JP2012140050A - 車両用空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】加熱用熱交換器通過後の空調風に一方側が高く、他方側が低いという温度分布を有効利用できる車両用空調装置を提供する。
【解決手段】空調ケース５１に収容される加熱用熱交換器２を備え、加熱用熱交換器２が、エンジン冷却水と送風空気とを熱交換させる第１ヒータコア１０と、第１ヒータコア１０に流入するエンジン冷却水よりも高温かつ小流量の冷却水と第１ヒータコア１０で加熱された送風空気とを熱交換させる第２ヒータコア２０と有し、第２ヒータコア２０の内部を冷却水が上側から下側へ流れる場合において、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側の風速が高く、下側の風速が低い風速分布であるとともに、加熱用熱交換器２のうち下側の領域を通過後の送風空気をフット吹出口から吹き出し、加熱用熱交換器２のうち上側の領域を通過後の送風空気をフット吹出口以外の吹出口から吹き出す構成とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、車室内への送風空気を加熱する加熱用熱交換器を備える車両用空調装置に関するものである。

このような車両用空調装置として、特許文献１、２に記載のものがある。

特許文献１に記載のものでは、エンジン内部の冷却水流路として、シリンダヘッドを冷却するシリンダヘッド側流路とシリンダブロックを冷却するシリンダブロック側流路とがあり、シリンダヘッド側流路を通過した冷却水が１つの加熱用熱交換器に流入する構成となっている。

また、特許文献２に記載のものでは、空気を加熱するための加熱用熱交換器を２つ備え、エンジンに設けられた１つの冷却水出口から流出の冷却水を分流させて、それぞれの加熱用熱交換器に流入させている。

米国特許第５３３７７０４号明細書 欧州特許出願公開第１００８４７１号明細書

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℃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、第２熱交換部の内部において、冷却水が第２熱交換部の一方側から他方側へ流れるとき、一方側の冷却水温度が高く、他方側の冷却水温度が低くなるため、第２熱交換部通過後の空調風に、一方側が高く、他方側が低いという温度分布が生じる。この結果、加熱用熱交換器通過後の空調風に一方側が高く、他方側が低いという温度分布が生じる。ちなみに、第２熱交換部に流入する冷却水流量が大流量であれば、一方側の冷却水温度と他方側の冷却水温度との差が小さいため、第２熱交換部通過後の空調風に生じる温度分布は小さい。

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一方側が高く、他方側が低いという温度分布を有効利用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、
車室内へ向かう送風空気の空気流路を形成する空調ケース（５１）と、
空調ケース（５１）に収容され、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、送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２）とを備え、
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）と有し、
第２熱交換部（２０）は、その内部を第２液体が第２熱交換部（２０）の一方側から他方側へ流れるようになっており、
加熱用熱交換器（２）を通過中の送風空気の風速分布が、他方側の風速が高く、一方側の風速が低い風速分布であるとともに、加熱用熱交換器（２）のうち一方側の領域を通過後の送風空気をフット吹出口から吹き出し、加熱用熱交換器（２）のうち他方側の領域を通過後の送風空気をフット吹出口以外の吹出口から吹き出す構成となっていることを特徴としている。

本発明では、第２熱交換部の内部を、小流量の第２液体が第２熱交換部の一方側から他方側へ流れるので、第２熱交換部のうち一方側の領域を通過後の送風空気の温度が高く、他方側の領域を通過後の送風空気の温度が低くなる。

そして、本発明によれば、一方側の領域を通過後の送風空気を、高い吹出空気温度が必要なフット吹出口から吹き出し、他方側の領域を通過後の温度の低い送風空気を、高い吹出空気温度を必要としないフット吹出口以外の吹出口から吹き出すようにするので、加熱用熱交換器通過後の空調風に生じる温度分布を有効利用できる。

さらに、本発明では、加熱用熱交換器の一方側を通過中の送風空気の方が他方側を通過中の送風空気よりも風速が低くなる構成を採用している。

ここで、一般的に、熱交換部を通過する送風空気の風速が低いほど、熱交換部での温度効率が高くなるので、熱交換部を通過した送風空気の温度（出口空気温度）が高くなる。

このため、本発明によれば、加熱用熱交換器を通過中の送風空気の風速が均一である場合と比較して、加熱用熱交換器の一方側の領域を通過後の送風空気の温度を上昇させて、フット吹出口からの吹出空気温度を上昇させることができ、乗員足元の温感を向上させることができる。また、本発明によれば、暖房に投入する熱量を増加させなくても、フット吹出口からの吹出空気温度を上昇させることが可能となる。

請求項１に記載の発明における加熱用熱交換器を通過中の送風空気の風速分布が、他方側の風速が高く、一方側の風速が低い風速分布である構成としては、具体的には、請求項２〜５に記載の発明を採用することができる。

請求項２に記載の発明では、空調ケース（５１）は、加熱用熱交換器（２）のうち一方側の領域に流入する送風空気の空気流路として、途中で広がって流路断面積が増大する空気流路（５２）を形成していることを特徴としている。

請求項３に記載の発明では、空調ケース（５１）は、加熱用熱交換器（２）のうち他方側の領域に流入する送風空気の空気流路として、途中で狭まって流路断面積が減少する空気流路（５３）を形成していることを特徴としている。

請求項４に記載の発明では、伝熱フィン（１４、２４）は、加熱用熱交換器（２）のうち一方側の領域でのフィンピッチ（ｆｐ１）が小さく、他方側の領域でのフィンピッチ（ｆｐ２）が大きくなっていることを特徴としている。

これによれば、加熱用熱交換器の他方側の領域では、フィンが疎の状態で存在するため、通風抵抗が小さく、加熱用熱交換器の一方側の領域では、フィンが密の状態で存在するため、通風抵抗が大きい。したがって、本発明によれば、加熱用熱交換器を通過中の送風空気の風速分布を、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布とすることができる。

請求項５に記載の発明では、空調ケース（５１）は、加熱用熱交換器（２）の空気流れ下流側の空気流路を、一方側に位置する一方側の空気流路（５６）と他方側に位置する他方側の空気流路（５７）とに仕切る下流側仕切壁（５８）が設けられており、一方側の空気流路（５６）に、空気流れを阻害する阻害部材（７２）が設けられていることを特徴としている。

これによれば、阻害部材が通風抵抗となるので、加熱用熱交換器のうち一方側の領域を通過中の送風空気の風速が低くなる。したがって、本発明によれば、加熱用熱交換器を通過中の送風空気の風速分布を、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布とすることができる。

また、請求項６に記載の発明では、請求項１〜５に記載の発明において、吹出口モードが、フット吹出口とフェイス吹出口の両方から空調風を吹き出すバイレベルモードのとき、フット吹出口以外の吹出口はフェイス吹出口であることを特徴としている。

これによると、バイレベルモードの場合、フット吹出口からの吹出空気温度とフェイス吹出口からの吹出空気温度との差が大きいので、乗員の快適性が向上する。

また、請求項７に記載の発明では、請求項１〜６に記載の発明において、第２熱交換部（２０）は、入口側タンク部（２２）が下側に位置し、出口側タンク部（２３）が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、入口側タンク部（２２）の液体入口（２０ａ）が、入口側タンク部（２２）の車両左右方向での運転席側に配置されていることを特徴としている。

ここで、第２熱交換部に流入する第２液体は、第１熱交換部に流入する第１液体よりも小流量である。この場合、さらに、第２液体の流速が第１液体よりも低いとき、入口側タンク部が下側に位置すると、入口側タンク部に流入した第２液体の多くが、液体入口に近いチューブを流れることとなる。

よって、本発明によれば、液体入口を入口側タンク部の運転席側に配置しているので、乗車頻度の高い運転席側の吹出空気温度を、助手席側の吹出空気温度よりも上昇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１〜７に記載の発明において、エアミックスドアがバイパス空気通路を閉じる位置とされる最大暖房時に、加熱用熱交換器（２）を通過中の送風空気の風速分布が、他方側の風速が高く、一方側の風速が低い風速分布である構成となっていることを特徴としている。このように、高い吹出空気温度が必要な最大暖房時に、このような風速分布が形成されていることが好ましい。

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。

第１実施形態における車両用空調装置の概略構成図である。 空調ケースに保持された状態の図１中の加熱用熱交換器の側面図である。 図１中の加熱用熱交換器の正面図である。 第１実施形態における加熱用熱交換器の出口空気温度の分布を示す図である。 比較例１における加熱用熱交換器の出口空気温度の分布を示す図である。 第１実施形態の第２ヒータコアにおける入口空気と冷却水の温度分布を示す図である。 比較例２の第２ヒータコアにおける入口空気と冷却水の温度分布を示す図である。 第２実施形態における空調ケースに保持された状態の加熱用熱交換器の側面図である。 第３実施形態における空調ケースに保持された状態の加熱用熱交換器の側面図である。 第４実施形態における加熱用熱交換器の正面図である。

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おり、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、エンジンオイルの粘度低下を抑制して、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℃、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℃、０．２〜２Ｌ／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およびこれを収容する空調ケース５１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に加熱用熱交換器２の正面図を示す。

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送風空気の空気流路を形成する空調ケース５１に収容されている。具体的には、図２に示すように、加熱用熱交換器２は、空気流出入面が鉛直方向に平行な状態であって、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。

また、図２、３に示すように、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。

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、どちらも、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）での一端側である運転席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、一方向である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、図３に示すように、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。

図３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、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、図２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、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。

空調ケース５１において、図２に示すように、加熱用熱交換器２が配置されている空気流路に、加熱用熱交換器２の空気流れ上流側に、空気流路を下側の空気流路５２と上側の空気流路５３とに仕切る上流側仕切壁５４および板状のドア５５が設けられている。

ドア５５は、上流側仕切壁５４と加熱用熱交換器２との間に位置し、下側の空気流路５２と上側の空気流路５３の流路幅を変更する流路幅変更手段である。具体的には、このドア５５は、下側の空気流路５２を途中で広がらせるとともに、上側の空気流路５３を途中で狭める位置と、下側の空気流路５２、上側の空気流路５３それぞれの流路幅を空気流れ方向で一定とする位置とを切り替えるものである。

ドア５５の位置が、下側の空気流路５２を途中で広げるとともに、上側の空気流路５３を途中で狭める位置のとき、加熱用熱交換器２の直前における下側の空気流路５２の流路断面積Ａ１１は、ドア５５よりも上流側での流路断面積Ａ１０よりも大きくなり、加熱用熱交換器２の直前における上側の空気流路５３の流路断面積Ａ２１は、ドア５５よりも上流側での流路断面積Ａ２０よりも小さくなる。

このため、下側の空気流路５２の空気流量Ｑ１と上側の空気流路５３の空気流量Ｑ２とが同じであり、風量がともにＶ０で同じ場合、下側の空気流路５２では風速がＶ０からＶ１に減少し、上側の空気流路５３では風速がＶ０からＶ２に増大する。この結果、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となる。

なお、下側の空気流路５２の空気流量Ｑ１と上側の空気流路５３の空気流量Ｑ２とが異なる場合であっても、下側の空気流路５２と上側の空気流路５３とにおける空気流量Ｑ１、Ｑ２および加熱用熱交換器２の直前の空気流路断面積Ａ２１、Ａ２２の関係が、Ｑ１／Ａ１１＜Ｑ２／Ａ２１となっていれば良い。これにより、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となる。

また、加熱用熱交換器２の空気流れ下流側には、空気流路を下側の空気流路５６と上側の空気流路５７とに仕切る下流側仕切壁５８が設けられている。下側の空気流路５６は、フット（ＦＯＯＴ）吹出口に連なっており、加熱用熱交換器２の下側領域を通過した送風空気が流れるようになっている。上側の空気流路５７は、デフロスタ（ＤＥＦ）吹出口およびフェイス（ＦＡＣＥ）吹出口に連なっており、加熱用熱交換器２の上側領域を通過した送風空気が流れるようになっている。

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、バイパス空気通路からの送風空気と加熱用熱交換器２の空気流れ下流側の上側の空気流路５７からの送風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。

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交換面積を大きくしている。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。

また、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。

さらに、本実施形態では、目標吹出空気温度ＴＡＯが最大となる最大暖房（MAX HOT）時に、図２に示すように、加熱用熱交換器２の上流側のドア５５の位置が、下側の空気流路５２を途中で広げるとともに、上側の空気流路５３を途中で狭める位置とされる。なお、最大暖房時では、エアミックスドアはバイパス空気通路を閉じる位置とされ、吹出口モードとしてフットモードが選択される。

これにより、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となる。そして、加熱用熱交換器２の下側領域を通過した送風空気がフット吹出口から吹き出され、加熱用熱交換器２の上側領域を通過した送風空気がデフロスタ吹出口から吹き出される。

次に、本実施形態の主な特徴について説明する。

（１）図４に本実施形態における加熱用熱交換器２の出口空気温度の分布を示し、図５に比較例１における加熱用熱交換器２の出口空気温度の分布を示す。比較例１は、本実施形態に対して図２中の上流側仕切壁５４、ドア５５を省略し、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速を均一としたものである。

図５に示すように、比較例１においても、第２ヒータコア２０の内部を、小流量の冷却水が第２ヒータコア２０の下側から上側へ流れるので、第２ヒータコア２０のうち下側の領域を通過後の送風空気の温度が高く、上側の領域を通過後の送風空気の温度が低くなる。

これに対して、図４に示すように、本実施形態では、比較例１と比較して、第２ヒータコア２０のうち下側の領域を通過後の送風空気の温度がより高く、上側の領域を通過後の送風空気の温度がより低くなっている。

これは、本実施形態では、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となっており、第２ヒータコア２０の下側領域での温度効率φが高くなるからである。なお、温度効率φは、次の式で表される。φ＝（出口空気温度−入口空気温度）／（水温−入口空気温度）
このため、本実施形態によれば、比較例１と比較して、フット吹出口からの吹出空気温度を上昇させることができ、乗員足元の温感を向上させることができる。また、本実施形態によれば、暖房に投入する熱量を増加させなくても、フット吹出口からの吹出空気温度を上昇させることが可能となる。

また、本実施形態によれば、第２ヒータコア２０のうち下側の領域を通過後の温度の高い送風空気を、高い吹出空気温度が必要なフット吹出口から吹き出し、上側の領域を通過後の温度の低い送風空気を、高い吹出空気温度が必要ないデフロスタ吹出口から吹き出すようにするので、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる温度分布を有効利用していると言える。

なお、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気に、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布を積極的に形成するという観点より、風速比は、最小風速を１としたとき、最大風速を１．４３以上とすることが好ましい。

また、本実施形態では、加熱用熱交換器２の上流側のドア５５の位置を、下側の空気流路５２を途中で広げるとともに、上側の空気流路５３を途中で狭める位置とするのは、最大暖房時、すなわち、吹出口モードとして、フットモードが選択されていたときであったが、吹出口モードとして、フット吹出口とフェイス吹出口の両方から空調風を吹き出すバイレベルモードが選択されているときとしても良い。

この場合、フット吹出口からの吹出空気温度とフェイス吹出口からの吹出空気温度との差が大きいので、乗員の快適性が向上する。

また、この場合においても、第２ヒータコア２０のうち下側の領域を通過後の温度の高い送風空気をフット吹出口から吹き出し、上側の領域を通過後の温度の低い送風空気を、低い吹出空気温度が必要なフェイス吹出口から吹き出すようにするので、加熱用熱交換器２を通過後の空調風に生じる温度分布を有効利用していると言える。

（２）本実施形態では、図３に示すように、第１、第２ヒータコア１０、２０の冷却水入口１０ａ、２０ａが、入口側タンク部１２、２２の車両左右方向での運転席側に配置されている。

ここで、第２ヒータコア２０は、上述の通り、小流量の冷却水が下から上に向かって流れるようになっている。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ヒータコア２０では、冷却水がチューブ２１内を空気と熱交換しながら流れるので、入口側タンク部２２に流入した冷却水の方が出口側タンク部２３内の冷却水よりも温度が高い。したがって、入口側タンク部２２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る。このとき、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も小流量であって、さらに、低流速であるときに、この浮力の影響が大きくなる。

このため、入口側タンク部２２に流入した冷却水の多くが、冷却水入口２０ａに近いチューブ２１を流れることとなり、第２ヒータコア２０を通過後の送風空気は、助手席側よりも運転席側の方が温度が高くなる。

よって、第２ヒータコア２０を通過後の送風空気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、乗車頻度の高い運転席側の吹出空気温度を、助手席側の吹出空気温度よりも上昇させることができる。

なお、第１ヒータコア１０の冷却水入口１０ａは、助手席側に配置されていても良い。第１ヒータコア１０に流入する冷却水は大流量であり、第２ヒータコア２０のような車両左右方向での温度分布が生じないからである。

（３）本実施形態では、図２に示すように、第１、第２ヒータコア１０、２０の冷却水入口１０ａ、２０ａを、どちらも、同じ下側に配置している。

ここで、図６に本実施形態の第２ヒータコア２０における入口空気の温度分布と冷却水の温度分布とを示す。また、図７に比較例２の第２ヒータコア２０における入口空気の温度分布と冷却水の温度分布とを示す。比較例２は、本実施形態に対して、第１ヒータコア１０の冷却水入口１０ａを上側に変更したものである。

図７に示すように、比較例２では、第２ヒータコア２０の上方側における入口空気温度と水温との温度差ΔＴが小さい。これに対して、図６に示すように、本実施形態では、第２ヒータコア２０の上下方向全域で、入口空気温度と水温との温度差ΔＴが大きい。

このことから、本実施形態によれば、比較例２のように、第１、第２ヒータコア１０、２０の冷却水入口１０ａ、２０ａを異なる側に配置した場合と比較して、第２ヒータコア２０で冷却水から取る熱量が向上し、第２ヒータコアの熱交換性能が向上する。

（第２実施形態）
図８に、本実施形態における空調ケース５１に保持された状態の加熱用熱交換器２の側面図を示す。本実施形態は、第１実施形態で説明した図２中の上流側仕切壁５４、ドア５５を、固定された上流側仕切壁５９に変更したものである。

第１実施形態の上流側仕切壁５４は、下側の空気流路５２の空気流量Ｑ１と上側の空気流路５３の空気流量Ｑ２とが同じとなる位置に設けられていたが、本実施形態の上流側仕切壁５９は、下側の空気流路５２の空気流量Ｑ１よりも上側の空気流路５３の空気流量Ｑ２の方が多くなる位置に設けられている。

そして、本実施形態では、上流側仕切壁５９によって、下側の空気流路５２を途中で広げるとともに、上側の空気流路５３を途中で狭めている。これにより、本実施形態においても、第１実施形態と同様に、下側の空気流路５２と上側の空気流路５３とにおける空気流量Ｑ１、Ｑ２および加熱用熱交換器２の直前の空気流路断面積Ａ２１、Ａ２２の関係が、Ｑ１／Ａ１１＜Ｑ２／Ａ２１となっていれば良い。これにより、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となるので、本実施形態においても、第１実施形態と同様の効果が得られる。

（第３実施形態）
図９に、本実施形態における空調ケース５１に保持された状態の加熱用熱交換器２の側面図を示す。本実施形態は、第１実施形態で説明した図２中の上流側仕切壁５４、ドア５５を、固定された上流側仕切壁７１に変更するとともに、加熱用熱交換器２の空気流れ下流側の下側の空気流路５６に、空気流れを阻害する阻害部材７２を配置したものである。

阻害部材７２は、板状であり、その板面が空気流れに対して略直交するように固定されている。

本実施形態では、下側の空気流路５６に設けられた阻害部材７２によって、阻害部材７２を設けていない場合と比較して、下側の空気流路５６の圧力が上昇するので、加熱用熱交換器２の下側の領域を通過中の送風空気の流量が減少し、風速が低下する。

この結果、本実施形態においても、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となるので、第１実施形態と同様の効果が得られる。

なお、本実施形態では、阻害部材７２を固定したが、阻害部材７２を片持ちドアとして位置変更可能に構成しても良い。これにより、阻害部材７２の位置を、下側の空気流路５６の空気流れを阻害する位置と、阻害しない位置とに切り替えても良い。例えば、第１ヒータコア１０に流入の冷却水温度が比較的高い場合であれば、フット吹出口からの吹出空気温度が高くなるので、このような場合に、阻害部材７２の位置を下側の空気流路５６の空気流れを阻害しない位置とすることができる。

（第４実施形態）
図１０に、本実施形態における加熱用熱交換器２の正面図を示す。本実施形態は、第１実施形態に対して、加熱用熱交換器２の第１、第２ヒータコア１０、２０が有するコルゲートフィン１４、２４のフィンピッチを変更したものである。フィンピッチとは、隣り合うフィン山同士の間隔のことである。なお、本実施形態では、加熱用熱交換器２の空気流れ上流側には上流側仕切壁が無く、加熱用熱交換器２の空気流れ下流側には第１実施形態と同様に下流側仕切壁５８が設けられている。

具体的には、図１０に示すように、加熱用熱交換器２のうち下側の領域でのフィンピッチｆｐ１が小さく、上側の領域でのフィンピッチｆｐ２が大きくなっている。このため、加熱用熱交換器２のうち下側の領域ではフィン１４、２４が密であり、上側の領域ではフィン１４、２４が疎である。この結果、加熱用熱交換器２のうち下側の領域では、通風抵抗が大きいので、下側の領域を通過中の送風空気の風速は小さくなる。一方、加熱用熱交換器２のうち上側の領域では、通風抵抗が小さいので、下側の領域を通過中の送風空気の風速は大きくなる。

このように、本実施形態においても、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気の風速分布が、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布となるので、第１実施形態と同様の効果が得られる。

（他の実施形態）
（１）第１実施形態では、下側の空気流路５２は途中で広がって流路断面積が増大する構成と、上側の空気流路５３は途中で狭まって流路断面積が減少する構成の両方を採用していたが、どちらか一方のみを採用しても良い。どちらか一方を採用しても、加熱用熱交換器２を通過中の送風空気に、上側では風速が高く、下側では風速が低い風速分布をつけることができる。

（２）第１、第２、第４実施形態では、加熱用熱交換器２の下流側において、上側の空気流路５７と下側の空気流路５６とを下流側仕切壁５８によって仕切っていたが、下流側仕切壁５８を省略しても良い。加熱用熱交換器２の上側の領域を通過後の送風空気の多くがデフロスタ吹出口やフェイス吹出口に導かれ、加熱用熱交換器２の下側の領域を通過後の送風空気の多くがフット吹出口に導かれるようになっていれば良い。

（３）第３実施形態では、加熱用熱交換器２の上流側において、上側の空気流路５３と下側の空気流路５２とを上流側仕切壁７１によって仕切っていたが、上流側仕切壁７１を省略しても良い。

（４）上述の各実施形態では、第２ヒータコア２０の内部を冷却水が下側から上側に流れるようになっていたが、例えば、上側から下側に冷却水が流れるようにしても良い。要するに、本発明では、第２ヒータコア２０の一方側から他方側への一方向に冷却水が流れるようになっていれば良い。この場合、加熱用熱交換器の下側の領域、上側の領域が、それぞれ、一方側の領域、他方側の領域となる。

（５）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。

（６）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。

（７）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。

（８）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液体としてエンジンの冷却液を用い、第２液体としてインバータ等の電気機器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。

（９）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。

１ 車両用空調装置
２ 加熱用熱交換器
１０ 第１ヒータコア（第１熱交換部）
２０ 第２ヒータコア（第２熱交換部）
２０ａ 冷却水入口
２１ チューブ
２２ 入口側タンク部
２３ 出口側タンク部
２４ 伝熱フィン
５１ 空調ケース
５２ 加熱用熱交換器の空気流れ上流側における下側の空気流路
５３ 加熱用熱交換器の空気流れ上流側における上側の空気流路
７２ 阻害部材

Claims (8)

1. 車室内へ向かう送風空気の空気流路を形成する空調ケース（５１）と、
   前記空調ケース（５１）に収容され、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、前記送風空気を加熱する加熱用熱交換器（２）とを備え、
   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）と有し、
   前記第２熱交換部（２０）は、その内部を前記第２液体が前記第２熱交換部（２０）の一方側から他方側へ流れるようになっており、
   前記加熱用熱交換器（２）を通過中の前記送風空気の風速分布が、前記他方側の風速が高く、前記一方側の風速が低い風速分布であるとともに、前記加熱用熱交換器（２）のうち前記一方側の領域を通過後の前記送風空気をフット吹出口から吹き出し、前記加熱用熱交換器（２）のうち前記他方側の領域を通過後の前記送風空気をフット吹出口以外の吹出口から吹き出す構成となっていることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記空調ケース（５１）は、前記加熱用熱交換器（２）のうち前記一方側の領域に流入する前記送風空気の空気流路として、途中で広がって流路断面積が増大する空気流路（５２）を形成し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。
3. 前記空調ケース（５１）は、前記加熱用熱交換器（２）のうち前記他方側の領域に流入する前記送風空気の空気流路として、途中で狭まって流路断面積が減少する空気流路（５３）を形成し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。
4. 前記第１熱交換部（１０）および前記第２熱交換部（２０）は、ともに、積層された複数のチューブ（１１、２１）と、前記チューブ（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）とを備え、
   前記伝熱フィン（１４、２４）は、前記加熱用熱交換器（２）のうち前記一方側の領域でのフィンピッチ（ｆｐ１）が小さく、前記他方側の領域でのフィンピッチ（ｆｐ２）が大きくなっ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。
5. 前記空調ケース（５１）は、前記加熱用熱交換器（２）の空気流れ下流側の空気流路を、前記一方側に位置する一方側の空気流路（５６）と前記他方側に位置する他方側の空気流路（５７）とに仕切る下流側仕切壁（５８）が設けられており、
   前記一方側の空気流路（５６）に、空気流れを阻害する阻害部材（７２）が設けら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。
6. 吹出口モードが、前記フット吹出口とフェイス吹出口の両方から空調風を吹き出すバイレベルモードのとき、前記フット吹出口以外の吹出口は前記フェイス吹出口であることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
7. 前記第２熱交換部（２０）は、積層された複数のチューブ（２１）と、前記複数本のチューブ（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、前記複数本のチューブ（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）が下側に位置し、前記出口側タンク部（２３）が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）の液体入口（２０ａ）が、前記入口側タンク部（２２）の車両左右方向での運転席側に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つに記載の車両用空調装置。
8. 前記空調ケース（５１）は、前記加熱用熱交換器（２）を迂回して前記送風空気が流れるバイパス空気通路と、前記バイパス空気通路からの前記送風空気と前記加熱用熱交換器（２）を通過後の前記送風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おり、
   前記エアミックスドアが前記バイパス空気通路を閉じる位置とされる最大暖房時に、前記加熱用熱交換器（２）を通過中の前記送風空気の風速分布が、前記他方側の風速が高く、前記一方側の風速が低い風速分布である構成となっ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。

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