WO2013145965A1 - 車室内熱交換器及び車室内熱交換器のヘッダ間接続部材 - Google Patents

車室内熱交換器及び車室内熱交換器のヘッダ間接続部材 Download PDF

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Definitions

  • the present invention relates to a vehicle interior heat exchanger in a vehicle heat pump device and a member that connects and connects a pair of headers of the vehicle interior heat exchanger.
  • the heat exchanger (functioning as a condenser or an evaporator) disclosed in Patent Document 1 communicates with the same end side of the upstream and downstream tube groups in which a plurality of refrigerant flow tubes are stacked.
  • a part of the internal spaces of the pair of headers connected to each other are connected to each other via a connection member.
  • the heat exchange efficiency with the blown air can be increased, and when used as a vehicle interior heat exchanger, The temperature of the air (heating air or cooling air) blown into the passenger compartment can be made uniform.
  • the air inlet is shut off and hardly exchanges heat with air, and the refrigerant is circulated in a gas state.
  • the method to make it conceivable In this method the cost can be reduced compared to a structure in which the refrigerant bypasses the vehicle interior heat exchanger during cooling.
  • the present invention has been made paying attention to such a conventional problem, and even when a vehicle interior heat exchanger is used as described above, pressure loss can be suppressed and cooling performance can be maintained satisfactorily.
  • the purpose is to do so.
  • the vehicle interior heat exchanger of the vehicle air conditioner according to the present invention is arranged such that the upstream and downstream tube groups in which a plurality of refrigerant flow tubes are stacked are arranged in the air blowing direction of the vehicle interior air passage. And at least a part of the internal spaces of the pair of headers connected to and connected to the same end side of the refrigerant flow tubes of each tube group are connected to each other through a communication hole.
  • the ratio of the total cross-sectional area of the communication holes communicating the internal spaces to the total cross-sectional area of the most upstream flow path of the upstream tube group is 38 to 93%. It is characterized by setting.
  • connection member between headers of the vehicle interior heat exchanger includes a vehicle interior in which upstream and downstream tube groups in which a plurality of refrigerant flow tubes are stacked are arranged side by side in the air blowing direction of the vehicle interior air passage.
  • the heat exchanger is connected between a pair of headers connected in communication with the same end side of the refrigerant flow tube of each tube group, and is connected by connecting at least some internal spaces of the pair of headers.
  • a connecting member that protrudes from both sides of the flat surface of the plate-like connecting member has a plurality of boss portions that are connected through the pipe walls of the pair of headers, and the internal space is inside the boss portion. It has the communicating hole which connects each other.
  • the ratio of the total cross-sectional area of the communication hole that communicates between the header inner spaces to the total cross-sectional area of the upstreammost flow path of the upstream tube group. Is set to be 38 to 93%, it is possible to sufficiently reduce the pressure loss of the refrigerant passing through the communication hole while suppressing an increase in processing cost and a decrease in strength, resulting in good cooling performance. Can be maintained.
  • connection member between headers of the vehicle interior heat exchanger according to the present invention, a pair of headers can be easily connected via the connection member, and a plurality of communication lines formed on the inner side of the boss portion.
  • the hole can sufficiently reduce the pressure loss of the refrigerant passing through the communication hole, and can maintain good performance during cooling.
  • FIG. 4 is a sectional view taken along the line BB in FIG. 3.
  • the C arrow side view of FIG. The bottom view of a pair of header arrange
  • FIG. 4 is a sectional view taken along the line DD in FIG. 3.
  • the outline perspective view which shows the flow of the refrigerant
  • the diagram which shows the relationship between a counter hole cross-sectional area ratio and a pressure loss.
  • the diagram which shows the relationship between a pressure loss and the COP ratio at the time of cooling.
  • FIG.1 and FIG.2 shows the outline
  • the refrigerant circuit to which the vehicle interior heat exchanger according to the present invention is applied is not limited to this.
  • the air conditioner includes a compressor 1, a first vehicle interior heat exchanger 2 disposed on the downstream side of the air passage 51 in the vehicle interior, a vehicle exterior heat exchanger 3 disposed outside the vehicle interior, and an air passage in the vehicle interior.
  • 51 includes a second vehicle interior heat exchanger 4 disposed on the upstream side of 51.
  • a fan 52 is disposed at the upstream end of the air passage 51, and a damper 53 that can freely open and close the air vent is attached to the air vent of the first vehicle interior heat exchanger 2.
  • a first expansion valve 6 and a first check valve 7 are provided in the middle of the first refrigerant pipe 5 from the refrigerant discharge port of the compressor 1 through the first vehicle interior heat exchanger 2 to the vehicle exterior heat exchanger 3.
  • a first on-off valve 9 and an accumulator 10 are interposed in the middle of the second refrigerant pipe 8 from the vehicle exterior heat exchanger 3 to the refrigerant inlet of the compressor 1.
  • a third refrigerant pipe 11 is connected from the downstream side of the first expansion valve 6 of the first refrigerant pipe 5 to connect the exterior heat exchanger 3 and the first on-off valve 9, and the third refrigerant pipe 11 is connected to the third refrigerant pipe 11.
  • the second on-off valve 12 is interposed.
  • the first expansion valve 6 is substantially closed because the passage resistance is larger than that of the second on-off valve 12, but may be forcibly closed. Therefore, the first expansion valve 6 and the second on-off valve 12 are selectively opened.
  • a fifth refrigerant pipe 18 extending from the second vehicle interior heat exchanger 4 to the first on-off valve 9 and the accumulator 10 is connected.
  • the fifth refrigerant pipe 18 includes a fourth on-off valve 19 and an internal heat exchanger.
  • Sixteen low temperature parts 16B are interposed.
  • the internal heat exchanger 16 exchanges heat between the high-temperature refrigerant that flows through the high-temperature part 16A and the low-temperature refrigerant that flows through the low-temperature part 16B.
  • a sixth refrigerant pipe 20 is arranged from the upstream side of the first expansion valve 6 of the first refrigerant pipe 5 to the downstream side of the check valve 15 of the fourth refrigerant pipe 13, and the sixth refrigerant pipe 20 includes: A fifth on-off valve 21 is interposed.
  • the high-temperature / high-pressure gas refrigerant pressurized by the compressor 1 flows into the first vehicle interior heat exchanger 2 and condenses by exchanging heat (dissipating heat) with the air blown from the fan 52. ⁇ Liquefied.
  • the air is heated by this heat exchange.
  • the heated air is blown into the passenger compartment to heat the passenger compartment.
  • the liquid refrigerant is depressurized through the first expansion valve 6 to be in a gas-liquid mixed state, and flows into the vehicle exterior heat exchanger 3 through the first check valve 7.
  • the refrigerant exchanges heat with the outside air (heat absorption) and is vaporized (gasified), and then is returned to the intake port of the compressor 1 through the first on-off valve 9 and the accumulator 10 and pressurized. Cycle is repeated.
  • the second on-off valve 12, the third on-off valve 14, and the fourth on-off valve 19 are opened, and the damper 53, the first expansion valve 6, the first on-off valve 9, and the fifth on-off valve 21 are closed. Is done.
  • the refrigerant pressurized by the compressor 1 flows through the first vehicle interior heat exchanger 2, but the damper 53 is closed and air flow to the first vehicle interior heat exchanger 2 is blocked. Therefore, heat exchange (cooling) with the blown air is hardly performed, and the refrigerant flows out in a high-temperature / high-pressure gas state and flows into the vehicle exterior heat exchanger 3 via the second on-off valve 12.
  • the exterior heat exchanger 3 functions as a condenser, and heat exchange (heat radiation) with the outside air condenses and liquefies the gas refrigerant.
  • the liquid refrigerant passes through the third opening / closing valve 14, the check valve 15, and the low temperature portion 16A of the internal heat exchanger 16, reaches the second expansion valve 17, and is decompressed by the second expansion valve 17 to be in a gas-liquid mixed state.
  • the refrigerant is gasified by exchanging heat (absorbing heat) with the air blown from the fan 52. The air cooled by this heat exchange is blown into the vehicle interior to cool the vehicle interior.
  • the air that has been cooled and condensed by the second vehicle interior heat exchanger 4 to reduce moisture is transferred to the downstream first vehicle interior. It can be reheated by the heat exchanger 2 and blown air having a low relative humidity into the passenger compartment.
  • the refrigerant that is supplied to the second vehicle interior heat exchanger 4 is opened by opening the fifth on-off valve 21 interposed in the sixth refrigerant pipe 20. The flow rate may be increased.
  • FIG. 3 is a front view of the second vehicle interior heat exchanger 2 as viewed from the downstream side in the air blowing direction
  • FIG. 4 is a view taken in the direction of arrow A in FIG. 3
  • FIG. 6 is a side view of FIG.
  • a pair of tube groups 103A and 103B is formed by laminating a plurality of refrigerant flow tubes 101 having a flat passage section through corrugated fins 102 (only the upper part is shown in the figure), and the pair of tube groups 103A and 103B.
  • Each refrigerant circulation tube 101 and corrugated fin 102 are fixed by brazing or the like.
  • a pair of cylindrical headers extending in the stacking direction of the refrigerant flow tubes 11 are disposed on both sides in the tube axis direction of the two rows of tube groups 103A and 103B.
  • the pair of headers 104A and 104B disposed on one axial side (the upper side in the drawing) of the refrigerant flow tube 101 are each one end (upper end) of the refrigerant flow tube 101 in each tube group.
  • One end portion (the upper end portion in the figure) of the refrigerant flow tube 101 of each tube group 103A, 103B is inserted into a plurality of corresponding holes 104a in the headers 104A, 104B and fixed by brazing.
  • headers 104A and 104B are closed by engaging the opening ends on both sides into a pair of cylindrical engaging portions 105a formed on an oblong lid member 105 as shown in FIG. Attached and fixed.
  • a pair of headers 106A and 106B disposed on the other axial side of the refrigerant flow tube 101 are the other ends of the refrigerant flow tubes 101 of the tube groups 103A and 103B, respectively, like the headers 104A and 104B. It has a shape in which a plurality of holes 106a for inserting a portion (lower end portion in the figure) are opened. The other end portions (lower end portions) of the refrigerant flow tubes 101 of the tube groups 103A and 103B are inserted into the corresponding holes 106a of the headers 106A and 106B, and are fixed by brazing.
  • the internal space of the headers 106A and 106B is partitioned into a plurality (two in this embodiment) by a disk-shaped partition member 106b at the intermediate portion in the axial direction.
  • the partition member 106b is fixed by brazing to the inner walls of the pair of headers 106A and 106B.
  • boss through-holes 106c are formed on the opposing inner walls in one (right side in the figure) of the header 106A, 106B partitioned by the partition member 106b.
  • connecting members 107 are formed on both sides of the flat portion of the plate-like member by protruding bosses 107a having communication holes 107b on the inside, as shown in FIG.
  • the boss portion 107a of the connection member 107 is passed through the boss through holes 106c of the headers 106A and 106B, and is fixed by brazing.
  • the boss portion 107a of the connecting plate 107 is formed by a pair of burrings so as to protrude from one surface of one plate material, and these are overlapped in the opposite direction. It can be formed by fixing by attaching or the like.
  • processing is performed by a known method in which the burring is performed from the opposite direction to project to the opposite side. You can also.
  • the opening end of one of the headers 106A and 106B in the axial direction (the right side in the drawing) is fitted and sealed in a pair of cylindrical engaging portions of the lid member 108 formed in the same manner as the lid member 105 shown in FIG. It is fixed.
  • the opening ends of the headers 106A and 106B on the other side in the axial direction engage with a pair of cylindrical engaging portions 109a formed in the adapter 109 that opens in the axial direction.
  • the pair of cylindrical engaging portions 109b on the opposite side of the header 109A, 106B of the adapter 109 has a refrigerant inflow pipe 110 on one side (for example, downstream in the blowing direction) and a refrigerant outflow pipe on the other side (upstream in the blowing direction). 111 is engaged and fixed by brazing.
  • the reinforcing plates 112 are brazed and fixed to both ends in the stacking direction of the tube groups 103A, 103B, 106A, 106B.
  • the flow of the refrigerant in the first vehicle interior heat exchanger 2 formed as described above is as shown by the arrow in FIG.
  • the refrigerant flows into the lower header 106A from the refrigerant inflow pipe 110 and flows in from the lower end openings of the plurality of refrigerant flow tubes 101 (first tube group 103Au) facing the first header space 106Au on the near side from the partition plate 106b. Then, the first tube group 103Au flows upward.
  • the tube group 103Ad flows downward.
  • the refrigerant flows in from the lower end openings of the plurality of refrigerant flow tubes 101 (third tube group 103Bu) facing the third header inner space 106Bu, and flows upward in the third tube group 103Bu. Further, after flowing into the header 104B from the upper end opening of the third tube group 103Bu, the fourth tube group 103Bd is inserted from the upper end openings of the plurality of refrigerant flow tubes 101 (fourth tube group 103Bd) on the front side (the left side in the figure). Flows downward.
  • FIG. 1 When the vehicle interior heat exchanger 2 functions as a condenser during heating, the refrigerant contacts the outer surfaces of the tubes 101 while passing through the refrigerant flow tubes 101 of the two tube groups 103A and 103B as described above. In addition, heat is exchanged with the blasted air that circulates and is dissipated, and heat is exchanged with the corrugated fins 102 that are also cooled by the blast air that is in contact with the outer surface. Is done.
  • the difference in the refrigerant temperature (or gas-liquid ratio) flowing through the tube groups 13A and 13B on the downstream side and the upstream side in the air blowing direction decreases toward the opposite side (back side). That is, in the entire area of the cross section of the air passage, the average value (average temperature or average gas-liquid) of the refrigerant temperature (gas-liquid ratio) of the downstream tube group 103A in the blowing direction and the refrigerant temperature (gas-liquid ratio) of the upstream tube group 13B. Ratio) is made uniform. Thereby, the temperature of the heating air blown into the vehicle interior while exchanging heat through the first vehicle interior heat exchanger 2 can be made uniform, and comfortable heating can be performed.
  • the damper 53 is closed and the air flow to the first vehicle interior heat exchanger 2 is shut off, and the heat exchange (cooling) with the blown air is not substantially performed. Then, the refrigerant is allowed to flow out in a high temperature / high pressure gas state. This is to suppress reheating of the air cooled by the second vehicle interior heat exchanger 4 due to heat exchange with the first vehicle interior heat exchanger 2 and bypass the refrigerant in the first vehicle interior heat exchanger 2.
  • the bypass valve and the bypass passage can be omitted, and the cost can be reduced.
  • FIG. 14 shows the ratio of the total cross-sectional area of the counter hole (communication hole 107b of the connecting member 107) to the total cross-sectional area of the most upstream channel (tube group 103Au) and the pressure loss. Show the relationship.
  • the pressure loss during the flow of the high-pressure refrigerant during cooling is a large value where the counter hole cross-sectional area ratio is small, but has a characteristic of greatly decreasing as the counter hole cross-sectional area ratio increases.
  • the COP ratio (cooling capacity / power consumption) indicating the cooling performance at the time of cooling decreases as the pressure loss increases. It became clear that it remained almost constant. Specifically, the counter hole cross-sectional area ratio at which the pressure loss (approximately 0.60 [MPa]) begins to maintain the COP ratio approximately constant was approximately 38%.
  • the pressure loss at the time of refrigerant condensation during heating is extremely low compared with the flow of the high-pressure gas refrigerant during cooling, even when the counter hole cross-sectional area ratio is small.
  • the characteristic gradually decreases with increase.
  • the connecting member 107 formed as described above the second header space 106Ad and the third header space 106Bu can be easily communicated and connected, and the strength of the counter member is ensured.
  • the hole cross-sectional area ratio can be achieved and good cooling performance can be maintained.
  • the total cross-sectional area of the tube group 103Au on the most upstream side is made larger than the cross-sectional area of the inlet pipe 110.
  • the header is partitioned by a partition plate, and the flow of the refrigerant is changed so that the upstream side tube group 103A has two paths and the downstream side tube group 103B has two paths.
  • the inside of the header may not be partitioned, but two paths of the entire upstream tube group and the entire downstream tube group may be used, and conversely, more channels can be set by setting the number of partitions to be increased. It is good also as a structure which has a path
  • corrugated fins 102 instead of the corrugated fins 102, a configuration in which a large number of flat fins that penetrate each refrigerant circulation tube are arranged in the vertical direction may be employed.
  • SYMBOLS 1 Compressor, 2 ... 1st vehicle interior heat exchanger, 4 ... 2nd vehicle interior heat exchanger, 5 ... 1st refrigerant

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Description

車室内熱交換器及び車室内熱交換器のヘッダ間接続部材
　本発明は、車両用ヒートポンプ装置における車室内熱交換器と、該車室内熱交換器の一対のヘッダ同士を連通して接続する部材に関する。
　エンジン搭載車両のヒートポンプ式空調装置において、特許文献１に示される熱交換器（コンデンサ又はエバポレータとして機能）では、複数の冷媒流通チューブを積層した上流側及び下流側のチューブ群の同一端側に連通して接続した一対のヘッダの一部の内部空間同士が、接続部材を介して連通して接続されている。
　これにより、上流側チューブ群から流入した冷媒を、下流側チューブ群へ流出させるカウンターフロー構造として、送風空気との熱交換効率を高めることができ、また、車室内熱交換器として使用する場合、車室に送風される空気（暖房空気又は冷房空気）の温度を均一化できる。
日本国特許公報；特開平１１－１４２０８７号
　ところで、後述するように、車室内熱交換器の暖房用のコンデンサとして利用し、かつ、冷房時には、空気導入口を遮断して空気との熱交換を殆ど行わせず、冷媒をガス状態で流通させる方式が考えられる。この方式では、冷房時に冷媒を車室内熱交換器をバイパスさせる構造に比較し、コスト削減を図れる。
　しかし、この方式に上記特許文献１の熱交換器を利用する場合、前記接続部材に形成された孔が１個のみ形成され、上流側流路の総断面積に比較してヘッダ間を連通する孔の断面積比が小さすぎるため、冷媒の連通孔通過時の圧力損失が大きくなり、冷房性能を低下させてしまう。
　本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、上記のように車室内熱交換器が利用されるような場合でも、圧力損失を抑制して冷房性能を良好に維持できるようにすることを目的とする。
　かかる課題を解決するため本発明にかかる車両用空調装置の車室内熱交換器は、複数の冷媒流通チューブを積層した上流側及び下流側のチューブ群が車室内送風路の送風方向に並べて配設され、前記各チューブ群の前記冷媒流通チューブの同一端側に連通して接続した一対のヘッダの少なくとも一部の内部空間同士が、連通孔を介して連通して接続された車両用空調装置の車室内熱交換器であって、前記内部空間同士を連通する連通孔の総断面積を、前記上流側チューブ群の最上流側流路の総断面積に対する割合が３８～９３％となるように設定したことを特徴とする。
　また、本発明に係る車室内熱交換器のヘッダ間接続部材は、複数の冷媒流通チューブを積層した上流側及び下流側のチューブ群が車室内送風路の送風方向に並べて配設された車室内熱交換器の、前記各チューブ群の前記冷媒流通チューブの同一端側に連通して接続された一対のヘッダ間に接続され、前記一対のヘッダの少なくとも一部の内部空間同士を連通して接続する接続部材であって、板状の接続部材の平坦面両側から突出し、前記一対のヘッダの管壁を貫通して接続される複数のボス部を有し、前記ボス部の内側に前記内部空間同士を連通する連通孔を有することを特徴とする。
　本発明にかかる車両用空調装置の車室内熱交換器によれば、ヘッダ内部空間同士を連通する連通孔の総断面積を、前記上流側チューブ群の最上流側流路の総断面積に対する割合が３８～９３％となるように設定したことにより、加工コストの増加や強度低下を抑制しつつ、連通孔を通過する冷媒の圧力損失を十分に低減することができ、冷房時の性能を良好に維持することができる。
　また、本発明に係る車室内熱交換器のヘッダ間接続部材によれば、該接続部材を介して一対のヘッダ間を容易に接続することができ、ボス部の内側に形成された複数の連通孔により、該連通孔を通過する冷媒の圧力損失を十分に低減することができ、冷房時の性能を良好に維持することができる。
本発明に係る車室内熱交換器を備えた車両用空調装置における冷媒回路の暖房時における冷媒の流れを示す図。 同上車両用空調装置における冷媒回路の冷房時における冷媒の流れを示す図。 同上車室内熱交換器を空気の送風方向下流側から見た正面図。 図３のＡ矢視側面図。 図３のＢ－Ｂ矢視断面図。 図３のＣ矢視側面図。 同上車室内熱交換器の上端部に配設される一対のヘッダの底面図。 同上の一対のヘッダの両端部に接続される蓋部材の側面図及び断面図。 同上車室内熱交換器の下端部に配設される一対のヘッダの平面図及び正面図。 同上車室内熱交換器の下端部に配設される一対のヘッダ相互を連通して接続する接続部材の平面図、正面図及びその形成方法の２つの異なる例を示す図。 図３のＤ－Ｄ矢視断面図。 同上車室内熱交換器の下端部に配設される一対のヘッダの一端部に接続されるアダプタの両側面図及び断面図。 同上車室内熱交換器における冷媒の流れを示す概要斜視図。 カウンター孔断面積割合と圧力損失との関係を示す線図。 圧力損失と冷房時のＣＯＰ比率との関係を示す線図。
　以下に本発明の実施の形態を説明する。
　図１及び図２は、本発明に係る車室内熱交換器を備えたヒートポンプ式の車両用空調装置における冷媒回路の概要を示す。なお、本発明に係る車室内熱交換器が適用される冷媒回路は、これに限らない。
　該空調装置は、コンプレッサ１、車室内の送風路５１の下流側に配設された第１車室内熱交換器２、車室外に配設された車室外熱交換器３、車室内の送風路５１の上流側に配設された第２車室内熱交換器４を含んで構成される。
　送風路５１の上流端部には、ファン５２が配設され、第１車室内熱交換器２の通気口には、該通気口を開閉自由なダンパ５３が装着されている。
　コンプレッサ１の冷媒吐出口から第１車室内熱交換器２を経て車室外熱交換器３に至る第１冷媒配管５の途中には、第１膨張弁６及び第１逆止弁７が介装されている。車室外熱交換器３からコンプレッサ１の冷媒吸入口に至る第２冷媒配管８の途中には、第１開閉弁９及びアキュームレータ１０が介装されている。
　また、第１冷媒配管５の第１膨張弁６下流側から車室外熱交換器３と第１開閉弁９との間を結んで第３冷媒配管１１が接続され、該第３冷媒配管１１には、第２開閉弁１２が介装されている。ここで、第１膨張弁６は、第２開閉弁１２が開のときは第２開閉弁１２に比較して通路抵抗が大きいため実質的に閉となるが、強制的に閉としてもよい。したがって、第１膨張弁６と第２開閉弁１２とは、選択的に開となる。
　第１冷媒配管５の第１逆止弁７下流側から分岐して第２車室内熱交換器４に至る第４冷媒配管１３が配設され、該第４冷媒配管１３には、第３開閉弁１４、第２逆止弁１５、内部熱交換器１６の高温部１６Ａ及び第２膨張弁１７が介装されている。
　第２車室内熱交換器４から第１開閉弁９とアキュームレータ１０との間に至る第５冷媒配管１８が接続され、該第５冷媒配管１８には、第４開閉弁１９及び内部熱交換器１６の低温部１６Ｂが介装されている。内部熱交換器１６は、高温部１６Ａを流通する高温冷媒と低温部１６Ｂを流通する低温冷媒との間で熱交換がなされる。
　さらに、第１冷媒配管５の第１膨張弁６の上流側から第４冷媒配管１３の逆止弁１５下流側に至る第６冷媒配管２０が配設され、該第６冷媒配管２０には、第５開閉弁２１が介装されている。
　次に、上記空調装置の各運転時の概要を説明する。
　暖房時には、ダンパ５３、第１膨張弁６及び第１開閉弁９が開とされ、第２開閉弁１２、第３開閉弁１４、第４開閉弁１９及び第５開閉弁２１が閉とされる。
　図１に示すように、コンプレッサ１で加圧された高温・高圧のガス冷媒は、第１車室内熱交換器２に流入し、ファン５２から送風された空気と熱交換（放熱）して凝縮・液化される。この熱交換によって、空気は加熱される。加熱された空気は車室内に送風され、車室内を暖房する。
　そして、液状冷媒は、第１膨張弁６を経て減圧されて気液混合状態となり、第１逆止弁７を介して車室外熱交換器３に流入する。車室外熱交換器３では、冷媒は外気と熱交換（吸熱）して気化（ガス化）された後、第１開閉弁９及びアキュームレータ１０を介してコンプレッサ１の吸入口に戻されて加圧されるサイクルが繰り返される。
　また、冷房時には、第２開閉弁１２、第３開閉弁１４、第４開閉弁１９が開とされ、ダンパ５３、第１膨張弁６、第１開閉弁９及び第５開閉弁２１が閉とされる。
　図２に示すように、コンプレッサ１で加圧された冷媒は、第１車室内熱交換器２を流通するが、ダンパ５３が閉とされて第１車室内熱交換器２への送風が遮断されているため、送風空気との熱交換（冷却）が殆ど行われず、冷媒は高温・高圧のガス状態のまま流出し、第２開閉弁１２を介して車室外熱交換器３に流入する。
　車室外熱交換器３は、コンデンサとして機能し、外気と熱交換（放熱）してガス冷媒が凝縮・液化される。この液状冷媒は、第３開閉弁１４、逆止弁１５、内部熱交換器１６の低温部１６Ａを通って第２膨張弁１７に至り、第２膨張弁１７で減圧され気液混合状態となって第２車室内熱交換器４に流入する。第２車室内熱交換器４では、ファン５２から送風された空気と熱交換（吸熱）して冷媒は、ガス化される。この熱交換によって冷却された空気は車室内に送風され、車室内を冷房する。
　また、除湿時には、簡易的には、上記冷房時の状態でダンパ５３を開くことにより、第２車室内熱交換器４によって冷却・凝縮されて水分が減少した空気を、下流の第１車室内熱交換器２によって再加熱して相対湿度の低い空気を車室内に送風することができる。また、第２車室内熱交換器４による冷却除湿機能をより高めるため、第６冷媒配管２０に介装した第５開閉弁２１を開いて、第２車室内熱交換器４に供給される冷媒流量を増大するようにしてもよい。
　上記のように、暖房時にコンデンサとして作動し、冷房時には空気と熱交換させることなく流通させる第１車室内熱交換器２が、以下のように構成されている。
　図３は、第２車室内熱交換器２を空気の送風方向下流側からみた正面図、図４は、図３のＡ矢視図、図５は、図３のＢ－Ｂ矢視断面図、図６は、図３のＣ矢視側面図である。
　扁平な通路断面を有する複数の冷媒流通チューブ１０１を、コルゲートフィン１０２（図では上部のみ示す）を介して積層した１対のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂが形成され、これら１対のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂを相互に対向させて、送風路５１の送風方向に間隔を開けて上流側と下流側とに２列配設している。各冷媒流通チューブ１０１とコルゲートフィン１０２とは、ろう付け等により固定されている。
　前記２列のチューブ群１０３Ａ,１０３Ｂのチューブ軸方向両側に、冷媒流通チューブ１１の積層方向（本実施形態では、図示左右方向）に延びる円筒状のヘッダが、それぞれ一対ずつ配設されている。
　冷媒流通チューブ１０１の軸方向一方の側（図示上側）に配設される一対のヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂは、図７に示すように、それぞれ各チューブ群の冷媒流通チューブ１０１の一端部（上端部）を挿入するための複数の孔１０４ａを開口した形状を有している。各チューブ群１０３Ａ,１０３Ｂの冷媒流通チューブ１０１の一端部（図示上端部）は、ヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂの対応する複数の孔１０４ａに挿入され、ろう付けして固定される。
　また、ヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂは、両側の開口端が、それぞれ図８に示すような長円状の蓋部材１０５に形成された一対の円筒状係合部１０５ａ内に係合して閉塞され、ろう付けして固定される。
　冷媒流通チューブ１０１の軸方向他方の側（図示下側）に配設される一対のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂは、ヘッダ１０４Ａ，１０４Ｂと同様、それぞれ各チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの冷媒流通チューブ１０１の他端部（図示下端部）を挿入するための複数の孔１０６ａを開口した形状を有している。各チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの冷媒流通チューブ１０１の他端部（下端部）は、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの対応する複数の孔１０６ａに挿入され、ろう付けして固定される。
　また、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの内部空間が、軸方向中間部において円板状の仕切り部材１０６ｂによって複数（本実施形態では２個）に仕切られている。仕切り部材１０６ｂは、一対のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの内壁にろう付けして固定される。
　さらに、ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの仕切り部材１０６ｂで仕切られた一方（図示右側）の部分には、対向する内壁にそれぞれ複数のボス貫通孔１０６ｃが形成される。
　そして、図１０（Ａ），（Ｂ）に示すように、板状部材の平坦部両側に、連通孔１０７ｂを内側に有するボス部１０７ａを突出させた接続部材１０７を形成し、図１１に示すように、該接続部材１０７のボス部１０７ａをヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂのボス貫通孔１０６ｃに貫通させてろう付けして固定する。
　接続板１０７のボス部１０７ａは、例えば、図１０（Ｃ）に示すように１枚の板材の片側表面に突出するようにバーリングによって形成したものを一対形成し、これらを逆向きに重ねてろう付け等で固定することにより形成することができる。
　あるいは、図１０（Ｄ）に示すように、一枚の板材の片側表面に突出させて１回目のバーリングを行った後、逆方向からバーリングを行って反対側に突出させる周知の方式で加工することもできる。
　また、ボス部１０７ａの外径を、隣接する冷媒流通チューブ１０１の間隔（コルゲートフィン１０２の高さ）より小さくすることにより、図１１に示すように、隣接する冷媒流通チューブ１０１相互間にボス部１０７ｂを収めて隣接する冷媒流通チューブ１０１との干渉を回避することができる。
　ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの軸方向一方（図示右側）の開口端は、図７で示した蓋部材１０５のと同様に形成された蓋部材１０８の一対の円筒状係合部内に嵌合密閉してろう付け固定される。
　ヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂの軸方向他方（図示左側）の開口端は、図１２に示すように、軸方向に開通するアダプタ１０９に形成された一対の円筒状係合部１０９ａに係合し、ろう付けにより固定する。
　アダプタ１０９のヘッダ１０６Ａ，１０６Ｂ取付側とは反対側の一対の円筒状係合部１０９ｂには、一方（例えば送風方向下流側）に冷媒流入管１１０、他方（送風方向上流側）に冷媒流出管１１１が係合され、ろう付けにより固定される。
　また、チューブ群１０３Ａ，１０３Ｂ，１０６Ａ，１０６Ｂの積層方向両端部には、図３に示すように、それぞれ、補強板１１２がろう付けして固定される。
　以上のように形成された第１車室内熱交換器２の冷媒の流れは、図１３の矢印に示すようになる。
　冷媒は、冷媒流入管１１０から下側のヘッダ１０６Ａ内に流入し、仕切り板１０６ｂより手前側の第１ヘッダ空間１０６Ａｕに臨む複数の冷媒流通チューブ１０１（第１チューブ群１０３Ａｕ）の下端開口から流入して、第１チューブ群１０３Ａｕを上方に流動する。
　さらに、第１チューブ群１０３Ａｕの上端開口から上側のヘッダ１０４Ａ内に流入した後、奥側（図示右側）の複数の冷媒流通チューブ１０１（第２チューブ群１０３Ａｄ）に上端開口から流入し、第２チューブ群１０３Ａｄを下方に流動する。
　そして、第２チューブ群１０３Ａｄの下端開口から仕切り板１０６ｂより奥側の第２ヘッダ空間１０６Ａｄ内に流入する。
　次いで、第２ヘッダ空間１０６Ａｄ内に臨む接続部材７のボス部１０７ａ内の連通孔１０７ｂを通って、隣接するヘッダ１０６Ｂの仕切り板１０６ｂより奥側の第３ヘッダ空間１０６Ｂｕに流入する。
　第３ヘッダ内空間１０６Ｂｕに臨む複数の冷媒流通チューブ１０１（第３チューブ群１０３Ｂｕ）の下端開口から流入し、第３チューブ群１０３Ｂｕを上方に流動する。
　さらに、第３チューブ群１０３Ｂｕの上端開口からヘッダ１０４Ｂ内に流入した後、手前側（図示左側）の複数の冷媒流通チューブ１０１（第４チューブ群１０３Ｂｄ）の上端開口から、第４チューブ群１０３Ｂｄを下方に流動する。
　そして、第４チューブ群１０３Ｂｄの下端開口から仕切り板１０６ｂより手前側の第４ヘッダ空間１０６Ｂｄ内に流入し、冷媒流出管１１１から流出する。
　暖房時に車室内熱交換器２がコンデンサとして機能する際は、冷媒は、上記のように２つのチューブ群１０３Ａ，１０３Ｂの各冷媒流通チューブ１０１を通る間に、これら各チューブ１０１の外表面に接触しつつ流通する送風空気と熱交換して放熱されると共に、同じく外表面に接触する送風空気によって冷却されるコルゲートフィン１０２と熱交換して放熱されることにより、効率よく冷却されて凝縮・液化される。
　そして、かかるカウンターフロー式の冷媒流路により、手前側（図１３で左側）では、送風方向下流側のチューブ群１０３Ａにおいて高温なガス状冷媒が高密度で流通する冷媒入口に近い領域と、送風方向上流側のチューブ群１０３Ｂにおいて凝縮された低温な液冷媒が流通する冷媒出口に近い領域とが、送風方向に重なり合う。
　一方、反対側（奥側）に行くほど送風方向下流側及び上流側の各チューブ群１３Ａ，１３Ｂを流通する冷媒温度（又は気液割合）の差が縮小する。
　即ち、送風路断面の全領域において、送風方向下流側チューブ群１０３Ａの冷媒温度（気液割合）と上流側チューブ群１３Ｂの冷媒温度（気液割合）との平均値（平均温度又は平均気液割合）が均一化される。これにより、第１車室内熱交換器２を通過して熱交換しつつ車室内へ送風される暖房空気の温度が均一化され、快適な暖房を行うことができる。
　一方、冷房時には、既述したように、ダンパ５３が閉となって第１車室内熱交換器２への送風を遮断し、送風空気との熱交換（冷却）を実質的に行わせることなく、冷媒を高温・高圧のガス状態のまま流出させる。第２車室内熱交換器４で冷却した空気の第１車室内熱交換器２との熱交換による再加熱を抑制するためであり、冷媒を、第１車室内熱交換器２をバイパスさせる方式に比較して、バイパス弁及びバイパス通路を省略でき、コスト低減を図れる。
　このような方式を採用する場合、冷房時に、高圧のガス状冷媒が車室内熱交換器を通過する際の圧力損失が増大すると冷房性能が低下することが問題となる。
　本出願人は、ガス冷媒が上流側ヘッダから下流側ヘッダに至るカウンター孔（接続部材１０７の連通孔１０７ｂ）での圧力損失が冷房性能に大きく影響することに着目し、実験ないしシミュレーションによって、以下の結果を得た。
　図１４は、カウンター孔（接続部材１０７の連通孔１０７ｂ）の総断面積の、最上流側流路（チューブ群１０３Ａｕ）の総断面積に対する割合（カウンター孔断面積割合）と、圧力損失との関係を示す。
　冷房時の高圧冷媒流通時における圧力損失は、カウンター孔断面積割合が小さいところでは、大きな値となっているがカウンター孔断面積割合の増大に応じて大きく減少する特性となっている。
　一方、図１５に示すように、冷房時の冷房性能を示すＣＯＰ比率（冷房能力／消費電力）は、圧力損失の増大に応じて低下するものの、所定以上の圧力損失に対して、ＣＯＰ比率は略一定に維持されることが明らかとなった。具体的には、ＣＯＰ比率が略一定に維持され始める圧力損失（略０．６０［ＭＰａ］）となるカウンター孔断面積割合が略３８％であった。
　したがって、カウンター孔断面積割合が３８％未満の領域では、カウンター孔断面積割合を大きくしても圧力損失低減によるＣＯＰ比率の向上効果が得られず、カウンター孔断面積割合が３８％以上の領域で、カウンター孔断面積割合の増大に応じて圧力損失低減によるＣＯＰ比率の向上効果が得られることが明らかである。
　また、図１４に示すように、カウンター孔断面積割合を９３％より大きくしても、冷房時の圧力損失は略一定に維持され、ＣＯＰ比率のそれ以上の向上は期待できず、連通孔１０７ｂの数や断面積を無駄に増加させるだけで、加工コストの増加や強度低下にもつながることとなる。
　一方、暖房時の冷媒凝縮時における圧力損失は、図１４に示すように、カウンター孔断面積割合が小さい場合も、冷房時の高圧ガス冷媒流通時に比較して極めて低く、カウンター孔断面積割合の増大に応じて緩やかに減少する特性となる。
　このように、暖房時の圧力損失は元々小さく、圧力損失による暖房時のＣＯＰ比率の低下は冷房時に比較すると無視できる程度に小さい。
　以上の結果に基づく考察により、カウンター孔断面積割合［＝（連通孔１０７ｂの総断面積）／（チューブ群１０３Ａｕの総断面積）］を、３８％～９３％の範囲に設定することとした。
　かかるカウンター孔断面積割合の設定により、第１車室内熱交換器２をコンデンサとして用いる暖房時は勿論、冷房時に送風を遮断して高圧のガス状冷媒を流通させる際にも、良好な冷房性能を確保することができ、加工コストの増加や強度低下も抑制できる。
　また、上記のように形成された接続部材１０７を用いることにより、第２ヘッダ空間１０６Ａｄと第３ヘッダ空間１０６Ｂｕとを容易に連通させて接続することができ、強度を確保した上で、上記カウンター孔断面積割合を達成して良好な冷房性能を維持することができる。
　また、最上流側のチューブ群１０３Ａｕの総断面積を、入口管１１０の断面積より大きくしてある。これにより、該入口管１１０からチューブ群１０３Ａｕに流入する際の圧力損失をも抑制され、車室内熱交換器２の圧力損失を可能な限り抑制でき、冷房性能の低下を可及的に抑制できる。
　また、上記実施形態では、ヘッダ内を仕切り板で仕切って、冷媒の流れを上流側チューブ群１０３Ａで２パス、下流側チューブ群１０３Ｂで２パスの流路を有するように流路を変換させ、かかる変換回数の増大により、既述した送風空気温度の均一化を促進できる。但し、簡易的には、ヘッダ内を仕切らず、上流側チューブ群全体と下流側チューブ群全体との２パスとしてもよく、逆に、仕切り数を増大する等の設定により、より多くの流路パスを有する構成としてもよい。
　また、コルゲートフィン１０２の代わりに、各冷媒流通チューブを貫通させる平板状フィンを上下方向に多数列配設した構成であってもよい。
　１…コンプレッサ、２…第１車室内熱交換器、４…第２車室内熱交換器、５…第１冷媒配管、６…第１膨張弁、７…第１逆止弁、８…第２冷媒配管、９…第１開閉弁、１０…アキュームレータ、１１…第３冷媒配管、１２…第２開閉弁、１３…第４冷媒配管、１４…第３開閉弁、１５…第２逆止弁、１６…内部熱交換器、１７…第２膨張弁、１８…第５冷媒配管、１９…第４開閉弁、５１…送風路、５２…ファン、５３…ダンパ、１０１…冷媒流通チューブ、１０２…コルゲートフィン、１０３Ａ,１０３Ｂ…チューブ群、１０４Ａ，１０４Ｂ…ヘッダ、１０６Ａ，１０６Ｂ…ヘッダ、１０６ｂ…仕切り板、１０６ｃ…ボス貫通孔、１０７…接続部材、１０７ａ…ボス部、１０７ｂ…連通孔、
第３ヘッダ空間１０６Ｂｕ

Claims (6)

  1. 　複数の冷媒流通チューブを積層した上流側及び下流側のチューブ群が車室内送風路の送風方向に並べて配設され、前記各チューブ群の前記冷媒流通チューブの同一端側に連通して接続した一対のヘッダの少なくとも一部の内部空間同士が、連通孔を介して連通して接続された車両用空調装置の車室内熱交換器であって、
    　前記内部空間同士を連通する連通孔の総断面積を、前記上流側チューブ群の最上流側流路の総断面積に対する割合が３８～９３％となるように設定したことを特徴とする車室内熱交換器。
  2. 　暖房時にコンデンサとして機能し、冷房時には前記送風路内での送風を遮断され、コンプレッサからの冷媒をガス状態で流通して車室外側のコンデンサに供給することを特徴とする請求項１に記載の車室内熱交換器。
  3. 　前記上流側チューブ群の上流端における各冷媒チューブの総断面積を、前記上流側チューブ群の上流端に接続されたヘッダの入口部に接続される入口管の断面積より大きくしたことを特徴とする請求項１に記載の車室内熱交換器。
  4. 　板状の接続部材にその平坦面両側から突出して形成した複数のボス部を、前記一対の中間ヘッダの管壁を貫通して接続することにより、前記ボス部の内側に形成された複数の連通孔を介して前記中間ヘッダ同士を連通したことを特徴とする請求項１に記載の車室内熱交換器。
  5. 　前記ボス部の外径が隣接する前記冷媒流通チューブ相互の間隔より小さく、ボス部が前記冷媒流通チューブ相互間に配設されることを特徴とする請求項４に記載の車室内熱交換器。
  6. 　複数の冷媒流通チューブを積層した上流側及び下流側のチューブ群が車室内送風路の送風方向に並べて配設された車室内熱交換器の、前記各チューブ群の前記冷媒流通チューブの同一端側に連通して接続された一対のヘッダ間に接続され、前記一対のヘッダの少なくとも一部の内部空間同士を連通して接続する接続部材であって、
    　板状の接続部材の平坦面両側から突出し、前記一対のヘッダの管壁を貫通して接続される複数のボス部を有し、前記ボス部の内側に前記内部空間同士を連通する連通孔を有することを特徴とする車室内熱交換器のヘッダ間接続部材。
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