JP2018169073A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換性能を低下させることなく、空気通路の圧力損失を低減することの可能な熱交換器を提供する。【解決手段】筐体１０は、外殻を構成し、その外殻の内側に空気通路および冷却液通路を有する。筐体１０の一方の側に設けられる空気入口１３１は、空気通路に空気を供給する。筐体１０の他方の側に設けられる空気出口１４１は、空気通路から空気を排出する。冷却液入口４１は、筐体１０の空気出口１４１側の部位に設けられ、冷却液通路に冷却液を供給する。冷却液出口４２は、筐体１０の空気入口１３１側の部位に設けられ、冷却液通路から冷却液を排出する。第１フィン３１は、空気通路のうち、空気入口１３１側の領域に配置される。第１フィン３１よりも熱伝達率が大きい第２フィン３２は、空気通路のうち、空気出口１４１側から空気入口１３１側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置される。【選択図】図１

Description

本発明は、空気と冷却液との熱交換を行う熱交換器に関するものである。

従来、車両等に搭載され、吸気または排気等の空気と、冷却水等の冷却液との熱交換を行う熱交換器が知られている。

特許文献１に記載の熱交換器は、過給空気と冷却水とが対向して流れるように構成された対向流型の水冷式インタークーラである。一般に、インタークーラは、特許文献１に記載のような対向流型のものと、過給空気と冷却水とが直交して流れるように構成された直交流型のものとが、車両の搭載スペースなどの条件によって使い分けられている。

ＥＰ１７０７９１１Ａ１明細書

一般に、インタークーラは、熱交換性能が同一の条件であれば、直交流型のものに比べて、対向流型のものの方が、空気通路の長さが長く、その流路断面積も小さく形成されるため、空気通路の圧力損失が大きくなる。インタークーラが有する空気通路の圧力損失が大きいと、エンジン性能を低下させてしまうという問題がある。

仮に、インタークーラの空気通路に設けられるフィンのピッチを粗くすると、空気通路の圧力損失は小さくなるが、熱交換性能が低下する。これに対し、そのフィンのピッチを密にすると、熱交換性能が向上するが、空気通路の圧力損失が増大する。

本発明は上記点に鑑みて、熱交換性能を低下させることなく、空気通路の圧力損失を低減することの可能な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、請求項１に係る発明は、空気と冷却液との熱交換を行う熱交換器であって、
外殻を構成し、内側に空気通路および冷却液通路を有する筐体（１０）と、
筐体の一方の側に設けられ、空気通路に空気を供給する空気入口（１３１、１７１）と、
筐体の他方の側に設けられ、空気通路から空気を排出する空気出口（１４１、１８１）と、
筐体の空気出口側の部位に設けられ、冷却液通路に冷却液を供給する冷却液入口（４１、４５）と、
筐体の空気入口側の部位に設けられ、冷却液通路から冷却液を排出する冷却液出口（４２、４６）と、
空気通路のうち、空気入口側の領域に配置される第１フィン（３１）と、
空気通路のうち、空気出口側から空気入口側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置され、第１フィンよりも熱伝達率が大きい第２フィン（３２）と、を備える。

発明者は、空気通路の入口から出口に亘り同一のフィンを設置した対向流型の熱交換器（以下、「従来の熱交換器」という）について、空気通路を流れる空気温度の変化率を調べた。その結果、従来の熱交換器では、空気出口側から空気入口側に向かい空気通路の長さの４０％の範囲で、空気温度の変化率が極めて小さくなることが分かった。これは、従来の熱交換器では、空気通路の空気出口側で空気と冷却液の温度差が小さくなり、熱交換効率が低下するためである。

そこで、請求項１に記載の熱交換器では、空気出口側から空気入口側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に、熱伝達率が大きい第２フィンを配置している。これにより、第２フィンを配置した領域での熱交換効率が高くなり、熱交換器全体での熱交換性能が向上する。また、熱伝達率が小さい第１フィンを、空気入口側の領域に配置することで、空気通路の圧力損失が減少する。したがって、請求項１に記載の熱交換器の熱交換性能と従来の熱交換器の熱交換性能とを同一の条件とすれば、請求項１に記載の熱交換器は、従来の熱交換器より、空気通路の圧力損失を低減することができる。また、請求項１に記載の熱交換器は、従来の熱交換器に対し、空気通路の圧力損失を同等とすれば、熱交換器全体での熱交換性能を高めることも可能である。

なお、上記各構成に付した括弧内の符号は、後述する実施形態に記載する具体的構成との対応関係の一例を示したものである。

第１実施形態に係る熱交換器の斜視図である。 熱交換器の分解図である。 熱交換器が備えるチューブの一部断面を示した図である。 熱交換器が備えるフィンの一例である。 熱交換器が備えるフィンの一例である。 熱交換器が備えるフィンの一例である。 熱交換器が備えるフィンの一例である。 熱交換器が備えるフィンの一例である。 従来の熱交換器の空気通路を流れる空気の温度変化の状態を表したグラフである。 従来の熱交換器の空気通路を流れる空気の温度変化の状態を表したグラフである。 従来の熱交換器の空気通路を流れる空気の単位長さあたりの温度変化率を表したグラフである。 従来の熱交換器の空気通路を流れる空気の単位長さあたりの温度変化率を表したグラフである。 第１実施形態の熱交換器の効果確認のための試験条件を示した図である。 第１実施形態の熱交換器および従来の熱交換器それぞれの空気通路を流れる空気の温度変化の状態を表したグラフである。 第１実施形態の熱交換器および従来の熱交換器それぞれの空気通路を流れる空気の圧力損失の状態を表したグラフである。 第２実施形態に係る熱交換器の分解図である。 第３実施形態に係る熱交換器の分解図である。

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、同一符号を付して説明を行う。

（第１実施形態）
第１実施形態について図面を参照しつつ説明する。本実施形態の熱交換器は、車両等に搭載され、過給機により圧縮された吸気と、冷却液としてのエンジン冷却水との熱交換を行う水冷式インタークーラである。詳細には、この熱交換器は、筐体の内側を空気と冷却液とが対向して流れるように構成された対向流型の水冷式インタークーラである。

図１〜図３に示すように、熱交換器１は、筐体１０、複数のチューブ２０、第１フィン３１および第２フィン３２などを備えている。これらの各部材は、アルミニウムなどの金属から形成され、各部材がろう付けなどにより接合される。

筐体１０は、熱交換器１の外殻を構成し、その内側に空気通路および冷却液通路を有するものである。筐体１０は、第１〜第４プレート１１〜１４により構成されている。第１プレート１１と第２プレート１２はいずれも、側面部１１１、１２１と、その側面部１１１、１２１の両端から側面部１１１、１２１に対して垂直に延びる上面部１１２、１２２および下面部１１３、１２３を有している。なお、本明細書において、側面部、上面部、下面部の用語は、説明のためのものであり、熱交換器１が車両に搭載される方向を示すものではない。

第１プレート１１と第２プレート１２とは対向配置された状態で、第１プレート１１と第２プレート１２の上面部１１２、１２２の端部同士が接合され、下面部１１３、１２３の端部同士が接合されている。第３プレート１３は、第１プレート１１と第２プレート１２により筒状に形成された部材の一方の開口側に接合されている。この第３プレート１３には、複数の空気入口１３１が形成されている。一方、第４プレート１４は、その角筒状に形成された部材の他方の開口側に接合されている。この第４プレート１４には、複数の空気出口１４１が形成されている。

筐体１０の内側には、複数のチューブ２０が設けられている。複数のチューブ２０は、扁平した筒状に形成され、筐体１０の内側に所定の間隔をあけて積層されている。チューブ２０の一方の開口は、第３プレート１３の複数の空気入口１３１に接合されている。チューブ２０の他方の開口は、第４プレート１４の空気出口１４１に接合されている。したがって、本実施形態では、複数のチューブ２０の内側に形成される流路が、空気通路である。空気通路には、筐体１０の一方の側に設けられた空気入口１３１から空気が供給される。空気通路を流れた空気は、筐体１０の他方の側に設けられた空気出口１４１から排出される。

チューブ２０の内側には、インナーフィンが設けられている。本実施形態では、インナーフィンは、第１フィン３１と第２フィン３２により構成されている。第１フィン３１は、空気通路のうち、空気入口１３１側の領域に配置される。図３では、空気通路の長さをＬｔ、第１フィン３１の長さをＬ１、第２フィン３２の長さをＬ２として記載している。第２フィン３２の長さＬ２は、空気通路の長さＬｔの４０％以下である。すなわち、第２フィン３２は、空気通路のうち、空気出口１４１側から空気入口１３１側に向かい空気通路の長さＬｔの０％より大きく４０％以下の範囲に配置されている。

第２フィン３２は、第１フィン３１よりも熱伝達率が大きいものである。第１フィン３１および第２フィン３２として、ストレートフィン３４（図４参照）、ルーバー付のフィン３５（図５参照）、オフセットフィン３６（図６参照）、ウェーブフィン３７（図７参照）、ウィング付のフィン３８（図８参照）など、様々な種類のものを採用することが可能である。第１フィン３１と第２フィン３２とは異なる種類であってもよく、同一の種類であってもよい。第１フィン３１のフィンピッチに対し、第２フィン３２のフィンピッチを密にすることで、第２フィン３２の熱伝達率を大きくすることが可能である。或いは、第１フィン３１の種類に対し、第２フィン３２の種類を熱伝達率が大きいのものとしてもよい。

筐体１０を構成する第１プレート１１には、冷却液入口となる入口パイプ４１が接合されている。入口パイプ４１は、筐体１０の空気出口１４１側の部位に設けられている。一方、第２プレート１２には、冷却水出口となる出口パイプ４２が接合されている。出口パイプ４２は、筐体１０の空気入口１３１側の部位に設けられている。したがって、本実施形態では、筐体１０の内側、且つ、複数のチューブ２０の外側に形成される流路が、冷却液通路である。冷却液通路には、入口パイプ４１から冷却液が供給される。冷却液通路を流れた冷却液は、出口パイプ４２から排出される。なお、冷却液通路には、アウターフィン４０が設けられている。

上述した構成により、この熱交換器１は、空気通路を流れる空気と、冷却液通路を流れる冷却液との熱交換を行うことが可能である。

ところで、インタークーラは、エンジンの気筒内に供給する吸気の過給圧を高めるため、空気通路の圧力損失を低減することが求められる。

一般に、熱交換器は、空気通路に設けられたフィンのピッチを粗くすると、空気通路の圧力損失は小さくなるが、熱交換性能が低下する。これに対し、熱交換器の空気通路に設けられたフィンのピッチを密にすると、熱交換性能が向上するが、空気通路の圧力損失が増大する。すなわち、熱交換器の熱交換性能と、空気通路の圧力損失とは相関関係を有する。したがって、従来の熱交換器に対して空気通路の圧力損失を同等として、熱交換性能を向上させた熱交換器の構成を実現できれば、その構成により、従来の熱交換器と熱交換性能を同等として、空気通路の圧力損失を低減することが可能である。なお、本明細書において、従来の熱交換器とは、空気通路の入口から出口に亘り同一のフィンを設置したものをいうこととする。

まず、発明者は、実験およびシミュレーション（以下、試験という）により、従来の熱交換器の空気通路を流れる空気の温度変化の状態を調べた。その結果を図９〜図１２に示す。なお、図９〜図１２のグラフにおいて符号Ａ〜Ｅを付した線は、同一の符号を付した線が同一の試験結果を示すものである。

図９〜図１２は、従来の熱交換器を使用して、空気入口の空気温度が１００°〜２００°の５つの温度の空気を空気通路に流し、空気出口の空気温度を所定の目標温度（例えば４５℃）まで低下させる試験を行った試験結果を示している。図９は、その試験において、空気通路の位置に応じた空気温度の変化を示したものである。図１０は、図９のグラフの横軸に関し、空気入口を０％、空気出口を１００％として、空気通路の各位置を百分率表示したものである。

図１１は、図９のグラフで示した空気温度の変化を、空気通路の単位長さあたりの温度変化率を示したものである。図１２は、図１１のグラフの横軸に関し、空気入口を０％、空気出口を１００％として、空気通路の各位置を百分率表示したものである。

図１２の符号Ｘを付した一点鎖線で囲った部分に示されるように、従来の熱交換器では、空気出口側から空気入口側に向かって空気通路の長さの４０％の部位で、空気温度の変化率が極めて小さくなることが分かった。この理由は、空気通路の空気出口側では、空気と冷却液の温度差が小さくなるので、熱交換効率が低下するからである。

そこで、本実施形態の熱交換器では、第１フィンよりも熱伝達率が大きい第２フィンを、空気通路のうち、空気出口側から空気入口側に向かい空気通路の長さの４０％の範囲に配置し、その効果を試験により確認した。そのときの試験条件と、その結果を、図１３〜図１５に示す。

試験の基本条件は、次のとおりである。

空気入口の空気温度；Ｔｇ１＝１３０℃
空気入口の空気の圧力；Ｐｇ１＝２２０ｋＰａ−ａ
空気通路に供給する空気の流量；Ｇｇ＝２００ｇ／ｓ
冷却液入口の冷却水の水温；Ｔｗ１＝３５℃
冷却液通路に供給する冷却水の流量；Ｇｗ＝１０Ｌ／ｍｉｎ
図１３は、本実施形態の熱交換器に相当する模式図に、具体的な試験条件を記載したものである。図１３に示すように、空気通路の流路断面の内寸は、縦；Ｈｔ＝１３０ｍｍ、横；Ｗｔ＝６０ｍｍ、長さ；Ｌｔ＝２１５ｍｍである。

第１フィンは、ストレートフィンとし、フィンピッチ；Ｆｐ＝１．５ｍｍ とした。第１フィンの長さＬ１は、空気入口から空気出口側に向かい空気通路の長さＬｔの６０％の範囲に設置した。

第２フィンは、オフセットフィンとし、フィンピッチ；Ｆｐ＝１．５ｍｍ とした。第１フィンの長さＬ２は、空気出口から空気入口側に向かい空気通路の長さＬｔの４０％の範囲に設置した。

なお、本実施形態の熱交換器が備える第１フィンの熱伝達率は、従来の熱交換器が備えるフィンの熱伝達率より小さいものである。また、本実施形態の熱交換器が備える第２フィンの熱伝達率は、従来の熱交換器が備えるフィンの熱伝達率より大きいものである。

図１４および図１５は、図１３で示した試験条件で行った試験の結果を示している。図１４および図１５では、本実施形態の熱交換器の空気通路の位置に応じた空気の温度変化を実線Ｍで示し、従来の熱交換器の空気通路の位置に応じた空気温度の変化を破線Ｎで示している。なお、図１４および図１５のグラフの横軸は、空気入口を０％とし、空気出口を１００％として、空気通路の各位置を百分率表示している。

図１４に示すように、空気入口から空気通路の長さの６０％の範囲までは、本実施形態の熱交換器の空気温度が、従来の熱交換器の空気温度よりも高い状態になっている。しかし、空気通路の長さの６０％から空気出口までの間に、本実施形態の熱交換器の空気温度は、従来の熱交換器の空気温度よりも低い状態になっている。本実施形態の熱交換器の空気出口の温度Ｔｇ２は、３７．６℃となり、従来の熱交換器の空気出口の温度Ｔｇ２は、４１．４℃となった。したがって、本実施形態の熱交換器の空気出口の温度Ｔｇ２は、従来の熱交換器の空気出口の温度よりも、３．８℃低くなった。

図１５に示すように、空気入口から空気通路の長さの６０％の範囲までは、本実施形態の熱交換器の空気通路の圧力損失が、従来の熱交換器の空気通路の圧力損失よりも小さい。しかし、空気通路の長さの６０％から空気出口までの間では、本実施形態の熱交換器の空気通路の圧力損失は、従来の熱交換器の空気通路の圧力損失よりも大きい。その結果、空気出口における本実施形態の熱交換器の空気通路の圧力損失は、従来の熱交換器の空気通路の圧力損失とほぼ同一である。

上記の試験結果から、本実施形態の熱交換器は、次の作用効果を奏するものといえる。すなわち、本実施形態の熱交換器は、従来の熱交換器に対し、空気通路の圧力損失を同等として、熱交換器全体での熱交換性能を高めることが可能である。上述したように、熱交換器の熱交換性能と、空気通路の圧力損失とは相関関係を有する。したがって、本実施形態の熱交換器と従来の熱交換器の熱交換性能を同一の条件とすれば、本実施形態の熱交換器は、従来の熱交換器より、空気通路の圧力損失を低減することができる。

また、本実施形態の熱交換器は、第１フィン３１と第２フィン３２に、異なる種類のものを採用することが可能である。これによれば、第１フィン３１の熱伝達率より、第２フィン３２の熱伝達率を大きくすることができる。

また、本実施形態の熱交換器は、第１フィン３１のフィンピッチに対し、第２フィン３２のフィンピッチを密にしたものを採用することが可能である。これによれば、第１フィン３１の熱伝達率より、第２フィン３２の熱伝達率を大きくすることができる。

なお、本実施形態の熱交換器は、第１フィン３１のフィンピッチおよび種類と、第２フィン３２のフィンピッチおよび種類とを変えることで、第１フィン３１の熱伝達率より、第２フィン３２の熱伝達率を大きくしてもよい。

（第２実施形態）
第２実施形態について説明する。第２実施形態は、第１実施形態に対して熱交換器１の空気通路および冷却液通路などの構成を変更したものである。

図１６に示すように、第２実施形態の熱交換器１は、筐体１０、複数のチューブ２０、第１フィン３１、中間フィン３３および第２フィン３２などを備えている。

筐体１０は、熱交換器１の外殻を構成し、その内側に空気通路および冷却液通路を有するものである。筐体１０は、第１ダクトプレート１５、第２ダクトプレート１６、第１かしめプレート１７および第２かしめプレート１８により構成されている。第１ダクトプレート１５と第２ダクトプレート１６はいずれも、側面部１５１、１６１と、その側面部１５１、１６１の両端から側面部１５１、１６１に対して垂直に延びる上面部１５２、１６２および下面部１５３、１６３を有する。なお、本明細書において、側面部、上面部、下面部の用語は、説明のためのものであり、熱交換器１が車両に搭載される方向を示すものではない。第１ダクトプレート１５と第２ダクトプレート１６とは側面部１５１、１６１同士が対向配置された状態で、第１ダクトプレート１５と第２ダクトプレート１６の上面部１５２、１６２の端部同士が接合され、下面部１５３、１６３の端部同士が接合されている。第１かしめプレート１７は、第１ダクトプレート１５と第２ダクトプレート１６により筒状に形成された部材の一方の開口側に接合されている。この第１かしめプレート１７には、空気入口１７１が形成されている。一方、第２かしめプレート１８は、その角筒状に形成された部材の他方の開口側に接合されている。この第２かしめプレート１８には、空気出口１８１が形成されている。

筐体１０の内側には、複数のチューブ２０が設けられている。複数のチューブ２０は、扁平した筒状に形成され、筐体１０の内側に所定の間隔をあけて積層されている。複数のチューブ２０同士の間に空気通路が形成される。すなわち、第２実施形態の空気通路は、筐体１０の内側、且つ、複数のチューブ２０の外側に形成される流路である。

空気通路にアウターフィンが設けられている。第２実施形態では、アウターフィンは、第１フィン３１、中間フィン３３および第２フィン３２により構成されている。第１フィン３１は、空気通路のうち、空気入口１７１側の領域に配置される。中間フィン３３は、第１フィン３１の下流側に配置される。第２フィン３２は、空気通路のうち、空気出口１８１側から空気入口１７１側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置される。

第２フィン３２は、第１フィン３１および中間フィン３３よりも熱伝達率が大きいものである。第１フィン３１、第２フィン３２、中間フィン３３として、図４〜図８に示したような、ストレートフィン３４、ルーバー付のフィン３５、オフセットフィン３６、ウェーブフィン３７、ウィング付のフィン３８など、様々な種類のものを採用することが可能である。第１フィン３１と第２フィン３２と中間フィン３３はそれぞれ異なる種類であってもよく、同一の種類であってもよい。第１フィン３１および中間フィン３３のフィンピッチに対し、第２フィン３２のフィンピッチを密にすることで、第２フィン３２の熱伝達率を大きくすることが可能である。或いは、第１フィン３１および中間フィン３３の種類に対し、第２フィン３２を熱伝達率が大きい種類のものとしてもよい。

積層された複数のチューブ２０同士は、少なくとも２つの連通路４３、４４により積層方向に連通している。第１ダクトプレート１５に形成された２つの開口部のうち、空気出口１８１側の連通路４３と連通する開口部は、複数のチューブ２０に冷却液を供給するための冷却液入口４５である。一方、第１ダクトプレート１５に形成された２つの開口部のうち、空気入口１７１側の連通路４４と連通する開口部は、複数のチューブ２０から冷却液を排出するための冷却液出口４６である。したがって、第２実施形態の冷却液通路は、複数のチューブ２０の内側に形成される流路である。上述した構成により、この熱交換器１は、空気通路を流れる空気と、冷却液通路を流れる冷却液との熱交換を行うことが可能である。

図１６では、空気通路の長さをＬｔ、第１フィン３１の長さをＬ１、第２フィン３２の長さをＬ２、中間フィン３３の長さをＬ３として記載している。第２フィン３２の長さＬ２は、空気通路の長さＬｔの４０％以下である。第２実施形態においても、第２フィン３２は、空気通路のうち、空気出口１８１側から空気入口１７１側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置されている。したがって、第２実施形態も、上述した第１実施形態と同様の作用効果を奏することが可能である。

（第３実施形態）
第３実施形態について説明する。第３実施形態は、第２実施形態に対してアウターフィンとチューブの構成の一部を変更したものであり、その他については第２実施形態と同様であるため、第２実施形態と異なる部分についてのみ説明する。

図１７に示すように、第３実施形態では、空気通路のうち空気入口１７１側に、フィンが設けられていないフィンレス領域３９が形成されている。このフィンレス領域３９に露出するチューブ２０の外壁には、複数の凹部３９１または突部３９２が設けられている。凹部３９１は、例えばディンプルであり、突部３９２は例えばリブである。ディンプルまたはリブの形状、大きさ、個数については、図１７に記載したものに限らず、種々のものを採用することができる。なお、チューブ２０の外壁には、凹部３９１または突部３９２の一方のみを設けてもよい。

第３実施形態では、空気通路のうち空気入口１７１側にフィンレス領域３９を形成したことにより、空気通路の圧力損失を低減することができる。なお、空気通路の空気入口１７１側は、空気と冷却液の温度差が大きいので、フィンレス領域３９を形成したことによる熱交換効率の低下は小さいものとなる。

また、第３実施形態では、フィンレス領域３９に露出するチューブ２０の外壁に凹部３９１または突部３９２を設けたことで、フィンレス領域３９による熱交換効率の低下を抑制することができる。

なお、第３実施形態においても、第２フィン３２は、空気通路のうち、空気出口１８１側から空気入口１７１側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置されている。したがって、第３実施形態も、上述した第１および第２実施形態と同様の作用効果を奏することが可能である。

（他の実施形態）
本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載した範囲内において適宜変更が可能である。また、上記各実施形態は、互いに無関係なものではなく、組み合わせが明らかに不可な場合を除き、適宜組み合わせが可能である。また、上記各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。また、上記各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されるものではない。また、上記各実施形態において、構成要素等の形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その形状、位置関係等に限定されるものではない。

（１）上記各実施形態では、熱交換器１を水冷式インタークーラに適用した例について説明したが、これに限らない。熱交換器１は、例えば、ＥＧＲクーラまたは排熱回収器など、空気と冷却液との熱交換を行う種々のものに適用することができる。

（２）上述した第２実施形態では、熱交換器１の空気通路に設置されるフィンは、第１フィン３１、中間フィン３３、第２フィン３２の順に、熱伝達率が大きいものとしたが、これに限らない。熱交換器１の備えるフィンは、空気出口１８１側の第２フィン３２の熱伝達率が最も大きければよく、例えば第２実施形態の構成において、中間フィン３３、第１フィン３１、第２フィン３２の順に、熱伝達率が大きくなるよう、フィンピッチまたはフィンの種類を変更してもよい。

（まとめ）
上述の実施形態の一部または全部で示された第１の観点によれば、空気と冷却液との熱交換を行う熱交換器は、筐体、空気入口、空気出口、冷却液入口、冷却液出口、第１フィンおよび第２フィンを備える。筐体は、外殻を構成し、その外殻の内側に空気通路および冷却液通路を有する。空気入口は、筐体の一方の側に設けられ、空気通路に空気を供給する。空気出口は、筐体の他方の側に設けられ、空気通路から空気を排出する。冷却液入口は、筐体の空気出口側の部位に設けられ、冷却液通路に冷却液を供給する。冷却液出口は、筐体の空気入口側の部位に設けられ、冷却液通路から冷却液を排出する。第１フィンは、空気通路のうち、空気入口側の領域に配置される。第１フィンよりも熱伝達率が大きい第２フィンは、空気通路のうち、空気出口側から空気入口側に向かい空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置される。

第２の観点によれば、第１フィンの種類と第２フィンの種類とは異なる種類である。第１フィンの種類に対し、第２フィンの種類は熱伝達率が大きいものである。

これによれば、第１フィンと第２フィンに異なる種類のものを採用することで、第１フィンの熱伝達率より、第２フィンの熱伝達率を大きくすることが可能である。

第３の観点によれば、第１フィンのフィンピッチに対し、第２フィンのフィンピッチは密である。

これによれば、第１フィンの熱伝達率より、第２フィンの熱伝達率を大きくすることが可能である。

第４の観点によれば、熱交換器は、筐体の内側に積層される複数のチューブをさらに備える。空気通路または冷却液通路の一方は、複数のチューブの内側に形成される流路である。空気通路または冷却液通路の他方は、複数のチューブの外側、且つ、筐体の内側に形成される流路である。

これによれば、熱交換器として、筐体の内側に複数のチューブを積層したいわゆるシェルアンドチューブ型のものが例示される。

第５の観点によれば、空気通路のうち第２フィンが設けられる領域を除く領域には、フィンが設けられていないフィンレス領域が形成されている。

これによれば、この熱交換器は、フィンレス領域により、空気通路の圧力損失を低減することができる。なお、空気通路の空気入口側は、空気と冷却液の温度差が大きいので、フィンレス領域を形成したことによる熱交換効率の低下は小さいものとなる。

第６の観点によれば、フィンレス領域に露出するチューブの外壁には、凹部または突部が設けられている。

これによれば、フィンレス領域を形成したことによる熱交換効率の低下を抑制することができる。

１ 熱交換器
１０ 筐体
３１ 第１フィン
３２ 第２フィン
４１、４５ 冷却液入口
４２、４６ 冷却液出口
１３１、１７１ 空気入口
１４１、１８１ 空気出口

Claims (6)

1. 空気と冷却液との熱交換を行う熱交換器であって、
   外殻を構成し、内側に空気通路および冷却液通路を有する筐体（１０）と、
   前記筐体の一方の側に設けられ、前記空気通路に空気を供給する空気入口（１３１、１７１）と、
   前記筐体の他方の側に設けられ、前記空気通路から空気を排出する空気出口（１４１、１８１）と、
   前記筐体の前記空気出口側の部位に設けられ、前記冷却液通路に冷却液を供給する冷却液入口（４１、４５）と、
   前記筐体の前記空気入口側の部位に設けられ、前記冷却液通路から冷却液を排出する冷却液出口（４２、４６）と、
   前記空気通路のうち、前記空気入口側の領域に配置される第１フィン（３１）と、
   前記空気通路のうち、前記空気出口側から前記空気入口側に向かい前記空気通路の長さの０％より大きく４０％以下の範囲に配置され、前記第１フィンよりも熱伝達率が大きい第２フィン（３２）と、を備える熱交換器。
2. 前記第１フィンと前記第２フィンとは異なる種類であり、
   前記第１フィンの種類に対し、前記第２フィンの種類は熱伝達率が大きいものである、請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記第１フィンのフィンピッチに対し、前記第２フィンのフィンピッチは密である、請求項１または２に記載の熱交換器。
4. 前記筐体の内側に積層される複数のチューブ（２０）をさらに備え、
   前記空気通路または前記冷却液通路の一方は、複数の前記チューブの内側に形成される流路であり、
   前記空気通路または前記冷却液通路の他方は、複数の前記チューブの外側、且つ、前記筐体の内側に形成される流路である、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の熱交換器。
5. 前記空気通路のうち前記第２フィンが設けられる領域を除く領域には、フィンが設けられていないフィンレス領域（３９）が形成されている、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の熱交換器。
6. 前記フィンレス領域に露出する前記チューブの外壁には、凹部（３９１）または突部（３９２）が設けられている、請求項５に記載の熱交換器。
   

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