実施形態）
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、各請求項に記載した範囲を逸脱しない限り、各請求項の記載文言に限定されず、当業者がそれらから容易に置き換えられる範囲にも及び、かつ、当業者が通常有する知識に基づく改良を適宜付加することができる。例えば、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、扁平面１０の外側の面を形成される抵抗体１１として半球状のディンプル（凸部）１１ａを例示したが、これに限定されない。例えば、図７（ａ）に示すように、抵抗体１１は、空気流れ方向に沿って長径となる半楕円体状の凸部１１ｂで構成してもよい。また、図７（ｂ）に示すように、抵抗体１１を空気流れ方向に沿って延びる柱状の凸部１１ｃで構成してもよい。なお、図７は、抵抗体１１の形状の変形例を説明する説明図である。

（２）上述の実施形態では、抵抗体１１をエンジン冷却水が流れる内側から空気が流れる外側に向かって扁平面１０の一部を隆起させることにより形成しているが、これに限定されない。例えば、抵抗体１１をチューブ１と別体で構成し、チューブ１の扁平面１０に接合して設ける構成としてもよい。この場合、既存のチューブ１の外側の面にディンプル１１ａを接合すればよくチューブ１自体の加工を要しないので、熱交換器の生産性を向上させることができる。

（３）上述の実施形態では、抵抗体１１であるディンプル１１ａをチューブ１のエンジン冷却水通路を挟んで対向する扁平面１０のそれぞれの外側の面に形成し、空気流れ方向の直交方向にフィン２のピッチ寸法分の間隔を空けて並んで配置する構成を例示したが、これに限定されない。

例えば、図８（ａ）に示すように、抵抗体１１であるディンプル１１ａをチューブ１の一方の扁平面１０に設け、ディンプル１１ａが設けられた一方の扁平面１０と対向する他方の扁平面１０に設けない構成としてもよい。ここで、ディンプル１１ａが扁平面１０の両方に設けられている場合、伝熱性能を向上させることできるものの、フィン２を接合する際に位置決めの自由度が制限されるおそれがある。そのため、ディンプル１１ａを扁平面１０の一方に設ける構成とする場合には、フィン２の位置決め自由度が制限されることを抑制することができる。

また、図８（ｂ）に示すように、抵抗体１１をフィン２のピッチ寸法の数倍（例えば、２倍）の間隔をあけて並んで配置してもよい。なお、図８は抵抗体１１の配置構成の変形例を説明する説明図であり、いずれも熱交換器の要部正面図である。

（４）また、上述の実施形態では、抵抗体１１であるディンプル１１ａを扁平面１０に空気流れ方向に等間隔をあけて複数個設け、空気流れ方向に沿って一列に並ぶように配置する構成を例示したが、これに限定されない。抵抗体１１であるディンプル１１ａは、少なくとも扁平面１０における空気流れ上流側に設ける構成であれば、非切れ部２ｅを通過する空気の風速、風量を低減することができる。そのため、例えば、抵抗体１１であるディンプル１１ａを扁平面１０における空気流れ上流側に設け、空気流れ下流側に設けない構成としてもよい。また、空気流れ上流側に配置する抵抗体１１の個数を空気流れ下流側に配置する抵抗体１１の個数に比べて増加させる構成としてもよい。

（５）また、上述の実施形態では、抵抗体１１を複数本のチューブ１のそれぞれに形成する構成を例示したが、これに限定されず、抵抗体１１を複数本のチューブ１の一部のチューブに形成する構成としてもよい。例えば、図９に示すように、抵抗体１１が設けられたチューブ１ａと抵抗体１１が設けられていないチューブ１ｂとが交互に配置される構成とすることができる。これによれば、抵抗体１１が設けられていない既存のチューブ１を利用することができるので、熱交換器の生産性を向上させることができる。なお、図９は熱交換器の要部正面図である。

（６）また、上述の実施形態では、熱交換器のフィン２を波上に成形されたコルゲートフィンとする構成を例示したが、これに限定されず、例えば、図１０に示すように、フィン２を平板状に成形されたプレートフィンとしてもよい。この場合のフィン寸法ＦＰは隣り合う平板フィン同士の距離となる。

（７）また、上述の実施形態では、チューブ１の扁平面１０から外側（空気が流通する側）に向かって突出する抵抗体１１（ディンプル１１ａ）を扁平面１０の外側の面に形成する構成を例示したが、これに加えて、チューブ１の扁平面１０から内側（エンジン冷却水が流通する側）に向かって突出する内側突出部１３を扁平面１０の内側の面に形成する構成としてもよい。

このような構成の一例を図１１に示す。図１１は、チューブ１の変形例を説明する説明図であり、（ａ）が熱交換器の要部正面図であり、（ｂ）が（ａ）のＢ−Ｂ断面図である。図１１（ａ）は、図３（ａ）に対応し、図１１（ｂ）は、図３（ｂ）に対応している。

図１１に示すチューブ１では、チューブ１の一方の扁平面１０に抵抗体１１であるディンプル１１ａを設け、ディンプル１１ａが設けられた一方の扁平面１０と対向する他方の扁平面１０に、当該ディンプル１１ａに対応して、空気が流れる外側からエンジン冷却水が流れる内側に向かって突出する内側突出部１３を設ける構成としている。

内側突出部１３としては、抵抗体１１であるディンプル１１ａと同数で、同様の突出高さの半球形状とすればよい。勿論、内側突出部１３は、抵抗体１１であるディンプル１１ａの数、突出高さ等の形状に対して変更してもよい。

これによれば、チューブ１におけるディンプル１１ａが設けられた扁平面１０では、フィン表面におけるルーバ２ｃが設けられていない非切れ部２ｅを流れる空気の風速、風量等を低減するとともに、ルーバ２ｃが設けられた切り起こし部２ｄを流れる空気の風速、風量等を増大させることができるので、熱交換器の伝熱性能の向上を図ることができる。

ここで、ディンプル１１ａが設けられた扁平面１０を通過する熱量Ｑは、数式Ｆ２、Ｆ３によって導くことができる。

Ｑ＝Ｋ・Ｆａ・ΔＴｍ…（Ｆ２）
１／Ｋ＝（１／αａ）＋｛Ｆａ／（αｗ・Ｆｗ）｝＋ｔ／λ…（Ｆ３）
ここで、Ｋは熱通過率、ΔＴｍは対数平均温度、αａは空気側の熱伝達率、αｗはエンジン冷却水側の熱伝達率、Ｆａは空気側の放熱面積、Ｆｗはエンジン冷却水側の放熱面積、ｔはチューブ１の板厚、λはチューブ１の熱伝導率を示している。

図１１で示すチューブ１では、空気側の熱伝達率αａが増加するとともに、エンジン冷却水側の熱伝達率αｗ、およびエンジン冷却水側の放熱面積Ｆｗも増加するので、熱通過率Ｋが増大して、ディンプル１１ａが設けられた扁平面１０を通過する熱量Ｑが増大する。この結果、熱交換器の伝熱性能が向上する。

さらに、扁平面１０の内側の面に内側突出部１３を設けることで、チューブ１内のエンジン冷却水の放熱面積が増大するとともに、チューブ１内のエンジン冷却水の流路が蛇行流路形状となるので、チューブ１内を流れるエンジン冷却水を充分に攪拌させることができる。これにより、チューブ１内を流れるエンジン冷却水側の伝熱性能（放熱性能）をより効果的に向上させることができる。

なお、図１１に示すチューブ１内におけるエンジン冷却水の流れのレイノルズ数Ｒｅとエンジン冷却水側の伝熱性能比（Ｎｕ／Ｎｕｏ）との関係は、図１２に示すようになる。図１２に示すように、従来のエンジン冷却水側の伝熱性能（図中破線部）に比べて、図１１に示すチューブ１のエンジン冷却水側の伝熱性能（図中実線部）が向上していることが分かる。なお、図１２における横軸はレイノルズ数Ｒｅを示し、縦軸は、図１１に示すチューブ１内におけるエンジン冷却水の流れのヌッセルト数Ｎｕと、抵抗体１１および内側突出部１３が設けられていないチューブ１内におけるエンジン冷却水の流れのヌッセルト数Ｎｕｏとの比（Ｎｕ／Ｎｕｏ）を示している。

以上の如く、図１１に示すチューブ１を採用した熱交換器では、従来に比べて、熱交換器の伝熱性能をより効果的に向上させることができる。

なお、図１１では、チューブ１の一方の扁平面１０に抵抗体１１であるディンプル１１ａを設け、他方の扁平面１０に内側突出部１３を設ける構成としているが、これに限定されない。例えば、図１３に示すように、チューブ１の両方の扁平面１０に抵抗体１１であるディンプル１１ａおよび内側突出部１３それぞれを設ける構成としてもよい。これによっても、図１１に示すチューブ１を採用した場合と同様の作用効果を奏することができる。なお、図１３は、チューブ１の変形例を説明する説明図（熱交換器の要部正面図）である。

（８）また、フィン２の突起部をフィン２の平板部２ａの一部を切り起こすことにより形成された鎧窓状のルーバ２ｃで構成しているが、これに限定されない。フィン２の突起部としては、例えば、フィンの平板部２ａを折り曲げて形成した帯状のオフセット、フィンの平板部２ａに千鳥状に配置したピン等で構成してもよい。

（９）また、上述の実施形態では、車両用空調装置の熱交換器（暖房用ヒータコア）に本発明を適用したが、車両用空調装置に限らず他の装置の熱交換器に適用することができる。また、車両用空調装置の暖房用ヒータコアに限らず、例えば、ラジエータ、エバポレータ（蒸発器）、コンデンサ（凝縮器）等にも本発明は適用することができる。

（１０）また、上述の実施形態では、チューブ１とフィン２とはろう付けにより接合されているとしているが、これに限定されず、例えば、チューブ１を拡管することによりチューブ１とフィン２とを機械的に結合してもよい。

（１１）なお、本発明における切り起こし部２ｄには、フィン２の平板部２ａから完全に切り起こされた部分だけでなく、フィン２の平板部２ａから完全に切り起こされた部分とフィン２の平板部２ａとを繋ぐ部位も含まれる。

１ チューブ
１０ 扁平面
１１ 抵抗体
１１ａ ディンプル（凸部）
１２ 凹み部
２ フィン
２ａ 平板部
２ｃ 突起部（ルーバ）
２ｅ 非切れ部

Claims (11)

1. 扁平断面形状を有し、内部に流体が流れる複数本のチューブ（１）、前記チューブ（１）の扁平面（１０）に接合されて前記チューブ（１）周りを流れる空気との熱交換面積を増大させるフィン（２）を備える熱交換器であって、
   前記フィン（２）は、板面を有する平板部（２ａ）、および前記平板部（２ａ）の板面から突出する突起部（２ｃ）を有し、
   前記突起部（２ｃ）は、前記チューブ（２）の前記扁平面（１０）から所定距離（Ｌ）離間して設けられ、
   前記チューブ（１）は、前記扁平面（１０）から外側に向かって突出する抵抗体（１１）を有し、
   前記抵抗体（１１）は、前記扁平面（１０）からの突出高さ（Ｈ）が、前記所定距離（Ｌ）以上となるように設けられていることを特徴とする熱交換器。
2. 前記所定距離（Ｌ）に対する前記突出高さ（Ｈ）の比（Ｈ／Ｌ）が１以上、３．５以下の範囲であることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記抵抗体（１１）は、前記流体が流れる内側から前記空気が流れる外側に向かって前記扁平面（１０）の一部を隆起させることにより形成され、前記チューブ（１）の流体が流れる内側壁面における前記抵抗体（１１）が形成された部位に凹み部（１２）が形成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の熱交換器。
4. 前記抵抗体（１１）は、前記チューブ（１）と別体で構成され、前記扁平面（１０）に接合して設けられていることを特徴とする請求項１または２に記載の熱交換器。
5. 前記抵抗体（１１）は、前記チューブ（１）における前記流体が流れる流体通路を挟んで対向する前記扁平面（１０）のそれぞれに設けられていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の熱交換器。
6. 前記抵抗体（１１）は、少なくとも前記扁平面（１０）における前記空気流れの上流側に設けられていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の熱交換器。
7. 前記抵抗体（１１）は、前記チューブ（１）内を流れる流体の流れ方向に前記フィン（２）のピッチ寸法（ＦＰ）分の間隔をあけて並んで配置されていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載の熱交換器。
8. 前記複数のチューブ（１）は、前記抵抗体（１１）が設けられたチューブ（１）と前記抵抗体（１１）が設けられていないチューブ（１）とが交互に配置される構成とすることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載の熱交換器。
9. 前記抵抗体（１１）は、前記扁平面（１０）から前記空気が流れる外側に向かって突出する半球状の凸部（１１ａ）にて構成されていることを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載の熱交換器。
10. 前記フィン（２）は、波状に成形されたコルゲートフィンであることを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１つに記載の熱交換器。
11. 前記突起部（２ｃ）は、前記フィン（２）の平板部（２ａ）の一部を切り起こすことにより形成された鎧窓状のルーバであることを特徴とする請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の熱交換器。

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