JP2022102199A - Heat exchanger and air conditioning system - Google Patents

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Abstract

To provide a heat exchanger capable of improving variation in temperature distribution of air after heat exchange.SOLUTION: A heat exchanger 10 includes a core portion 20, and tanks 30, 40. The core portion 20 has a plurality of tubes 21 arranged with prescribed clearances, and a plurality of fins 22 arranged in the clearances formed between the plurality of tubes 21. The tanks 30, 40 are connected to end portions of the plurality of tubes 21. Clearances are formed between the tanks 30, 40 and end portions of the fins 22. When a width of the clearance is L, and a pitch of the fins is Fp, the width L of the clearance and the pitch Fp of the fins satisfy: L<-0.58×Fp2+4.65×Fp-2.8.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本開示は、熱交換器、及び空調システムに関する。 The present disclosure relates to heat exchangers and air conditioning systems.

従来、下記の特許文献１に記載の熱交換器がある。この熱交換器は、空調システムのヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられるものであって、空調ダクトを流れる空気と熱交換することにより、空調ダクトを流れる空気を加熱する。空調システムでは、この加熱された空気が空調ダクトを通じて車室内に送風されることにより、車室内の暖房が可能となる。この熱交換器は、チューブ及びフィンが交互に配置されるコア部と、チューブの両端部にそれぞれ接合される２つのタンクとを備えている。この熱交換器では、高温の気相状態の熱媒体が一方のタンクに流入した後、コア部の複数のチューブのそれぞれの一端部に分配される。コア部では、複数のチューブの内部を流れる熱媒体と、それらの外部を流れる空気との間で熱交換が行われる。これにより、熱媒体は、チューブの一端部から他端部に向かって流れる間に気相状態、気液二相状態、液相状態へと相変化する。液相状態に変化した熱媒体は複数のチューブのそれぞれの他端部から他方のタンクに流入して集められた後、排出される。 Conventionally, there is a heat exchanger described in Patent Document 1 below. This heat exchanger is used as an indoor capacitor in the heat pump cycle of an air conditioning system, and heats the air flowing through the air conditioning duct by exchanging heat with the air flowing through the air conditioning duct. In the air conditioning system, the heated air is blown into the vehicle interior through the air conditioning duct, so that the vehicle interior can be heated. This heat exchanger includes a core portion in which tubes and fins are alternately arranged, and two tanks joined to both ends of the tube. In this heat exchanger, a heat medium in a hot gas phase state flows into one tank and then is distributed to one end of each of a plurality of tubes in the core portion. In the core portion, heat exchange is performed between the heat medium flowing inside the plurality of tubes and the air flowing outside them. As a result, the heat medium undergoes a phase change into a gas phase state, a gas-liquid two-phase state, and a liquid phase state while flowing from one end to the other end of the tube. The heat medium changed to the liquid phase state flows into the other tank from the other end of each of the plurality of tubes, is collected, and then is discharged.

一方、特許文献１に記載されるような熱交換器では、フィンとタンクとを近接して配置すると、ろう付け時にタンクからフィンの端部にろう材が回り込むことにより、フィンの端部がエロージョン現象により溶解するおそれがある。エロージョン現象とは、タンクのろう材がフィンの母材を侵食する現象である。このようなフィンの浸食を回避するために、下記の特許文献２に記載の熱交換器ではタンクとフィンとの間に隙間を形成している。これにより、タンクのろう材がフィンの端部に回り込み難くなるため、上述したエロージョン現象に起因したフィンの浸食を抑制することができる。 On the other hand, in a heat exchanger as described in Patent Document 1, when the fin and the tank are arranged close to each other, the brazing material wraps around from the tank to the end of the fin during brazing, so that the end of the fin is eroded. It may dissolve due to the phenomenon. The erosion phenomenon is a phenomenon in which the brazing material of the tank erodes the base material of the fins. In order to avoid such erosion of the fins, in the heat exchanger described in Patent Document 2 below, a gap is formed between the tank and the fins. This makes it difficult for the brazing material of the tank to wrap around the end of the fin, so that erosion of the fin due to the above-mentioned erosion phenomenon can be suppressed.

特開２０１２－１４９８７２号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2012-149872 特許第４６７９７３４号公報Japanese Patent No. 4679734

熱交換器の熱交換性能を向上させるための方法の一つとして、フィンピッチを小さくする方法が考えられる。フィンピッチを小さくするほど、空気に接触可能なフィンの総面積が増加するため、熱交換性能を高めることができる。しかしながら、上記の特許文献２に記載の熱交換器において、その性能の向上を目的としてフィンピッチを小さくすると、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきが生じ易くなる懸念がある。 As one of the methods for improving the heat exchange performance of the heat exchanger, a method of reducing the fin pitch can be considered. As the fin pitch is made smaller, the total area of fins that can come into contact with air increases, so that the heat exchange performance can be improved. However, in the heat exchanger described in Patent Document 2 above, if the fin pitch is reduced for the purpose of improving the performance, there is a concern that the temperature distribution of the air passing through the heat exchanger tends to vary.

具体的には、フィンピッチを小さくすると、空気が通過する流路が狭くなるため、通風抵抗が増加する。そのため、上記の特許文献１に記載の熱交換器のようにタンクとフィンとの間に隙間が形成されている構造においてフィンピッチを小さくすると、フィンを通過する空気の風量が減少する一方、タンクとフィンとの間に形成される隙間を通過する空気の風量が増加する。結果的に、熱交換器のコア部と熱交換を殆ど行うことなく通過する空気の風量が増加する。これが、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。 Specifically, when the fin pitch is reduced, the flow path through which air passes becomes narrower, so that the ventilation resistance increases. Therefore, if the fin pitch is reduced in a structure in which a gap is formed between the tank and the fin as in the heat exchanger described in Patent Document 1, the air volume of the air passing through the fin is reduced, while the tank is used. The amount of air passing through the gap formed between the fin and the fin increases. As a result, the amount of air passing through with little heat exchange with the core of the heat exchanger increases. This causes variations in the temperature distribution of the air that has passed through the heat exchanger.

一方、上記の特許文献１に記載の熱交換器のようにヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられる熱交換器では、気相状態の高温の熱媒体が多く存在するコア部の一端部と、液相状態の低温の熱媒体が多く存在するコア部の他端部とで温度差が大きくなり易い。このようなコア部の部分的な温度差は、熱交換器を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。このような熱交換器において、フィンの浸食の抑制を目的として上記の特許文献２に記載の熱交換器のようにタンクとフィンとの間に隙間を形成する構成を採用し、更に熱交換性能の向上を目的としてフィンピッチを小さくする構成を採用した場合、タンクとフィンとの間の隙間に、熱交換されない空気が流れ易くなるため、空気の温度分布が一層悪化するおそれがある。 On the other hand, in a heat exchanger used as an indoor capacitor in a heat pump cycle such as the heat exchanger described in Patent Document 1, one end of a core portion in which a large amount of high-temperature heat medium in a vapor phase state exists and a liquid phase. The temperature difference tends to be large with the other end of the core portion in which a large amount of low-temperature heat medium is present. Such a partial temperature difference in the core portion causes a variation in the temperature distribution of the air that has passed through the heat exchanger. In such a heat exchanger, for the purpose of suppressing the erosion of the fins, a configuration that forms a gap between the tank and the fins like the heat exchanger described in Patent Document 2 above is adopted, and further heat exchange performance is adopted. When a configuration in which the fin pitch is reduced is adopted for the purpose of improving the heat, the air that does not exchange heat easily flows in the gap between the tank and the fins, so that the temperature distribution of the air may be further deteriorated.

本開示は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを改善することが可能な熱交換器、及び空調システムを提供することにある。 The present disclosure has been made in view of these circumstances, and an object of the present invention is to provide a heat exchanger and an air conditioning system capable of improving the variation in the temperature distribution of air after heat exchange.

上記課題を解決する熱交換器は、車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいてコンデンサとして用いられる熱交換器（１０）である。熱交換器は、コア部（２０）と、タンク（３０，４０）と、を備える。コア部は、所定の隙間を有して配置される複数のチューブ（２１）、及び複数のチューブの間に形成される隙間に配置される複数のフィン（２２）を有する。タンクは、複数のチューブの端部に接続される。タンクとフィンの端部との間には隙間が形成されている。隙間の幅を「Ｌ」とし、フィンのピッチを「Ｆｐ」とするとき、隙間の幅Ｌ及びフィンのピッチＦｐは「０．６＜Ｆｐ≦３．５」及び「Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ２＋４．６５×Ｆｐ－２．８」を満たしている。 The heat exchanger that solves the above problems is a heat exchanger (10) used as a capacitor in a heat pump cycle of a vehicle air conditioning system. The heat exchanger includes a core portion (20) and tanks (30, 40). The core portion has a plurality of tubes (21) arranged with a predetermined gap, and a plurality of fins (22) arranged in a gap formed between the plurality of tubes. The tank is connected to the ends of multiple tubes. A gap is formed between the tank and the end of the fin. When the width of the gap is "L" and the pitch of the fins is "Fp", the width L of the gap and the pitch Fp of the fins are "0.6 <Fp≤3.5" and "L <-0.58 ×". Fp 2 +4.65 × Fp-2.8 ”is satisfied.

また、上記課題を解決する空調システムは前記熱交換器を備える。
発明者の実験等によれば、タンクとフィンとの間に形成される隙間の幅、及びフィンのピッチを上記の範囲で設定することで、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能である。 Further, the air conditioning system that solves the above problems includes the heat exchanger.
According to the inventor's experiment, etc., by setting the width of the gap formed between the tank and the fins and the pitch of the fins within the above range, the variation in the temperature distribution of the air after heat exchange can be controlled by the occupants. It is possible to keep the comfort within the range that can be maintained.

なお、上記手段、特許請求の範囲に記載の括弧内の符号は、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。 The reference numerals in parentheses described in the above means and claims are examples showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.

本開示の熱交換器、及び空調システムによれば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを改善することが可能である。 According to the heat exchanger and the air conditioning system of the present disclosure, it is possible to improve the variation in the temperature distribution of the air after the heat exchange.

図１は、第１実施形態の熱交換器の正面構造を模式的に示す図である。FIG. 1 is a diagram schematically showing a frontal structure of the heat exchanger of the first embodiment. 図２は、第１実施形態のフィンの正面構造を示す正面図である。FIG. 2 is a front view showing the front structure of the fin of the first embodiment. 図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿った断面構造を示す断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure taken along the line III-III of FIG. 図４は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接続部分周辺の正面構造を示す正面図である。FIG. 4 is a front view showing a front structure around a connection portion of a tank and a tube in the heat exchanger of the first embodiment. 図５は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接合部分、並びにフィン及びチューブの接合部分を拡大して示す断面図である。FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing the joint portion of the tank and the tube and the joint portion of the fin and the tube in the heat exchanger of the first embodiment. 図６は、第１実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。FIG. 6 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure around a tank in the heat exchanger of the first embodiment. 図７は、第１実施形態の熱交換器の側面構造を模式的に示す図である。FIG. 7 is a diagram schematically showing a side structure of the heat exchanger of the first embodiment. 図８は、第１実施形態の熱交換器において隙間の幅Ｌと温度差ΔＴとの関係を実験的に求めることにより得られたグラフである。FIG. 8 is a graph obtained by experimentally obtaining the relationship between the gap width L and the temperature difference ΔT in the heat exchanger of the first embodiment. 図９は、第１実施形態の熱交換器における隙間の幅Ｌと温度変化率αとの関係を示すグラフである。FIG. 9 is a graph showing the relationship between the gap width L and the temperature change rate α in the heat exchanger of the first embodiment. 図１０は、第１実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。FIG. 10 is a graph showing the relationship between the fin pitch Fp and the gap width L in the heat exchanger of the first embodiment. 図１１は、第２実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。FIG. 11 is a graph showing the relationship between the fin pitch Fp and the gap width L in the heat exchanger of the second embodiment. 図１２は、第３実施形態の熱交換器において隙間の幅Ｌと熱交換性能ＰＨとの関係を実験的に求めることにより得られたグラフである。FIG. 12 is a graph obtained by experimentally obtaining the relationship between the gap width L and the heat exchange performance PH in the heat exchanger of the third embodiment. 図１３は、第３実施形態の熱交換器におけるフィンピッチＦｐと隙間の幅Ｌとの関係を示すグラフである。FIG. 13 is a graph showing the relationship between the fin pitch Fp and the gap width L in the heat exchanger of the third embodiment. 図１４は、第５実施形態の熱交換器におけるタンク及びチューブの接続部分周辺の断面構造を示す断面図である。FIG. 14 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure around a connection portion of a tank and a tube in the heat exchanger of the fifth embodiment. 図１５は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。FIG. 15 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure around a tank in the heat exchanger of another embodiment. 図１６は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。FIG. 16 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure around a tank in the heat exchanger of another embodiment. 図１７は、他の実施形態の熱交換器におけるタンク周辺の断面構造を示す断面図である。FIG. 17 is a cross-sectional view showing a cross-sectional structure around a tank in the heat exchanger of another embodiment.

以下、熱交換器の一実施形態について図面を参照しながら説明する。説明の理解を容易にするため、各図面において同一の構成要素に対しては可能な限り同一の符号を付して、重複する説明は省略する。
＜第１実施形態＞
はじめに、図１を参照して、本実施形態の熱交換器の概略構成について説明する。図１に示される熱交換器１０は、車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいて室内コンデンサとして用いられるものである。空調システムは、車両の暖気、換気、及び空調を統括的に行う、いわゆるＨＶＡＣ（Heating, Ventilation, and Air Conditioning）システムである。熱交換器１０は空調システムの空調ダクトに配置されており、ヒートポンプサイクルを循環する熱媒体と、空調ダクト内を流れる空気とを熱交換させることにより空気を加熱する。この加熱された空気が空調ダクトを通じて車室内に送風されることで車室内の暖房が行われる。 Hereinafter, an embodiment of the heat exchanger will be described with reference to the drawings. In order to facilitate the understanding of the description, the same components are designated by the same reference numerals as possible in the drawings, and duplicate description is omitted.
<First Embodiment>
First, a schematic configuration of the heat exchanger of the present embodiment will be described with reference to FIG. 1. The heat exchanger 10 shown in FIG. 1 is used as an indoor capacitor in a heat pump cycle of a vehicle air conditioning system. The air conditioning system is a so-called HVAC (Heating, Ventilation, and Air Conditioning) system that comprehensively performs warming, ventilation, and air conditioning of a vehicle. The heat exchanger 10 is arranged in the air conditioning duct of the air conditioning system, and heats the air by exchanging heat between the heat medium circulating in the heat pump cycle and the air flowing in the air conditioning duct. The heated air is blown into the vehicle interior through the air conditioning duct to heat the vehicle interior.

図１に示されるように、熱交換器１０は、コア部２０と、第１タンク３０と、第２タンク４０とを備えている。
コア部２０は、その内部を流れる熱媒体と、その外部を流れる空気とを熱交換する部分である。コア部２０は、複数のチューブ２１と、複数のフィン２２とにより構成されている。 As shown in FIG. 1, the heat exchanger 10 includes a core portion 20, a first tank 30, and a second tank 40.
The core portion 20 is a portion that exchanges heat between the heat medium flowing inside the core portion 20 and the air flowing outside the core portion 20. The core portion 20 is composed of a plurality of tubes 21 and a plurality of fins 22.

複数のチューブ２１は、矢印Ｘで示される方向に所定の隙間を有して並べて配置されている。チューブ２１は、矢印Ｚで示される方向に延びるように形成されるとともに、矢印Ｚで示される方向に直交する断面形状が扁平状となるように形成されている。チューブ２１の内部には、熱媒体の流れる流路が矢印Ｚで示される方向に延びるように形成されている。隣り合うチューブ２１，２１の間に形成される隙間には、矢印Ｙで示される方向に空気が流れる。 The plurality of tubes 21 are arranged side by side with a predetermined gap in the direction indicated by the arrow X. The tube 21 is formed so as to extend in the direction indicated by the arrow Z, and the cross-sectional shape orthogonal to the direction indicated by the arrow Z is formed to be flat. Inside the tube 21, the flow path through which the heat medium flows is formed so as to extend in the direction indicated by the arrow Z. Air flows in the direction indicated by the arrow Y in the gap formed between the adjacent tubes 21 and 21.

以下では、便宜上、矢印Ｘで示される方向を「チューブ積層方向Ｘ」と称し、矢印Ｙで示される方向を「空気流れ方向Ｙ」と称し、矢印Ｚで示される方向を「チューブ長手方向Ｚ」と称する。
フィン２２は、隣り合うチューブ２１，２１の間に形成される隙間に配置されている。フィン２２は、チューブ２１，２１の間の隙間を流れる空気に対する接触面積を増加させることにより、チューブ２１の内部を流れる熱媒体と空気との熱交換を促進させる機能を有している。フィン２２は、薄い金属板を波形状に折り曲げることにより形成された、いわゆるコルゲートフィンからなる。 In the following, for convenience, the direction indicated by the arrow X is referred to as "tube stacking direction X", the direction indicated by the arrow Y is referred to as "air flow direction Y", and the direction indicated by the arrow Z is referred to as "tube longitudinal direction Z". It is called.
The fins 22 are arranged in a gap formed between adjacent tubes 21 and 21. The fin 22 has a function of promoting heat exchange between the heat medium flowing inside the tube 21 and the air by increasing the contact area with respect to the air flowing in the gap between the tubes 21 and 21. The fin 22 is a so-called corrugated fin formed by bending a thin metal plate into a wavy shape.

具体的には、図２に示されるように、フィン２２は、所定のフィンピッチＦｐで波状に折り曲げられた形状からなり、平板状に形成された平板部２２０と、円弧状に折り曲げられた屈曲部２２１とをチューブ長手方向Ｚに交互に有している。
図３は、チューブ積層方向Ｘに直交するフィン２２の断面構造を示したものである。図３に示されるように、平板部２２０には、複数のルーバ２２２が一体的に形成されている。ルーバ２２２は、平板部２２０に対して傾斜するように鎧窓状に切り起こされた部分である。 Specifically, as shown in FIG. 2, the fin 22 has a shape that is bent in a wavy shape at a predetermined fin pitch Fp, and has a flat plate portion 220 formed in a flat plate shape and a bent shape bent in an arc shape. The portions 221 and the portions 221 are alternately provided in the longitudinal direction Z of the tube.
FIG. 3 shows a cross-sectional structure of fins 22 orthogonal to the tube stacking direction X. As shown in FIG. 3, a plurality of louvers 222 are integrally formed on the flat plate portion 220. The louver 222 is a portion cut up like an armor window so as to be inclined with respect to the flat plate portion 220.

一つの平板部２２０に形成されるルーバ２２２は、平板部２２０の中央よりも空気流れ方向Ｙの上流側に形成される上流側ルーバ群２２２ａと、平板部２２０の中央よりも空気流れ方向Ｙの下流側に形成される下流側ルーバ群２２２ｂとに分けられる。上流側ルーバ群２２２ａと下流側ルーバ群２２２ｂとでは、平板部２２０に対する切り起こし方向が逆方向に設定されている。図中に拡大して示されるように、平板部２２０に対して上流側ルーバ群２２２ａがなす鋭角側の傾斜角度は「θ」に設定されている。同様に、平板部２２０に対して下流側ルーバ群２２２ｂがなす鋭角側の傾斜角度も「θ」に設定されている。以下では、角度θを「切り起こし角度θ」と称する。上流側ルーバ群２２２ａに属するルーバ２２２、及び下流側ルーバ群２２２ｂに属するルーバ２２２は、いずれも所定のルーバピッチＬｐの間隔で形成されている。 The louvers 222 formed on one flat plate portion 220 are formed on the upstream side louver group 222a formed on the upstream side in the air flow direction Y from the center of the flat plate portion 220, and the air flow direction Y from the center of the flat plate portion 220. It is divided into a downstream louver group 222b formed on the downstream side. In the upstream louver group 222a and the downstream louver group 222b, the cutting direction with respect to the flat plate portion 220 is set to be opposite. As shown in an enlarged manner in the figure, the inclination angle on the acute angle side formed by the upstream louver group 222a with respect to the flat plate portion 220 is set to "θ". Similarly, the inclination angle on the acute angle side formed by the downstream louver group 222b with respect to the flat plate portion 220 is also set to “θ”. Hereinafter, the angle θ is referred to as a “cut-up angle θ”. The louver 222 belonging to the upstream louver group 222a and the louver 222 belonging to the downstream louver group 222b are both formed at intervals of a predetermined louver pitch Lp.

図４に示されるように、各屈曲部２２１の頂面はチューブ２１の外面に接触している。各屈曲部２２１の頂部がチューブ２１の外面にろう付け接合されることで、フィン２２はチューブ２１に固定されている。図５に示されるように、各屈曲部２２１の頂部とチューブ２１の外面との接合部分には、ろう材が凝固することでフィレット５０が形成されている。 As shown in FIG. 4, the top surface of each bent portion 221 is in contact with the outer surface of the tube 21. The fins 22 are fixed to the tube 21 by brazing and joining the tops of the bent portions 221 to the outer surface of the tube 21. As shown in FIG. 5, a fillet 50 is formed by solidifying a brazing material at a joint portion between the top of each bent portion 221 and the outer surface of the tube 21.

図１に示されるように、第１タンク３０は、複数のチューブ２１のそれぞれの一端部２１ａに接続されている。第２タンク４０は、複数のチューブ２１のそれぞれの他端部２１ｂに接続されている。各タンク３０，４０は、チューブ積層方向Ｘに延びるように筒状に形成されている。第１タンク３０の一端部には、熱媒体が流入する流入部３１が設けられている。第２タンク４０の一端部には、熱媒体を排出するための流出部４１が設けられている。 As shown in FIG. 1, the first tank 30 is connected to one end 21a of each of the plurality of tubes 21. The second tank 40 is connected to the other end 21b of each of the plurality of tubes 21. Each of the tanks 30 and 40 is formed in a cylindrical shape so as to extend in the tube stacking direction X. An inflow portion 31 into which the heat medium flows is provided at one end of the first tank 30. An outflow portion 41 for discharging the heat medium is provided at one end of the second tank 40.

図５に示されるように、チューブ２１の他端部２１ｂは、第２タンク４０の外周面に形成される挿入穴４２に挿入されて第２タンク４０の内部まで延びている。挿入穴４２の内周面と、それに対向するチューブ２１の他端部２１ｂの外周面とがろう付け接合されることで、チューブ２１の他端部２１ｂは第２タンク４０に固定されている。チューブ２１の他端部２１ｂと第２タンク４０の挿入穴４２との接合部分には、ろう材が凝固することでフィレット６０が形成されている。なお、図示は省略するが、チューブ２１の一端部２１ａ及び第１タンク３０も同様の構造により接合されている。 As shown in FIG. 5, the other end 21b of the tube 21 is inserted into the insertion hole 42 formed on the outer peripheral surface of the second tank 40 and extends to the inside of the second tank 40. The other end 21b of the tube 21 is fixed to the second tank 40 by brazing and joining the inner peripheral surface of the insertion hole 42 and the outer peripheral surface of the other end 21b of the tube 21 facing the inner peripheral surface of the insertion hole 42. A fillet 60 is formed by solidifying the brazing material at the joint portion between the other end portion 21b of the tube 21 and the insertion hole 42 of the second tank 40. Although not shown, one end 21a of the tube 21 and the first tank 30 are also joined by the same structure.

図１に示されるように、フィン２２は、そのチューブ長手方向Ｚの一端部２２ａが第１タンク３０から離間するように配置されている。これにより、フィン２２の一端部２２ａと第１タンク３０との間には幅Ｌの隙間Ｇ１１が形成されている。この隙間Ｇ１１により、ろう付け時に第１タンク３０からフィン２２の一端部２２ａにろう材が回り込み難くなるため、エロージョン現象に起因するフィン２２の一端部２２ａの浸食が抑制されている。同様に、フィン２２の他端部２２ｂの浸食を抑制するために、フィン２２の他端部２２ｂと第２タンク４０との間にも、幅Ｌの隙間Ｇ１２が形成されている。 As shown in FIG. 1, the fin 22 is arranged so that one end portion 22a of the tube longitudinal direction Z is separated from the first tank 30. As a result, a gap G11 having a width L is formed between one end 22a of the fin 22 and the first tank 30. This gap G11 makes it difficult for the brazing material to wrap around from the first tank 30 to one end 22a of the fin 22 during brazing, so that erosion of one end 22a of the fin 22 due to the erosion phenomenon is suppressed. Similarly, in order to suppress erosion of the other end 22b of the fin 22, a gap G12 having a width L is also formed between the other end 22b of the fin 22 and the second tank 40.

なお、本実施形態の隙間Ｇ１２の幅Ｌは、図４及び図６に示されるように、フィン２２の他端部２２ｂにおいて第２タンク４０に最も近い部分と、第２タンク４０の外周面４３においてフィン２２に最も近い部分との間の距離で定義されている。なお、第２タンク４０の外周面４３は平面に限らず、曲面であってもよい。隙間Ｇ１１の幅Ｌに関しても同様に定義されている。 As shown in FIGS. 4 and 6, the width L of the gap G12 of the present embodiment is the portion closest to the second tank 40 at the other end 22b of the fin 22 and the outer peripheral surface 43 of the second tank 40. Is defined by the distance from the portion closest to the fin 22 in. The outer peripheral surface 43 of the second tank 40 is not limited to a flat surface, but may be a curved surface. The width L of the gap G11 is similarly defined.

また、図３に示されるルーバピッチＬｐ及び切り起こし角度θは、以下の式ｆ１，ｆ２に示されるように設定されている。
０．１［ｍｍ］≦Ｌｐ≦１．０［ｍｍ］ （ｆ１）
２２．５［°］≦θ≦４５［°］ （ｆ２）
図３に示されるように、フィン２２の板厚を「ｔ」とすると、板厚ｔは以下の式ｆ３に示されるように設定されている。 Further, the louver pitch Lp and the raising angle θ shown in FIG. 3 are set as shown in the following equations f1 and f2.
0.1 [mm] ≤ Lp ≤ 1.0 [mm] (f1)
22.5 [°] ≤ θ ≤ 45 [°] (f2)
As shown in FIG. 3, assuming that the plate thickness of the fin 22 is "t", the plate thickness t is set as shown in the following formula f3.

０．０３［ｍｍ］≦ｔ≦０．１［ｍｍ］ （ｆ３）
図２に示されるように、フィン２２の高さを「ＦＨ」とすると、高さＦＨは以下の式ｆ４に示されるように設定されている。
１．５［ｍｍ］≦ＦＨ≦７［ｍｍ］ （ｆ４）
図１に示されるように、チューブ積層方向Ｘにおけるコア部２０の長さをコア幅ＣＷとし、チューブ長手方向Ｚにおけるコア部２０の長さをコア高さＣＨとするとき、コア幅ＣＷよりもコア高さＣＨの方が小さくなっている。なお、本実施形態の熱交換器１０では、コア高さＣＨが「ＣＨ≦３００［ｍｍ］」となるように設定されている。また、図７に示されるように、空気流れ方向Ｙにおけるコア部２０の長さをコア厚みＣｔとするとき、コア厚みＣｔは以下の式ｆ５に示されるように設定されている。 0.03 [mm] ≤t ≤0.1 [mm] (f3)
As shown in FIG. 2, assuming that the height of the fin 22 is "FH", the height FH is set as shown in the following equation f4.
1.5 [mm] ≤ FH ≤ 7 [mm] (f4)
As shown in FIG. 1, when the length of the core portion 20 in the tube stacking direction X is the core width CW and the length of the core portion 20 in the tube longitudinal direction Z is the core height CH, it is larger than the core width CW. The core height CH is smaller. In the heat exchanger 10 of the present embodiment, the core height CH is set to be “CH ≦ 300 [mm]”. Further, as shown in FIG. 7, when the length of the core portion 20 in the air flow direction Y is the core thickness Ct, the core thickness Ct is set as shown in the following equation f5.

６［ｍｍ］≦Ｃｔ≦３０［ｍｍ］ （ｆ５）
この熱交換器１０では、気相状態の高温の熱媒体が流入部３１を通じて第１タンク３０に流入する。第１タンク３０は、気相状態の熱媒体を複数のチューブ２１のそれぞれの一端部２１ａに分配する。各チューブ２１では、その内部を流れる熱媒体と、その外部を流れる空気とで熱交換が行われることで、熱媒体の熱が空気に吸収されて空気が加熱される。熱媒体は、その熱が空気に吸収されることで冷却される。そのため、熱媒体は、チューブ２１の一端部２１ａから他端部２１ｂまで流れる間に気相状態、気液二相状態、液相状態へと徐々に相変化する。液相状態に変化した熱媒体は、各チューブ２１の他端部２１ｂから第２タンク４０に流入して集められた後、流出部４１を通じて外部に排出される。 6 [mm] ≤ Ct ≤ 30 [mm] (f5)
In this heat exchanger 10, a high-temperature heat medium in a gas phase state flows into the first tank 30 through the inflow section 31. The first tank 30 distributes the heat medium in the gas phase state to one end 21a of each of the plurality of tubes 21. In each tube 21, heat exchange is performed between the heat medium flowing inside the tube 21 and the air flowing outside the tube 21, so that the heat of the heat medium is absorbed by the air and the air is heated. The heat medium is cooled by absorbing the heat in the air. Therefore, the heat medium gradually changes into a gas phase state, a gas-liquid two-phase state, and a liquid phase state while flowing from one end 21a to the other end 21b of the tube 21. The heat medium changed to the liquid phase state flows into the second tank 40 from the other end 21b of each tube 21, is collected, and then is discharged to the outside through the outflow portion 41.

ところで、このような熱交換器１０のコア部２０には、図１に示されるように、気相状態の熱媒体が多く存在するスーパーヒート域ＳＨ、気液二相状態の熱媒体が多く存在する二相域ＤＡ、及び液相状態の熱媒体が多く存在するサブクール域ＳＣが形成される。このとき、スーパーヒート域ＳＨの温度は例えば９０［℃］となり、サブクール域ＳＣの温度は例えば４０［℃］となり、二相域ＤＡの温度は例えば５５［℃］となる。スーパーヒート域ＳＨ及びサブクール域ＳＣと比較すると二相域ＤＡは大きい。したがって、大部分の空気は二相域ＤＡを通過することになるものの、スーパーヒート域ＳＨ及びサブクール域ＳＣをそれぞれ通過する空気も存在する。スーパーヒート域ＳＨとサブクール域ＳＣとでは温度差が大きいため、それらを通過した空気にも大きな温度差が生じる。特に、ヒートポンプサイクルの暖房機は「０［℃］」以下の極低温のため、タンク３０，４０とフィン２２との間の隙間Ｇ１１，Ｇ１２から漏れる熱交換しない空気の温度が低くなり、熱交換器１０のコア部２０との温度差が大きくなる。これが、熱交換器１０を通過した空気の温度分布にばらつきを生じさせる要因となる。 By the way, as shown in FIG. 1, in the core portion 20 of such a heat exchanger 10, there are many super heat region SHs in which a large amount of heat medium in a gas phase state exists, and many heat media in a gas-liquid two-phase state. A two-phase region DA and a subcool region SC in which a large amount of heat medium in a liquid phase state are present are formed. At this time, the temperature of the super heat region SH is, for example, 90 [° C.], the temperature of the subcool region SC is, for example, 40 [° C.], and the temperature of the two-phase region DA is, for example, 55 [° C.]. Compared with the super heat region SH and the subcool region SC, the two-phase region DA is large. Therefore, although most of the air passes through the two-phase region DA, there is also air that passes through the super heat region SH and the subcool region SC, respectively. Since the temperature difference between the super heat region SH and the subcool region SC is large, a large temperature difference also occurs in the air passing through them. In particular, since the heat pump cycle heater has an extremely low temperature of "0 [° C.]" or less, the temperature of the air that does not exchange heat that leaks from the gaps G11 and G12 between the tanks 30 and 40 and the fins 22 becomes low, and heat exchange occurs. The temperature difference between the vessel 10 and the core portion 20 becomes large. This causes a variation in the temperature distribution of the air that has passed through the heat exchanger 10.

一方、図２に示されるフィンピッチＦｐを狭くするほど、フィン２２の総面積を大きくすることができるため、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることが可能である。しかしながら、フィンピッチＦｐを狭くするほど、フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が増加する。特に、ルーバピッチＬｐが上記の式ｆ１の範囲で設定されている場合、微細化されたルーバ２２２がフィン２２に形成されることとなるため、フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が更に増加し易い。フィン２２を通過する際の空気の通風抵抗が増加すると、フィン２２と各タンク３０，４０との間に形成される隙間Ｇ１１，Ｇ１２に空気が流れ易くなる。それらの隙間Ｇ１１，Ｇ１２に空気が流れ易くなると、低温の空気が熱媒体と殆ど熱交換を行うことなく熱交換器１０を通過してしまう。この場合、低温の空気が車室内に送風されることになるため、車室内の暖房を要求している運転者に違和感を与える懸念がある。 On the other hand, as the fin pitch Fp shown in FIG. 2 is narrowed, the total area of the fins 22 can be increased, so that the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved. However, as the fin pitch Fp is narrowed, the ventilation resistance of air when passing through the fin 22 increases. In particular, when the louver pitch Lp is set within the range of the above equation f1, the miniaturized louver 222 is formed on the fin 22, so that the ventilation resistance of air when passing through the fin 22 is further increased. Easy to do. When the ventilation resistance of air passing through the fins 22 increases, air easily flows into the gaps G11 and G12 formed between the fins 22 and the tanks 30 and 40. When air easily flows through the gaps G11 and G12, the low-temperature air passes through the heat exchanger 10 with almost no heat exchange with the heat medium. In this case, since low-temperature air is blown into the vehicle interior, there is a concern that the driver requesting heating of the vehicle interior may feel uncomfortable.

このように、図１に示される熱交換器１０は、熱媒体の温度分布のばらつきに起因して空気の温度分布にばらつきが生じ易い構造であるとともに、熱交換性能の向上を目的としてフィンピッチＦｐを狭くした場合に更に空気の温度分布にばらつきが生じてしまうという課題が存在することを発明者は新たに見いだした。 As described above, the heat exchanger 10 shown in FIG. 1 has a structure in which the temperature distribution of air tends to vary due to the variation in the temperature distribution of the heat medium, and the fin pitch is aimed at improving the heat exchange performance. The inventor has newly found that there is a problem that the temperature distribution of air further varies when the Fp is narrowed.

発明者は、この新規の課題に鑑みて、フィン２２と各タンク３０，４０との間に隙間Ｇ１１，Ｇ１２を有する熱交換器１０に関してフィンピッチＦｐと空気の温度分布のばらつきとの関係を実験的に求めた。発明者により行われた実験は以下の通りである。なお、以下の実験は、空気温度が「－１０［℃］」、風速が「２．０［ｍ／ｓ］」、冷媒が「HF01234yf」、スーパーヒート域ＳＨの温度が「２０［℃］」、冷媒飽和温度が「６０［℃］」、サブクール域ＳＣの温度が「１５［℃］」という条件下で行われた。
なお、今回は代表例を示したがスーパーヒート域及びサブクール域と隙間から漏れる空気の温度差によって生じる課題の為、スーパーヒート域及びサブクール域と空気に温度差が生じる条件であれば、他の条件でも、本課題が発生する事も確認されている。 In view of this new problem, the inventor has experimented with the relationship between the fin pitch Fp and the variation in the temperature distribution of air for the heat exchanger 10 having the gaps G11 and G12 between the fins 22 and the tanks 30 and 40. I asked for it. The experiments conducted by the inventor are as follows. In the following experiments, the air temperature is "-10 [° C]", the wind speed is "2.0 [m / s]", the refrigerant is "HF01234yf", and the temperature in the super heat region SH is "20 [° C]". , The condition was that the refrigerant saturation temperature was "60 [° C.]" and the temperature of the subcool region SC was "15 [° C.]".
Although a representative example is shown this time, it is a problem caused by the temperature difference between the super heat region and the subcool region and the air leaking from the gap. Therefore, if there is a temperature difference between the super heat region and the subcool region and the air, other It has also been confirmed that this problem occurs even under the conditions.

発明者は、フィン２２と各タンク３０，４０との間に形成される隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとを変化させつつ、図１及び図７に示される位置Ｐ１及び位置Ｐ２のそれぞれの空気の温度Ｔ１，Ｔ２を測定した。位置Ｐ１は、コア部２０の二相域ＤＡの中央から空気流れ方向Ｙの下流側に所定距離だけ離間した位置に設定されている。位置Ｐ２は、隙間Ｇ１２から空気流れ方向Ｙの下流側に所定距離だけ離間した位置に設定されている。位置Ｐ１及びＰ２はチューブ積層方向Ｘにおいてコア部２０の中央の位置に設定されている。位置Ｐ１の空気の温度Ｔ１は、コア部２０の二相域ＤＡの中央を通過した空気の温度、すなわちコア部２０と熱交換した空気の温度である。位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２は、隙間Ｇ１２を通過した空気の温度、すなわちコア部２０と殆ど熱交換せずに通過した空気の温度である。図１及び図７に示されるように、位置Ｐ１，Ｐ２は、Ｘ方向に対してコア部２０を領域Ａ１～Ａ６に６分割した時に最も温度差の発生し易い流入部３１側の１番目又は２番目の位置でＹ方向に対し、コア部２０から「１０［ｍｍ］」の位置で測定している。 The inventor changes the width L of the gaps G11 and G12 formed between the fins 22 and the tanks 30 and 40 and the fin pitch Fp, and at positions P1 and P2 shown in FIGS. 1 and 7. The temperatures T1 and T2 of each air were measured. The position P1 is set at a position separated by a predetermined distance from the center of the two-phase region DA of the core portion 20 to the downstream side in the air flow direction Y. The position P2 is set at a position separated from the gap G12 on the downstream side in the air flow direction Y by a predetermined distance. The positions P1 and P2 are set at the center position of the core portion 20 in the tube stacking direction X. The temperature T1 of the air at the position P1 is the temperature of the air that has passed through the center of the two-phase region DA of the core portion 20, that is, the temperature of the air that has exchanged heat with the core portion 20. The temperature T2 of the air at the position P2 is the temperature of the air that has passed through the gap G12, that is, the temperature of the air that has passed through the core portion 20 with almost no heat exchange. As shown in FIGS. 1 and 7, the positions P1 and P2 are the first or the first on the inflow portion 31 side where the temperature difference is most likely to occur when the core portion 20 is divided into the regions A1 to A6 in the X direction. The measurement is performed at the position "10 [mm]" from the core portion 20 with respect to the Y direction at the second position.

図８は、発明者により行われた実験結果のグラフ例を示したものである。図８では、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと位置Ｐ１，Ｐ２の温度差ΔＴとの関係が示されている。なお、図８に示される基準温度差ΔＴ０は、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「０」である熱交換器、換言すれば隙間Ｇ１１，Ｇ１２が形成されていない熱交換器の温度差を示している。また、図８は、発明者により行われた実験結果の一部のみを示したものである。 FIG. 8 shows a graph example of the experimental results conducted by the inventor. FIG. 8 shows the relationship between the width L of the gaps G11 and G12 and the temperature difference ΔT of the positions P1 and P2 when the fin pitch Fp is “1.1 [mm]”. The reference temperature difference ΔT0 shown in FIG. 8 indicates the temperature difference of the heat exchanger in which the width L of the gaps G11 and G12 is “0”, in other words, the heat exchanger in which the gaps G11 and G12 are not formed. ing. Further, FIG. 8 shows only a part of the experimental results conducted by the inventor.

発明者は、図８に示される実験結果から隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの関係を更に求めた。温度変化率αは、フィンピッチＦｐの変化量に対する温度差ΔＴの変化量を示すものである。温度変化率αは、例えば図８に示される隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌ１１，Ｌ１２、及びそれらに対応する温度変化量ΔＴ１１，ΔＴ１２を用いて「（ΔＴ１１－ΔＴ１２）／（Ｌ１１－Ｌ１２）」という演算式で求めることができる。図９は、このようにして発明者により求められた、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの関係を示すグラフである。 The inventor further determined the relationship between the width L of the gaps G11 and G12 and the temperature change rate α from the experimental results shown in FIG. The temperature change rate α indicates the amount of change in the temperature difference ΔT with respect to the amount of change in the fin pitch Fp. The temperature change rate α is referred to as “(ΔT11-ΔT12) / (L11-L12)” by using, for example, the widths L11 and L12 of the gaps G11 and G12 shown in FIG. 8 and the corresponding temperature change amounts ΔT11 and ΔT12. It can be calculated by an arithmetic expression. FIG. 9 is a graph showing the relationship between the width L of the gaps G11 and G12 and the temperature change rate α when the fin pitch Fp is “1.1 [mm]”, which is thus obtained by the inventor. be.

図９に示されるように、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して温度変化率αは極大値を有するかたちで変化する。これは以下の理由によるものであると考えられる。
まず、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが狭い領域では、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の通風抵抗が大きいため、空気は隙間Ｇ１１，Ｇ１２よりもコア部２０を通過し易い。この領域では、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが僅かに大きくなるだけで、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量が大きく増加する。すなわち、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して、位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２が大きく変化するため、温度変化率αの傾きは大きくなる。 As shown in FIG. 9, the temperature change rate α changes in a form having a maximum value with respect to the change in the width L of the gaps G11 and G12. This is considered to be due to the following reasons.
First, in the region where the width L of the gaps G11 and G12 is narrow, the ventilation resistance of the gaps G11 and G12 is large, so that the air easily passes through the core portion 20 as compared with the gaps G11 and G12. In this region, only the width L of the gaps G11 and G12 is slightly increased, and the flow rate of air passing through the gaps G11 and G12 is greatly increased. That is, since the temperature T2 of the air at the position P2 changes significantly with respect to the change in the width L of the gaps G11 and G12, the slope of the temperature change rate α becomes large.

隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが更に増加すると、隙間Ｇ１１，Ｇ１２から一気に空気が抜けるようになる。すなわち、コア部２０を通過する空気の流量よりも隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量の方が多くなる。また、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが十分に大きくなると、幅Ｌの変化に対して、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の流量が変化し難くなる。すなわち、位置Ｐ２の空気の温度Ｔ２は変化し難くなる。結果的に、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌの変化に対して温度変化率αは極大値αｍａｘを有するように変化する。 When the width L of the gaps G11 and G12 is further increased, air can be released from the gaps G11 and G12 at once. That is, the flow rate of air passing through the gaps G11 and G12 is larger than the flow rate of air passing through the core portion 20. Further, when the width L of the gaps G11 and G12 becomes sufficiently large, the flow rate of air passing through the gaps G11 and G12 is less likely to change with respect to the change in the width L. That is, the temperature T2 of the air at the position P2 is unlikely to change. As a result, the temperature change rate α changes so as to have a maximum value αmax with respect to the change in the width L of the gaps G11 and G12.

このように温度変化率αが変化する場合、温度変化率αが極大値αｍａｘを示すときに、位置Ｐ１，Ｐ２の温度差ΔＴの変化量が最も大きくなるため、運転者に最も違和感を与えることになる。換言すれば、温度変化率αが極大値αｍａｘであるときが最悪条件である。したがって、温度変化率αが極大値αｍａｘを示す隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを幅閾値Ｌｍ１１とするとき、幅Ｌが「Ｌ＜Ｌｍ１１」を満たしていれば、最悪条件を回避することができる。すなわち、乗員の快適性を維持することができる。 When the temperature change rate α changes in this way, when the temperature change rate α shows the maximum value αmax, the amount of change in the temperature difference ΔT at the positions P1 and P2 is the largest, which gives the driver the most discomfort. become. In other words, the worst condition is when the temperature change rate α is the maximum value αmax. Therefore, when the width L of the gaps G11 and G12 where the temperature change rate α shows the maximum value αmax is set to the width threshold value Lm11, the worst condition can be avoided if the width L satisfies “L <Lm11”. That is, the comfort of the occupant can be maintained.

なお、以下では、図９に示されるような隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと温度変化率αとの対応関係を示すグラフを「温度変化率特性グラフ」と称する。
発明者は、「１．１［ｍｍ］」以外の複数のフィンピッチＦｐに関しても温度変化率特性グラフを作成した。図１０は、フィンピッチＦｐと、各温度変化率特性グラフから求められた幅閾値Ｌｍ１１との関係をグラフ化したものである。なお、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。 In the following, a graph showing the correspondence between the width L of the gaps G11 and G12 and the temperature change rate α as shown in FIG. 9 will be referred to as a “temperature change rate characteristic graph”.
The inventor created a temperature change rate characteristic graph for a plurality of fin pitches Fp other than "1.1 [mm]". FIG. 10 is a graph showing the relationship between the fin pitch Fp and the width threshold value Lm11 obtained from each temperature change rate characteristic graph. In the experiment conducted by the inventor, the maximum value of the fin pitch Fp was set to "3.5 [mm]".

図１０に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｍ１１との関係を示す式として、以下の式ｆ６を得ることができる。
Ｌｍ１１＝－０．５８×Ｆｐ２＋４．６５×Ｆｐ－２．８ （ｆ６）
この式ｆ６で示されるフィンピッチＦｐと幅Ｌｍ１１との関係が最悪条件を示していることを考慮すると、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ７を満たせば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能となる。なお、式ｆ７では、最悪条件を除くために不等号として「＜」を用いている。 By obtaining the approximate expression of the graph shown in FIG. 10, the following expression f6 can be obtained as an expression showing the relationship between the fin pitch Fp and the width threshold value Lm11.
Lm11 = -0.58 x Fp 2 +4.65 x Fp-2.8 (f6)
Considering that the relationship between the fin pitch Fp represented by the equation f6 and the width Lm11 shows the worst condition, if the width L of the gaps G11 and G12 and the fin pitch Fp satisfy the following equation f7, heat exchange occurs. It is possible to suppress the variation in the temperature distribution of the air afterwards to the extent that the comfort of the occupant can be maintained. In the formula f7, "<" is used as an inequality sign in order to exclude the worst condition.

Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ２＋４．６５×Ｆｐ－２．８ （ｆ７）
なお、上記の式ｆ６では、「Ｆｐ＝０．６」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、上述の通り、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ８を満たす必要がある。 L <-0.58 x Fp 2 +4.65 x Fp-2.8 (f7)
In the above equation f6, the width L becomes “0” when “Fp = 0.6”. Further, as described above, in the experiment conducted by the inventor, the maximum value of the fin pitch Fp was set to "3.5 [mm]". Therefore, the fin pitch Fp needs to satisfy the following equation f8.

０．６＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ８）
＜第２実施形態＞
次に、熱交換器１０の第２実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。 0.6 <Fp ≦ 3.5 (f8)
<Second Embodiment>
Next, a second embodiment of the heat exchanger 10 will be described. Hereinafter, the differences from the heat exchanger 10 of the first embodiment will be mainly described.

発明者は、図９に示されるフィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」であるときの温度変化率特性グラフについて極大値αｍａｘから「１０［％］」だけ低下した温度変化率α１０と、それに対応する幅閾値Ｌ１０とを更に求めた。また、発明者は、「１．１［ｍｍ］」以外のフィンピッチＦｐに対応する複数の温度変化率特性グラフに関しても、同様に幅閾値Ｌ１０を求めた。図１１は、フィンピッチＦｐと、各温度変化率特性グラフから求められた幅閾値Ｌ１０との対応関係をグラフ化したものである。なお、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。 The inventor has determined that the temperature change rate characteristic graph when the fin pitch Fp shown in FIG. 9 is "1.1 [mm]" is a temperature change rate α10 which is reduced by "10 [%]" from the maximum value αmax. The corresponding width threshold value L10 was further obtained. Further, the inventor also obtained the width threshold value L10 for a plurality of temperature change rate characteristic graphs corresponding to fin pitch Fp other than "1.1 [mm]". FIG. 11 is a graph showing the correspondence between the fin pitch Fp and the width threshold value L10 obtained from each temperature change rate characteristic graph. In the experiment conducted by the inventor, the maximum value of the fin pitch Fp was set to "3.5 [mm]".

図１１に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌ１０との関係を示す式として、以下の式ｆ９を得ることができる。
Ｌ１０＝－０．６×Ｆｐ２＋４．４×Ｆｐ－２．８ （ｆ９）
したがって、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ１０を満たせば、熱交換後の空気の温度分布のばらつきを、より的確に乗員の快適性を維持できる範囲に抑えることが可能となる。なお、式ｆ１０では、最悪条件を除くために不等号として「＜」を用いている。 By obtaining the approximate expression of the graph shown in FIG. 11, the following expression f9 can be obtained as an expression showing the relationship between the fin pitch Fp and the width threshold value L10.
L10 = -0.6 x Fp 2 +4.4 x Fp-2.8 (f9)
Therefore, if the width L of the gaps G11 and G12 and the fin pitch Fp satisfy the following equation f10, the variation in the temperature distribution of the air after heat exchange can be suppressed to a range where the comfort of the occupant can be maintained more accurately. It will be possible. In the formula f10, "<" is used as an inequality sign in order to exclude the worst condition.

Ｌ＜－０．６×Ｆｐ２＋４．４×Ｆｐ－２．８ （ｆ１０）
なお、上記の式ｆ１０では、「Ｆｐ＝０．７」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、上述の通り、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ１１を満たす必要がある。 L <-0.6 x Fp 2 +4.4 x Fp-2.8 (f10)
In the above equation f10, the width L becomes “0” when “Fp = 0.7”. Further, as described above, in the experiment conducted by the inventor, the maximum value of the fin pitch Fp was set to "3.5 [mm]". Therefore, the fin pitch Fp needs to satisfy the following equation f11.

０．７＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ１１）
なお、フィンピッチＦｐが「０．７＜Ｆｐ≦２．５」を満たしている場合には、図８に示される基準温度差ΔＴ０に対して「３［℃］」以内の温度変化となる。このような温度変化であれば乗員の快適性を確保できることが分かっているため、フィンピッチＦｐを「０．７＜Ｆｐ≦２．５」の範囲に設定することは有効である。 0.7 <Fp ≦ 3.5 (f11)
When the fin pitch Fp satisfies "0.7 <Fp ≦ 2.5", the temperature changes within "3 [° C.]" with respect to the reference temperature difference ΔT0 shown in FIG. Since it is known that the comfort of the occupant can be ensured if such a temperature change, it is effective to set the fin pitch Fp in the range of "0.7 <Fp ≦ 2.5".

＜第２実施形態＞
次に、熱交換器１０の第２実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。 <Second Embodiment>
Next, a second embodiment of the heat exchanger 10 will be described. Hereinafter, the differences from the heat exchanger 10 of the first embodiment will be mainly described.

発明者は、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとを変化させた際の熱交換器１０の熱交換性能の変化を実験的に更に求めた。図１２は、発明者により行われた実験結果をグラフ化したものである。図１２では、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」、「１．５［ｍｍ］」、「２．５［ｍｍ］」であるときの隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌと熱交換性能ＰＨとの関係が実線Ｍ２１，Ｍ２２，Ｍ２３でそれぞれ示されている。なお、熱交換性能ＰＨは、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「０」である熱交換器、換言すれば隙間Ｇ１１，Ｇ１２が形成されていない熱交換器の熱交換性能を「１００［％］」として、それに対する熱交換性能の比率を百分率で表したものである。 The inventor further experimentally determined the change in the heat exchange performance of the heat exchanger 10 when the width L of the gaps G11 and G12 and the fin pitch Fp were changed. FIG. 12 is a graph of the results of experiments conducted by the inventor. In FIG. 12, the width L of the gaps G11 and G12 and the heat exchange performance PH when the fin pitch Fp is “1.1 [mm]”, “1.5 [mm]”, and “2.5 [mm]”. The relationship with is shown by solid lines M21, M22, and M23, respectively. The heat exchange performance PH refers to the heat exchange performance of a heat exchanger in which the width L of the gaps G11 and G12 is "0", in other words, a heat exchanger in which the gaps G11 and G12 are not formed. The ratio of heat exchange performance to that is expressed as a percentage.

図１２に示されるように、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが大きくなるほど、熱交換性能ＰＨが低下する傾向がある。また、フィンピッチＦｐが小さくなるほど、熱交換性能ＰＨが低下する傾向がある。これは、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが大きくなるほど、またフィンピッチＦｐが小さくなるほど、フィン２２を通過する空気の風量よりも、隙間Ｇ１１，Ｇ１２を通過する空気の風量の方が多くなるためである。図１２には、「９０［％］」の熱交換性能ＰＨが閾値ＰＨｔｈとして破線で示されている。また、図１２には、実線Ｍ２１，Ｍ２２，Ｍ２３のそれぞれについて熱交換性能閾値ＰＨｔｈに対応する隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「Ｌｔｈ２１」、「Ｌｔｈ２２」、及び「Ｌｔｈ２３」でそれぞれ示されている。 As shown in FIG. 12, as the width L of the gaps G11 and G12 increases, the heat exchange performance PH tends to decrease. Further, as the fin pitch Fp becomes smaller, the heat exchange performance PH tends to decrease. This is because the larger the width L of the gaps G11 and G12 and the smaller the fin pitch Fp, the larger the air volume of the air passing through the gaps G11 and G12 than the air volume of the air passing through the fins 22. be. In FIG. 12, the heat exchange performance PH of “90 [%]” is shown by a broken line as the threshold value PHth. Further, in FIG. 12, the widths L of the gaps G11 and G12 corresponding to the heat exchange performance thresholds PHth for each of the solid lines M21, M22, and M23 are shown by “Lth21”, “Lth22”, and “Lth23”, respectively. ..

図１２から明らかなように、フィンピッチＦｐが「１．１［ｍｍ］」である場合、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌが「Ｌ≦Ｌｔｈ２１」を満たしていれば熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。同様に、フィンピッチＦｐが「１．５［ｍｍ］」である場合には「Ｌ≦Ｌｔｈ２２」を満たしていれば、またフィンピッチＦｐが「２．５［ｍｍ］」である場合には「Ｌ≦Ｌｔｈ２３」を満たしていれば熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。 As is clear from FIG. 12, when the fin pitch Fp is "1.1 [mm]", if the widths L of the gaps G11 and G12 satisfy "L≤Lth21", the decrease in heat exchange performance PH is ". It can be suppressed within 10 [%] ”. Similarly, when the fin pitch Fp is "1.5 [mm]", if "L ≦ Lth22" is satisfied, and when the fin pitch Fp is "2.5 [mm]", ". If “L ≦ Lth23” is satisfied, the decrease in heat exchange performance PH can be suppressed within “10 [%]”.

図１３は、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｔｈとの関係を示したものである。図１３に示されるグラフの近似式を求めることにより、フィンピッチＦｐと幅閾値Ｌｔｈとの関係を示す式として、以下の式ｆ１２を得ることができる。
Ｌｔｈ＝－０．５６×Ｆｐ２＋４．１×Ｆｐ－３．０ （ｆ１２）
よって、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅ＬとフィンピッチＦｐとが以下の式ｆ１３を満たせば、隙間Ｇ１１，Ｇ１２における風洩れに起因する熱交換性能ＰＨの低下を「１０［％］」以内に抑えることができる。なお、上記のｆ１２を満たす点は、熱交換性能ＰＨの低下が「１０［％］」であることから、式ｆ１３では、不等号として「≦」を用いている。 FIG. 13 shows the relationship between the fin pitch Fp and the width threshold value Lth. By obtaining the approximate expression of the graph shown in FIG. 13, the following expression f12 can be obtained as an expression showing the relationship between the fin pitch Fp and the width threshold value Lth.
Lth = -0.56 x Fp 2 + 4.1 x Fp-3.0 (f12)
Therefore, if the width L of the gaps G11 and G12 and the fin pitch Fp satisfy the following equation f13, the decrease in heat exchange performance PH due to wind leakage in the gaps G11 and G12 can be suppressed within "10 [%]". Can be done. The point that satisfies f12 is that the decrease in heat exchange performance PH is "10 [%]". Therefore, in the formula f13, "≦" is used as an inequality sign.

Ｌ≦－０．５６×Ｆｐ２＋４．１×Ｆｐ－３．０ （ｆ１３）
なお、上記の式ｆ１３では、「Ｆｐ＝０．８」であるときに幅Ｌが「０」になる。また、発明者により行われた実験では、フィンピッチＦｐの最大値が「３．５［ｍｍ］」に設定されていた。そのため、フィンピッチＦｐは、以下の式ｆ１４を満たす必要がある。 L ≦ -0.56 × Fp 2 +4.1 × Fp-3.0 (f13)
In the above equation f13, the width L becomes “0” when “Fp = 0.8”. Further, in the experiment conducted by the inventor, the maximum value of the fin pitch Fp was set to "3.5 [mm]". Therefore, the fin pitch Fp needs to satisfy the following equation f14.

０．８＜Ｆｐ≦３．５ （ｆ１４）
＜第４実施形態＞
次に、第４実施形態の熱交換器１０について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。 0.8 <Fp≤3.5 (f14)
<Fourth Embodiment>
Next, the heat exchanger 10 of the fourth embodiment will be described. Hereinafter, the differences from the heat exchanger 10 of the first embodiment will be mainly described.

上述の通り、ろう付け時にタンク３０，４０からフィン２２の端部２２ａ，２２ｂにろう材が流れ込むと、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ａ，２２ｂが浸食するおそれがある。タンク３０，４０からフィン２２の端部２２ａ，２２ｂへのろう材の流れ込みはチューブ２１の外周面を介して行われる。具体的には、図５に示されるように、チューブ２１の他端部２１ｂとフィン２２との接合部分にはフィレット５０が形成されている。同様に、チューブ２１の他端部２１ｂと第２タンク４０との接合部分にもフィレット６０が形成されている。以下では、便宜上、前者のフィレット５０を「チューブ側フィレット５０」と称し、後者のフィレット６０を「タンク側フィレット６０」と称する。フィン２２の他端部２２ｂと第２タンク４０との間に形成される隙間Ｇ１２が狭くなると、チューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０との間の距離が短くなる。それらの距離が短くなると、ろう付け時にチューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが繋がることにより、第２タンク４０の外周面に設けられるろう材がフィン２２へと流れ込む。このろう材がエロージョン現象によりフィン２２の他端部２２ｂを浸食させる要因となる。フィン２２の一端部２２ａ及び第１タンク３０に関しても同様の現象が生じ得る。なお、第１タンク３０及び第２タンク４０のそれぞれで発生する現象は基本的には同一であるため、以下では第２タンク４０側を例に挙げて説明する。 As described above, if the brazing material flows from the tanks 30 and 40 into the end portions 22a and 22b of the fin 22 during brazing, the end portions 22a and 22b of the fin 22 may be eroded due to the erosion phenomenon. The flow of the brazing material from the tanks 30 and 40 to the ends 22a and 22b of the fins 22 is performed through the outer peripheral surface of the tube 21. Specifically, as shown in FIG. 5, a fillet 50 is formed at a joint portion between the other end portion 21b of the tube 21 and the fin 22. Similarly, a fillet 60 is also formed at the joint portion between the other end portion 21b of the tube 21 and the second tank 40. Hereinafter, for convenience, the former fillet 50 will be referred to as a “tube-side fillet 50”, and the latter fillet 60 will be referred to as a “tank-side fillet 60”. When the gap G12 formed between the other end 22b of the fin 22 and the second tank 40 becomes narrower, the distance between the tube-side fillet 50 and the tank-side fillet 60 becomes shorter. When the distance between them becomes short, the brazing material provided on the outer peripheral surface of the second tank 40 flows into the fins 22 by connecting the tube-side fillet 50 and the tank-side fillet 60 at the time of brazing. This brazing material causes the other end 22b of the fin 22 to erode due to the erosion phenomenon. A similar phenomenon may occur with respect to one end 22a of the fin 22 and the first tank 30. Since the phenomena that occur in each of the first tank 30 and the second tank 40 are basically the same, the second tank 40 side will be described below as an example.

以上のような現象に鑑みれば、フィン２２の端部２２ｂと第２タンク４０との間に形成される隙間Ｇ１２の幅Ｌが狭くなるほど、チューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが近づき易くなるため、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ｂが浸食し易くなると考えられる。また、チューブ側フィレット５０及びタンク側フィレット６０が大きくなるほど、同様にチューブ側フィレット５０とタンク側フィレット６０とが近づき易くなるため、エロージョン現象によりフィン２２の端部２２ｂが浸食し易くなると考えられる。そこで、発明者は、隙間Ｇ１２の幅Ｌ及びフィレット５０，６０の形状を変化させつつ、第２タンク４０のろう材がフィン２２の端部２２ｂに流れ込み難くなる形状を実験的に求めた。 In view of the above phenomenon, the narrower the width L of the gap G12 formed between the end portion 22b of the fin 22 and the second tank 40, the easier it is for the tube-side fillet 50 and the tank-side fillet 60 to approach each other. Therefore, it is considered that the end portion 22b of the fin 22 is likely to be eroded due to the erosion phenomenon. Further, it is considered that the larger the tube-side fillet 50 and the tank-side fillet 60 are, the easier it is for the tube-side fillet 50 and the tank-side fillet 60 to approach each other, so that the end portion 22b of the fin 22 is likely to be eroded due to the erosion phenomenon. Therefore, the inventor experimentally obtained a shape in which the brazing material of the second tank 40 is difficult to flow into the end portion 22b of the fin 22 while changing the width L of the gap G12 and the shapes of the fillets 50 and 60.

具体的には、図５に示されるように、チューブ２１の外周面において互いに対向するタンク側フィレット６０及びチューブ側フィレット５０のそれぞれの半径を「Ｒ１」及び「Ｒ２」とするとき、隙間Ｇ１２の幅Ｌ、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１、及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２を変化させつつ、チューブ２１の端部２１ｂが浸食する現象が生じているか否かを実験的に求めた。その結果、隙間Ｇ１２の幅Ｌ、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１、及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２が以下の式ｆ１５を満たす場合、チューブ２１の端部２１ｂが浸食する現象が生じ難くなることが分かった。 Specifically, as shown in FIG. 5, when the radii of the tank-side fillet 60 and the tube-side fillet 50 facing each other on the outer peripheral surface of the tube 21 are "R1" and "R2", the gap G12 While changing the width L, the radius R1 of the tank-side fillet 60, and the radius R2 of the tube-side fillet 50, it was experimentally determined whether or not the phenomenon of erosion of the end portion 21b of the tube 21 occurred. As a result, when the width L of the gap G12, the radius R1 of the tank-side fillet 60, and the radius R2 of the tube-side fillet 50 satisfy the following equation f15, the phenomenon that the end portion 21b of the tube 21 is less likely to erode may occur. Do you get it.

Ｌ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２） （ｆ１５）
したがって、タンク側フィレット６０の半径Ｒ１及びチューブ側フィレット５０の半径Ｒ２に対して上記の式ｆ１５を満たすように隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを設定することにより、より的確にフィン２２の浸食を抑制することができる。 L ≧ 2.5 (R1 + R2) (f15)
Therefore, by setting the width L of the gaps G11 and G12 so as to satisfy the above equation f15 with respect to the radius R1 of the tank-side fillet 60 and the radius R2 of the tube-side fillet 50, erosion of the fins 22 is suppressed more accurately. can do.

＜第５実施形態＞
次に、熱交換器１０の第５実施形態について説明する。以下、第１実施形態の熱交換器１０との相違点を中心に説明する。
上述の通り、エロージョン現象によるフィン２２の浸食を回避するためには隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを大きくすることが有効である。しかしながら、フィン２２及びタンク３０，４０のそれぞれの寸法のばらつきや、製造時にそれらを組み付ける際の組み付け位置のばらつき等により隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを厳密に管理することは困難である。 <Fifth Embodiment>
Next, a fifth embodiment of the heat exchanger 10 will be described. Hereinafter, the differences from the heat exchanger 10 of the first embodiment will be mainly described.
As described above, it is effective to increase the width L of the gaps G11 and G12 in order to avoid erosion of the fins 22 due to the erosion phenomenon. However, it is difficult to strictly control the width L of the gaps G11 and G12 due to variations in the dimensions of the fins 22 and the tanks 30 and 40, variations in the assembly position when assembling them at the time of manufacturing, and the like.

そこで、本実施形態の熱交換器１０では、図１４に示されるように、フィン２２の端部２２ｂに対向する第２タンク４０の外周面４３に、フィン２２に向かって突出するように突起部４４が形成されている。これにより、寸法のばらつきや組み付け位置のばらつき等に起因してフィン２２の端部２２ｂが第２タンク４０の外周面４３に近づいた場合であっても、フィン２２の端部２２ｂが突起部４４に接触することで、隙間Ｇ１２の幅Ｌが、突起部４４の高さＴＬと同等の幅に設定される。また、フィン２２の一端部２２ａが突起部４４に接触していなければ、隙間Ｇ１２の幅Ｌは、突起部４４の高さＴＬよりも大きい幅に設定されていることになる。 Therefore, in the heat exchanger 10 of the present embodiment, as shown in FIG. 14, a protrusion portion on the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 facing the end portion 22b of the fin 22 so as to project toward the fin 22. 44 is formed. As a result, even when the end portion 22b of the fin 22 approaches the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 due to variations in dimensions, variations in the assembly position, etc., the end portion 22b of the fins 22 is a protrusion 44. By contacting with, the width L of the gap G12 is set to the same width as the height TL of the protrusion 44. Further, if one end portion 22a of the fin 22 is not in contact with the protrusion 44, the width L of the gap G12 is set to a width larger than the height TL of the protrusion 44.

なお、図１４に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に突起部４４が形成されている場合、隙間Ｇ１２の幅Ｌは、第２タンク４０の外周面４３において突起部４４を除く部位においてフィン２２に最も近い部分と、フィン２２の他端部２２ｂにおいて第２タンク４０に最も近い部分との間の距離で定義される。 As shown in FIG. 14, when the protrusion 44 is formed on the outer peripheral surface 43 of the second tank 40, the width L of the gap G12 excludes the protrusion 44 on the outer peripheral surface 43 of the second tank 40. It is defined as the distance between the portion closest to the fin 22 at the site and the portion closest to the second tank 40 at the other end 22b of the fin 22.

なお、第１タンク３０の外周面にも同様の突起部４４が形成されている。したがって、隙間Ｇ１１の幅Ｌも、突起部４４の高さＴＬよりも大きい幅に設定される。
本実施形態の熱交換器１０のようにタンク３０，４０の外周面に突起部４４を設けることで、隙間Ｇ１１，Ｇ１２の幅Ｌを、突起部４４の高さＴＬ以上の幅に設定することが可能となる。よって、エロージョン現象に起因するフィン２２の浸食を、より的確に抑制することが可能となる。特に、上記の式ｆ１５を考慮して突起部４４の高さＴＬを「ＴＬ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２）」のように設定すれば、エロージョン現象に起因するフィン２２の浸食を、より一層抑制することが可能である。 A similar protrusion 44 is also formed on the outer peripheral surface of the first tank 30. Therefore, the width L of the gap G11 is also set to a width larger than the height TL of the protrusion 44.
By providing the protrusions 44 on the outer peripheral surfaces of the tanks 30 and 40 as in the heat exchanger 10 of the present embodiment, the width L of the gaps G11 and G12 is set to a width equal to or greater than the height TL of the protrusions 44. Is possible. Therefore, it is possible to more accurately suppress the erosion of the fin 22 caused by the erosion phenomenon. In particular, if the height TL of the protrusion 44 is set to "TL ≧ 2.5 (R1 + R2)" in consideration of the above equation f15, the erosion of the fin 22 due to the erosion phenomenon is further suppressed. It is possible.

＜他の実施形態＞
・フィン２２の形状やタンク３０，４０の形状は任意に変更可能である。
・フィン２２の端部２２ｂと第２タンク４０の間に形成される隙間Ｇ１２の幅Ｌは、例えば図１５～図１７に示されるように定義可能である。図１５に示されるように、第２タンク４０の外周面４３が湾曲している場合、幅Ｌは、第２タンク４０の外周面４３の頂点とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。図１６に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に突起部４４が形成されている場合、幅Ｌは、突起部４４の頂点とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。図１７に示されるように、第２タンク４０の外周面４３に別部品７０が設けられている場合、幅Ｌは、別部品７０とフィン２２の端部２２ｂとの間の距離で定義可能である。別部品７０は、チューブ長手方向Ｚにおいてチューブ２１と重合する位置に配置されており、第２タンク４０の外周面４３にろう付け又は接着により接合されている。第２タンク４０の外周面４３に別部品７０を設けることにより、隙間Ｇ１２から風が抜けるのを抑制することができる。 <Other embodiments>
-The shape of the fin 22 and the shapes of the tanks 30 and 40 can be arbitrarily changed.
The width L of the gap G12 formed between the end 22b of the fin 22 and the second tank 40 can be defined, for example, as shown in FIGS. 15-17. As shown in FIG. 15, when the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 is curved, the width L is the distance between the apex of the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 and the end portion 22b of the fin 22. It is definable. As shown in FIG. 16, when the protrusion 44 is formed on the outer peripheral surface 43 of the second tank 40, the width L is defined by the distance between the apex of the protrusion 44 and the end 22b of the fin 22. It is possible. As shown in FIG. 17, when the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 is provided with the separate component 70, the width L can be defined by the distance between the separate component 70 and the end portion 22b of the fin 22. be. The separate component 70 is arranged at a position where it overlaps with the tube 21 in the longitudinal direction Z of the tube, and is joined to the outer peripheral surface 43 of the second tank 40 by brazing or adhesion. By providing a separate component 70 on the outer peripheral surface 43 of the second tank 40, it is possible to suppress the wind from coming out of the gap G12.

・本開示は上記の具体例に限定されるものではない。上記の具体例に、当業者が適宜設計変更を加えたものも、本開示の特徴を備えている限り、本開示の範囲に包含される。前述した各具体例が備える各要素、及びその配置、条件、形状等は、例示したものに限定されるわけではなく適宜変更することができる。前述した各具体例が備える各要素は、技術的な矛盾が生じない限り、適宜組み合わせを変えることができる。 -The present disclosure is not limited to the above specific examples. Specific examples described above with appropriate design changes by those skilled in the art are also included in the scope of the present disclosure as long as they have the characteristics of the present disclosure. Each element included in each of the above-mentioned specific examples, and their arrangement, conditions, shape, and the like are not limited to those exemplified, and can be appropriately changed. The combinations of the elements included in each of the above-mentioned specific examples can be appropriately changed as long as there is no technical contradiction.

１０：熱交換器
２０：コア部
２１：チューブ
２２：フィン
３０，４０：タンク
４４：突起部
５０：チューブ側フィレット
６０：タンク側フィレット
２２０：平板部
２２２：ルーバ 10: Heat exchanger 20: Core part 21: Tube 22: Fins 30, 40: Tank 44: Protrusion part 50: Tube side fillet 60: Tank side fillet 220: Flat plate part 222: Louver

Claims (8)

車両の空調システムのヒートポンプサイクルにおいてコンデンサとして用いられる熱交換器（１０）であって、
所定の隙間を有して配置される複数のチューブ（２１）、及び複数の前記チューブの間に形成される隙間に配置される複数のフィン（２２）を有するコア部（２０）と、
複数の前記チューブの端部に接続されるタンク（３０，４０）と、を備え、
前記タンクと前記フィンの端部との間には隙間が形成されており、
前記隙間の幅を「Ｌ」とし、前記フィンのピッチを「Ｆｐ」とするとき、
前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
０．６＜Ｆｐ≦３．５
Ｌ＜－０．５８×Ｆｐ２＋４．６５×Ｆｐ－２．８
を満たしている
熱交換器。 A heat exchanger (10) used as a capacitor in the heat pump cycle of a vehicle air conditioning system.
A core portion (20) having a plurality of tubes (21) arranged with a predetermined gap and a plurality of fins (22) arranged in the gap formed between the plurality of the tubes.
A tank (30, 40) connected to the ends of the plurality of tubes is provided.
A gap is formed between the tank and the end of the fin.
When the width of the gap is "L" and the pitch of the fins is "Fp",
The width L of the gap and the pitch Fp of the fins are expressed by the following equation 0.6 <Fp ≦ 3.5.
L <-0.58 x Fp 2 +4.65 x Fp-2.8
Meet the heat exchanger. 複数の前記チューブが並べて配置されている方向をチューブ積層方向とし、前記チューブが延びる方向をチューブ長手方向とするとき、
前記チューブ長手方向における前記コア部の長さであるコア高さは、前記チューブ積層方向における前記コア部の長さであるコア幅よりも小さい
請求項１に記載の熱交換器。 When the direction in which the plurality of the tubes are arranged side by side is the tube stacking direction and the direction in which the tubes extend is the tube longitudinal direction,
The heat exchanger according to claim 1, wherein the core height, which is the length of the core portion in the tube longitudinal direction, is smaller than the core width, which is the length of the core portion in the tube stacking direction. 前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
０．７＜Ｆｐ≦３．５
Ｌ＜－０．６×Ｆｐ２＋４．４×Ｆｐ－２．８
を更に満たしている
請求項１又は２に記載の熱交換器。 The width L of the gap and the pitch Fp of the fins are calculated by the following equation 0.7 <Fp ≦ 3.5.
L <-0.6 x Fp 2 +4.4 x Fp-2.8
The heat exchanger according to claim 1 or 2, further satisfying the above. 前記隙間の幅Ｌ及び前記フィンのピッチＦｐは、次式
０．８＜Ｆｐ≦３．５
Ｌ≦－０．５６×Ｆｐ２＋４．１×Ｆｐ－３．０
を更に満たしている
請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器。 The width L of the gap and the pitch Fp of the fins are the following equations 0.8 <Fp ≦ 3.5.
L ≦ -0.56 × Fp 2 +4.1 × Fp-3.0
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 3, further satisfying the above. 前記チューブの外周面において前記タンクに接合されている部分には、ろう付け接合によるタンク側フィレット（６０）が形成されており、
前記チューブの外周面において前記フィンに接合されている部分には、ろう付け接合によるチューブ側フィレット（５０）が形成されており、
前記チューブの外周面において互いに対向する前記タンク側フィレット及び前記チューブ側フィレットのそれぞれの半径を「Ｒ１」及び「Ｒ２」とするとき、
前記隙間の幅Ｌ、前記タンク側フィレットの半径Ｒ１、及び前記チューブ側フィレットの半径Ｒ２は、次式
Ｌ≧２．５（Ｒ１＋Ｒ２）
を満たしている
請求項１～４のいずれか一項に記載の熱交換器。 A tank-side fillet (60) formed by brazing is formed on the outer peripheral surface of the tube, which is joined to the tank.
A tube-side fillet (50) is formed by brazing to a portion of the outer peripheral surface of the tube that is joined to the fins.
When the radii of the tank-side fillet and the tube-side fillet facing each other on the outer peripheral surface of the tube are "R1" and "R2", respectively.
The width L of the gap, the radius R1 of the tank-side fillet, and the radius R2 of the tube-side fillet have the following equations L ≧ 2.5 (R1 + R2).
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 4. 前記フィンは、平板状に形成された平板部（２２０）と、前記平板部に対して傾斜するように切り起こされた複数のルーバ（２２２）と、を有しており、
複数の前記ルーバが形成されている間隔であるルーバピッチを「Ｌｐ」とし、前記フィンの板厚を「ｔ」とし、前記平板部に対して前記ルーバがなす傾斜角度である切り起こし角度を「θ」とし、前記フィンの高さを「ＦＨ」とし、空気流れ方向における前記コア部の長さであるコア厚みを「Ｃｔ」とするとき、
前記ルーバピッチＬｐ、前記フィンの板厚ｔ、前記ルーバの切り起こし角度θ、前記フィンの高さＦＨ、及び前記コア厚みＣｔは、次式
０．１［ｍｍ］≦Ｌｐ≦１．０［ｍｍ］
０．０３［ｍｍ］≦ｔ≦０．１［ｍｍ］
２２．５［°］≦θ≦４５［°］
１．５［ｍｍ］≦ＦＨ≦７［ｍｍ］
６［ｍｍ］≦Ｃｔ≦３０［ｍｍ］
を満たしている
請求項１～５のいずれか一項に記載の熱交換器。 The fin has a flat plate portion (220) formed in a flat plate shape, and a plurality of louvers (222) cut and raised so as to be inclined with respect to the flat plate portion.
The louver pitch, which is the interval at which the plurality of louvers are formed, is "Lp", the plate thickness of the fins is "t", and the cutting angle, which is the inclination angle formed by the louvers with respect to the flat plate portion, is "θ". When the height of the fin is "FH" and the core thickness which is the length of the core portion in the air flow direction is "Ct".
The louver pitch Lp, the plate thickness t of the fins, the cutting angle θ of the louvers, the height FH of the fins, and the core thickness Ct are the following equations 0.1 [mm] ≤ Lp ≤ 1.0 [mm].
0.03 [mm] ≤ t ≤ 0.1 [mm]
22.5 [°] ≤ θ ≤ 45 [°]
1.5 [mm] ≤ FH ≤ 7 [mm]
6 [mm] ≤ Ct ≤ 30 [mm]
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 5. 前記タンクにおいて前記フィンに対向する面には、前記フィンに向かって突出する突起部（４４）が形成されている
請求項１～６のいずれか一項に記載の熱交換器。 The heat exchanger according to any one of claims 1 to 6, wherein a protrusion (44) protruding toward the fin is formed on the surface of the tank facing the fin. 請求項１～７のいずれか一項に記載の熱交換器を備える
空調システム。 An air conditioning system including the heat exchanger according to any one of claims 1 to 7.
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