JP2014228242A - 室内熱交換器 - Google Patents

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Abstract

【課題】カウンターフロー型の室内熱交換器において、暖房時の吹出し温度のバラツキを抑制しつつ、送風空気との熱交換を抑制しつつガス冷媒を通過させる冷房時の圧力損失を低減して冷房性能を確保する。
【解決手段】
送風方向下流側に配置された第１熱交換器の第１チューブ群１０３Ａｕの熱交換領域及び送風方向上流側に配置された第２熱交換器の第４チューブ群１０３Ｂｄの熱交換領域を、第１熱交換器の第２チューブ群１０３Ａｄの熱交換領域及び第２熱交換器の第４チューブ群１０３Ｂｄの熱交換領域より大きくする（チューブ本数を多くする）と共に、第１及び第２チューブ群の冷媒通路面積（チューブ群の総断面積）を、冷媒導入管１１０の断面積より大きく設定した。
【選択図】図８

Description

本発明は、車両用空調装置等のヒートポンプ装置においてコンデンサとして機能する室内熱交換器に関する。
車両用のヒートポンプ式空調装置において、特許文献１に示される室内熱交換器（コンデンサ）では、複数の冷媒流通チューブを並列配置したチューブ群の両側にヘッダが連通して接続され、一方のヘッダに冷媒導入管と冷媒導出管とを接続すると共に、このヘッダの内部を冷媒導入管接続側と冷媒導出管接続側との間で仕切っている。そして、冷媒導入管から冷媒導入管接続側空間に導入された冷媒を、該冷媒導入管接続側空間に連通するチューブ群から反対側のヘッダ内に流出させた後、残るチューブ群に流入させて冷媒導出管接続側空間に導き、冷媒導出管から導出させている。
このように、冷媒の流通方向を反転させ、チューブの本数、長さ等の設定により、吹き出し空気の温度バラツキを抑制している。
特開２０１２−１７２８５０号
しかしながら、特許文献１に開示される室内熱交換器は、過冷却温度が２５°Ｃ以下の範囲で適用されるものであり、これ以上の過冷却を要する極低温環境下では、吹出し温度（熱交換器から吹出される空気の温度）のバラツキが拡大する（特許文献１の図６参照）。例えば、外気温度が−１０°Ｃ以下の環境下では、室内熱交換器（コンデンサ）の過冷却温度を増大させることで凝縮圧力を上昇させ、所望の暖房感の得られる凝縮温度まで高める必要があり、吹出し温度が拡大しやすい運転領域には対応しがたいという問題があった。
一方、車両用ヒートポンプで室内送風路に暖房用のコンデンサを配置する場合、冷房時には、該空気導入口を遮断して空気との熱交換を殆ど行わせず、冷媒をガス状態で流通させる方式が考えられる。
この方式では、冷房時に冷媒を車室内熱交換器をバイパスさせる構造に比較し、コスト削減を図れる。しかし、冷房時に高温高圧のガスをそのまま流通させるときの圧力損失を低減する必要がある。
本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、暖房時に室内熱交換器（コンデンサ）の吹出し温度のバラツキを抑制しつつ、冷房時に冷媒をガス状態で通過させる際の圧力損失を抑制して冷房性能を良好に維持できるようにした室内熱交換器を提供することを目的とする。
かかる課題を解決するため本発明にかかる室内熱交換器は、
上下方向に延びる複数の冷媒流通チューブを互いに平行に配置したチューブ群の上下端部を水平方向に延びる上下のヘッダに連通接続した熱交換器を一対形成し、冷媒流通方向上流側の第１熱交換器を室内への空気送風方向の下流側、冷媒流通方向下流側の第２熱交換器を前記空気送風方向の上流側に並べて配置すると共に、前記第１熱交換器及び第２熱交換器の隣接するヘッダ同志を連通接続し、暖房時に３５℃を超える過冷却運転が可能なコンデンサとして機能し、冷房時に冷媒をガス状態で通過させるカウンターフロー型の室内熱交換器であって、
前記第１熱交換器及び第２熱交換器の少なくとも一部のヘッダ内を水平方向複数の空間に仕切り、各熱交換器のチューブ群を、隣接するチューブ群相互間で冷媒流通方向を反転させた複数の熱交換領域に画成すると共に、前記第２熱交換器において、冷媒流通方向最下流側の熱交換領域を、上流側の熱交換領域より大きく設定し、
前記第１熱交換器において、前記各熱交換領域の冷媒通路面積を該第１熱交換器に接続された冷媒導入管の断面積より大きく設定したこと、
を特徴とする。
本発明にかかる室内熱交換器によれば、以下の効果が得られる。
過冷却温度が３５℃を超える高レベルの過冷却運転を行った場合、第２熱交換器において過冷却される低温領域が拡大するが、第１熱交換器及び第２熱交換器の熱交換領域をそれぞれ複数に画成することにより、送風空気との熱交換による温度変化が緩やかとなり、複数に画成しない場合に比較すると過冷却領域の拡大を抑制できる。
また、第２熱交換器において、最下流側の熱交換領域を、上流側の熱交換領域より大きく設定することにより、過冷却領域を最下流側の熱交換領域内に留め、若しくは、上流側の熱交換領域まで拡大しても小さい領域に留めることができる。
過冷却領域は、該領域を通過する送風空気の温度に与える影響が大きいので、上記のように過冷却領域を低減することにより、吹出し温度のバラツキを低減できる。
一方、冷房運転時は、特に冷媒流通方向上流側の第１熱交換器では高温・高圧のガス冷媒が流通するが、各熱交換領域におけるチューブ群の冷媒通路面積（チューブ群の総断面積）を冷媒導入管の断面積より大きくしたことにより、流通抵抗の増大を抑制してヒートポンプシステムの冷房性能を良好に維持することができる。
本発明に係る車室内熱交換器を備えた車両用空調装置における冷媒回路の暖房時における冷媒の流れを示す図。 同上車両用空調装置における冷媒回路の冷房時における冷媒の流れを示す図。 同上車室内熱交換器を空気の送風方向下流側から見た正面図。 図３のＡ矢視側面図。 図３のＢ−Ｂ矢視断面図。 図３のＣ矢視側面図。 同上車室内熱交換器の下端部に配設される一対のヘッダ相互を連通して接続する接続部材の平面図及び正面図。 同上車室内熱交換器における冷媒の流れを示す概要斜視図。 暖房時にコンデンサとして機能する４パス型室内熱交換器の吹出し温度の温度差を、２パス型室内熱交換器と比較して示す図。 ４パス型室内熱交換器の第１パス〜第４パスの熱交換領域の大きさが異なる組み合わせの２パス型室内熱交換器に対する暖房ＣＯＰ比率を示す図。 同じく第１パス〜第４パスの熱交換領域の大きさが異なる組み合わせの２パス型室内熱交換器に対する吹出し温度差比率を示す図。 、同じく第１パス〜第４パスの熱交換領域の大きさが異なる組み合わせの２パス型室内熱交換器に対する冷房ＣＯＰ比率を示す図。 第４パス割合と暖房時の吹出し温度バラツキとの関係を示す線図。 第１熱交換器の冷媒通路面積と暖房時及び冷房時のＣＯＰとの関係を示す線図。
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１及び図２は、本発明に係る室内熱交換器（コンデンサ）を備えたヒートポンプ式の車両用空調装置における冷媒回路の概要を示す。なお、本発明に係る車室内熱交換器が適用される冷媒回路は、これに限らない。
該空調装置は、コンプレッサ１、車室内の送風路５１の下流側に配設された第１車室内熱交換器２、車室外に配設された車室外熱交換器３、車室内の送風路５１の上流側に配設された第２車室内熱交換器４を含んで構成される。
送風路５１の上流端部には、ファン５２が配設され、第１車室内熱交換器２の通気口には、該通気口を開閉自由なダンパ５３が装着されている。
コンプレッサ１の冷媒吐出口から第１車室内熱交換器２を経て車室外熱交換器３に至る第１冷媒配管５の途中には、第１膨張弁６及び第１逆止弁７が介装されている。車室外熱交換器３からコンプレッサ１の冷媒吸入口に至る第２冷媒配管８の途中には、第１開閉弁９及びアキュームレータ１０が介装されている。
また、第１冷媒配管５の第１膨張弁６下流側から車室外熱交換器３と第１開閉弁９との間を結んで第３冷媒配管１１が接続され、該第３冷媒配管１１には、第２開閉弁１２が介装されている。ここで、第１膨張弁６は、第２開閉弁１２が開のときは第２開閉弁１２に比較して通路抵抗が大きいため実質的に閉となるが、強制的に閉としてもよい。したがって、第１膨張弁６と第２開閉弁１２とは、選択的に開となる。
第１冷媒配管５の第１逆止弁７下流側から分岐して第２車室内熱交換器４に至る第４冷媒配管１３が配設され、該第４冷媒配管１３には、第３開閉弁１４、第２逆止弁１５、内部熱交換器１６の高温部１６Ａ及び第２膨張弁１７が介装されている。
第２車室内熱交換器４から第１開閉弁９とアキュームレータ１０との間に至る第５冷媒配管１８が接続され、該第５冷媒配管１８には、第４開閉弁１９及び内部熱交換器１６の低温部が介装されている。内部熱交換器１６は、高温部１６Ａを流通する高温冷媒と低温部１６Ｂを流通する低温冷媒との間で熱交換がなされる。
さらに、第１冷媒配管５の第１膨張弁６の上流側から第４冷媒配管１３の逆止弁１５下流側に至る第６冷媒配管２０が配設され、該第６冷媒配管２０には、第５開閉弁２１が介装されている。
次に、上記空調装置の各運転時の概要を説明する。
暖房時には、ダンパ５３、第１膨張弁６及び第１開閉弁９が開とされ、第２開閉弁１２、第３開閉弁１４、第４開閉弁１９及び第５開閉弁２１が閉とされる。
図１に示すように、コンプレッサ１で加圧された高温・高圧のガス冷媒は、第１車室内熱交換器２に流入し、ファン５２から送風された空気と熱交換（放熱）して凝縮・液化される。この熱交換によって、空気は加熱される。加熱された空気は車室内に送風され、車室内を暖房する。
そして、液状冷媒は、第１膨張弁６を経て減圧されて気液混合状態となり、第１逆止弁７を介して車室外熱交換器３に流入する。車室外熱交換器３では、冷媒は外気と熱交換（吸熱）して気化（ガス化）された後、第１開閉弁９を介してコンプレッサ１の吸入口に戻されて加圧されるサイクルが繰り返される。
また、冷房時には、第２開閉弁１２、第３開閉弁１４、第４開閉弁１９が開とされ、ダンパ５３、第１膨張弁６、第１開閉弁９及び第５開閉弁２１が閉とされる。
図２に示すように、コンプレッサ１で加圧された冷媒は、第１車室内熱交換器２を流通するが、ダンパ５３が閉とされて第１車室内熱交換器２への送風が遮断されているため、送風空気との熱交換（冷却）が殆ど行われず、冷媒は高温・高圧のガス状態のまま流出し、第２開閉弁１２を介して車室外熱交換器３に流入する。
車室外熱交換器３は、コンデンサとして機能し、外気と熱交換（放熱）してガス冷媒が凝縮・液化される。この液状冷媒は、第３開閉弁１４、逆止弁１５、内部熱交換器１６の低温部１６Ａを通って第２膨張弁１７に至り、第２膨張弁１７で減圧され気液混合状態となって第２車室内熱交換器４に流入する。第２車室内熱交換器４では、ファン５２から送風された空気と熱交換（吸熱）して冷媒は、ガス化される。この熱交換によって冷却された空気は車室内に送風され、車室内を冷房する。
また、除湿時には、簡易的には、上記冷房時の状態でダンパ５３を開くことにより、第２車室内熱交換器４によって冷却・凝縮されて水分が減少した空気を、下流の第１車室内熱交換器２によって再加熱して相対湿度の低い空気を車室内に送風することができる。また、第２車室内熱交換器４による冷却除湿機能をより高めるため、第６冷媒配管２０に介装した第５開閉弁２１を開いて、第２車室内熱交換器４に供給される冷媒流量を増大するようにしてもよい。
上記のように、暖房時にコンデンサとして作動し、冷房時には空気と熱交換させることなく流通させる第１車室内熱交換器２が、以下のように構成されている。
図３は、第２車室内熱交換器２を空気の送風方向下流側からみた正面図、図４は、図３のＡ矢視図、図５は、図３のＢ−Ｂ矢視断面図、図６は、図３のＣ矢視側面図である。
扁平な通路断面を有し上下方向に延びる複数の冷媒流通チューブ１０１を、コルゲートフィン１０２（図では上部のみ示す）を介して並列配置した１対のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂが形成され、これら１対のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂを相互に対向させて、送風路５１の送風方向に間隔を開けて上流側と下流側とに２列配設している。各冷媒流通チューブ１０１とコルゲートフィン１０２とは、ろう付け等により固定されている。
前記２列のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂの上下両側に、水平方向に延びる円筒状のヘッダが、それぞれ一対ずつ配設されている。
２列のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂの上側に配設される一対のヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂは、それぞれ各チューブ群の冷媒流通チューブ１０１の一端部（上端部）を挿入するための複数の孔を有し、各チューブ群１０３Ａ,１０３Ｂの上端部は、ヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂの対応する孔に挿入され、ろう付けして固定される。
また、上側のヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂは、両側の開口端が蓋部材１０５で閉塞され、ろう付けして固定される。
冷媒流通チューブ１０１の下側に配設される一対のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂは、ヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂと同様、それぞれ各チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの冷媒流通チューブ１１の下端部を挿入するための複数の孔を有し、各チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの下端部は、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの対応する複数の孔に挿入され、ろう付けして固定される。
下側のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの一方（図示右側）の開口端は、蓋部材１０８で閉塞され、ろう付け固定される。
ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの他方（図示左側）の開口端には、中央部を開口した管継手１０９がろう付けして固定され、ヘッダ１０６Ａ側の管継手１０９には冷媒流入管１１０が接続してろう付け固定され、ヘッダ１０６Ｂ側の管継手１０９には冷媒流出管１１１が接続してろう付け固定される。
また、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの内部空間が、軸方向中間部において円板状の仕切り部材１０６ｂによって２個に仕切られている。仕切り部材１０６ｂは、一対のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの内壁にろう付けして固定される。
ここで、前記２つの仕切り部材１０６ｂは、内部空間の中央位置より、冷媒流入管１１０及び冷媒流出管１１１から離れた位置に設けられる。
さらに、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの仕切り部材１０６ｂで仕切られた、冷媒流入管１１０及び冷媒流出管１１１から離れた側（図示右側）の部分には、対向する内壁にそれぞれ複数（図では、９個）のボス貫通孔１０６ｃが形成される。
そして、図７（Ａ），（Ｂ）に示すように、板状部材の平坦部両側に、連通孔１０７ｂを内側に有するボス部１０７ａを突出させた接続部材１０７を形成し、図５に示すように、該接続部材１０７のボス部１０７ａをヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂのボス貫通孔１０６ｃに貫通させてろう付けして固定する。
接続板１０７のボス部１０７ａは、例えば、１枚の板材の片側表面に突出するようにバーリングによって形成したものを一対形成し、これらを逆向きに重ねてろう付け等で固定することにより形成することができる。あるいは、一枚の板材の片側表面に突出させて１回目のバーリングを行った後、逆方向からバーリングを行って反対側に突出させる周知の方式で加工することもできる。
また、チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂ，１０６Ａ，１０６Ｂの積層方向両端部には、図３に示すように、それぞれ、補強板１１２がろう付けして固定される。
以上のように、第１車室内熱交換器２は、送風路の送風方向下流側に配置される冷媒流通方向上流側の熱交換器（第１熱交換器）と送風方向上流側に配置される冷媒流通方向下流側の熱交換器（第２熱交換器）とを、連通孔を介して連通接続して構成される。
かかる構成を有した第１車室内熱交換器２の冷媒の流れは、図８の矢印に示すようになる。
冷媒は、冷媒流入管１１０から第１熱交換器の下側のヘッダ１０６Ａ内に流入し、仕切り板１０６ｂより手前側の第１ヘッダ空間１０６Ａｕに臨む複数（図３では１４本）の冷媒流通チューブ１０１（第１チューブ群１０３Ａｕ）の下端開口から流入して、第１チューブ群１０３Ａｕを上方に流動する。
さらに、第１チューブ群１０３Ａｕの上端開口から上側のヘッダ１０４Ａ内に流入した後、奥側の複数（図３では１０本）の冷媒流通チューブ１０１（第２チューブ群１０３Ａｄ）に上端開口から流入し、第２チューブ群１０３Ａｄを下方に流動する。
そして、第２チューブ群１０３Ａｄの下端開口から仕切り板１０６ｂより奥側の第２ヘッダ空間１０６Ａｄ内に流入する。
次いで、第２ヘッダ空間１０６Ａｄ内に臨む接続部材７のボス部１０７ａ内の連通孔１０７ｂを通って、隣接する第２熱交換器のヘッダ１０６Ｂの仕切り板１０６ｂより奥側の第３ヘッダ空間１０６Ｂｕに流入する。
第３ヘッダ内空間１０６Ｂｕに臨む複数（図３では１０本）の冷媒流通チューブ１０１（第３チューブ群１０３Ｂｕ）の下端開口から流入し、第３チューブ群１０３Ｂｕを上方に流動する。
さらに、第３チューブ群１０３Ｂｕの上端開口からヘッダ１０４Ｂ内に流入した後、手前側の複数（図３では１４本）の冷媒流通チューブ１０１（第４チューブ群１０３Ｂｄ）の上端開口から、第４チューブ群１０３Ｂｄを下方に流動する。
そして、第４チューブ群１０３Ｂｄの下端開口から仕切り板１０６ｂより手前側の第４ヘッダ空間１０６Ｂｄ内に流入し、冷媒流出管１１１から流出する。
暖房時に車室内熱交換器２がコンデンサとして機能する際は、冷媒は、上記のように２つのチューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの各冷媒流通チューブ１０１を通る間に、これら各チューブ１０１の外表面に接触しつつ流通する送風空気と熱交換して放熱されると共に、同じく外表面に接触する送風空気によって冷却されるコルゲートフィン１０２と熱交換して放熱されることにより、効率よく冷却されて凝縮・液化される。
ここで、本実施形態のように、冷媒流通方向を反転させつつ第１〜第４チューブ群（第１パス〜第４パス）で構成される４個の熱交換領域に画成した熱交換器を４パス型の熱交換器と称する。一方、冷媒が冷媒流入管から第１熱交換器の全チューブ群を同時に流通して第２熱交換器に移動し、第２熱交換器の全チューブ群を同時に流通して冷媒流出管から流出する、２個の熱交換領域を有する熱交換器を２パス型の熱交換器と称する。
図９は、暖房時にコンデンサとして機能する４パス型室内熱交換器の吹出し温度差（全熱交換領域における最高吹出し温度と最低吹出し温度との差）を、２パス型室内熱交換器と比較して示す。ただし、４パス型室内熱交換器は、４個の熱交換領域の大きさ（送風方向と直角方向の断面積）を等しくしたもので確認した。
過冷却温度が３０°Ｃ、３５°Ｃで運転されるときは、下流側の第２熱交換器において凝縮された液状冷媒が存在する過冷却領域は小さいが、過冷却温度が４０°Ｃ、４５°Ｃの高レベルの過冷却運転を行った場合、過冷却領域が拡大する。ここで、過冷却領域では、冷媒が液状であるため送風空気との熱交換効率が高く、他の領域に比較して、過冷却領域を通過して熱交換された送風空気の吹出し温度に与える影響が大きい。その結果、過冷却領域が大きくなるほど、吹出し温度差が増大する。
過冷却領域が小さい３０°Ｃ、３５°Ｃの過冷却温度での運転時は、４パス型室内熱交換器の方が２パス型室内熱交換器より吹出し温度差は大きいものの、１５°Ｃ以下の良好なレベルに維持される。
一方、−１０°Ｃ以下の冷温環境下で快適な暖房機能を得るためには過冷却温度が４０°Ｃ、４５°Ｃの高レベルの過冷却運転を行う必要がある。この場合、２パス型室内熱交換器では、冷媒の流動経路が４パス型室内熱交換器に比較して短いため、冷媒の温度変化が大きく、第２熱交換器の熱交換領域の大部分が過冷却領域となり、これに伴い、吹出し温度差が１５°Ｃを大きく超え、人体に不快感を与えることになる。
これに対し、４パス型室内熱交換器では冷媒の流動経路が長く、冷媒の温度変化が緩やかとなるため、過冷却領域の拡大を抑制でき第２熱交換器の熱交換領域の半分を少し上回る程度に抑えられる。この結果、吹出し温度差の増大を抑制でき、１５°Ｃ以下の良好なレベルに維持される。
また、本実施形態では、４パス型室内熱交換器の第４パス（第４チューブ群）の熱交換領域を第３パス（第３チューブ群）の熱交換領域より、大きく設定している。
図１０〜図１２は、４パス型室内熱交換器の第１パス〜第４パスの各熱交換領域の大きさが異なる組み合わせの２パス型室内熱交換器に対する各種状態量の比率、すなわち暖房ＣＯＰ比率、吹出し温度差比率、冷房ＣＯＰ比率を示す。暖房条件、冷房条件については、図に記載の通りであり、暖房時は４５°Ｃの過冷却運転の場合を示す。
ａは、第３パス（第２パス）の熱交換領域を第４パス（第１パス）の熱交換領域より大きく設定したものであり、具体的には、第３パス（及び第２パス）のチューブ本数を１４本、第４パス（及び第１パス）のチューブ本数を１０本としたものである。
ｂは、第１〜第４パスの熱交換領域を等しく設定したものであり、具体的には、各パスのチューブ本数を１２本ずつとしたものである。
ｃは、上記本発明の実施形態に該当し、第４パスの熱交換領域（＝第１パスの熱交換領域）を第４パスの熱交換領域（＝第１パスの熱交換領域）より大きく設定したものであり、具体的には、第４パス（及び第１パス）のチューブ本数を１４本、第３パス（及び第２パス）のチューブ本数を１０本としたものである。
図１０に示すように、暖房ＣＯＰ比率については、４パス型室内熱交換器は、ａ，ｂ，ｃ共に、２パス型室内熱交換器を５%以上上回る良好な結果を得られている。
図１１に示すように、吹出し温度差比率（小さいほど良好）については、４パス型室内熱交換器は、ａ，ｂ，ｃ共に、２パス型室内熱交換器より大幅に小さくなる（ｂについては、図９でも示したとおりである）が、特に、ｃ（本実施形態）では吹出し温度差比率をより小さくすることができる。
これは、最下流側の熱交換領域である第４パスを第３パスより大きくすることにより、第４パスでの冷媒温度低下を緩やかにして、過冷却領域を第４パス内に留めやすくなり、上流側の第３パスまで拡大した場合でも、トータルの過冷却領域をより小さくすることができるためと考えられる。
ここで、図１３に示すように、第４パスの熱交換領域を大きくするほど、吹出し温度差を小さくできることになるが、相対的に第３パスの熱交換領域が小さくなるためシステムの冷房運転時に冷媒をガス状態のまま通過させるときの通路抵抗が増大し、冷房ＣＯＰが低下する。
したがって、良好な冷房ＣＯＰを維持できるように、第４パスと第３パスの熱交換領域割合を配分して、冷媒通路面積を確保する必要がある。さらに、第２熱交換器より高温・高圧の冷媒ガスが流動する冷媒流通方向上流側の第１熱交換器において、冷媒通路面積を良好な冷房ＣＯＰを維持できる大きさを確保する必要がある。
図１４は、第１熱交換器の冷媒通路面積（第１パスと第２パスの小さい方のチューブ群総断面積）とＣＯＰとの関係を示し、暖房時は略一定に維持されるが、冷房時は冷媒通路面積が冷媒導入管の断面積以上において、良好なＣＯＰを得られることが示されている。
具体的には、ｃの本実施形態では、第２パス及び第３パスのチューブ数を１０本とすることで、冷媒通路面積（１０本のチューブの総断面積）を、冷媒導入管１１０の断面積以上の大きさとしてある。
この結果、図１２に示すように、冷房ＣＯＰ比率は、ｃ（本実施形態）は、ａ，ｂを下回るものの、２パス型室内熱交換器の９２．５%を確保することができ、システムの冷房性能を良好に維持できることが明らかである。
なお、第１熱交換器の第１パスと第２パスとの熱交換領域の割合は、上記実施形態の例に限らず、例えば、５０%ずつ（チューブ本数１２本ずつ）としてもよいが、実施形態のように、第４パスと第１パスとの熱交換領域の割合に一致させる（チューブ本数で１４本と１０本）ことにより、温度が最も高い第１パスと最も低い第４パスとの全体が重なり合うため、吹出し温度のバラツキをより低減することが可能となる。
また、例えば、右ハンドル車と左ハンドル車とで冷媒導入管と冷媒導出管との接続位置が送風方向に対して左右入れかわるような場合でも、共通の熱交換器を左右の向きを変えて取り付けることが可能となり（第１パス〜第４パスの熱交換領域割合が変化しない）、汎用性が得られコストを低減できる。
また、熱交換器の形状は通常横長に設定されるため、本実施形態のように冷媒流通チューブ１０１を上下方向に配設した熱交換器においては、特許文献１のように冷媒流通チューブを水平方向に配設した熱交換器と比較すると、熱交換領域を同一パス数で画成した場合、各パス当たりのチューブ数を多くすることができる。これにより、冷媒流通抵抗を小さくでき、システム効率の低減を抑制できる。
２…第１車室内熱交換器、５１…送風路、５３…ダンパ、１０１…冷媒流通チューブ、１０３Ａ,１０３Ｂ…チューブ群、１０３Ａｕ…第１チューブ群（第１パス）、１０３Ａｄ…第２チューブ群（第２パス）、１０３Ｂｕ…第３チューブ群（第３パス）、１０３Ｂｄ…第４チューブ群（第４パス）、１０４Ａ，１０４Ｂ…ヘッダ、１０６Ａ，１０６Ｂ…ヘッダ、１０６ｂ…仕切り板、１０６Ａｕ…第１ヘッダ空間、１０６Ｂｕ…第３ヘッダ空間、１０６Ｂｄ…第４ヘッダ空間、１０６Ａｄ…第２ヘッダ空間、１０７ｂ…連通孔、１１０…冷媒導入管、１１１…冷媒導出管

Claims (4)

  1. 上下方向に延びる複数の冷媒流通チューブを互いに平行に配置したチューブ群の上下端部を水平方向に延びる上下のヘッダに連通接続した熱交換器を一対形成し、冷媒流通方向上流側の第１熱交換器を室内への空気送風方向の下流側、冷媒流通方向下流側の第２熱交換器を前記空気送風方向の上流側に並べて配置すると共に、前記第１熱交換器及び第２熱交換器の隣接するヘッダ同志を連通接続し、暖房時に３５℃を超える過冷却運転が可能なコンデンサとして機能し、冷房時に冷媒をガス状態で通過させるカウンターフロー型の室内熱交換器であって、
    前記第１熱交換器及び第２熱交換器の少なくとも一部のヘッダ内を水平方向複数の空間に仕切り、各熱交換器のチューブ群を、隣接するチューブ群相互間で冷媒流通方向を反転させた複数の熱交換領域に画成すると共に、前記第２熱交換器において、冷媒流通方向最下流側の熱交換領域を、上流側の熱交換領域より大きく設定し、
    前記第１熱交換器において、前記各熱交換領域の冷媒通路面積を該第１熱交換器に接続された冷媒導入管の断面積より大きく設定したこと、
    を特徴とする室内熱交換器。
  2. 前記第１熱交換器において、冷媒流通方向最上流側の熱交換領域を、下流側の熱交換領域より大きく設定したこと、
    を特徴とする請求項１に記載の室内熱交換器。
  3. 前記第１熱交換器及び第２熱交換器のチューブ群をそれぞれ２個に画成し、前記第１熱交換器における冷媒流通方向上流側の熱交換領域と、前記第２熱交換器における冷媒流通方向下流側の熱交換領域の大きさを等しくし、前記第１熱交換器における冷媒流通方向下流側の熱交換領域と、前記第２熱交換器における冷媒流通方向上流側の熱交換領域の大きさを等しくしたことを特徴とする請求項２に記載の室内熱交換器。
  4. 車両用空調装置の車室への送風路に配設され、暖房時は、通気口を開とされ、冷房時は通気口を閉とされることと特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１つに記載の室内熱交換器。
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