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TECHNISCHER
BEREICH
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Die
vorliegende Erfindung betrifft ein Kühlsystem für einen Verbrennungsmotor und
insbesondere ein in einer Baumaschine montiertes Kühlsystem
für einen
Verbrennungsmotor.
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TECHNISCHER
HINTERGRUND
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Hinsichtlich
bekannter Techniken, die, wie beispielsweise die US-A-4 202 296, Motorkühlsysteme
des oben erwähnten
Typs betreffen, sind nachstehend mehrere herkömmliche Beispiele genannt, bei
denen Radialgebläse
verwendet werden.
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(1) „Internal Combustion Engine", Bd. 31, Nr. 388,
S. 9–27
(1992)
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Diese
bekannte Technik zielt darauf ab, die Kühlfähigkeit durch die Verwendung
eines Radial- oder Zentrifugalgebläses als Gebläse zur Zufuhr
von Kühlluft
zu einem Motorkühlabschnitt
einer Baumaschine zu verbessern und den Motorenlärm durch Trennen des Motorraums
von einem Kühlsystemabschnitt
zu verringern.
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(2) JP, A, 5-248239
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Diese
bekannte Technik zielt darauf ab, die Kühlfähigkeit unter Verwendung eines
Zentrifugalgebläses
als Gebläse
zur Zufuhr von Kühlluft
zu einem Motorkühlabschnitt
eines Arbeitsfahrzeugs, wie eines Traktors, zu verbessern.
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(3) JP, U, 2-64799
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Diese
bekannte Technik zielt darauf ab, unter Verwendung eines Zentrifugalgebläses als
Gebläse zur
Zufuhr von Kühlluft
zu einem Mo torkühlabschnitt eines
Kraftfahrzeugs einen Auslaßkanal
zu eliminieren, der bei der Verwendung eines Axialgebläses erforderlich
war.
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Andererseits
ist nachstehend ein Beispiel einer bekannten Technik aufgeführt, die
ein Motorkühlsystem
betrifft, bei dem ein Axialgebläse
verwendet wird.
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(4) JP, A, 5-288053
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Gemäß dieser
bekannten Technik wird bei einem Motorkühlsystem für einen hydraulischen Bagger
die Kühlluft
durch ein über
einen Gebläseriemen mit
der Kurbelwelle des Motors gekoppeltes Axialgebläse einem Wärmetauscher zugeführt. Obwohl
dies in der Veröffentlichung,
in der diese bekannte Technik offenbart ist, nicht im Einzelnen
ausgeführt
wird, weist das Motorkühlsystem
beispielsweise den in 8 gezeigten Aufbau auf.
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Gemäß 8 ist
ein Motorkühlsystem
in einem Motorraum 2 zur Aufnahme eines darin installierten
Verbrennungsmotors 1 vorgesehen und umfaßt einen
Zwischenkühler 3 zum
Vorkühlen
von dem Motor 1 zugeführter
Verbrennungsluft, einen Ölkühler 4 zum
Kühlen
eines hydraulischen Arbeitsfluids zur Verwendung in einem hydraulischen
Bagger, einen Kühler 5 zum
Kühlen
von dem Motor 1 zugeführtem Kühlwasser,
ein Kühlgebläse 8 in
Form eines von einem Gebläseriemen 7,
an den von der Kurbelwelle 6 des Motors 1 Kraft übertragen
wird, angetriebenen Axialgebläses
und einen Saugkanal 9 zum Leiten der Kühlluft zur Ansaugseite des
Kühlgebläses 8.
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Die
Kühlluft
gelangt durch eine Kühllufteinlaßöffnung 10 von
außerhalb
des Motorraums 2 in den Motorraum 2 und wird nach
dem Passieren des Zwischenkühlers 3,
des Ölkühlers 4 und
des Kühlers 5,
die jeweils Wärmetauscher
sind, von dem Saugkanal 9 begrenzt, worauf sie das Kühlgebläse 8 erreicht.
Nachdem sie axial zur Stromabseite des Kühlgebläses 8 hinaus geblasen
wurde, strömt
die Kühlluft
um den Motor 1 und eine Ölwanne 1a unter dem Motor 1,
wobei sie diese kühlt,
und wird dann durch jeweils in einem oberen und einem unte ren Abschnitt des
Motorraums 2 angeordnete Kühlluftauslaßöffnungen 11, 12 nach
außen
abgegeben. Zudem ist der Motor 1 über Vibrationsdämpfungsvorrichtungen 14 auf
einem Rahmen 13 installiert, der auf einer unteren Oberfläche 2a des
Motorraums 2 vorgesehen ist, und Trennelemente 15, 16 sind
so angeordnet, daß sie
eine Dichtung zwischen dem Saugkanal 9 und einer oberen
Abdeckung 2b sowie der unteren Oberfläche 2a des Motorraums 2 bilden.
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Ferner
ist nachstehend ein Beispiel einer bekannten Technik aufgeführt, die
ein Motorkühlsystem betrifft,
bei dem schräge
Axialgebläse
verwendet werden.
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(5) JP, A, 4-269326
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Diese
bekannte Technik dient der Erzeugung eines höheres Drucks und einer höheren Strömungsmenge,
als sie mit einem Axialgebläse
erzielt werden können,
durch die Verwendung eines schrägen
Axialgebläses
als Gebläse
zur Zufuhr von Kühlluft
zu einem Kühlabschnitt
eines Dieselmotors für
Fahrzeuge und durch gleichzeitiges Erzeugen eines festen Luftleitblechs
zum Einleiten der Kühlluft
in Form eines Saugkanals.
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OFFENBARUNG
DER ERFINDUNG
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In
jüngster
Zeit besteht die Tendenz, daß der Widerstand
des Kühlluftkanals
in einem Motorraum aufgrund des Einbaus eines Zwischenkühlers, der Forderung
nach einem verbesserten Einschluß des Motorraums zur Geräuschverminderung
und der Forderung nach einem kompakteren Aufbau des Motorraums erhöht wird.
Da trotz dieser Tendenz eine der herkömmlichen vergleichbare Strömungsmenge
erforderlich ist, muß ein
Kühlgebläse eine
größere Strömungsmenge
und einen höheren
Druck erzeugen.
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Als
Reaktion auf diese Notwendigkeiten wird bei den bekannten Techniken
(1) bis (3) anstelle des bisher normalerweise verwendeten Axialgebläses ein
Radialgebläse
bzw. Zentrifugalgebläse
als Kühlgebläse verwendet,
das bei gleichem Außendurchmesser
und gleicher Drehzahl unter der Einwirkung von Zentrifugalkräften eine
größere Strömungsmenge
und einen höheren
Druck als ein Axialgebläse
erzeugen kann. Bei einem Zentrifugalgebläse wird die Kühlluft aus
einem Saugkanal axial in ein Gebläserad eingeleitet und bei einer
Drehung des Flügelrads
radial herausgeblasen, doch hierbei tritt Kühlluft in radialer Richtung
durch Spalten zwischen dem Saugkanal und den Schaufeln aus. Dadurch
wird der Verlust erhöht,
wodurch das Problem auftritt, daß die durch (Strömungsmenge·Druck)/(Energieeingang
der Gebläsedrehwelle)
ausgedrückte
Effizienz des Gebläses
verringert und der Geräuschpegel
erhöht
werden.
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Ferner
erschwert die Verwendung eines Axialgebläses oder eines schrägen Axialgebläses bei den
bekannten Techniken (4) und (5) das Erzielen einer ausreichenden
Steigerung der Strömungsmenge und
des Drucks. Dementsprechend tritt das Problem auf, daß bei dem
Versuch, unter der Bedingung, daß der Widerstand des Kühlluftkanals
im Motorraum aus dem vorstehend genannten Grund erhöht wird,
die gleiche Strömungsmenge
wie üblich
sicherzustellen, die Drehzahl erhöht werden muß, wodurch
der Geräuschpegel
zunimmt. Da bei der bekannten Technik (5) der Luftstrom, der das
Axialgebläse
passiert hat, in eine Richtung strömt, in der er auf den Motor
trifft, wird zudem der Druckverlust gesteigert, und in einigen Fällen tritt
um den Motor und die Ölwanne
ein Rückstrom
der Kühlluft
auf. Aus diesen Gründen
ist es schwierig, eine ausreichende Strömungsmenge der Kühlluft sicherzustellen.
Dadurch muß die
Drehzahl im Hinblick auf die Sicherstellung einer ausreichenden
Strömungsmenge
der Kühlluft
weiter erhöht werden,
wodurch der Geräuschpegel
erhöht
wird.
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Zur
Lösung
der oben genannten Probleme haben die Erfinder der vorliegenden
Patentanmeldung in der japanischen Patentanmeldung Nr. 7-109483
(eingereicht am 8. Mai 1995) ein Motorkühlsystem mit mindestens einem
ein einem Motorraum, in dem ein Verbrennungsmotor installiert ist, vorgesehenen
Wärmetauscher
vorgeschlagen, der einen Kühler
zum Kühlen
von dem Motor zugeführtem
Kühlwasser,
ein Gebläse
zum Kühlen
des Wärmetauschers
und einen stromaufseitig des Gebläses vorgesehenen Saugkanal
umfaßt,
der die Kühlluft
auf die Ansaugseite des Gebläses
leitet, wobei das Kühlgebläse entweder
ein Diagonalgebläse
oder ein Zentrifugalgebläse
ist und ein Gebläserad
mit mehreren Schaufeln und einer an dem Gebläserad befestigten, drehbaren
Schutzabdeckung umfaßt,
die gemeinsam mit dem Gebläserad
gedreht wird.
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Bei
dem vorgeschlagenen Motorkühlsystem ist
jedoch die Beziehung zwischen der Anordnung der drehbaren Schutzabdeckung
bzw. des drehbaren Luftleitblechs und dem Saugkanal nicht spezifiziert. Es
sind ein Aufbau, bei dem das ansaugseitige Ende der drehbaren Schutzabdeckung
auf der äußeren Seite
und das stromabseitige Ende des Saugkanals auf der inneren Seite
angeordnet sind, und ein Aufbau offenbart, bei dem das ansaugseitige
Ende der drehbaren Schutzabdeckung auf der inneren Seite und das
stromabseitige Ende des Saugkanals auf der äußeren Seite angeordnet sind.
Bei dem Motorkühlsystem
mit dem oben beschriebenen Aufbau tritt ein weiteres, nachstehend
beschriebenes Problem auf.
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Im
allgemeinen wird der größte Teil
der von einem Kühlsystem
des vorstehend beschriebenen Typs erzeugten Geräusche von dem Gebläserad des Kühlgebläses erzeugt,
und der größte Teil
der von dem Gebläserad
erzeugten Geräusche
wird an den Vorderkanten der Schaufeln (dem Einlaß der Schaufeln)
erzeugt. Wenn das stromabseitige Ende des Saugkanals außerhalb
des ansaugseitigen Endes der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet
ist, ist die Richtung eines durch die radialen Spalten zwischen
dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung eindringenden Spaltstroms
der Richtung des vom Saugkanal zur drehbaren Schutzabdeckung hereinströmenden Hauptstroms
der Kühlluft
entgegengesetzt, und der Strom der Kühlluft wird aufgrund der Wirbel
oder dergleichen in dem Bereich erheblich beeinträchtigt,
in dem der Spaltstrom und der Hauptstrom zusammentreffen. Der so
erzeugte, turbulente Strom erhöht
den Geräuschpegel,
insbesondere an den Vorderkanten der Schaufeln des Flügelrads.
Ferner muß bei
dem vorstehend beschriebenen Aufbau zur Vermeidung eines Kontakts
zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung im Zusammenhang
mit dem Problem der Schwingungen bei der Arbeit der axiale Abstand
zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung groß eingestellt
werden; daher ist es schwierig, die vorstehend erwähnte Nachfrage
nach einem kompakteren Motorraum zu erfüllen.
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Die
vorliegende Erfindung wurde zur Lösung der verschiedenen, vorstehend
ausgeführten
Probleme entwickelt, und es ist ihre Aufgabe, ein Motorkühlsystem
zu schaffen, durch daß Kühlluft mit
einer großen
Strömungsmenge
und einem hohen Druck erzeugt und eine Verringerung des Lärmpegels
und der Größe realisiert
werden können,
ohne daß die
Effizienz des Gebläses
verringert wird.
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Zur
Lösung
der oben genannten Aufgabe ist erfindungsgemäß bei einem Motorkühlsystem
mit mindestens einem in einem Motorraum, in dem ein darin installierter
Verbrennungsmotor untergebracht ist, vorgesehenen Wärmetauscher,
der einen Kühler zum
Kühlen
von dem Motor zugeführtem
Kühlwasser,
ein Kühlgebläse zum Einleiten
von Kühlluft
zum Kühlen
des Wärmetauschers
und einen stromaufseitig des Kühlgebläses angeordneten
Saugkanal aufweist, der die Kühlluft
zur Ansaugseite des Kühlgebläses leitet,
das Kühlgebläse entweder
ein Diagonalgebläse
oder ein Zentrifugalgebläse
und umfaßt ein
Gebläserad
mit mehreren Schaufeln und eine an dem Gebläserad befestigte, drehbare
Schutzabdeckung, die gemeinsam mit dem Gebläserad gedreht wird, wobei das
stromabseitige Ende des Saugkanals einen Öffnungsdurchmesser aufweist,
der kleiner als der Öffnungsdurchmesser am
ansaugseitigen Ende der drehbaren Schutzabdeckung und so angeordnet
ist, daß das
stromabseitige Ende überlappend im
ansaugseitigen Ende der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist.
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Genauer
wird bei der vorliegenden Erfindung ein Diagonalgebläse oder
ein Zentrifugalgebläse
als Gebläse
verwendet. Diese Gebläse
können
unter der Wirkung von Zentrifugalkräften bei gleichem Außendurchmesser
und gleicher Drehzahl eine größere Strömungsmenge
und einen höheren
Druck als ein Axialgebläse
oder ein schräges
Axialgebläse
erzeugen. Wird ein Motorkühlsystem
mit einer größeren Strömungsmenge
und einem höheren
Druck konstruiert, um in einem modernen Motorraum, bei dem ein Kühlstromkanal
einen erhöhten
Widerstand aufweist, eine der herkömmlichen vergleichbare Strömungsmenge
sicherzustellen, kann dementsprechend, anders als bei der Verwendung
eines Axialgebläses oder
eines schrägen
Axialgebläses,
der Geräuschpegel
verringert werden, ohne daß die
Drehzahl erhöht wird.
Da in diesem Zusammenhang die zusammen mit dem Gebläserad rotierende,
drehbare Schutzabdeckung am Flügelrad
befestigt ist, wird verhindert, daß die Kühlluft radial durch die Spalten
zwischen dem Saugkanal und den Schaufeln entweicht, wodurch die
Effizienz des Gebläses
verbessert werden kann. Dadurch kann der Geräuschpegel ferner entsprechend
verringert werden.
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Ebenso
stimmt durch das überlappende
Anordnen des stromabseitigen Endes des Saugkanals an einer Position
im ansaugseitigen Ende der drehbaren Schutzabdeckung die Richtung
des durch die radialen Spalten zwischen dem Saugkanal und der drehbaren
Schutzabdeckung kommenden Spaltstroms mit der Richtung des Hauptstroms
der Kühlluft überein.
Durch diese Anordnung kann eine Beeinträchtigung des Kühlluftstroms
aufgrund von Wirbeln oder dergleichen verhindert werden, die erzeugt
werden, wenn der Saugkanal an einer Position außerhalb der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet wird, wodurch der Geräuschpegel
entsprechend reduziert werden kann. Zu dem können bei einer Konstruktion,
bei der das stromabseitige Ende des Saugkanals überlappend im Inneren des ansaugseitigen Endes
der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist, der Saugkanal und
die drehbare Schutzabdeckung unter der Voraussetzung, daß der Abstand zwischen
dem Saugkanal und dem Gebläserad
in der Axialrichtung des Gebläses
auf den gleichen Wert eingestellt ist, näher beieinander angeordnet
werden, als bei einer Konstruktion, bei der der Saugkanal an einer
Position außerhalb
der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist. Dadurch kann der Motorraum entsprechend
kompakter gestaltet werden.
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Bei
dem vorstehend beschriebenen Motorkühlsystem beträgt die die
Größe der Überlappung zwischen
dem stromabseitigen Ende des Saugkanals und dem ansaugseitigen Ende
der Schutzabdeckung in der Axialrichtung vorzugsweise nicht weniger
als 0 mm und nicht mehr als 40 mm.
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Der
Grund dafür
ist wie folgt. Das Einstellen der Größe der Überlappung auf nicht weniger
als 0 mm, d.h. auf einen nicht negativen Wert, ermöglicht die
Vermeidung der Probleme, daß das
stromabseitige Ende des Saugkanals und das ansaugseitige Ende der
Schutzabdeckung voneinander getrennt sind, wodurch die Menge der
von Außerhalb
des Saugkanals angesaugten Luft erhöht und die Effizienz des Gebläses verringert
werden, und daß ein kompakterer
Motorraum schwer zu realisieren ist. Wenn die Größe der Überlappung hingegen zu groß ist, liegen
der Saugkanal und die drehbare Schutzabdeckung so nahe beieinander
und der Abstand zwischen der Position, an der der durch radiale
Spalten zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung
hereingelangende Spaltstrom und der Hauptstrom der Kühlluft zusammentreffen,
und der Vorderkante der Schaufeln des Gebläserads des Kühlgebläses ist
so gering, daß eine
bei der Vereinigung des Spaltstroms und des Hauptstroms verursachte
Beeinträchtigung
des Stroms negative Auswirkungen auf die Leistung des Kühlge bläses hat, wodurch
die Effizienz des Gebläses
verringert und der Geräuschpegel
erhöht
werden. In Anbetracht des Vorstehenden beträgt die Größe der Überlappung optimaler Weise
ca. 20 mm. Wird von einem Fall ausgegangen, in dem die vorliegende
Erfindung auf Baumaschinen, wie hydraulische Bagger, angewendet wird,
müssen
jedoch Herstellungstoleranzen und Fehler beim Zusammenbau berücksichtigt
werden, da Baumaschinen insgesamt jeweils große, geschweißte Konstruktionen
sind. Zudem ist es auch erforderlich, einen Kontakt zwischen dem
Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung selbst dann zu verhindern,
wenn bei der Arbeit Vibrationen auftreten. In Anbetracht dieser
Punkte ist eine geeignete Obergrenze für die Größe der Überlappung ca. 40 mm.
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Bei
dem vorstehend beschriebenen Motorkühlsystem ist unter der Voraussetzung,
daß der
radiale Abstand zwischen dem stromabseitigen Ende des Saugkanals
und dem ansaugseitigen Ende der drehbaren Schutzabdeckung C und
der maximale Durchmesser des Gebläserads Do sind, vorzugsweise
die Beziehung C ≤ 0,05·Do gegeben.
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Genauer
wird die Proportion des Spaltstroms, der mit dem Hauptstrom der
Kühlluft
zusammentrifft, vergrößert, wenn
der Abstand C im Vergleich zum maximalen Durchmesser Do des Flügelrads
zu groß ist,
und die Effizienz des Kühlgebläses wird
verringert. Anders ausgedrückt
ist die Effizienz des Gebläses
um so höher,
je geringer der Abstand C ist. Herstellungstoleranzen, Fehler beim
Zusammenbau und Vibrationen müssen
jedoch, wie bei der Einstellung des oben beschriebenen Abstands
C, berücksichtigt
werden. Daher ist C = 0,05·Do
eine geeignete Obergrenze für
den Abstand C.
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Bei
dem vorstehend beschriebenen Motorkühlsystem umfaßt der Saugkanal
vorzugsweise eine im wesentlichen kastenförmige Einleitplatte und ein
ringförmiges
Element in Form eines auf der Rückwand
der Einleitplatte einstückig
ausgebildeten, im wesentlichen kreisförmigen Rohrs.
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Es
wird insbesondere gewünscht,
daß der Saugkanal
eine Form aufweist, durch die die Form des Strömungskanals so glatt wie möglich gehalten wird
und durch die kein Druckverlust verursacht wird. Zur Realisierung
der glatten Form des Strömungskanals
und zur Verbesserung der Effizienz der Fertigung wird der Saugkanal
normalerweise beispielsweise durch Pressen unter Verwendung eines
Stempels gefertigt. Das Preßverfahren
ist bei einer Fertigung im großen
Maßstab
effektiv, doch es steigert die Kosten bei einer Produktion in geringem
Maßstab,
da der Stempel verhältnismäßig teuer
ist. Bei einer Produktion in geringem Maßstab wird der Saugkanal daher
so modifiziert, daß er
einen einfacheren Aufbau aufweist, indem das ringförmige Element
an der Rückwand
einer im wesentlichen kastenförmigen Einleitplatte
befestigt wird. Durch diesen Aufbau ist die Notwendigkeit eines
Stempels nicht mehr gegeben, und der Saugkanal kann zu entsprechend
verringerten Kosten gefertigt werden.
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KURZE BESCHREIBUNG
DER ZEICHNUNGEN
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1 ist
eine seitliche Schnittansicht, die den Aufbau eines Motorkühlsystems
gemäß einer Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung zeigt;
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2 ist
eine vergrößerte seitliche
Schnittansicht, die die genaue Anordnung eines Kühlgebläses und eines Saugkanals zeigt;
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3 ist
ein Diagramm, das die Gebläsecharakteristika
eines Axialgebläses
und eines Zentrifugalgebläses
bei gleicher Drehzahl und mit gleichem Außendurchmesser im Vergleich
zeigt;
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4A ist
eine seitliche Schnittansicht, die den genauen Aufbau eines Hauptteils
eines zur Untersuchung der Korrelation zwischen der Geräuschverringerungswirkung
und der Beziehung zwischen den Positionen des Saugkanals und der
drehbaren Schutzabdeckung entwickelten Motorkühlsystems zeigt;
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4B ist
eine seitliche Schnittansicht, die den genauen Aufbau eines Hauptteils
eines zur Untersuchung der Korrelation zwischen der Geräuschverringerungswirkung
und der Beziehung zwischen den Positionen des Saugkanals und der
drehbaren Schutzabdeckung entwickelten Motorkühlsystems zeigt;
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5 ist
ein Diagramm, das die Ergebnisse einer Messung der Werte des Geräuschpegels
und der Luftströmungsmenge
bei gleicher Drehzahl zeigt;
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6 ist
ein Diagramm, das die Ergebnisse einer Messung des Geräuschpegels
zeigt, der sich ergibt, wenn die Drehzahl so eingestellt wird, daß die gleiche
Luftströmungsmenge
erzeugt wird;
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7 sind
eine Vorder- und eine Seitenansicht, die den Aufbau eines Saugkanals
gemäß einer Modifikation
zeigen; und
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8 ist
eine seitliche Schnittansicht, die den Aufbau eines herkömmlichen
Motorkühlsystems zeigt.
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BESTER MODUS
ZUR AUSFÜHRUNG
DER ERFINDUNG
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Nachstehend
wird im Zusammenhang mit den Zeichnungen eine Ausführungsform
eines erfindungsgemäßen Motorkühlsystems
beschrieben.
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AUSFÜHRUNGSFORM
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Eine
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf
die Zeichnungen beschrieben.
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1 zeigt
den Aufbau eines Motorkühlsystems
gemäß dieser
Ausführungsform.
Es wird darauf hingewiesen, daß Elemente,
die mit den in 8, auf die vorstehend zur Erläuterung
der herkömmlichen Konstruktion
Bezug genommen wurde, gezeigten übereinstimmen,
durch die gleichen Bezugszeichen bezeichnet sind, und daß hier auf ihre
Erläuterung verzichtet
wird. Gemäß 1 unterscheidet
sich der Aufbau des Motorkühlsystems
gemäß dieser
Ausführungsform
von dem in 8 gezeigten herkömmlichen
Aufbau insbesondere hinsichtlich des Typs des Kühlgebläses 17, der Anordnung
der drehbaren Schutzabdeckung 18 und der Form des Saugkanals 19.
Der genaue Aufbau des Kühlgebläses 17 und
des Saugkanals 19 ist in 2 gezeigt.
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Gemäß den 1 und 2 ist
das Kühlgebläse 17 ein
Zentrifugalgebläse
mit einem Gebläserad 20,
das eine mittlere Platte 20a und mehrere Schaufeln 20b aufweist,
und einer am Gebläserad 20 befestigten,
drehbaren Schutzabdeckung 18, die zusammen mit dem Gebläserad 20 gedreht
wird. Der Saugkanal 19 weist ein stromabseitiges Ende 19A mit
einem Öffnungsdurchmesser
D1 auf, der kleiner als der Öffnungsdurchmesser
D2 am ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung 18 ist, und
ist so angeordnet, daß das
stromabseitige Ende 19A des Saugkanals überlappend im Inneren des ansaugseitigen
Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist.
Ebenso ist die Größe der Überlappung
zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des Saugkanals und
dem ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung
in der Axialrichtung d = 20 mm. Wird davon ausgegangen, daß der maximale
Durchmesser des Gebläserads 20 (bei
dieser Ausführungsform
der Durchmesser der mittleren Platte 20a) Do ist, ist der
radiale Abstand C zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des
Saugkanals und dem ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung
durch C = 0,03·Do
gegeben. Der Saugkanal 19 wird beispielsweise durch Pressen
unter Verwendung eines Stempels gefertigt, damit der Saugkanal 19 nicht
nur die Form eines glatten Strömungskanals
erhält
und keinen Druckverlust verursacht, sondern auch, um die Effizienz
der Fertigung zu verbessern.
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Bei
dem vorstehend beschriebenen Aufbau gelangt die Kühlluft, ähnlich wie
bei dem in 8 gezeigten, von außerhalb
eines Motor raums 2 über
eine Kühllufteinlaßöffnung 10 in
den Motorraum 2 und wird nach dem Passieren eines Zwischenkühlers 3, eines Ölkühlers 4 und
eines Kühlers 5,
die jeweils Wärmetauscher
sind, vom Saugkanal 19 zum Kühlgebläse 17 geleitet, das
ein Zentrifugalgebläse
umfaßt.
Nachdem sie aus dem Umfang des Kühlgebläses 17 herausgeblasen
wurde, strömt
die Kühlluft
um einen Motor 1 und eine Ölwanne 1a unter dem
Motor 1, wobei sie diese kühlt, und wird dann durch jeweils im
oberen und im unteren Teil des Motorraums 2 angeordnete
Kühlluftauslaßöffnungen 11, 12 nach
außen
abgegeben.
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Die
Funktionsweise und die Wirkung der wie vorstehend erläutert konstruierten
vorliegenden Erfindung werden nachstehend einzeln beschrieben.
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(A) Funktionsweise und
Wirkung des Zentrifugalgebläses
und der drehbaren Schutzabdeckung
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Zunächst wird
bei dem Motorkühlsystem
gemäß dieser
Ausführungsform
ein Zentrifugalgebläse als
Kühlgebläse 17 verwendet.
Die Verwendung eines Zentrifugalgebläses ermöglicht bei gleichem Außendurchmesser
und gleicher Drehzahl das Erzielen einer größeren Strömungsmenge und eines höheren Drucks,
als sie mit dem herkömmlichen
Aufbau erzielt werden können,
bei dem ein Axialgebläse
oder ein schräges
Axialgebläse
verwendet werden. Dieser Punkt wird unter Bezugnahme auf 3 beschrieben.
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3 ist
ein Diagramm, das beispielhaft die Gebläsecharakteristika eines Axialgebläses und
eines Zentrifugalgebläses
bei gleicher Drehzahl und gleichem Außendurchmesser im Vergleich
zeigt. In der Grafik gemäß 3 repräsentiert
die horizontale Achse die Strömungsmenge
und die vertikale Achse den statischen Druck. Die Kennlinien „Axialgebläse" und „Zentrifugalgebläse" zeigen jeweils die
Kennlinie eines einzelnen Axialgebläses und eines einzelnen Zentrifugalgebläses (d.h.
nur die Kennlinie des jeweiligen Gebläses, ohne daß es in einem
Strömungskanal
angeordnet ist). Die beiden Widerstandskurven (1), (2) zeigen jeweils
nur die Kennlinie eines Kühlströmungskanals
in einem Motorraum (d.h. eine Kennlinie, die ausschließlich von
der Konstruktion des Strömungskanals
bestimmt wird). Die Punkte, an denen sich die Gebläsekennlinien
und die Widerstandskennlinien kreuzen, zeigen jeweils einen Betriebspunkt,
der effektiv ist, wenn eines der Gebläse in einem der Strömungskanäle angeordnet
ist, und repräsentieren
den Druck und die Strömungsmenge, die
sich in diesem Fall ergeben. Es wird darauf hingewiesen, daß die Widerstandskurve
(1) unter den Widerstandskurven (1), (2) die Kennlinie des Kühlströmungskanals
in einem herkömmlichen
Motorraum repräsentiert,
während
die Widerstandskurve (2) die Kennlinie des Kühlströmungskanals in einem modernen
Motorraum zeigt, der zur Aufnahme eines Zwischenkühlers, für die Nachfrage
nach einem verbesserten Einschluß des Motorraums zur Verringerung des
Geräuschpegels
und für
die Nachfrage nach einem kompakteren Aufbau des Motorraums geeignet ist.
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Zunächst sind
die resultierende Strömungsmenge
und der statische Druck durch einen Schnittpunkt A zwischen der
Kennlinie „Axialgebläse" und der Widerstandskurve
(1), d.h. jeweils durch Qprop1 und Pprop1, gegeben, wenn das Axialgebläse in einem
dem herkömmlichen
Motorraum angeordnet ist. Ist andererseits das Zentrifugalgebläse in dem
herkömmlichen
Motorraum angeordnet, sind die resultierende Strömungsmenge und der statische
Druck durch den Schnittpunkt B zwischen der Kennlinie „Zentrifugalgebläse" und der Widerstandskurve
(1), d.h. jeweils durch Qturbo1 und Pturbo1, gegeben. Dementsprechend
hat das Zentrifugalgebläse
die Eigenschaft, daß es
unter der Wirkung von Zentrifugalkräften (wie nachstehend genauer
beschrieben) bei gleichem Außendurchmesser
und gleicher Drehzahl einen höheren
Druck und eine größere Strömungsmenge
als das Axialgebläse
erzeugen kann.
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Als
nächstes
sind die resultierende Strömungsmenge
und der statische Druck durch einen Schnittpunkt C zwischen der
Kennlinie „Axialgebläse" und der Widerstandskurve
(2), d.h. jeweils durch Qprop2 und Pprop2, gegeben, wenn das herkömmliche
Axialgebläse
unverändert
in einem modernen Motorraum angeordnet ist. Der statische Druck Pprop2
ist größer als
der vorstehend erwähnte
Wert Pprop1, der sich ergibt, wenn das Axialgebläse in dem herkömmlichen
Motorraum angeordnet ist, wodurch ein höherer Druck erzielt werden
kann, doch die Strömungsmenge
Qprop2 ist geringer als der vorstehend erwähnte Wert Qprop1, der sich
ergibt, wenn das Axialgebläse
in dem herkömmlichen
Motorraum angeordnet ist. Dementsprechend muß die Drehzahl erhöht werden,
um eine vergleichbare Strömungsmenge
wie den herkömmlichen
Wert Qprop1 zu erzielen, was zu einer erheblichen Erhöhung des
Geräuschpegels
führt.
Ist andererseits das Zentrifugalgebläse in dem modernen Motorraum
angeordnet, sind die resultierende Strömungsmenge und der statische
Druck durch den Schnittpunkt D zwischen der Kennlinie „Zentrifugalgebläse" und der Widerstandskurve
(2), d.h. jeweils durch Qturbo2 (≈ Qprop1)
und Pturbo2, gegeben. Dadurch kann eine Strömungsmenge sichergestellt werden,
die annähernd
mit der Strömungsmenge
Qprop1 übereinstimmt,
die sich ergibt, wenn das Axialgebläse in dem herkömmlichen Motorraum
angeordnet ist, und es kann ein doppelt so hoher oder höherer Druck
als der statische Druck Pprop1 erzielt werden, der sich ergibt,
wenn das Axialgebläse
in dem herkömmlichen
Motorraum angeordnet ist.
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Diese
Kennlinien des Zentrifugalgebläses können wie
folgt erklärt
werden.
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Im
allgemeinen wird der theoretische Druckanstieg Pth eines Gebläses durch
die folgende Formel ausgedrückt: Pth = P(u2 2 – u1 2)/2 + P(v2 2 – v1 2)/2 + P(w2 2 – w1 2)/2,wobei
u die Umfangsgeschwindigkeit des Gebläses, v die absolute Strömungsgeschwindigkeit
und w die relative Strömungsgeschwindig keit
ist und die Suffixe 1, 2 angeben, daß die entsprechenden Parameter
jeweils die Werte am Einlaß und
am Auslaß des
Gebläses
repräsentieren.
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In
der vorstehenden Gleichung repräsentieren
der erste Term P(u2 2 – u1 2)/2 auf der rechten
Seite die Wirkung der Zentrifugalkräfte, der zweite Term P(v2 2 – v1 2)/2 auf der rechten
Seite eine Veränderung der
kinetischen Energie (d.h. einen Anstieg des dynamischen Drucks)
und der dritte Term P(w2 2 – w1 2)/2 auf der rechten
Seite die Wirkung einer Verlangsamung im Strömungskanal (d.h. eines Anstiegs
des statischen Drucks). Wird nun der erste Term betrachtet, gilt
u1 = u2, da der
Einlaß und
der Auslaß des
Axialgebläses
den gleichen Durchmesser aufweisen, und der erste Term ergibt 0.
Da der Auslaß des
Zentrifugalgebläses
einen größeren Durchmesser
als sein Einlaß aufweist,
wird andererseits die Wirkung der Zentrifugalkräfte gemäß dem zweiten Term maximal
entwickelt. Im Vergleich zu einem Axialgebläse kann das Zentrifugalgebläse daher
leichter einen höheren
Druck und damit eine größere Strömungsmenge
erzeugen. Es wird darauf hingewiesen, daß die vorstehende Erläuterung
ebenso auf einen Vergleich mit einem schrägen Axialgebläse anwendbar
ist, obwohl die Charakteristika des Zentrifugalgebläses vorstehend
im Vergleich zu denen des Axialgebläses erläutert wurden.
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Durch
die Verwendung eines Zentrifugalgebläses als Kühlgebläse 17 können, wie
vorstehend ausgeführt,
bei gleichem äußeren Durchmesser
und gleicher Drehzahl ein höherer
Druck und eine größere Strömungsmenge
erzeugt werden, als unter Verwendung eines Axialgebläses oder
eines schrägen Axialgebläses. Dementsprechend
kann, anders als bei der Verwendung eines Axialgebläses oder
eines schrägen
Axialgebläses,
bei der Konstruktion eines Motorkühlsystems mit einer größeren Strömungsmenge
und einem hohen Druck zur Sicherstellung einer mit der herkömmlichen
vergleichbaren Strömungsmenge
in einem modernen Motorraum, in dem der Kühlströmungskanal einen höheren Widerstand aufweist,
der Geräuschpegel
ohne eine Erhöhung der
Drehzahl verringert werden. Da bei dem Kühlgebläse 17 die zusammen
mit dem Gebläserad 20 rotierende,
drehbare Schutzabdeckung 18 am Gebläserad 20 befestigt
ist, wird verhindert, daß Luft
radial durch Spalten zwischen dem Saugkanal 19 und den Schaufeln 20b austritt,
wodurch die Effizienz des Gebläses
verbessert werden kann. Dadurch kann der Geräuschpegel entsprechend weiter
verringert werden.
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(B) Funktion und Auswirkungen
der Positionsbeziehung zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung
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Da
das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals bei dem Kühlsystem
gemäß der vorliegenden Ausführungsform überlappend
im Inneren des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet ist, kann der Geräuschpegel
im Vergleich zu einem Fall niedrig gehalten werden, in dem das stromabseitige
Ende 19A des Saugkanals außerhalb des ansaugseitigen
Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist.
Dieser Punkt wird unter Bezugnahme auf die 4A, 4B, 5 und 6 besprochen.
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Zur
Untersuchung der Korrelation zwischen der Wirkung der Verringerung
des Geräuschpegels und
der Positionsbeziehung zwischen dem Saugkanal und der drehbaren
Schutzabdeckung haben die Erfinder der vorliegenden Patentanmeldung
ein Motorkühlsystem,
bei dem das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals überlappend
im Inneren des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet war, wie in 4A gezeigt, und ein Motorkühlsystem
hergestellt, bei dem das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals
außerhalb
des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet war, wie in Fib. B gezeigt, und anschließend Experimente
zur Messung der Geräuschwerte
der beiden Vorrichtungen bei gleicher Drehzahl und der Geräuschwerte
der beiden Vorrichtungen durchge führt, die sich ergaben, wenn
die Drehzahl so eingestellt wurde, daß die gleiche Luftströmungsmenge
erzeugt wurde. 5 zeigt die Ergebnisse der Messungen
im zuerst genannten Fall, und 6 zeigt
die Ergebnisse der Messungen im zuletzt genannten Fall. In den Diagrammen
gemäß den 5 und 6 repräsentiert
die horizontale Achse einen durch das Verhältnis (2C/Do) zwischen dem
Zweifachen des radialen Abstands zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des
Saugkanals und dem ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung
(= des Abstands zwischen deren Spitzen) und dem maximalen Durchmesser
des Gebläses
gegebenen Parameter. Ferner zeigt die linke Hälfte des Diagramms die bei
dem Aufbau gemäß 4A gemessenen
Werte, und die rechte Hälfte des
Diagramms zeigt die bei dem Aufbau gemäß 4B gemessenen
Werte. 5 zeigt auch die von den Meßbedingungen abhängigen Luftströmungsmengen
als relative Werte, wobei die Luftströmungsmenge, die sich bei einem
minimalen Wert für den
Abstand C ergibt, 100% beträgt.
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In 5 bezeichnen
(a) und (b) jeweils die Ergebnisse einer Messung der Luftströmungsmengen
bei den Konstruktionen gemäß den 4A und 4B,
wogegen (c) und (d) jeweils die Ergebnisse einer Messung des Geräuschpegels
bei den Konstruktionen gemäß den 4A und 4B repräsentieren.
Wie anhand von (a) und (b) ersichtlich, sinkt die Luftströmungsmenge
bei einer Zunahme des Abstands C zwischen den Spitzen bei der Konstruktion
gemäß 4A von
100% auf 93% und bei der Konstruktion gemäß 4B von
100% auf 98%. Damit nimmt die Luftströmungsmenge bei beiden Konstruktionen
ab, wenn der Abstand C zwischen den Spitzen zunimmt. Die Gründe hierfür sind,
daß durch
eine Vergrößerung des
Abstands C die Menge der von außerhalb
des Saugkanals 19 angesaugten Luft erhöht wird, wodurch die durch
(b) repräsentierte Effizienz
des Gebläses
mit dem in 4B gezeigten Aufbau und der
durch (a) repräsentierte
effektive Bereich auf der Ansaugseite bei dem in 4A gezeigten
Aufbau verringert werden. Ebenso ist die Luftströmungsmenge bei gleicher Drehzahl und
gleichem Abstand C bei der Konstruktion gemäß 4A im
allgemeinen kleiner als bei der Konstruktion gemäß 4B. Aufgrund
dieser Differenz zwischen den Luftströmungsmengen ist, wie durch
(c) und (d) dargestellt, der bei gleicher Drehzahl und gleichem
Abstand erzeugte Geräuschpegel
bei der Konstruktion gemäß 4A,
bei der das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals überlappend
im inneren des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet ist, geringer als bei der Konstruktion gemäß 4B,
bei der das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals außerhalb
des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet ist.
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Als
nächstes
zeigt 6 die Ergebnisse einer Messung des Lärmpegels,
der sich ergibt, wenn die Drehzahl so eingestellt wird, daß die Luftströmungsmengen
bei den Konstruktionen gemäß den 4A und 4B keine
Differenz aufweisen, d.h. einander entsprechen. Anders ausgedrückt zeigt 6 Daten,
die sich durch Erhöhen
der Drehzahl der Konstruktion gemäß 4A in
bezug auf die Drehzahl der Konstruktion gemäß 4B zur
Erzeugung übereinstimmender
Luftströmungsmengen
und anschließendes
Messen des Geräuschpegels
in diesem Zustand ergeben. In 6 repräsentieren
(e) und (f) jeweils die Ergebnisse der Messung des Geräuschpegels
bei den Konstruktionen gemäß den 4A und 4B.
Bei gleicher Drehzahl nimmt die Luftströmungsmenge, wie in 5 gezeigt,
bei den beiden Konstruktionen gemäß den 4A und 4B ab,
wenn der Abstand C zwischen den Spitzen zunimmt. Um die gleiche
Luftströmungsmenge zu
halten, muß daher
die Drehzahl bei einer Vergrößerung des
Abstands C zwischen den Spitzen erhöht werden. Wie in 6 gezeigt,
besteht jedoch sowohl bei (e) als auch bei (f) die Tendenz, daß bei einer
Vergrößerung des
Abstands (C) auch der Geräuschpegel
zunimmt.
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Wie
aus einem Vergleich von (a) und (b) gemäß 5 ersichtlich,
nimmt die Luftströmungsmenge
bei der Konstruktion gemäß 4A gleichzeitig stärker als
bei der Konstruktion gemäß 4B ab, wenn der
Abstand C zwischen den Spitzen zunimmt. Dementsprechend ist bei
den Messungen gemäß 6 die
Drehzahl bei der Konstruktion gemäß 4A im
allgemeinen höher
als bei der Konstruktion gemäß 4B.
Wie aus einem Vergleich von (e) und (f) gemäß 6 hervorgeht,
ist der Geräuschpegel
bei der Konstruktion gemäß 4A niedriger
als bei der Konstruktion gemäß 4B.
Der Grund hierfür
ist der folgende.
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Im
allgemeinen wird der Großteil
der von einem Kühlsystem
des vorstehend beschriebenen Typs erzeugten Geräusche vom Gebläserad 20 des Kühlgebläses erzeugt,
und der Großteil
der vom Gebläserad 20 des
Kühlgebläses erzeugten
Geräusche wird
von den Vorderkanten der Schaufeln 20b (den Einlässen der
Schaufeln) erzeugt. Bei der Konstruktion gemäß 4B ist
die Richtung des durch radiale Spalten zwischen dem Saugkanal 19 und
der drehbaren Schutzabdeckung 18 herein gelangenden Spaltstroms 21 der
Richtung des Hauptstroms 22 der Kühlluft entgegengesetzt, wie
in 4B durch gestrichelte Pfeile dargestellt, und
der Strom der Kühlluft wird
durch Wirbel oder ähnliches
in dem Bereich, in dem der Spaltstrom und der Hauptstrom zusammentreffen,
erheblich beeinträchtigt.
Der resultierende turbulente Strom erhöht den Geräuschpegel an den Vorderkanten
der Schaufeln 20b. Andererseits stimmt die Richtung des
durch radiale Spalten zwischen dem Saugkanal 19 und der
drehbaren Schutzabdeckung 18 herein gelangenden Spaltstroms 21 bei
der Konstruktion gemäß 4A mit
der Richtung des Hauptstroms 22 der Kühlluft überein. Dementsprechend können eine
Störung
des Kühlluftstroms durch
Wirbel oder dergleichen verhindert und der Geräuschpegel dementsprechend verringert
werden.
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Ferner
kann durch überlappendes
Anordnen des stromabseitigen Endes 19A des Saugkanals im ansaugseitigen
Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung, wie bei der Konstruktion
gemäß 4A, der
Saugkanal 19 unter der Vorraussetzung, daß der Abstand
e zwischen dem Saugkanal 19 und dem Gebläserad 20 in
der Axialrichtung des Gebläses
auf den gleichen Wert eingestellt ist, näher an der drehbaren Schutzabdeckung 18 angeordnet
werden, als in einem Fall, in dem das stromabseitige Ende 19A des
Saugkanals außerhalb
des ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung 18 angeordnet
ist, wie bei der Konstruktion gemäß 4B. Dies
liegt daran, daß der
Abstand e, wie in den 4A und 4B gezeigt,
bei der Konstruktion gemäß 4A durch
den Abstand zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des Saugkanals
und der Vorderkante der Schaufel 20b gegeben ist, wogegen der
Abstand e bei der Konstruktion gemäß 4B durch
den Abstand zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des Saugkanals
und einer Wandfläche
der drehbaren Schutzabdeckung 18 gegeben ist. Dadurch kann
der Motorraum 2 der Differenz zwischen den beiden Abständen entsprechend
kompakter gestaltet werden.
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Bei
dem Motorkühlsystem
gemäß der vorliegenden
Ausführungsform
ist das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals, wie vorstehend
ausgeführt, ähnlich wie
bei der Konstruktion gemäß 4A, überlappend
im ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet. Dementsprechend können
der Geräuschpegel
auf ein geringeres Niveau verringert und der Motorraum 2 kompakter
gestaltet werden, als in einem Fall, in dem das stromabseitige Ende 19A des
Saugkanals außerhalb des
ansaugseitigen Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet ist.
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(C) Funktion und Auswirkungen
der Größe der Überlappung
zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung
-
Als
nächsten
Schritt haben die Erfinder der vorliegenden Patentanmeldung den
Bereich der optimalen Werte für
die Größe d (siehe 4) der Überlappung von Saugkanal 19 und
drehbarer Schutzabdeckung 18 untersucht.
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Wenn
die Größe der Überlappung
weniger als 0 mm beträgt
(d.h. negativ ist) sind das stromabseitige Ende 19A des
Saugkanals und das ansaugseitige Ende 18A der drehbaren
Schutzabdeckung voneinander getrennt, wodurch der Spaltstrom 21 zunimmt,
der von außerhalb
des Saugkanals 19 hereingelangt, und die Effizienz des
Gebläses
verringert wird. Ebenso erschwert die Trennung des stromabseitigen
Endes 19A des Saugkanals vom ansaugseitigen Ende 18A der
drehbaren Schutzabdeckung die Realisierung eines kompakteren Motorraums.
Ist die Größe d der Überlappung
dagegen zu groß,
liegen das stromabseitige Ende 19A des Saugkanals und das
ansaugseitige Ende 18A der drehbaren Schutzabdeckung so
nahe beieinander und der Abstand zwischen der Position, an der der
Spaltstrom 21 und der Hauptstrom 22 der Kühlluft zusammentreffen, und
der Vorderkante der Schaufel 20b ist so gering, daß eine beim
Zusammentreffen des Spaltstroms und des Hauptstroms verursachte
Störung
des Stroms nachteilige Auswirkungen auf die Leistung des Kühlgebläses hat,
wodurch die Effizienz des Gebläses
verringert und der Geräuschpegel
erhöht
werden.
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Im
Hinblick auf Vorstehendes beträgt
die Größe d der Überlappung
optimaler Weise 20 mm. Es müssen
jedoch Herstellungstoleranzen und Fehler beim Zusammenbau von Baumaschinen,
wie hydraulischen Baggern, berücksichtigt
werden, da sie insgesamt große,
geschweißte
Konstruktionen sind. Da die Karosserie einer Baumaschine erheblichen Vibrationen
ausgesetzt ist, wenn die Maschine auf unebenen Straßenbelägen fährt oder
arbeitet, muß zudem
auch ein Kontakt zwischen dem Saugkanal 19 und der drehbaren
Schutzabdeckung 18 verhindert werden. Im Hinblick auf diese
Punkte liegt die Obergrenze für
die Größe d der Überlappung
bei ca. 40 mm. Damit ist ein geeigneter Bereich für die Größe d der Überlappung
zwischen dem Saugkanal 19 und der drehbaren Schutzabdeckung
0 mm ≤ d ≤ 40 mm.
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Bei
der vorliegenden Ausführungsform
ist die Größe der Überlappung
des stromabseitigen Endes 19A des Saugkanals und des an saugseitigen
Endes 18A der drehbaren Schutzabdeckung in der Axialrichtung
auf d = 20 mm eingestellt, wodurch eine Verringerung der Effizienz
des Gebläses
verhindert, ein kompakterer Motorraum realisiert und eine Verringerung
des Geräuschpegels
erzielt werden können, während Fertigungstoleranzen
und Fehler beim Zusammenbau zulässig
bleiben.
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(D) Funktionen und Auswirkungen
des radialen Abstands zwischen dem Saugkanal und der drehbaren Schutzabdeckung
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Als
weiteren Schritt haben die Erfinder der vorliegenden Patentanmeldung
den Bereich der optimalen Werte für den radialen Abstand C (siehe 4A)
zwischen dem Saugkanal 19 und der drehbaren Schutzabdeckung 18 untersucht.
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Genauer
nimmt der Anteil des Spaltstroms 21 zu, der mit dem Hauptstrom 22 der
Kühlluft
zusammentrifft, und die Effizienz des Kühlgebläses wird verringert, wenn der
Abstand C im Vergleich zum maximalen Durchmesser Do des Flügelrads
zu groß ist (wie
in 5 gezeigt, wird die Luftströmungsmenge bei 2C/Do ≈ 0,05 beispielsweise
auf ca. 95,5% des maximalen Werts und bei 2C/Do ≈ 0,06 auf ca. 93,5% des maximalen
Werts verringert). Daher ist die Effizienz des Gebläses um so
höher,
je geringer der Abstand C ist. Wird von einem Fall ausgegangen,
in dem die vorliegende Erfindung auf Baumaschinen, wie hydraulische
Bagger, angewendet wird, müssen jedoch,
wie vorstehend unter (3) ausgeführt,
Fertigungstoleranzen und Fehler beim Zusammenbau der Baumaschinen,
wie der hydraulischen Bagger, berücksichtigt werden, da sie insgesamt
große,
geschweißte
Konstruktionen sind. Zudem muß auch
ein Kontakt zwischen dem Saugkanal 19 und der drehbaren
Schutzabdeckung 18 verhindert werden, selbst wenn während der
Arbeit Vibrationen auftreten. In Anbetracht dieser Punkte ist daher
C = 0,05Do eine geeignete Obergrenze für den Abstand C. Damit ist
C ≤ 0,05Do
ein geeigneter Bereich für
den radia len Abstand zwischen dem Saugkanal 19 und der
drehbaren Schutzabdeckung 18.
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Bei
dieser Ausführungsform
ist der radiale Abstand zwischen dem stromabseitigen Ende 19A des
Saugkanals und dem ansaugseitigen Ende 18A der drehbaren
Schutzabdeckung auf C = 0,03Do eingestellt, wodurch eine Verringerung
der Effizienz des Gebläses
verhindert werden kann, während
Herstellungstoleranzen und Fehler beim Zusammenbau zulässig bleiben.
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Obwohl
bei der vorstehend beschriebenen Ausführungsform ein Zentrifugalgebläse als Kühlgebläse 17 verwendet
wird, ist die vorliegende Erfindung nicht auf die vorstehend beschriebene
Ausführungsform
beschränkt,
und es kann statt dessen ein Diagonalgebläse verwendet werden. In diesem
Fall können ähnliche
Vorteile erzielt werden, wie vorstehend ausgeführt.
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Ferner
wird bei der vorstehend beschriebenen Ausführungsform der Saugkanal 19 beispielsweise
durch Pressen unter Verwendung eines Stempels hergestellt, um dem
Saugkanal 19 nicht nur eine Form zu verleihen, durch die
ein glatter Strömungskanal
gebildet wird, der keinen Druckverlust verursacht, sondern auch,
um die Effizienz der Fertigung zu verbessern. Der Saugkanal 19 ist
jedoch nicht auf eine derartige Form beschränkt, sondern kann durch einen
Saugkanal 23 mit einer einfacheren Form ersetzt werden.
Diese Modifikation des Saugkanals wird unter Bezugnahme auf 7 erläutert.
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Das
vorstehend erwähnte
Herstellungsverfahren durch Pressen ist bei einer Produktion im
großen
Maßstab
effizient, es erhöht
jedoch die Kosten bei einer Produktion im kleinen Maßstab, da
ein kostspieliger Stempel verwendet wird. Bei einer Produktion im
kleinen Maßstab
wird daher der Saugkanal so modifiziert, daß er einen einfacheren Aufbau
aufweist, bei dem ein ringförmiges
Element 23b, das im wesentlichen die Form eines kreisförmigen Rohrs aufweist,
beispielsweise durch Schweißen
einstückig an
der Rückwand
einer im wesentlichen kastenförmigen
Einleitplatte 23a befestigt wird, wie in 7 als Seiten-
und Vorderansicht dargestellt. Der Saugkanal 23 kann verhältnismäßig kostengünstig hergestellt werden.
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INDUSTRIELLE
ANWENDBARKEIT
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Da
erfindungsgemäß eine drehbare
Schutzabdeckung auf dem Gebläserad
eines Diagonal- oder Zentrifugalgebläses vorgesehen ist, kann Kühlluft mit
einer hohen Strömungsmenge
und einem hohen Druck erzeugt werden, ohne daß die Effizienz des Gebläses verringert
wird, wodurch der Geräuschpegel
vermindert werden kann. Da ein Saugkanal in der drehbaren Schutzabdeckung
angeordnet ist, kann, anders als in einem Fall, in dem der Saugkanal
außerhalb
der drehbaren Schutzabdeckung angeordnet ist, auch verhindert werden,
daß der Strom
der Kühlluft
durch Wirbel oder dergleichen gestört wird, wodurch der Geräuschpegel
entsprechend reduziert werden kann. Da der Saugkanal und die drehbare
Schutzabdeckung unter der Voraussetzung, daß der Abstand zwischen dem
Saugkanal und dem Gebläserad
in der Axialrichtung des Gebläses auf
den gleichen Wert eingestellt ist, näher beieinander angeordnet
werden können,
kann ferner der Motorraum entsprechend kompakter gestaltet werden.