JP5563162B2 - 室外熱交換器および車両用空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、ヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる室外熱交換器およびこの室外熱交換器を用いた車両用空調装置に関する。

従来、例えばガソリンエンジンを備える自動車では、冷房にヒートポンプが用いられる一方、暖房にエンジンの廃熱が利用されていた。近年では、エンジンの廃熱量が少ないハイブリッド車、およびエンジンの廃熱が利用できない電気自動車が普及してきており、これに合わせて冷房だけでなく暖房にもヒートポンプを用いるようにした車両用空調装置が開発されてきている。

例えば特許文献１には、ヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる、暖房運転時に蒸発器として機能する室外熱交換器が開示されている。この室外熱交換器では、図１７Ａおよび図１７Ｂに示すように、互いに対向するように扁平チューブ１１０が配列され、それらの間に室外空気が一方向に流される。また、扁平チューブ１１０の間には、コルゲートフィン１２０が配置されている。

コルゲートフィン１２０は、扁平チューブ１１０の延びる方向に並ぶ複数のプレート部１２１と、扁平チューブ１１０に接合された複数の折り返し部１２２とを含む。各プレート部１２１は、扁平チューブ１１０よりも風上側に張り出している。また、各プレート部１２１には、扁平チューブ１１０で挟まれる領域に切り起こしにより複数のルーバー１３０が形成されている。

特開平６−２２１７８７号公報

暖房運転時には、プレート部１２１の風上側の端部に霜が付着し易いため、図１７Ａに示すようにプレート部１２１が扁平チューブ１１０よりも風上側に張り出していれば、その端部への霜の付着を抑制することができる。

しかし、特許文献１の室外熱交換器では、プレート部１２１の風上側の端部から扁平チューブ１１０に熱が活発に移動し、依然として、プレート部１２１の風上側の端部に霜が集中的に付着するおそれがある。

本発明は、このような事情に鑑み、ヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる室外熱交換器において、暖房運転時に霜の付着を抑制することを目的とする。また、本発明は、その室外熱交換器を用いた車両用空調装置を提供することを目的とする。

すなわち、本開示は、
冷房運転と暖房運転とを切り替え可能なヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる、冷媒と室外空気との間で熱交換を行う室外熱交換器であって、
第１方向に引き延ばされた断面形状を有し、互いに対向するように前記第１方向と直交する第２方向に配列され、それらの間に前記第１方向の一方側から他方側に向かって室外空気が流される、内部に冷媒が流れる扁平チューブと、
隣り合う前記扁平チューブの間に配置された、前記第１方向および前記第２方向と直交する第３方向に並ぶ複数のプレート部および隣り合う前記扁平チューブに択一的に接合された複数の折り返し部を含むコルゲートフィンと、を備え、
前記複数のプレート部のそれぞれには、切り起こしにより前記第１方向に対して傾斜する複数のルーバーが前記第１方向に沿って実質的に連続して形成されており、
前記複数のプレート部のそれぞれは、前記複数の折り返し部が前記扁平チューブに接合された接合領域から前記第１方向において風上側に張り出す延長部を有し、
前記複数のルーバーのうちの最も風上側に位置する最前列ルーバーの全部は、前記延長部内に配置されており、
前記複数のプレート部のそれぞれは、前記延長部の一部として、前記最前列ルーバーよりも風上側に先端平面部を有しており、
前記先端平面部の面積は、前記延長部の面積の半分を超えている、室外熱交換器を提供する。

また、本開示は、冷媒を圧縮する圧縮機、車室内に送られる空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器、冷媒を膨張させる膨張機構、および上記の室外熱交換器、を含む冷媒回路と、前記冷媒回路に流れる冷媒の流れ方向を暖房運転と冷房運転とで切り換える切換手段と、を備える車両用空調装置を提供する。

上記の構成によれば、接合領域から張り出すプレート部の延長部内にはルーバーの全部が配置されているので、プレート部の風上側の端部から接合領域への熱移動を適度に抑制することができる。さらに、先端平面部は、最前列ルーバーより長く形成されているので、先端平面部での熱交換を抑えることができる。これにより、暖房運転時にプレート部の風上側の端部への霜の付着を抑制することができる。

本発明の一実施形態に係る室外熱交換器の模式的な正面断面図 図１に示す室外熱交換器を用いた車両用空調装置の構成図 図１に示す室外熱交換器の要部を拡大した平面断面図 図３ＡのIIIＢ−IIIＢ線に沿った側面断面図 図１に示す室外熱交換器の要部を拡大した正面図 乾き条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１，３，５に関し、風速を変えたときの室外空気圧力損失と単位風路断面積あたりの熱交換量との関係を示すグラフ 乾き条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル３の室外空気圧力損失に対するモデル１，２，４，５の室外空気圧力損失の比と風速との関係を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１，４，５に関し着霜による風路閉塞率の経時的変化を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１，４，５に関し室外空気圧力損失の経時的変化を示すグラフ モデル３，５に関し、デフロスト後の残水率の経時的な変化を示すグラフ 乾き条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル６の室外空気圧力損失に対するモデル７〜１０の室外空気圧力損失の比とルーバーの傾斜角度との関係を示すグラフ 乾き条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル６の単位風路断面積あたりの熱交換量に対するモデル７〜１０の単位風路断面積あたりの熱交換量の比とルーバーの傾斜角度との関係を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル６〜１０に関し着霜による風路閉塞率の経時的変化を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル６〜１０に関し室外空気圧力損失の経時的変化を示すグラフ 乾き条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１１の単位風路断面積あたりの熱交換量および室外空気圧力損失に対するモデル１２〜１５の単位風路断面積あたりの熱交換量および室外空気圧力損失の比と延長部の長さとの関係を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１１，１３，１５に関し着霜による風路閉塞率の経時的変化を示すグラフ 着霜条件のシミュレーション結果を示すグラフであり、モデル１１，１３，１５に関し室外空気圧力損失の経時的変化を示すグラフ コルゲートフィンの製造工程を示す図 ルーバーの別のパターンを示す図 変形例の車両用空調装置の構成図 別の変形例の車両用空調装置の構成図 車両用空調装置に用いられる従来の室外熱交換器の要部を拡大した平面断面図 図１７ＡのＡ−Ａ線に沿った側面断面図

本開示の第１の態様は、
冷房運転と暖房運転とを切り替え可能なヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる、冷媒と室外空気との間で熱交換を行う室外熱交換器であって、
第１方向に引き延ばされた断面形状を有し、互いに対向するように前記第１方向と直交する第２方向に配列され、それらの間に前記第１方向の一方側から他方側に向かって室外空気が流される、内部に冷媒が流れる扁平チューブと、
隣り合う前記扁平チューブの間に配置された、前記第１方向および前記第２方向と直交する第３方向に並ぶ複数のプレート部および隣り合う前記扁平チューブに択一的に接合された複数の折り返し部を含むコルゲートフィンと、を備え、
前記複数のプレート部のそれぞれには、切り起こしにより前記第１方向に対して傾斜する複数のルーバーが前記第１方向に沿って実質的に連続して形成されており、
前記複数のプレート部のそれぞれは、前記複数の折り返し部が前記扁平チューブに接合された接合領域から前記第１方向において風上側に張り出す延長部を有し、
前記複数のルーバーのうちの最も風上側に位置する最前列ルーバーの全部は、前記延長部内に配置されており、
前記複数のプレート部のそれぞれは、前記延長部の一部として、前記最前列ルーバーよりも風上側に先端平面部を有しており、
前記先端平面部の面積は、前記延長部の面積の半分を超えている、室外熱交換器を提供する。

第２の態様は、第１の態様に加え、前記最前列ルーバーは、前記先端平面部と稜線を形成するように前記先端平面部とつながっている、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、最前列ルーバーの風上側の端部と先端平面部との間に開口が形成されないので、この開口が着霜して閉塞されない。

第３の態様は、第１の態様に加え、前記複数のルーバーの傾斜角度は、１５度以上２５度以下である、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、着霜の目安となる室外空気の圧力損失を小さくしながら、冷房運転時に熱交換効率を向上させることができる。

第４の態様は、第１の態様に加え、前記複数の折り返し部のそれぞれは、前記扁平チューブに面接触するように中央がフラットとなる形状に形成されている、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、デフロスト時に折り返し部の内側に水が滞留することを抑制できる。

第５の態様は、第１〜第４の態様のいずれか１つに加え、前記複数のプレート部のそれぞれは、前記複数のルーバーのうちの最も風下側に位置する最後列ルーバーよりも風下側に後端平面部を有しており、前記第１方向において、前記後端平面部の長さは、前記先端平面部の長さよりも長い、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、後端平面部が長いので、残水率を改善できる。

第６の態様は、第１〜第５の態様のいずれか１つに加え、前記複数のルーバーは、前記最前列ルーバーを含む互いに平行なルーバーからなる風上側ルーバー群と、前記第１方向に対して前記最前列ルーバーと逆向きに傾斜するルーバーからなる風下側ルーバー群とを構成しており、前記第２方向から見たときに、前記風上側ルーバー群と前記風下側ルーバー群とは線対称である、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、風上側ルーバー群と風下側ルーバー群とをバランスよく配置できる。

第７の態様は、第１〜第６の態様のいずれか１つに加え、前記扁平チューブの両端が接続された、前記第２方向に延びる一対のヘッダをさらに備え、前記第１方向および前記第２方向は水平方向であり、前記第３方向は鉛直方向である、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、室外熱交換器の構造が簡素になり、かつ、除霜後の排水が容易になる。

第８の態様は、第７の態様に加え、前記一対のヘッダのそれぞれの内部には、前記扁平チューブを冷媒の流れ方向が交互に逆になる複数のチューブ群に分ける１つまたは複数の仕切り板が設けられており、前記コルゲートフィンは、前記複数のチューブ群のうちの少なくとも暖房運転時に冷媒が最初に流れる蒸発上流チューブ群を構成する扁平チューブの間に配置されている、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、暖房運転時には蒸発上流チューブ群の温度が最も低くなる。そのため、第１の態様の特徴を備えたコルゲートフィンが蒸発上流チューブ群を構成する扁平チューブ間に配置されているだけでも上述した効果が得られる。

第９の態様は、第１〜第８の態様のいずれか１つに加え、前記最前列ルーバーの全部は、前記第１方向における前記延長部の中央位置よりも風下側に配置されている、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、接合領域からプレート部の風上側の端部までの距離が適切に確保される。従って、プレート部の風上側の端部から接合領域への熱移動を適度に抑制することができる。

第１０の態様は、第１〜第９の態様のいずれか１つに加え、前記最前列ルーバーに隣接する前記ルーバーの一部は、前記第１方向における前記延長部の後端位置に配置されている、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、最前列ルーバーの全部を、延長部に確実に配置できる。

第１１の態様は、第１〜第１０の態様のいずれか１つに加え、前記複数のルーバーは、前記第２方向における長さが互いに同一である、室外熱交換器を提供する。このような構造によれば、ルーバーの形成が容易になる。

第１２の態様は、第１〜第１１の態様のいずれか１つに加え、前記延長部の長さは、前記第１方向において、１．５ｍｍ以上３．５ｍｍ以下である、室外熱交換器を提供する。

従来の構成では、暖房運転時には、プレート部１２１の風上側の端部に霜が付着し易いため、図１７Ａに示すようにプレート部１２１が扁平チューブ１１０よりも風上側に張り出していれば、その端部への霜の付着を抑制することができる。しかしながら、冷房運転時には室外熱交換器は凝縮器として機能するため、プレート部１２１が扁平チューブ１１０よりも張り出していると、熱交換器全体としての単位体積あたりの熱交換効率が低下する。逆に、冷房運転時の熱交換効率の観点からは、プレート部１２１の扁平チューブ１１０からの張り出し量を小さくすることが有効であるが、このような構成では、暖房運転時にプレート部１２１の風上側の端部に霜が付着し易くなる。このように、暖房運転時に霜の付着を抑制することと冷房運転時に良好な熱交換効率を得ることとを両立させることは困難である。

第１２の態様は、このような事情に鑑み、ヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる室外熱交換器において、暖房運転時に霜の付着を抑制することと冷房運転時に良好な熱交換効率を得ることを両立できるようにすることを目的とする。

ところで、特許文献１には、プレート部が扁平チューブより張り出す長さは２〜５ｍｍ程度であることが記載されている。しかしながら、扁平チューブの両端は丸みを帯びているため、この丸みを帯びた部分は扁平チューブからコルゲートフィンへの熱伝達に寄与しない。すなわち、プレート部には折り返し部と扁平チューブとが接触する領域から張り出すことが求められるのであって、必ずしも扁平チューブから張り出している必要はない。第１２の態様は、このような観点からなされたものである。

第１２の態様によれば、接合領域から張り出すプレート部の延長部の長さが短く抑えられているため、冷房運転時に良好な熱交換効率を得ることができる。また、その延長部内にはルーバーが配置されているため、接合領域からプレート部の風上側の端部への熱移動量を低減させることができ、暖房運転時にその端部への霜の付着を抑制することができる。

第１３の態様は、冷媒を圧縮する圧縮機、車室内に送られる空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器、冷媒を膨張させる膨張機構、および第１〜第１２の態様のいずれか１つの室外熱交換器、を含む冷媒回路と、前記冷媒回路に流れる冷媒の流れ方向を暖房運転と冷房運転とで切り換える切換手段と、を備える車両用空調装置を提供する。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、以下の説明は本発明の一例に関するものであり、本発明はこれらによって限定されるものではない。

図１に、本発明の一実施形態に係る室外熱交換器１３を示す。この室外熱交換器１３は、図２に示すようなヒートポンプ式の車両用空調装置１０に用いられる。そこで、まずは図２を参照して車両用空調装置１０について説明し、その後に室外熱交換器１３について詳細に説明する。

＜車両用空調装置＞
車両用空調装置１０は、冷房運転と暖房運転とを切り換え可能なものであり、冷媒を循環させる冷媒回路２を備えている。なお、冷媒としては、Ｒ１３４ａ、Ｒ４１０Ａ、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ、ＨＦＯ−１２３４ｚｅ、ＣＯ₂などに加え、他のＨＦＣ系、ＨＣ系などが利用できる。

冷媒回路２は、圧縮機１１、四方弁１２、室外熱交換器１３、膨張弁１４、および室内熱交換器１５を含み、これらの機器１１〜１５は第１流路２１から第６流路２６によって接続されている。具体的に、圧縮機１１の吸入口１１ａおよび圧縮機１１の吐出口１１ｂは、それぞれ第６流路２６および第１流路２１を介して四方弁１２の２つのポートに接続されている。四方弁１２の残りの２つのポートは、それぞれ第２流路２２および第５流路２５を介して室外熱交換器１３および室内熱交換器１５に接続されている。室外熱交換器１３および室内熱交換器１５は、それぞれ第３流路２３および第４流路２４を介して膨張弁１４に接続されている。なお、第６流路２６には、アキュムレータが設けられていてもよい。

四方弁１２は、本発明の切換手段に相当するものであり、冷媒回路２に流れる冷媒の流れ方向を、冷房運転時には破線矢印Ｃで示す第１方向に切り換え、暖房運転時には実線矢印Ｈで示す第２方向に切り換える。第１方向は、圧縮機１１から吐出された冷媒が室外熱交換器１３、膨張弁１４および室内熱交換器１５をこの順に通過して圧縮機１１に戻る方向であり、第２方向は、圧縮機１１から吐出された冷媒が室内熱交換器１５、膨張弁１４および室外熱交換器１３をこの順に通過して圧縮機１１に戻る方向である。

圧縮機１１は、図略の電動モータにより駆動され、吸入口１１ａから吸入した冷媒を圧縮して吐出口１１ｂから吐出する。電動モータは、圧縮機１１の内部に配置されていてもよいし、外部に配置されていてもよい。

室外熱交換器１３は、例えば自動車のフロントに配置され、車両の走行およびファン１７により供給される室外空気と冷媒との間で熱交換を行う。室外熱交換器１３は、冷房運転時に凝縮器として機能し、暖房運転時に蒸発器として機能する。

膨張弁１４は、冷媒を膨張させる膨張機構の一例である。なお、膨張機構としては、膨張する冷媒から動力を回収する容積型の膨張機等を採用してもよい。

室内熱交換器１５は、ダクト３２内に配置され、ブロワ３１によって車室内に送られる空気と冷媒との間で熱交換を行う。なお、ブロワ３１によってダクト３２内に取り込まれる空気は、室外空気と室内空気のどちらか一方であってもよいし双方であってもよい。室内熱交換器１５は、冷房運転時に蒸発器として機能し、暖房運転時に凝縮器として機能する。

＜室外熱交換器＞
図１に示すように、室外熱交換器１３は、内部に冷媒が流れる複数の扁平チューブ５と、扁平チューブ５の両端が接続された一対のヘッダ４Ａ，４Ｂとを備えている。扁平チューブ５は、第１方向（紙面と直交する方向）に引き延ばされた断面形状を有し、互いに対向するように第１方向と直交する第２方向に配列されている。一対のヘッダ４Ａ，４Ｂは第２方向に延びている。以下、説明の便宜のために、第１方向をＸ方向、第２方向をＹ方向、第１方向および第２方向と直交する第３方向をＺ方向という。

本実施形態では、Ｘ方向およびＹ方向が水平方向であり、Ｚ方向が鉛直方向である。換言すれば、一対のヘッダ４Ａ，４Ｂが水平方向に延びており、それらの間に配置された扁平チューブ５が鉛直方向に延びている。ただし、扁平チューブ５は、必ずしも鉛直方向に延びている必要はなく、斜め方向または水平方向に延びていてもよい。また、一対のヘッダ４Ａ，４Ｂは、必ずしも水平方向に延びている必要はなく、鉛直方向に延びていてもよい。

扁平チューブ５の間には、Ｘ方向の一方側から他方側に向かって室外空気が流される。また、各扁平チューブ５の内部には、冷媒が流れる流路をＸ方向に分割する複数の隔壁５０（図３Ａ参照）が配置されている。

隣り合う扁平チューブ５の間には、コルゲートフィン６が配置されている。本実施形態では、全ての扁平チューブ５の間に、同一形状のコルゲートフィン６が配置されている。なお、コルゲートフィン６は、最も外側の扁平チューブ５とこれと対向する側壁（図示せず）との間に配置されていてもよい。

一対のヘッダ４Ａ，４Ｂには、第２流路２２がつながれた第１流通口４１と第３流路２３がつながれた第２流通口４２とが設けられている。すなわち、室外熱交換器１３が凝縮器として機能する冷房運転時には、第１流通口４１が流入口の役割を果たすとともに第２流通口４２が流出口の役割を果たし、室外熱交換器１３が蒸発器として機能する暖房運転時には、第２流通口４２が流入口の役割を果たすとともに第１流通口４１が流出口の役割を果たす。本実施形態では、第１流通口４１が上方に位置するヘッダ４Ａに設けられており、第２流通口４２が下方に位置するヘッダ４Ｂに設けられている。

一対のヘッダ４Ａ，４Ｂのそれぞれの内部には１つまたは複数の仕切り板４５が設けられており、これにより扁平チューブ５が冷媒の流れ方向が交互に逆になる複数のチューブ群５１〜５３に分けられている。なお、図１では、暖房運転時の冷媒の流れ方向のみを実線矢印で示している。

複数のチューブ群５１〜５３は、第２流通口４２に最も近い蒸発上流チューブ群５１と、第１流通口４１に最も近い蒸発下流チューブ群５２と、それらの間にある１つまたは複数の中間チューブ群５３とからなる。チューブ群５１〜５３の数は、例えば３以上６以下である。

本実施形態では、第１流通口４１と第２流通口４２とが異なるヘッダに設けられているために、一対のヘッダ４Ａ，４Ｂの内部に仕切り板４５が１つずつ設けられていて、チューブ群５１〜５３の数が奇数の３つになっている。ただし、チューブ群５１〜５３の数が偶数になっていて、第１流通口４１と第２流通口４２とが同じヘッダに設けられていてもよい。

チューブ群５１〜５３のそれぞれを構成する扁平チューブ５の本数は、蒸発上流チューブ群５１から蒸発下流チューブ群５２にかけて段階的に増加することが好ましい。例えば、本実施形態のようにチューブ群５１〜５３の数を３つとする場合は、蒸発上流チューブ群５１を１９本の扁平チューブ５で構成し、中間チューブ群５３を２１本の扁平チューブ５で構成し、蒸発下流チューブ群５１を２２本の扁平チューブ５で構成することができる。なお、図１は、室外熱交換器１３を僅かな本数の扁平チューブ５で模式的に表したものである。

次に、図３Ａおよび図３Ｂならびに図４を参照して、コルゲートフィン６を詳細に説明する。

コルゲートフィン６は、Ｚ方向に並ぶ複数のプレート部６Ａと、隣り合う扁平チューブ５に択一的に接合された複数の折り返し部６Ｂを含む。プレート部６Ａは、Ｘ方向に延びる長方形状をなしており、折り返し部６Ｂは、プレート部６Ａの幅方向の両端部同士を連結している。すなわち、１つのプレート部６Ａとその両側にあるプレート部６Ａの半分およびそれらの間の２つの折り返し部６Ｂが１つの波を形成している。

このようなコルゲートフィン６は、ロールギア方式により、連続的に形成されている。ロールギア方式では、図１３に示すように、材料供給装置９１、フィン形成装置９２、フィンピッチ調整装置９３及びフィン切断装置９４の各装置を順に使用する。材料供給装置９１では、ロール状のフィン材にオイルを塗布しながら、所定の速度で引き出す工程を行う。フィン形成装置９２では、１対のロール金型を使用して、フィン材をコルゲート形状に形成すると同時に、複数のルーバー７を形成する工程を行う。１対のロール金型は、外周部にフィン形成用の歯が形成されている。フィン形成用の歯の側部には、ルーバー７を切り起こすための図示しない細かい歯が形成されている。フィンピッチ調整装置９３では、外周部にフィンピッチ調整用の歯が形成された１対の他のロール金型を使用して、コルゲート形状に形成されたフィン材を所定のピッチに調整する工程を行う。フィン切断装置９４では、コルゲート形状に形成されたフィン材を所定の長さにカットして、複数のコルゲートフィン６を連続的に形成する工程を行う。コルゲートフィン６は、ロールギア方式により、連続的に形成されるので、例えば、スリット等をプレス加工により後加工する必要がない。

本実施形態では、各折り返し部６Ｂは、扁平チューブ５に面接触するように中央がフラットとなる形状に形成されている。ただし、折り返し部６Ｂは、扁平チューブ５に線接触するように全体的に湾曲していてもよい。

各プレート部６Ａは、折り返し部６Ｂが扁平チューブ５に接合された接合領域８からＸ方向において風上側に張り出す延長部６０を有している。本実施形態では、プレート部６Ａが接合領域８から風下側にも張り出していて、プレート部６Ａの風下側の端部がＸ方向において扁平チューブ５の風下側の端部と同じ位置に位置している。

延長部６０の長さは、プレート部６Ａの風上側の端部がＸ方向において可能な限り接合領域８に近接するように、１．５ｍｍ以上３．５ｍｍ以下であることが好ましい。

また、各プレート部６Ａには、切り起こしによりＸ方向に対して傾斜する複数のルーバー７が、Ｘ方向に沿って実質的に連続して形成されている。ここで、「実質的に連続して」とは、全てのルーバーが完全に連続している場合だけでなく、特定のルーバー間に切り起こし用切り込み間隔の２倍以下の平面部が存在する場合を含む概念である。本実施形態では、全てのルーバー７が完全に連続している。

ルーバー７は、風上側ルーバー群７１と風下側ルーバー群７２を構成している。風上側ルーバー群７１は、ルーバー７のうちの最も風上側に位置する最前列ルーバー７ａを含む互いに平行なルーバー７からなる。風下側ルーバー群７２は、Ｘ方向に対して最前列ルーバー７ａと逆向きに傾斜するルーバー７からなり、ルーバー７のうちの最も風下側に位置する最後列ルーバー７ｂを含む。本実施形態では、Ｙ方向から見たときに、風上側ルーバー群７１と風下側ルーバー群７２は線対称である。また、風上側ルーバー群７１および風下側ルーバー群７２は、Ｙ方向における長さが互いに同一である。

風上側ルーバー群７１の両端を除くルーバー７および風下側ルーバー群７２の両端を除くルーバー７は、プレート部６Ａに対してＺ方向の両側に突出する両凸ルーバーとなっている。一方、最前列ルーバー７ａおよび最後列ルーバー７ｂならびに風上側ルーバー群７１の後端および風下側ルーバー群７２の先端のルーバー７は、プレート部６Ａに対してＺ方向の一方側のみに突出する半凸ルーバーとなっている。両凸ルーバーは、一対の切り込みで挟まれる部分がその中間線回りに回転するように押し出されることによって形成される。このため、両凸ルーバーの傾斜方向の長さは、切り込み間隔と等しい。半凸ルーバーは、基線（切り込み間隔の半分だけ切り込みから離れた線）と切り込みとに挟まれる部分が基線回りに回転するように押し出されることによって形成される。このため、半凸ルーバーの傾斜方向の長さは、切り込み間隔の半分と等しい。このような形成方法により、ルーバー７のＹ方向の両端部は、Ｚ方向絞り部を介してプレート部６Ａにつながっている。

ルーバー７の傾斜角度が小さすぎると、着霜の目安となる室外空気の圧力損失を小さくすることができるものの、冷房運転時の熱交換効率が悪くなる。一方、ルーバー７の傾斜角度が大きすぎると、冷房運転時に熱交換効率を向上させることができるものの、室外空気の圧力損失が大きくなる。このような観点から、ルーバー７の傾斜角度は、１５度以上２５度以下であることが好ましい。

さらに、本実施形態では、最前列ルーバー７ａがプレート部６Ａの延長部６０内に配置されている。最前列ルーバー７ａの全部は、Ｘ方向における延長部６０の中央位置よりも風下側に配置されている。具体的には、最前列ルーバー７ａの全部が延長部６０内に存在するように、最前列ルーバー７ａの風下側の端部がＸ方向において接合領域８の端部と一致するかそれよりも風上側に位置している。なお、最前列ルーバー７ａに隣接するルーバー７は、そのルーバー７の風上側の１／３の位置がＸ方向における延長部６０の後端位置に一致するように配置されている。

また、各プレート部６Ａは、最前列ルーバー７ａよりも風上側に延長部６０の一部として先端平面部６１を有しているとともに、最後列ルーバー７ｂよりも風下側に後端平面部６２を有している。先端平面部６１の面積は、延長部６０の面積の半分を超えている。すなわち、先端平面部６１は、Ｘ方向における長さが、最前列ルーバー７ａより長く形成されている。具体的には、先端平面部６１のＸ方向における長さは、最前列ルーバー７ａのＸ方向における長さの約２倍である。先端平面部６１および後端平面部６２は、切り起こしの加工性の観点から、１ｍｍ以上の長さを有していることが好ましい。また、デフロスト時の排水性の観点からは、Ｘ方向において、後端平面部６２の長さＬ２は先端平面部６１の長さＬ１よりも長いことが好ましい。より好ましくは、後端平面部６２の長さＬ２は先端平面部６１の長さＬ１の１．５倍以上であり、さらに好ましくは、後端平面部６２の長さＬ２は先端平面部６１の長さＬ１の２．０倍以上である。

最前列ルーバー７ａは、上述した半凸ルーバーとして形成されることにより、先端平面部６１と稜線を形成するように先端平面部６１とつながっている。同様に、最後列ルーバー７ｂも後端平面部６２と稜線を形成するように後端平面部６２とつながっている。

以上説明したように、本実施形態の室外熱交換器１３では、接合領域８から張り出すプレート部６Ａの延長部６０の長さが短く抑えられているため、冷房運転時に良好な熱交換効率を得ることができる。また、接合領域８から張り出すプレート部６Ａの延長部６０内にはルーバー７の全部が配置されているので、プレート部６Ａの風上側の端部から接合領域８への熱移動を適度に抑制することができる。さらに、先端平面部６１は、最前列ルーバー７ａより長く形成されているので、先端平面部６１での熱交換を抑えることができる。これにより、暖房運転時にプレート部６Ａの風上側の端部への霜の付着を抑制することができる。

また、本実施形態では、各折り返し部６Ｂは、扁平チューブ５に面接触するように中央がフラットとなる形状に形成されている。このため、デフロスト時に折り返し部６Ｂの内側に水が滞留することを抑制することができる。

（シミュレーション）
以下に、本実施形態の効果を確認するために行ったシミュレーションを説明する。

まず、解析条件として、冷媒としてＲ１３４ａを用いた２つの条件を設定した。１つ目の条件は、暖房運転時における着霜の影響を評価するために、冷媒の温度を−５℃と設定するとともに、室外空気の乾球温度を２℃、湿球温度を１℃と設定した着霜条件である。２つ目の条件は、冷房運転時の性能を評価するために、暖房運転において着霜が生じないと仮定した、すなわち着霜条件から湿球温度の設定を解除した乾き条件である。乾き条件から冷房運転時の性能を評価できる理由は、以下のとおりである。

上記の乾き条件と冷房運転時とでは、冷媒が蒸発するか凝縮するかの違いにより冷媒に対する熱伝達率が異なるが、室外空気に対する熱伝達率はフィン形状と風速に依存するため一定である。室外熱交換器の熱交換量を算出する際に用いられる熱通過率は、冷媒に対する熱伝達率に由来する冷媒側熱抵抗と室外空気に対する熱伝達率に由来する空気側熱抵抗の合計の逆数として求められる。しかしながら、冷媒側熱抵抗は空気側熱抵抗に比べて非常に小さいために、乾き条件と冷房運転とで熱通過率を一定とみなすことができる。このため、乾き条件の熱交換量から冷房運転時の熱交換量を予測することができる。

同様に、室外熱交換器での室外空気圧力損失は、乾き条件と冷房運転時とでは流入する室外空気の温度により密度が異なる分だけ絶対値が数％程度変化するが、乾き条件の圧力損失を相対的に観察することによって冷房運転時の圧力損失を予測することができる。

次に、図３Ａおよび図３Ｂならびに図４に示すような基本構成単位の５つのモデル１〜５を作成した。これらのモデル１〜５では、先端平面部６１の長さＬ１と後端平面部６２の長さＬ２のみを変数とし、それ以外の寸法を同じにした。具体的には、各モデルにおいてＬ１／Ｌ２を以下のように設定した。すなわち、モデル３では、プレート部６ＡがＸ方向に対称になっており、モデル１，２ではルーバー７が風下側寄りに、モデル４，５ではルーバー７が風上側寄りに設けられている。
モデル１：４．３ｍｍ／１．５ｍｍ
モデル２：３．３ｍｍ／２．５ｍｍ
モデル３：２．９ｍｍ／２．９ｍｍ
モデル４：２．３ｍｍ／３．５ｍｍ
モデル５：１．８ｍｍ／４．０ｍｍ

共通寸法としては、扁平チューブ５の幅（断面形状の長軸）を１７．８ｍｍ、厚さ（断面形状の短軸）を２．２ｍｍとするとともに、コルゲートフィン６の厚さを０．０８ｍｍ、Ｘ方向の奥行きを１９．８ｍｍ、Ｙ方向の幅を８．９ｍｍ、プレート部６Ａのピッチを１．８ｍｍ（すなわち、波長を３．６ｍｍ）とした。さらに、扁平チューブ５のコーナー部分の半径を０．９ｍｍとし、コルゲートフィン６の風下側の端部をＸ方向において扁平チューブ５の端部と一致させた。従って、延長部６０の長さは２．９ｍｍであり、接合領域８の長さは１６．０ｍｍである。

また、ルーバー７については、切り込み間隔を１．４ｍｍ、Ｘ方向に対する角度を２０度とし、図７Ｂに示すとおりの構成とした。すなわち、モデル５のみが、最前列ルーバー７ａが延長部６０内に配置された構成を有する（モデル４では、Ｌ１＋０．７ｃｏｓ２０°＝２．９６であり、最前列ルーバー７ａが延長部６０から０．０６ｍｍだけはみ出す）。

室外熱交換器に供給される室外空気の風速を２．０ｍ／ｓ、４．０ｍ／ｓ、６．０ｍ／ｓと変えて、乾き条件でのプレート部６Ａの単位風路断面積あたりの熱交換量および室外空気圧力損失を求めた。そのうちのモデル１，３，５の結果を図５に示す。図５から、モデル５では、モデル１，３に比べて、同等の熱交換量で冷房運転時の室外空気圧力損失を５％程度抑えられていることが分かる。

これを別の観点から検証するために、従来から一般的に採用されているプレート部６ＡがＸ方向に対称な構成のモデル３を基準に、モデル１，２，４，５の室外空気圧力損失が風速によってどのように変化するかを図６に示す。

図６から、モデル５では、モデル３に対し、冷房運転時にどの風速でも室外空気圧力損失が大きく改善されることが分かる。これに対し、モデル１，４では、モデル３に対し、風速が小さいときだけ室外空気圧力損失が改善され、モデル２ではモデル３との相違はあまりなかった。

次に、モデル１，４，５について、着霜条件で室外空気の風速が２．５ｍ／ｓのときに、着霜によって風路閉塞率および室外空気圧力損失が経時的にどのように変化するかを解析した。その結果を図７Ａおよび図７Ｂに示す。図７Ａおよび図７Ｂから、モデル５では、着霜による風路閉塞率および室外空気圧力損失を最も小さく抑えられることが分かる。

また、モデル３，５について、付着した霜をデフロストし、その後に風速２．５ｍ／ｓの室外空気を室外熱交換器に供給したときに、残水率が経時的にどのように変化するかを解析した。その結果を図８に示す。図８から、モデル５では、モデル３に比べて残水率が改善されることが分かる。これは、後端平面部６２が長いことに起因すると考えられる。

さらに、モデル５からプレート部６Ａのピッチを１．５ｍｍに変更するとともに、ルーバー７の傾斜角度を変化させた５つのモデル６〜１０を作成した。具体的な傾斜角度は以下の通りである。
モデル６：３０度
モデル７：２５度
モデル８：２０度
モデル９：１５度
モデル１０：１０度

モデル６〜１０について、室外熱交換器に供給される室外空気の風速を２．０ｍ／ｓ、４．０ｍ／ｓ、６．０ｍ／ｓと変えて、乾き条件での室外空気圧力損失および単位風路断面積あたりの熱交換量を求めた。従来から一般的に採用されているルーバーの傾斜角度が３０度の構成のモデル６を基準に、モデル７〜１０の室外空気圧力損失および熱交換量が傾斜角度によってどのように変化するかを図９Ａおよび図９Ｂに示す。図９Ａおよび図９Ｂから、ルーバーの傾斜角度が１５度〜２５度であれば、冷房運転時に熱交換量の低下を抑えつつ、室外空気圧力損失を改善できることが分かる。

次に、モデル６〜１０について、着霜条件で室外空気の風速が２．５ｍ／ｓのときに、着霜によって風路閉塞率および室外空気圧力損失が経時的にどのように変化するかを解析した。その結果を図１０Ａおよび図１０Ｂに示す。図９Ａおよび図９Ｂならびに図１０Ａおよび図１０Ｂから、ルーバーの傾斜角度が１５度〜２５度であれば、冷房運転時の性能を高く維持しながら暖房運転時の着霜による影響を抑えられることが分かる。

さらに、モデル５からプレート部６Ａのピッチを１．５ｍｍに変更するとともに、扁平チューブ５に対するルーバー７の位置を固定したままで延長部６０の長さを変化させた、換言すれば先端平面部６１の長さＬ１を変数とした５つのモデル１１〜１５を作成した。各モデル１１〜１５において、延長部６０の長さ／先端平面部６１の長さＬ１は以下の通りである。
モデル１１：１．５ｍｍ／０．４ｍｍ
モデル１２：１．９ｍｍ／０．８ｍｍ
モデル１３：２．９ｍｍ／１．８ｍｍ（モデル５と同等）
モデル１４：３．５ｍｍ／２．４ｍｍ
モデル１５：４．９ｍｍ／３．８ｍｍ

次に、モデル１１〜１５について、乾き条件で室外空気の風速が２．５ｍ／ｓのときの単位風路断面積あたりの熱交換量および室外空気圧力損失を求めた。延長部６０の長さが最も短い（すなわち、最も加工が困難な）モデル１１を基準に、モデル１２〜１５の熱交換量および室外空気圧力損失が延長部６０の長さによってどのように変化するかを図１１に示す。

図１１から、冷房運転時、室外空気圧力損失は、延長部６０の長さが長くなるほど線形的に増加することが分かる。一方で、単位風路断面積あたりの熱交換量は、延長部６０の長さが３．５ｍｍまでは線形的に増加するものの、延長部６０の長さが３．５ｍｍを超えると増加量が低下する。これは、コルゲートフィン６のＸ方向の奥行きが長くなっていくこと、すなわち室外熱交換器が大きくなっていくことを考慮すると、延長部６０の長さが３．５ｍｍを超えたときには室外熱交換器全体としての単位体積あたりの熱交換効率が徐々に低下することを示す。従って、延長部６０の長さは３．５ｍｍ以下が好ましい。

また、モデル１１〜１５について、着霜条件で室外空気の風速が２．５ｍ／ｓのときに、着霜によって風路閉塞率および室外空気圧力損失が経時的にどのように変化するかを解析した。その結果を図１２Ａおよび図１２Ｂに示す。図１２Ａおよび図１２Ｂから、延長部６０の長さを長くしても着霜による影響はそれほど変わらないことが分かる。

（変形例）
前記実施形態では、全ての扁平チューブ５間に、延長部６０内に最前列ルーバー７ａが配置されたコルゲートフィン６が配置されている。しかしながら、暖房運転時にはチューブ群５１〜５３のうちの冷媒が最初に流れる蒸発上流チューブ群５１が最も温度が低くなるため、延長部６０内に最前列ルーバー７ａが配置されたコルゲートフィン６は少なくとも蒸発上流チューブ群５１を構成する扁平チューブ５間に配置されていればよい。例えば、蒸発上流チューブ群５１のみで延長部６０内に最前列ルーバー７ａが配置されたコルゲートフィン６を採用し、他のチューブ群５２，５３では延長部６０内に最前列ルーバー７ａが配置されていないコルゲートフィンを採用してもよい。

また、最前列ルーバー７ａは必ずしも先端平面部６１とつながっている必要はない。例えば、図１４に示すように、最前列ルーバー７ａおよび最後列ルーバー７ｂがプレート部６Ａに対してＺ方向の両側に突出する両凸ルーバーとなっていてもよい。ただし、この場合は、最前列ルーバー７ａの風上側の端部と先端平面部６１との間に開口が形成されるため、その開口が着霜によって閉塞されるおそれがある。これを防止するという観点からは、前記実施形態のように最前列ルーバー７ａが先端平面部６１とつながっていることが好ましい。

また、図１４に示すように、例えば、風上側ルーバー群７１と風下側ルーバー群７２との間には、先端平面部６１および後端平面部６２と同一平面上に位置する、切り込み間隔の２倍以下の中央平面部６３が設けられていてもよい。この場合には、中央平面部６３に近接するルーバー７で霜の付着量が多くなるおそれがあるため、中央平面部６３に、Ｙ方向に延びるスリット６４（例えば、幅０．１ｍｍ）を設けることが好ましい。

また、車両用空調装置１０の構成は、図２に示すものに限られない。例えば、車両用空調装置１０は、図１５に示すような構成や図１６に示すような構成を有していてもよい。

図１５に示す構成では、第１流路２１に、ブロワ３１によって車室内に送られる空気と冷媒との熱交換を行う副室内熱交換器１６が設けられている。この副室内熱交換器１６は、ダクト３２内で室内熱交換器１５の風下側に配置されている。また、副室内熱交換器１６は、ダクト３２内で当該副室内熱交換器１６を経由する第１風路と当該副室内熱交換器１６を経由しない第２風路とが層をなすように配置されている。このような構成では、室内熱交換器１５で加熱された車室内循環空気を副室内熱交換器１６でさらに加熱することができるので、暖房能力を高める効果を得ることができる。

図１６に示す構成では、第６流路２６に、ブロワ３１によって車室内に送られる空気と冷媒との熱交換を行う副室内熱交換器１６が設けられている。この副室内熱交換器１６は、ダクト３２内で室内熱交換器１５の風上側に配置されている。また、副室内熱交換器１６は、ダクト３２内で当該副室内熱交換器１６を経由する第１風路と当該副室内熱交換器１６を経由しない第２風路とが層をなすように配置されている。このような構成では、冷房運転時には２つの熱交換器１５，１６で車室内循環空気を冷却することができ、暖房運転時には副室内熱交換器１６で車室内循環空気を除湿することができる。

また、冷媒回路２に流れる冷媒の流れ方向を切り換える切換手段としては、四方弁１２以外にも、例えば２つの三方弁の組み合わせやいわゆるブリッジ回路などを用いることも可能である。

Claims (12)

1. 冷房運転と暖房運転とを切り替え可能なヒートポンプ式の車両用空調装置に用いられる、冷媒と室外空気との間で熱交換を行う室外熱交換器であって、
   第１方向に引き延ばされた断面形状を有し、互いに対向するように前記第１方向と直交する第２方向に配列され、それらの間に前記第１方向の一方側から他方側に向かって室外空気が流される、内部に冷媒が流れる扁平チューブと、
   隣り合う前記扁平チューブの間に配置された、前記第１方向および前記第２方向と直交する第３方向に並ぶ複数のプレート部および隣り合う前記扁平チューブに択一的に接合された複数の折り返し部を含むコルゲートフィンと、を備え、
   前記複数のプレート部のそれぞれには、切り起こしにより前記第１方向に対して傾斜する複数のルーバーが前記第１方向に沿って実質的に連続して形成されており、
   前記複数のプレート部のそれぞれは、前記複数の折り返し部が前記扁平チューブに接合された接合領域から前記第１方向において風上側に張り出す延長部を有し、
   前記複数のルーバーのうちの最も風上側に位置する最前列ルーバーの全部は、前記延長部内に配置されており、
   前記複数のプレート部のそれぞれは、前記延長部の一部として、前記最前列ルーバーよりも風上側に先端平面部を有しており、
   前記先端平面部の面積は、前記延長部の面積の半分を超え、
   前記最前列ルーバーの全部は、前記第１方向における前記延長部の中央位置よりも風下側に配置されている、室外熱交換器。
2. 前記最前列ルーバーは、前記先端平面部と稜線を形成するように前記先端平面部とつながっており、かつ前記プレート部に対して前記第３方向の一方側のみに突出する半凸ルーバーである、請求項１に記載の室外熱交換器。
3. 前記複数のルーバーの傾斜角度は、１５度以上２５度以下である、請求項１に記載の室外熱交換器。
4. 前記複数の折り返し部のそれぞれは、前記扁平チューブに面接触するように中央がフラットとなる形状に形成されている、請求項１に記載の室外熱交換器。
5. 前記複数のプレート部のそれぞれは、前記複数のルーバーのうちの最も風下側に位置する最後列ルーバーよりも風下側に後端平面部を有しており、
   前記第１方向において、前記後端平面部の長さは、前記先端平面部の長さよりも長い、請求項１に記載の室外熱交換器。
6. 前記複数のルーバーは、前記最前列ルーバーを含む互いに平行なルーバーからなる風上側ルーバー群と、前記第１方向に対して前記最前列ルーバーと逆向きに傾斜するルーバーからなる風下側ルーバー群とを構成しており、
   前記第２方向から見たときに、前記風上側ルーバー群と前記風下側ルーバー群とは線対称である、請求項１に記載の室外熱交換器。
7. 前記扁平チューブの両端が接続された、前記第２方向に延びる一対のヘッダをさらに備え、
   前記第１方向および前記第２方向は水平方向であり、前記第３方向は鉛直方向である、請求項１に記載の室外熱交換器。
8. 前記一対のヘッダのそれぞれの内部には、前記扁平チューブを冷媒の流れ方向が交互に逆になる複数のチューブ群に分ける１つまたは複数の仕切り板が設けられており、
   前記コルゲートフィンは、前記複数のチューブ群のうちの少なくとも暖房運転時に冷媒が最初に流れる蒸発上流チューブ群を構成する扁平チューブの間に配置されている、請求項７に記載の室外熱交換器。
9. 前記最前列ルーバーに隣接する前記ルーバーの一部は、前記第１方向における前記延長部の後端位置に配置されている、請求項１に記載の室外熱交換器。
10. 前記複数のルーバーは、前記第２方向における長さが互いに同一である、請求項１に記載の室外熱交換器。
11. 前記延長部の長さは、前記第１方向において、１．５ｍｍ以上３．５ｍｍ以下である、請求項１に記載の室外熱交換器。
12. 冷媒を圧縮する圧縮機、車室内に送られる空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器、冷媒を膨張させる膨張機構、および請求項１に記載された室外熱交換器、を含む冷媒回路と、
    前記冷媒回路に流れる冷媒の流れ方向を暖房運転と冷房運転とで切り換える切換手段と、
    を備える車両用空調装置。

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