JP4919554B2

JP4919554B2 - Engine cooling system for civil engineering and construction machinery

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Publication number: JP4919554B2
Application number: JP2001260184A
Authority: JP
Inventors: 茂久船橋; 和則中村; 清一郎竹下
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2001-08-29
Filing date: 2001-08-29
Publication date: 2012-04-18
Anticipated expiration: 2021-08-29
Also published as: JP2003065294A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の土木・建設機械のエンジン冷却装置に係り、特にエンジン室内に配置した複数の熱交換器を軸流ファンで生起した冷却風で冷却する土木・建設機械のエンジン冷却装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
土木・建設機械のエンジン冷却装置に関する従来技術としては例えば特開平１０−１０３０６５号公報に示されるものがある。
【０００３】
図１４は、この従来技術の土木・建設機械のエンジン冷却装置の構成を示す側断面図である。
【０００４】
図１４に示す従来技術のエンジン冷却装置は、土木・建設機械のエンジンルーム１内に設けられた複数の熱交換器すなわちエンジン２を冷却するための冷却水が流れるラジエータ７、図示しない油圧機器の作動により高温となった作動油が流れるオイルクーラ６、図示しないターボチャージャによってエンジン２に過給される過給気が流れるインタークーラ５、及びエアコンのコンデンサ８と、これら熱交換器５〜８の下流側に設けられそれら熱交換器５〜８を冷却する冷却風を生起する軸流ファン３とを備えており、エンジン２のクランク軸９からの回転駆動力をファンベルト１０を介し軸流ファン３に伝達して回転させることにより、エンジンルーム１外部から吸気口１２を介し外気すなわち冷却空気を導入して冷却風を生起する。この生起した冷却風は、各熱交換器５〜８を通過してそれぞれを冷却し、最下流側の熱交換器すなわちラジエータ７のさらに下流側に設けられたファンシュラウド４で絞られて軸流ファン３に導かれる。軸流ファン３から吹き出された冷却風は、さらにエンジン２及び図示しない油圧ポンプ等の周りを通過してそれらを冷却した後、排気口１３を介しエンジンルーム１の外部に排出される。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、軸流送風機であるプロペラファンは、本来、軸流流れを維持している範囲で高性能を得られるように設計されており、その状態において高効率と低騒音を達成するようになっている。しかし、上述した従来技術による土木・建設機械のエンジン冷却装置では、通常、複数の熱交換器５〜８等に冷却空気を送るために圧力損失が非常に大きくなっており、このため軸流ファン３を流れる空気の流れは上述の図１４に示すように軸流流れというよりむしろ遠心流れに近い状態となっている。
【０００６】
図１５（ａ）及び図１５（ｂ）は、上述した従来技術の土木・建設機械のエンジン冷却装置における軸流ファン３の騒音特性曲線を示すグラフである。横軸は流量であり、縦軸は図１５（ａ）がファン騒音、図１５（ｂ）が静圧を示している。また、図１５（ｂ）における破線１８はエンジン冷却装置全体の抵抗曲線を示している。
【０００７】
図１５（ａ）に示すように、ファン騒音特性曲線１６は、理想的な軸流流れの状態である高流量側領域Ａで騒音値が最小値となり、それよりも流量が減少するにつれて増加していき、Ｂ点に近づくにつれて騒音値が急変していく。この場合、図１４に示すように、軸流ファン３から流出する主流１５ａは軸流ファン３の翼端近傍に限定される一方、軸流ファン３下流側のボス３ａ近傍では逆流１５ｂが生じており、一度軸流ファン３から流出した流れがまた軸流ファン３内部に侵入してくるため、騒音増大の一因となっている。このような流れの挙動の変化により騒音は急増していき、Ｂ点で極大点に達する。Ｂ点よりさらに流量が減少すると一旦騒音は減少して極小点であるＣ点となるもののその流量域は狭く、Ｃ点よりもさらに流量が減少すると、騒音は再び急増し、上記Ｂ点の騒音値より高いＤ点近傍に達する。すなわち、高流量側領域Ａから流量が減少するとともに空気の流れは軸流流れから遠心流れへと徐々に変化していき、極小点Ｃよりも低流量側ではほぼ全域に渡り遠心流れとなる。なお、Ｄ点以降は騒音の増加割合はそれまでに比べると緩やかになり、流量を減少させても騒音値はあまり変化せず安定的に比較的高い値となる。
【０００８】
上述した従来技術による土木・建設機械のエンジン冷却装置では、通常、軸流ファン３のファンの動作点は、図１５（ａ）の騒音特性曲線１６におけるＤ点近傍（図１５（ｂ）の静圧特性曲線１７における流量ＱD、静圧ＰDの点）となっており、高性能を得られる安定的な軸流流れの範囲（例えば図１５（ａ）におけるＡ点近傍）よりもかなり低流量側に位置する安定的な遠心流れの領域であるため、騒音レベルＳLが比較的高くなっている。
【０００９】
近年、作業環境の変化や周辺環境の保全の要求に基づき、土木・建設機械から周囲への騒音低減が強く要求されており、国内においては建設省の低騒音型・超低騒音型土木・建設機械の指定を受けることが営業上の大きなセールスポイントとなり、海外においては、欧州騒音規則に合格する騒音基準を持った土木・建設機械を開発することが急務となっている。このような近年の傾向に鑑みると、上記従来技術による冷却装置では、必ずしも騒音低減の面で十分とは言えず、さらに改善の余地があった。
【００１０】
本発明は、上述した従来技術における実状に鑑みてなされたものであり、その目的は、冷却ファンの騒音を十分に低減することができる土木・建設機械のエンジン冷却装置を提供することにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
この目的を達成するために本発明の請求項１に係る発明は、土木・建設機械のエンジン室内に設けられた少なくとも１つの熱交換器と、上記熱交換器の下流側に設けられ上記熱交換器を冷却する冷却風を生起する軸流ファンとを備えた土木・建設機械のエンジン冷却装置において、上記軸流ファンに備えた各羽根の出口角を４３．５°以上５６．５°以下とし、上記軸流ファンの羽根枚数を５枚とすることで、回転数一定の条件でファン通過流量を横軸にかつファン騒音を縦軸にとって表した騒音特性曲線において、上記エンジン室内における上記軸流ファンの動作点が、ファン通過流量の低下につれて流れが軸流流れから遠心流れに変化することにより生じる騒音の極大点よりも低流量側に位置し、かつその動作点における騒音値が、上記極大点における騒音値以下となるように構成してある。
【００１２】
土木・建設機械のエンジン室内における軸流ファンの同一回転数における騒音特性は、理想的な軸流流れの状態である高流量側領域で最小値となり、それよりも流量が減少するにつれて増加していき、次第に軸流流れから遠心流れへと流れの状況が変化していき、騒音値が極大点に達する。この極大点よりさらに流量が減少すると一旦騒音は減少して極小点となるもののその流量域は狭く、極小点よりもさらに流量が減少すると、騒音は再び急増し、極大点の騒音値より高い点まで増加する。これ以降は騒音の増加割合はそれまでに比べると緩やかになり、流量を減少させても騒音値はあまり変化せず安定的に比較的高い値となる。
【００１３】
そこで、本発明の請求項１に係る発明では、軸流ファンを、動作点が上記極大点よりも低流量側で、かつ動作点における騒音値が上記極大点における騒音値以下となるように構成する。これにより、少なくとも、極小点より低流量で極大点より騒音値が高くなる点に動作点があった従来構造に比べて、騒音を低減することが可能となる。
【００１４】
また、好ましくは、上記騒音特性曲線における上記軸流ファンの動作点は、上記極大点の低流量側に位置する極小点よりもさらに低流量側に位置するように構成する。
【００１５】
このように構成した場合は、ファンの動作点を、極大点から極小点までの間ではなく極小点の低流量側に位置させることにより、ファンの騒音をさらに確実に低減することができる。
【００１６】
また、好ましくは、上記騒音特性曲線において、その上記エンジン室内における動作点の騒音値が、ファン通過流量の低下につれて流れが軸流流れから遠心流れに変化することにより生じる騒音の極大点のさらに低流量側に位置する極小点における騒音値に、３ｄＢを加えた値以下となるような構成とする。
【００１７】
このように構成した場合は、軸流ファンを、動作点の騒音値が上記極小点の騒音値＋３ｄＢ以下となるように構成することにより、少なくとも、極小点より騒音が急増し極大点より騒音値が高くなった点に動作点があった従来構造に比べて、騒音を十分に低減することが可能となる。
【００１８】
更に好ましくは、上記騒音特性曲線における上記軸流ファンの動作点は、上記極小点よりも低流量側に位置するように構成する。
【００１９】
このように構成した場合は、ファンの動作点を、極大点から極小点までの間ではなく極小点の低流量側に位置させることにより、ファンの騒音をさらに確実に低減することができる。
【００２１】
上述した軸流ファンの騒音特性曲線は、各羽根の出口角を浅くすると全体に低流量側にシフトする傾向となって、同一流量でも動作点が特性線上を高流量側にシフトすることとなる。そこで、請求項１に係る発明では、出口角の上限を、この種のものとして従来通常用いられている５８°より小さい５６．５°以下とすることにより、従来構造では動作点が極小点より低流量側に向かって騒音が急増し極大点よりさらに騒音値が高くなった点にあったのを高流量側すなわち極小点側にスライドさせて、上述した動作点位置を確実に実現することができる。反面、羽根の出口角を浅くしすぎると、動作点が低流量側にスライドしすぎて極小点を超えさらに極大点側にスライドし騒音が増大してしまう。請求項１に係る発明では、出口角の下限を４３．５°以上とすることにより、このような過度のスライドを防止し騒音増大を防止できる動作点位置を確実に実現することができる。このように、請求項１に係る発明では、上述した騒音低減特性を備えた構成を確実に実現することができる。
【００２３】
上述した軸流ファンの騒音特性曲線は、羽根の枚数を減らすと羽根すなわち翼の出口での流れが翼に沿い難くなることから、実質的に各羽根の出口角を浅くするのと同等の効果となり、上記したのと同様、全体に低流量側にシフトして動作点が特性線上を高流量側にシフトする。
【００２４】
以上に基づき、請求項１に係る発明では、羽根枚数を、この種のものとして通常用いられている８枚より少ない５枚以下とすることにより、動作点を高流量側すなわち極小点側にスライドさせて、上述した動作点位置を確実に実現することができ、上述した騒音低減特性を備えた構成を確実に実現することができる。
【００２５】
また、羽根枚数を小さくすることは以下の効果もある。すなわち、ファン騒音の一因となっている羽根の風切り音は、羽根枚数×ファン回転数の整数倍の周波数特性を有する離散周波数の音であるために聴感上問題とされており、これを低減する方策も求められている。人間の聴覚能力は周波数によって変化し、低周波数の音に関しては周波数が低くなるほど感度が鈍くなるため、絶対的な騒音レベル値に対し人間の感覚により合致させるための聴感補正を行って騒音評価するのが一般的である。羽根の枚数が多いと同じファン回転数でも羽根の風切り音の周波数が増大して人間の感覚が鋭敏な高周波数領域となるため、Ａ補正（参考文献：JIS C 1502(1990)又はJIS C 1505(1988)）後の騒音レベルが増加し聴感を悪化させる。したがって、羽根枚数を少なくして風切り音の周波数を低周波数側にすることで、聴感を改善することができる。
【００２６】
また、本発明の請求項２に係る発明は、請求項１に係る発明において、上記軸流ファンのファン外径Ｄ2とファンボス径Ｄ1の比であるボス比Ｄ1／Ｄ2を、０．４５≦Ｄ1／Ｄ2≦０．５５としたことを特徴としている。
【００２７】
土木・建設機械のエンジン室内における軸流ファンは、通常、複数の熱交換器に冷却空気を送るために圧力損失が非常に大きくなっており、その空気の流れは前述したように軸流流れというよりむしろ遠心流れに近い状態となっている。このため、ファン下流側のボス側すなわち径方向中心側において一度ファンから流出した流れが逆流して翼内部に侵入する現象が発生し、流れが乱れて騒音増大の一因となっている。
【００２８】
そこで、請求項２に係る発明では、ボスの径Ｄ1をより大きくしファン外径Ｄ2とファンボス径Ｄ1の比であるボス比Ｄ1／Ｄ2の下限を０．４５とすることにより、上記逆流が生ずる空間をなくすあるいは大幅に縮小して、逆流による乱れの発生を抑制する。反面、ボス比Ｄ1／Ｄ2を過度に大きくすると、ボスより径方向外周側の羽根部分が小さくなりすぎてファンとしての本来の昇圧機能が阻害される可能性が生じてしまう。請求項２に係る発明では、ボス比Ｄ1／Ｄ2の上限を０．５５以下とすることにより、このような昇圧機能の低下を防止することができる。以上のようにして、請求項２に係る発明では、ファン本来の昇圧機能を確保しつつ、逆流を抑制してさらに騒音低減を図ることができる。
【００２９】
また、本発明の請求項３に係る発明は、請求項１又は２に係る発明において、上記軸流ファンの外周部分を、開口面積が冷却風の流れ方向に連続的に縮小した後連続的に拡大するベルマウス形状のファンシュラウドで覆ったことを特徴としている。
【００３０】
このように構成した請求項３に係る発明では、ファンシュラウドをベルマウス形状とすることにより、冷却風流れを滑らかにファン上流側に導くと共に、上述したような遠心流れに近い挙動の冷却風流れを阻害することなくよりスムーズにファン下流側に導くことができるので、ファンの騒音をさらに確実に低減することができる。
【００３１】
また、本発明の請求項４に係る発明は、請求項１〜３のいずれか１項に係る発明において、上記軸流ファンは、各羽根を周方向に不等ピッチで配列したことを特徴としている。
【００３２】
ファン騒音の一因である羽根の風切り音は、１枚の羽根においてファン回転数に応じた周波数特性を有し、羽根が等ピッチで複数枚配置されている場合には、各羽根から発生する風切り音が同一周波数で重畳することにより、風切り音全体がファン回転数×羽根枚数で規定される比較的高い周波数で発生し聴感上耳障りな音に聞こえやすくなると共に、特定の周波数において騒音レベル自体が卓越して大きくなる。そこで、請求項４に係る発明では、ファンの羽根を周方向に不等ピッチで配列することにより、風切り音全体の周波数をファン回転数のみで規定される比較的低い周波数として聴感を向上できると共に、各羽根からの風切り音の周波数が分散することによって特定の周波数における上記騒音レベルの卓越を防止できるので、さらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【００３３】
また、本発明の請求項５に係る発明は、請求項１〜４のいずれか１項に係る発明において、上記軸流ファンに備えた各羽根の翼端部断面形状を、圧力面側に凸となる円弧状形状、あるいは圧力面側を欠落させたテーパ形状としたことを特徴としている。
【００３４】
土木・建設機械のエンジン室内における軸流ファンは、上述したようにその空気の流れが軸流流れというよりむしろ遠心流れに近い状態となっており、各羽根において翼端後縁部から径方向へと流出する。このため、翼端部において圧力面側から負圧面側に流れる漏れ流れが比較的多くなり、この流れが翼端部を通過するときに翼端のエッジ部によって強い乱れが発生し、騒音増大の一因となっている。
【００３５】
そこで、請求項５に係る発明では、ファンの各羽根の翼端部断面形状を円弧状形状あるいはテーパ形状とすることにより、翼端部において圧力面側から負圧面側に流れる漏れ流れをより滑らかに導き、翼端部通過時に発生する乱れを低減できるので、さらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【００３６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の土木・建設機械のエンジン冷却装置の実施形態について図に基づいて説明する。
【００３７】
図２、図３、図４、図５、図６、及び図７は、本発明の請求項１〜１０に係る発明に対応する土木・建設機械のエンジン冷却装置の一実施形態の説明図であり、図２は、この実施形態が適用される土木・建設機械の一例である油圧ショベルの全体外観構造を示す斜視図であり、図３は、この土木・建設機械のエンジン冷却装置の一実施形態の構成を示す側断面図であり、図４は、図３中に示す軸流ファンを抽出して示す図であり、図５は、図４に示した軸流ファンの要部構造を示す斜視図であり、図６は、図５に示した軸流ファンに備えた羽根の形状を示す回転軸を中心として任意の半径における羽根の円筒断面図すなわち図５中Ｅ−Ｅ断面による横断面図であり、図７は、図５に示した軸流ファンに備えた羽根の翼端部の形状を示す図５中Ｆ−Ｆ断面による横断面図である。なお各図中において、前述の図１４と同等の部分には同一の符号を付している。
【００３８】
図２に示す油圧ショベルは、左右に無限軌道履帯２４ａを備えた下部走行体２４と、この下部走行体２４上に旋回可能に設けた上部旋回体２６と、この上部旋回体２６の前方左側に設けた運転室２５と、上部旋回体２６上に横置きに配置したエンジンルーム１とを備えている。また、上部旋回体２６の後部に設けたカウンタウエイト２７と、上部旋回体２６の前部に設けられブーム２１、アーム２２、及びバケット２３からなる掘削作業機であるフロントとを備えている。
【００３９】
上述した無限軌道履帯２４ａは左・右走行用油圧モータ２４ｂによって駆動され、上部旋回体２６はその中心部に設けた図示しない旋回用油圧モータにより下部走行体２４に対して旋回され、ブーム２１、アーム２２、及びバケット２３はそれらにそれぞれ設けたブームシリンダ２１ａ、アームシリンダ２２ａ、及びバケットシリンダ２３ａによって作動する。
【００４０】
なお、同図２中上述した油圧シリンダ２１ａ，２２ａ，２３ａ、旋回用油圧モータ、走行用の油圧モータ２４ｂ等の油圧アクチュエータは、エンジンルーム１内の図３に示すエンジン２により駆動される図示しない油圧ポンプから吐出された後、運転室２５内の操作者によって操作される操作レバーの操作に応じ制御弁装置が作動し流量及び方向が制御された圧油によって、駆動される。
【００４１】
上述したエンジンルーム１内には、図３に示すように、熱交換器５，６，７，８と、これら熱交換器５〜８の下流側に設けられたファンシュラウド４と、熱交換器５〜８を冷却する空気流の冷却風１５ａを生起する冷却ファン（軸流ファン）３とが備えられている。熱交換器５〜８は軸流ファン３の前段上流側に配置され、詳細には例えば冷却風１５ａの流れ方向に沿って上流側に設けられたインタークーラ５及びコンデンサ８と、下流側に設けられたラジエータ７と、その中間に設けられたオイルクーラ６とを含んでいる。インタークーラ５はエンジン２のシリンダヘッドへ供給される燃焼用圧縮吸入空気を予め冷却し、オイルクーラ６はインタークーラ５の下流側に隣接して前述した油圧アクチュエータ２１ａ，２２ａ，２３ａ，２４ｂ等を駆動するための作動油を冷却し、ラジエータ７はオイルクーラ６のさらに下流側で冷却風１５ａの流れ方向最下流側に位置しエンジン２の冷却水を冷却し、コンデンサ８は運転室３に設けるエアコン用に供される。
【００４２】
また、上述したエンジンルーム１の外郭を構成するエンジンカバー１３には、外部から冷却風１５ａを取り入れ軸流ファン３に導入する吸気口１２ｄと、軸流ファン３から吹き出された冷却風１５ａを外部に排出する排気口１３とがそれぞれ設けられている。
【００４３】
また、上述したエンジン２のクランク軸９にはプーリ９ａが固定されており、さらにそのクランク軸９の上方には補助回転軸２ａが軸流ファン３の軸と共通してエンジン２内に臨むように設けられている。補助回転軸２ａのエンジン２内の端部にはラジエータ７に図示しない配管を介してエンジン冷却水を循環させる水ポンプが連結されている。エンジン２の熱交換器５〜８と反対側には図示しない油圧ポンプが設けられ、エンジン２に連結されてその駆動力によって駆動される。なおエンジンルーム１内の熱交換器５〜８より上流側にはエンジン２の起動電流供給用のバッテリ１１が配置される。
【００４４】
また、上述したファンシュラウド４は、ラジエータ７の下流側に固定された略箱形形状の前部すなわちボックスシュラウド部４ａと、このボックスシュラウド部４ａのさらに下流側に位置し軸流ファン３の径方向外周側を覆うように配置され開口面積が冷却風の流れ方向に連続的に縮小した後連続的に拡大する略ベルマウス形状の後部すなわちシュラウド本体４ｂとから形成されており、軸流ファン３で生起される冷却風１５ａをその吸い込み側に導入する。ボックスシュラウド部４ａはラジエータ７の運転室３から見て右側の冷却風１５ａ下流側に固定されており、シュラウド本体４ｂの冷却風１５ａ下流側に安全性確保用のファンガード１４が設けられている。
【００４５】
また、上述した軸流ファン３は、図３に示すようにクランク軸９からの駆動力が伝達される補助回転軸２ａに固定されたボス３ａとこのボス３ａまわりに固定された複数枚の羽根３ｂとを備え、補助回転軸２ａの回転によって回転駆動されて同図３中右方向への冷却風１５ａを生起する。補助回転軸２ａにはクランク軸９のプーリ９ａに対応する位置となるようにプーリ２ｂが固定され、プーリ９ａとプーリ２ｂとの間にはベルトすなわちファンベルト１０が掛け渡される。
【００４６】
また軸流ファン３は、図４に示すように、そのファン外径Ｄ2とファンボス径Ｄ1の比であるボス比Ｄ1／Ｄ2が０．４５≦Ｄ1／Ｄ2≦０．５５となるように構成されており、また図５に示すように羽根３ｂは５枚備えられており、各羽根３ｂは周方向に不等ピッチすなわち不等間隔で配列されている。また、図６に示す各羽根３ｂの出口角βは４３．５°以上５６．５°以下となっており、図７に示すように各羽根３ｂの翼端部には、圧力面３ｄ及び負圧面３ｅのうち圧力面３ｄ側に凸となる円弧状形状部３ｃが設けられている。なお、翼端部はこの円弧状形状部３ｃに限られず、例えば図８に示すように、圧力面３ｄ側のエッジを削るように欠落させたテーパ形状部３ｃ′を設けてもよい。
【００４７】
このように構成した本実施形態の動作は以下の通りである。油圧ショベルの作業時において、エンジン２を駆動すると、クランク軸９の回転がプーリ９ａ、ファンベルト１０、及びプーリ２ｂを介して補助回転軸２ａに伝達される。これによって、水ポンプが駆動されてラジエータ７の冷却水が循環されるとともに、軸流ファン３が駆動されて回転する。この軸流ファン３の回転によってエンジンルーム１外の空気が吸気口１２からエンジンルーム１内に導入され、冷却風１５ａとなって上流側から流入しインタークーラ５、コンデンサ８、オイルクーラ６、及びラジエータ７を冷却する。この冷却風１５ａはその後ラジエータ７の下流側にあるファンシュラウド４の内部を通過して絞られ、軸流ファン３の吸込側に導かれるいわゆる吸い込み冷却方式となっている。その後、軸流ファン３から吹き出された冷却風１５ａは、軸流ファン３の下流側にあるエンジン２及び油圧ポンプ等を冷却した後、排気口１３からエンジンルーム１の外部に放出される。
【００４８】
このように構成した第１の実施形態においては、上述したように軸流ファン３の各羽根３ｂの出口角βを４３．５°以上５６．５°以下とし、また羽根３ｂの枚数を５枚とすることにより、エンジンルーム１内で運転したときの軸流ファン３の動作点を従来よりも低流量側に移行させ、これによって騒音を十分に低減することができる。このことを以下順次説明する。
【００４９】
まず、本発明者等は、軸流ファン３の各羽根３ｂの出口角βを変化させたときの騒音への影響を調べるために、騒音特性実験を行った。すなわち、上述した実施形態における軸流ファン３とほぼ同様の軸流ファンを用い、出口角β＝５０°，５４°，５８°の３種類の場合について種々流量を変えてそれぞれ騒音特性実験を行った。図９（ａ）及び図９（ｂ）はその結果を示したものであり、前述の図１５（ａ）及び図１５（ｂ）と同様、横軸が流量を示し、縦軸は図９（ａ）がファン騒音、図９（ｂ）が静圧を示している。なお、出口角βの変化によって設計点の流量ＱD、静圧ＰDを達成するファン回転数が若干変化するが、ここでは設計点での流量ＱD、静圧ＰDを達成するそれぞれの回転数での性能を示している。
【００５０】
図９（ａ）及び図９（ｂ）に示すように、各特性曲線は概略的にはそれぞれ前述の図１５（ａ）及び図１５（ｂ）に示した特性曲線とほぼ同様の特性を示している。詳細には、出口角βを小さくするほど、全体に特性曲線が低流量側にスライドする挙動となっている。この結果、設計流量ＱDの位置すなわち動作点で比較すると、従来構造にほぼ相当する出口角β＝５８°の場合は、図１５（ａ）を用いて前述した極小点（前述のＣ点にほぼ相当）より低流量側の高騒音値領域（前述のＤ点にほぼ相当）に動作点が位置することとなるため比較的騒音値が高い（図９（ａ）中のＳL）が、出口角β＝５０°の場合は前述した極小点（前述のＣ点にほぼ相当）に動作点が位置することとなって騒音値が低くなり、出口角５４°の場合はその中間となっていることがわかる（図９（ａ）中のＳL′）。
【００５１】
ここで、出口角βを変化させるときに上述のように設計点を達成するためのファン回転数を変えているが、その回転数変化は小さく、回転数変化による騒音レベルの変化は非常に小さい。したがって、上記特性曲線のスライド分だけ騒音低減効果を得られることとなり、例えば図９（ａ）で見ると、出口角βを５８°から５４°に変えることでΔＳＬ＝ＳＬ―ＳＬ’の騒音低減効果が得られることがわかる。
【００５２】
図１０は、図９に示したデータを、横軸に出口角β、縦軸に騒音レベルとして書き直して示したものである。図１０に示すように、出口角βを従来構造の５８°から小さくしていくにつれて、騒音レベルが低減されることがわかる。なお、出口角５０°以下の部分については実測データはないが、前述したように、出口角５０°の場合はファン動作点が前述の特性曲線上における騒音極小値にほぼ一致していたことから、出口角βを５０°以下にするとファン動作点が上記極小点よりも極大点側に移行し同図１０に破線で示すように騒音が上昇するものと考えられる。
【００５３】
ここで、上記軸流ファンの特性曲線のシフトに寄与する他のパラメータとして後述する羽根枚数や、弦節比等も考えられるが、出口角単独でみた場合には、本発明者等は、概ねこの実験結果で示された出口角β＝５０°が最適値であり、実用上この最適値における騒音値に３ｄＢを加えた騒音値までが十分な低騒音化を図れる許容範囲であると判断した。この結果、本願発明の騒音低減効果を得るための出口角βの範囲は、上記騒音範囲に対応した、β＝４３．５°〜５６．５°であることがわかった。
【００５４】
前述した実施形態においては、軸流ファン３の各羽根３ｂの出口角βの大きさを、４３．５°≦β≦５６．５°としており、β＝５８°としていた従来構造に比べて、十分な騒音低減を図ることができる。
【００５５】
一方、従来ある一般的な土木・建設機械のエンジン冷却装置においては、そのファン回転軸方向における寸法に対する制約が厳しく、薄型で送風性能を確保するために羽根の枚数を例えば８枚程度と比較的多くしている。しかしながら、羽根枚数増加によって見込める性能改善の多くは高流量側で得られるものであり、前述したように土木・建設機械のエンジン冷却装置の動作点は比較的中流量領域から低流量領域であるため、羽根枚数増加によって見込めるファン性能改善効果は小さい。その一方で、羽根（翼）の枚数を減らすことは、翼出口での流れが翼に沿い難くなって実質的に流れの流出角が小さくなるため、ファン特性の移動という観点からは、前述の出口角を小さくするのと同等の効果が得られる。
【００５６】
本発明者等は、以上の検討に基づき、土木・建設機械のエンジン冷却装置に用いるファンの羽根枚数としては、従来構造の８枚よりも少ない５枚以下とするのが望ましいと判断した。
【００５７】
前述した実施形態においては、軸流ファン３の羽根３ｂの枚数は５枚となっているので、例えば８枚としていた従来構造に比べて、十分な騒音低減を図ることができる。
【００５８】
上述した２つの作用により実現できる、この実施形態によるエンジン冷却装置の軸流ファン３の特性の一例を図１（ａ）及び図１（ｂ）に示す。
【００５９】
図１は、前述の図１５（ａ）及び図１５（ｂ）と同様、横軸が流量を示し、縦軸は図１（ａ）がファン騒音、図１（ｂ）が静圧を示している。
【００６０】
図１（ａ）及び図１（ｂ）に示すように、特性曲線１６′，１７′は概略的にはそれぞれ前述の図１５（ａ）及び図１５（ｂ）に示した特性曲線１６，１７とほぼ同様の挙動を示しているが、全体に低流量側にスライドする挙動となっている。この結果、設計流量ＱD及び静圧ＰDの位置すなわち動作点は、極小点であるＣ点と騒音値が高いＤ点との間で、かつ極小点Ｃに比較的近いところに位置しており、この結果、動作点がＤ点に位置していた従来構造よりも低騒音化を達成していることがわかる。
【００６１】
また、このようにしてファン動作点を従来構造よりも高流量側に移行させた場合であっても、前述したようにＣ点より左側（低流量側）ではほぼ完全に遠心流れとなっているため、動作点においても遠心流れの挙動は維持されている。したがって、従来構造同様、ファン下流側にエンジン２等の流路にとっての障害物が近接されている場合でも冷却風１５ａがそれらを避けるように流れるため、その箇所での圧力損失増大を防止できる効果を確保できる。
【００６２】
但し、圧力損失変化に対する軸流ファン３の騒音変化は、従来構造のようにＤ点に動作点がある場合より本実施形態のように動作点が点Ｃ〜点Ｄの間にある場合のほうが大きくなる。しかしながら、土木・建設機械のエンジン冷却装置は、元来システム全体の圧力損失が高レベルであり、使用状況によって変化する圧力損失（熱交換器へのゴミ詰まり等）はそれに比べれば十分小さいこと等を考えれば、本実施形態の動作点における使用においても騒音の変化は小さく、十分安定して低騒音化を達成できる。
【００６３】
一方、図１（ａ）において、軸流ファン３の動作点における騒音値が従来構造に対応するＤ点の騒音値よりも小さければ、少なくとも従来構造より低騒音化を図れることから、本願発明者等は、騒音特性曲線１６′において本発明の効果を得られる範囲を規定するにあたり、次の２つの規定方法のうちいずれか１つを満足すれば実際上十分に効果を得られると判断した。
▲１▼動作点が極大点であるＢ点よりも低流量側（図上左側）に位置し、かつその動作点における騒音値が上記Ｂ点における騒音値以下となるような場合（図１（ａ）中における範囲ア）。
▲２▼動作点の騒音値が、極小点であるＣ点における騒音値に３ｄＢを加えた値以下となる場合（図１（ａ）中における範囲イ）
なお、上記▲１▼▲２▼のうち、極小点であるＣ点より高流量側の部分に関しては、点Ｃと点Ｂとの間、及び点Ｃと点Ｄとの間では後者の範囲のほうが騒音変化が緩やかであり圧力損失変化に対する騒音変化量が比較的小さいこと、及び前者の範囲はファンによっては静圧が右上がりの流体機械として不安定な領域となることがある等が懸念される場合もある。このような場合には、より好ましくは、後者の範囲、すなわち極小点であるＣ点より低流量側の部分（図１（ａ）中における範囲ウ及びエ）で使用するのが好ましく、言いかえればこの範囲は本発明の効果をさらに確実かつ十分に得られる領域である。
【００６４】
また、この実施形態によれば、以上説明した騒音特性曲線のシフトによる騒音低減という基本効果に加え、以下のような効果も得ることができる。
【００６５】
（１）ボス大型化による逆流防止効果
既に述べたように、従来ある一般的な土木・建設機械のエンジン冷却装置では圧力損失が高く、図１１に示すようにファン下流のボス３ａ側で逆流１５ｂを発生しており、一度ファンの羽根３ｂから流出した流れが、また羽根３ｂ側に侵入してくるため、流れが乱れ、騒音増大の一因となっていた。
【００６６】
上記実施形態の軸流ファン３においては、この部分の逆流を抑制するために、図４に示すように、逆流領域に相当する部分までボス３ａの大きさを径方向外周側に拡大してボスの径Ｄ1をより大きくし、上記逆流がボス３ａへ侵入する空間をなくすあるいは大幅に縮小すればよい。本願発明者等の実験検討によれば、ファン外径Ｄ2とファンボス径Ｄ1の比であるボス比Ｄ1／Ｄ2を概ね０．５程度とすれば逆流の発生を抑制できることが分かった。したがって、本願発明者等は、逆流による乱れの発生を抑制できる範囲として、多少の余裕を見てボス比Ｄ1／Ｄ2を０．４５以上とすればよいと判断した。
【００６７】
このとき、ボス比Ｄ1／Ｄ2を過度に大きくすると、ボス３ａより径方向外周側の羽根３ｂの部分が小さくなりすぎてファンとしての本来の昇圧機能が阻害される可能性が生じるため、本発明者等は、昇圧機能が阻害されない範囲として、ボス比Ｄ1／Ｄ2の最適値０．５と前述の０．４５との差０．０５と同一の幅を加味して、ボス比Ｄ1／Ｄ2を０．５５以下とすればよいと判断した。
【００６８】
上記実施形態では、ボス比Ｄ1／Ｄ2を０．４５以上０．５５以下としているので、ファン本来の昇圧機能を確保しつつ、逆流を抑制してさらに騒音低減を図ることができる。
【００６９】
（２）翼端形状による乱れ発生防止効果
前述したように、通常土木・建設機械のエンジン冷却装置においては、軸流ファン３における冷却風１５ａの流れは軸流流れというよりもむしろ遠心流れに近い状態となっており、軸流ファン３から流出する流れは各羽根３ｂにおいて翼端の後縁部から遠心方向に流れている。それに伴い、翼端部において圧力面３ｄ側から負圧面３ｅ側に流れる漏れ流れが土木・建設機械以外に適用される通常の軸流ファンよりも多く存在する。例えば、図１２に示すように従来構造の軸流ファンの翼端部では、上記の漏れ流れ１９が翼端部を通過するときに略角型の翼端部３ｃ″のエッジ部によって強い乱れが発生し、騒音増大に大きく寄与する。
【００７０】
これに対し、上記実施形態においては、前述の図７あるいは図８に示すように、各羽根３ｂの翼端部に圧力面３ｄ側に凸となる円弧状形状部３ｃ又はテーパ形状部３ｃ′が設けられていることにより、翼端部分において圧力面３ｄ側から負圧面３ｅ側に流れる漏れ流れ１９をより滑らかに導き、翼端部通過時に発生する乱れを低減できるので、これによってもさらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【００７１】
図１３はこの効果の一例を示す図であって、先に述べた図１（ａ）や図９（ａ）と同様、横軸に流量、縦軸にファン騒音レベルをとって表したものであり、上記円弧形状部（いわゆるＲ）３ｃを設けた場合のファン騒音特性曲線を、円弧形状部のない従来構造の騒音特性曲線と対比させて示している。
【００７２】
図１３に示すように、翼端部に円弧状形状部３ｃを設けることによりほぼ全流量領域で騒音が低減されており、特に本発明で使用する騒音極小値（図１（ａ）におけるＣ点に相当）の左側の領域で効果が大きいことがわかる。
【００７３】
（３）ファンシュラウドによる乱れ低減効果
上記実施形態においては、既に述べた土木・建設機械のエンジン冷却装置固有の流路の特徴を考慮し、ファンシュラウド４をその下流側においても滑らかに拡大するベルマウス形状とすることにより、冷却風流れ１５ａを滑らかにファン上流側に導くと共に、上述したような遠心流れに近い挙動の冷却風流れを阻害することなくよりスムーズにファン下流側に導くことができるので、ファンの騒音をさらに確実に低減することができる。
【００７４】
また、上記以外にも、ベルマウス形状のファンシュラウド４とすることには以下のような意義もある。すなわち、一般に、土木・建設機械のエンジン冷却装置においては、ファンの上流側にファンと同等かそれより大きな熱交換器（上記実施形態の例ではオイルクーラ６やラジエータ７等）を有しており、その熱交換器で整流された流れがファンに流入する。したがって、その整流された流れを極力乱すことなくファンに導くことが静音化のためには重要である。また、ファン上流側で流れに不均一があると、ファンに流入しやすい箇所の翼では高流量側の動作点の流れ状態になっていて、流入し難い箇所の翼では低流量側の動作点の流れ状態になっているものと考えられる。
【００７５】
ここで、上記実施形態においては、図１（ａ）を用いて前述したように、静音化に有効な流量範囲（前述の範囲アや範囲イ等）がそれほど広いとは言えず、ファン流量の広い範囲でできればほぼ全域において極力流れの状態が一定であることが好ましい。したがって、上流側から徐々に流路面積を小さくしていってファンに滑らかに空気を導き、ファン上流側での流れの不均一を生じ難いベルマウス型のファンシュラウド４がより好適であると言える。
【００７６】
（４）羽根の風切り音低減効果
例えば前述の各羽根３ｂの出口角βや羽根枚数の低減、さらに上記（１）〜（３）等によって低騒音化が達成された後は、ファンの羽根音が目立つようになるので、聴感への影響が問題となる。
【００７７】
ファン羽根の風切り音は羽根枚数×ファン回転数の整数倍の周波数特性を有するが、この風切り音は離散周波数の音であるために聴感上問題とされており、これを低減する方策も求められている。人間の聴覚能力は周波数によって変化し、特に１０００ヘルツ以下の低周波数の音に関しては周波数が低くなるほど感度が鈍くなる。そこで、絶対的な騒音レベル値［ｄＢ］をこの人間の感覚により合致させるため、騒音レベル値に聴感補正におけるＡ補正を行って騒音評価するのが一般的である。羽根の枚数が多いと同じファン回転数でも羽根の風切り音の周波数が増大して人間の感覚が鋭敏な高周波数領域となるため、Ａ補正を行っても騒音レベルはそれほど減少せず、聴感もあまり改善されることがない。
【００７８】
上記実施形態によれば、軸流ファン３の羽根３ｂの枚数を従来構造より少ない５枚とするので、風切り音の周波数を低周波数側に移行させ、聴感を改善することができる。
【００７９】
また、特に羽根３ｂの枚数を５枚とすることはさらに別の効果もある。すなわち、上述したようにファン騒音を構成する羽根の風切り音は羽根枚数×ファン回転数の整数倍の周波数特性を有するが、この風切り音が、エンジンの燃焼に伴い発生する例えば爆発音と共鳴するような周波数となるといわゆるうなり音が生じて、騒音がさらに増大することとなる。通常、土木・建設機械には４気筒あるいは６気筒エンジンが用いられることから、羽根枚数が２の倍数あるいは３の倍数となると上記うなり音が生じやすくなり、特に土木・建設機械の運転室内での聴感上において大きな騒音を与える。上記実施形態においては羽根３ｂの枚数を４枚や６枚等とせず５枚とすることにより、上記うなり音の発生を防止することができる。
【００８０】
（５）羽根の不等ピッチ配列による効果
上記（４）でも既に述べたが、ファン騒音を構成する羽根の風切り音は、１枚の羽根においてファン回転数に応じた周波数特性を有し、羽根が等ピッチで複数枚配置されている場合には、各羽根から発生する風切り音が同一周波数で重畳することにより、風切り音全体がファン回転数×羽根枚数で規定される比較的高い周波数で発生し聴感上耳障りな音に聞こえやすくなると共に、この特定の高い周波数において騒音のレベル自体が卓越して大きくなる。
【００８１】
そこで、上記実施の形態では、軸流ファン３の羽根３ｂを周方向に不等ピッチで配列することにより、風切り音全体の周波数をファン回転数のみで規定される比較的低い周波数として前述のように聴感を向上できると共に、各羽根３ｂからの風切り音の周波数特性が分散することによって特定の周波数において上記騒音レベルが卓越することを防止できる。この結果、さらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【００８２】
なお、以上は本発明を油圧ショベルのエンジンルームに適用した場合を例にとって説明したが、これに限られず、クレーン、自走式破砕機、ホイールローダ等、他の土木・建設機械のエンジン室に適用してもよい。これらの場合も、同様の効果を得られることは言うまでもない。
【００８３】
【発明の効果】
以上のように、本発明の請求項１に係る発明によれば、軸流ファンを、動作点が騒音特性曲線上の極大点よりも低流量側で、かつ動作点における騒音値が上記極大点における騒音値以下となるように構成することにより、少なくとも、極小点より低流量側で極大点より騒音値が高くなった点に動作点があった従来構造に比べて、騒音を十分に低減することが可能となる。
【００８５】
また特に、出口角の上限を５６．５°以下とするとともに出口角の下限を４３．５°以上とし、かつ上記軸流ファンの羽根枚数を５枚とすることで、上述した動作点位置を確実に実現することができ、上記騒音低減特性を備えた構成を確実に実現することができる。
【００８７】
また特に、請求項２に係る発明によれば、逆流がボスへ侵入する空間をなくすあるいは大幅に縮小して逆流による乱れの発生を抑制し、さらに昇圧機能の低下を防止できる結果、ファン本来の昇圧機能を確保しつつ逆流を抑制してさらに騒音低減を図ることができる。
【００８８】
また特に、請求項３に係る発明によれば、冷却風流れを滑らかにファン上流側に導くと共に、上述したような遠心流れに近い挙動の冷却風流れを阻害することなくよりスムーズにファン下流側に導くことができるので、ファンの騒音をさらに確実に低減することができる。
【００８９】
また特に、請求項４に係る発明によれば、風切り音全体の周波数をファン回転数のみで規定される比較的低い周波数として聴感を向上できると共に、各羽根からの風切り音の周波数が分散することによって特定の周波数における上記騒音レベルの卓越を防止できるので、さらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【００９０】
また特に、請求項５に係る発明によれば、ファンの各羽根の翼端部において圧力面側から負圧面側に流れる漏れ流れをより滑らかに導き、翼端部通過時に発生する乱れを低減できるので、さらに確実に騒音低減効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の土木・建設機械のエンジン冷却装置の一実施形態によるエンジン冷却装置の軸流ファンの騒音特性曲線及び静圧特性曲線の一例を示す図である。
【図２】本発明の土木・建設機械のエンジン冷却装置の一実施形態が適用される建設機械の一例である油圧ショベルの全体外観構造を表す斜視図である。
【図３】図２に示す実施形態の構成を表す側断面図である。
【図４】図３に示す軸流ファンを抽出して示す図である。
【図５】図４に示す軸流ファンの要部構造を示す斜視図である。
【図６】図５中Ｅ−Ｅ断面による横断面図である。
【図７】図５中Ｆ−Ｆ断面による横断面図である。
【図８】図７に示す第１の実施形態の変形例の翼端部におけるテーパ形状部の横断面図である。
【図９】軸流ファンの各羽根の出口角を変化させたときの騒音への影響を調べる騒音特性実験の結果である騒音特性曲線及び静圧特性曲線を示す図である。
【図１０】図９に示したデータを、横軸に出口角、縦軸に騒音レベルとして書き直して示した図である。
【図１１】従来構造におけるファン下流のボス側においてファンから流出した流れが逆流して羽根内部に侵入してくる挙動を表す図である。
【図１２】従来構造における漏れ流れが翼端部を通過するときに強い乱れが発生する挙動を表す図である。
【図１３】図２に示す実施形態によるエンジン冷却装置における、翼端部通過時に発生する乱れを低減できる効果の一例を示す図である。
【図１４】従来構造による土木・建設機械のエンジン冷却装置の構成を表す側断面図である。
【図１５】従来構造による土木・建設機械のエンジン冷却装置の軸流ファンの騒音特性曲線及び静圧特性曲線の一例を示す図である。
【符号の説明】
１エンジンルーム（エンジン室）
２エンジン
３軸流ファン
３ａボス
３ｂ羽根
３ｃ翼端部
３ｃ′ 円弧状形状部
３ｃ″ テーパ形状部
３ｄ圧力面
３ｅ負圧面
４ファンシュラウド
５インタークーラ（熱交換器）
６オイルクーラ（熱交換器）
７ラジエータ（熱交換器）
８エアコンのコンデンサ（熱交換器）
１５ａ冷却風の流れ
１５ｂ冷却風の逆流
１６ファン騒音特性曲線
１７ファン静圧特性曲線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an engine cooling device for civil engineering / construction machinery such as a hydraulic excavator, and more particularly to an engine cooling device for civil engineering / construction machinery that cools a plurality of heat exchangers arranged in an engine room with cooling air generated by an axial fan. About.
[0002]
[Prior art]
For example, Japanese Patent Laid-Open No. 10-103065 discloses a conventional technique related to an engine cooling device for civil engineering and construction machinery.
[0003]
FIG. 14 is a side sectional view showing the configuration of the engine cooling device for the civil / construction machine according to the prior art.
[0004]
The prior art engine cooling device shown in FIG. 14 includes a plurality of heat exchangers provided in an engine room 1 of a civil engineering / construction machine, that is, a radiator 7 through which cooling water for cooling the engine 2 flows, and hydraulic equipment (not shown). An oil cooler 6 through which hydraulic oil that has become hot due to operation flows, an intercooler 5 through which supercharged air that is supercharged to the engine 2 by a turbocharger (not shown), a condenser 8 of an air conditioner, and these heat exchangers 5 to 8 And an axial fan 3 that is provided on the downstream side and generates cooling air for cooling the heat exchangers 5 to 8, and the rotational driving force from the crankshaft 9 of the engine 2 is supplied to the axial fan via the fan belt 10. By transmitting to 3 and rotating, outside air, that is, cooling air is introduced from the outside of the engine room 1 through the intake port 12 to generate cooling air. The generated cooling air passes through each of the heat exchangers 5 to 8 to be cooled, and is throttled by a fan shroud 4 provided further downstream of the most downstream heat exchanger, that is, the radiator 7 to be axially flowed. Guided to the fan 3. The cooling air blown out from the axial fan 3 further passes around the engine 2 and a hydraulic pump (not shown) to cool them, and is then discharged to the outside of the engine room 1 through the exhaust port 13.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In general, propeller fans, which are axial flow fans, are originally designed to achieve high performance within the range in which axial flow is maintained. In this state, high efficiency and low noise are achieved. Yes. However, in the engine cooling apparatus for civil engineering and construction machinery according to the above-described prior art, the pressure loss is usually very large because the cooling air is sent to the plurality of heat exchangers 5 to 8 and the like. As shown in FIG. 14 described above, the flow of air flowing through 3 is close to a centrifugal flow rather than an axial flow.
[0006]
FIG. 15A and FIG. 15B are graphs showing noise characteristic curves of the axial fan 3 in the engine cooling device for the civil engineering / construction machine of the prior art described above. The horizontal axis represents the flow rate, and the vertical axis represents fan noise in FIG. 15A and static pressure in FIG. 15B. Moreover, the broken line 18 in FIG.15 (b) has shown the resistance curve of the whole engine cooling device.
[0007]
As shown in FIG. 15 (a), the fan noise characteristic curve 16 has a minimum noise value in the high flow side region A, which is an ideal axial flow state, and increases as the flow rate decreases. The noise level changes rapidly as the point B is approached. In this case, as shown in FIG. 14, the main flow 15 a flowing out from the axial fan 3 is limited to the vicinity of the blade tip of the axial fan 3, while a reverse flow 15 b is generated in the vicinity of the boss 3 a on the downstream side of the axial fan 3. In addition, since the flow that has once flown out of the axial fan 3 enters the axial fan 3 again, it contributes to an increase in noise. Such a change in flow behavior causes the noise to increase rapidly and reaches a maximum point at point B. When the flow rate further decreases from point B, the noise once decreases to point C, which is the minimum point, but its flow range is narrow, and when the flow rate further decreases from point C, the noise increases rapidly again, and the noise at point B is increased. The vicinity of point D higher than the value is reached. That is, as the flow rate decreases from the high flow rate side region A, the air flow gradually changes from the axial flow to the centrifugal flow, and the centrifugal flow is almost entirely over the low flow rate side from the minimum point C. In addition, after the point D, the increase rate of the noise becomes gentler than before, and even if the flow rate is decreased, the noise value does not change so much and becomes a stable and relatively high value.
[0008]
In the engine cooling apparatus for civil engineering and construction machinery according to the above-described prior art, the operating point of the fan of the axial flow fan 3 is normally near the point D in the noise characteristic curve 16 in FIG. 15A (static in FIG. 15B). In the pressure characteristic curve 17, which is a point of the flow rate QD and static pressure PD), which is much lower than the stable axial flow range where high performance can be obtained (for example, near the point A in FIG. 15A). Therefore, the noise level SL is relatively high.
[0009]
In recent years, there has been a strong demand for noise reduction from civil engineering and construction machinery to the surrounding environment based on changes in the working environment and the surrounding environment. In Japan, the Ministry of Construction's low noise and ultra low noise civil engineering and construction Receiving the designation of the machine is a big selling point in business, and overseas, it is an urgent need to develop civil engineering and construction machinery with noise standards that pass the European noise regulations. In view of such a recent trend, the cooling device according to the above prior art is not necessarily sufficient in terms of noise reduction, and there is room for further improvement.
[0010]
The present invention has been made in view of the actual situation in the above-described prior art, and an object thereof is to provide an engine cooling device for civil engineering / construction machinery that can sufficiently reduce the noise of a cooling fan.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
  To achieve this object, the invention according to claim 1 of the present invention includes at least one heat exchanger provided in an engine room of a civil engineering / construction machine, and the heat exchange provided on the downstream side of the heat exchanger. In an engine cooling apparatus for civil engineering and construction machinery having an axial fan that generates cooling air for cooling the vessel, the exit angle of each blade provided in the axial fan is set to 43.5 ° or more and 56.5 ° or less.By setting the number of blades of the axial fan to five, a noise characteristic curve in which the fan passage flow rate is represented on the horizontal axis and the fan noise is represented on the vertical axis under the condition of a constant rotation speed, the shaft in the engine room The operating point of the flow fan is located on the lower flow rate side than the maximum point of noise generated by the flow changing from the axial flow to the centrifugal flow as the fan passage flow rate decreases, and the noise value at the operating point is It is configured to be below the noise level at the maximum point.It is.
[0012]
The noise characteristics at the same rotation speed of the axial fan in the engine room of civil engineering and construction machinery become the minimum value in the high flow rate region, which is the ideal axial flow state, and increases as the flow rate decreases further. As the flow gradually changes from axial flow to centrifugal flow, the noise level reaches a maximum. If the flow rate further decreases from this maximum point, the noise once decreases and becomes a minimum point, but the flow rate range is narrow, and if the flow rate further decreases from the minimum point, the noise increases rapidly again and is higher than the noise value at the maximum point. Increase to. From this point on, the rate of increase in noise is moderate compared to the previous level, and even if the flow rate is reduced, the noise value does not change much and is stably a relatively high value.
[0013]
  Therefore, the invention according to claim 1 of the present invention.In the lightThe axial flow fan is configured such that the operating point is on the lower flow rate side than the maximum point, and the noise value at the operating point is equal to or lower than the noise value at the maximum point. As a result, noise can be reduced as compared with the conventional structure having an operating point at least at a flow rate lower than the minimum point and a noise value higher than the maximum point.
[0014]
  Also preferably,The operating point of the axial fan in the noise characteristic curve is located further on the low flow rate side than the minimum point located on the low flow rate side of the maximum point.Configure to.
[0015]
  Configured like thisIfBy setting the operating point of the fan not on the point between the maximum point and the minimum point but on the low flow rate side of the minimum point, the noise of the fan can be further reliably reduced.
[0016]
  Also preferably, the aboveIn the noise characteristic curve, the noise value at the operating point in the engine room is the minimum located on the lower flow rate side of the maximum point of noise generated when the flow changes from the axial flow to the centrifugal flow as the fan flow rate decreases. A configuration in which the noise level at a point is 3 dB or less.To.
[0017]
  When configured in this wayBy configuring the axial fan so that the noise value at the operating point is equal to or less than the noise value at the above-mentioned minimum point +3 dB, the noise is increased at least from the minimum point and operated at the point where the noise value is higher than the maximum point. Compared with the conventional structure with points, the noise can be sufficiently reduced.
[0018]
  More preferably,The operating point of the axial fan in the noise characteristic curve is located on the lower flow rate side than the minimum point.Configure to.
[0019]
  When configured in this wayBy setting the operating point of the fan not on the point between the maximum point and the minimum point but on the low flow rate side of the minimum point, the noise of the fan can be further reliably reduced.
[0021]
  The noise characteristic curve of the axial fan described above tends to shift to the lower flow rate side as the outlet angle of each blade becomes shallower, and the operating point shifts to the higher flow rate side on the characteristic line even at the same flow rate. . Therefore, in the invention according to claim 1, by setting the upper limit of the exit angle to 56.5 ° or less which is smaller than 58 ° which is conventionally used as this kind, the operating point is lower than the minimum point in the conventional structure. The above-mentioned operating point position can be reliably realized by sliding the noise level rapidly toward the low flow rate side and sliding the noise value higher than the maximum point to the high flow rate side, that is, the minimum point side. it can. On the other hand, if the exit angle of the blade is made too shallow, the operating point slides too much toward the low flow rate, exceeds the minimum point, and further slides toward the maximum point side, increasing noise. In the invention which concerns on Claim 1, the lower limit of an exit angle shall be 43.5 degrees or more, and the operating point position which can prevent such an excessive slide and a noise increase can be implement | achieved reliably. Thus, in the invention according to claim 1, the configuration having the above-described noise reduction characteristics can be reliably realized.
[0023]
The noise characteristic curve of the axial fan described above shows that if the number of blades is reduced, the flow at the blade, that is, the blade outlet, becomes difficult to follow along the blade. As in the case described above, the entire operating point shifts to the low flow rate side, and the operating point shifts on the characteristic line to the high flow rate side.
[0024]
  Based on the above, claims1In the invention according to the invention, the operating point is slid to the high flow rate side, that is, the minimum point side by setting the number of blades to 5 or less, which is less than 8 normally used as this type.,UpThe operating point position described above can be realized with certainty, and the configuration having the noise reduction characteristics described above can be realized with certainty.
[0025]
Further, reducing the number of blades has the following effects. In other words, the wind noise of the blades that contribute to fan noise is a discrete frequency sound with frequency characteristics that is an integral multiple of the number of blades x the number of fan rotations, and this is a problem for hearing. There is also a need for measures to do this. Human auditory abilities vary with frequency, and for low-frequency sounds, the lower the frequency, the lower the sensitivity. Therefore, noise evaluation is performed with auditory correction to match the absolute noise level with human senses. It is common. If the number of blades is large, the frequency of blade wind noise increases even at the same fan speed, resulting in a high-frequency region where the human sense is sensitive, so A correction (reference: JIS C 1502 (1990) or JIS C 1505 (1988)) later noise level increases and worsens hearing. Therefore, the audibility can be improved by reducing the number of blades and setting the wind noise frequency to the low frequency side.
[0026]
  Further, the claims of the present invention2The invention according to claim1The invention according to the present invention is characterized in that a boss ratio D1 / D2, which is a ratio of the fan outer diameter D2 and the fan boss diameter D1 of the axial flow fan, satisfies 0.45 ≦ D1 / D2 ≦ 0.55.
[0027]
An axial fan in an engine room of a civil engineering / construction machine usually has a very large pressure loss because it sends cooling air to a plurality of heat exchangers, and the air flow is referred to as an axial flow as described above. Rather, it is close to centrifugal flow. For this reason, a phenomenon occurs in which the flow that once flows out of the fan flows backward on the boss side on the downstream side of the fan, that is, in the radial center side, and enters the blades.
[0028]
  Therefore, the claim2In the invention according to the present invention, the boss diameter D1 is made larger and the lower limit of the boss ratio D1 / D2, which is the ratio of the fan outer diameter D2 and the fan boss diameter D1, is set to 0.45. It is greatly reduced to suppress the occurrence of turbulence due to backflow. On the other hand, if the boss ratio D1 / D2 is excessively increased, the blade portion on the outer peripheral side in the radial direction from the boss becomes too small, which may impede the original boosting function as a fan. Claim2In the invention according to the above, by setting the upper limit of the boss ratio D1 / D2 to 0.55 or less, such a decrease in the boosting function can be prevented. As described above, the claims2In the invention according to the above, it is possible to further reduce noise by suppressing the backflow while ensuring the original boosting function of the fan.
[0029]
  Further, the claims of the present invention3The invention according to claim 1Or 2In this invention, the outer peripheral portion of the axial fan is covered with a bell mouth-shaped fan shroud that continuously expands after the opening area is continuously reduced in the flow direction of the cooling air.
[0030]
  Claim constructed in this way3In the invention according to the present invention, by making the fan shroud into a bell mouth shape, the cooling air flow is smoothly guided to the upstream side of the fan, and more smoothly without obstructing the cooling air flow having the behavior similar to the centrifugal flow as described above. Since it can be led to the downstream side of the fan, the noise of the fan can be further reliably reduced.
[0031]
  Further, the claims of the present invention4The invention according to claim 1 to claim 13In the invention according to any one of the above, the axial fan is characterized in that the blades are arranged at unequal pitches in the circumferential direction.
[0032]
  Wind noise of blades, which is a cause of fan noise, has frequency characteristics corresponding to the number of fan rotations in one blade, and is generated from each blade when a plurality of blades are arranged at an equal pitch. By superimposing the wind noise at the same frequency, the entire wind noise is generated at a relatively high frequency defined by the number of fan rotations × the number of blades, making it easier to hear an unpleasant sound and the noise level itself at a specific frequency. Is outstandingly large. Therefore, the claim4In the invention according to the above, by arranging the fan blades at an irregular pitch in the circumferential direction, the frequency of the entire wind noise can be improved as a relatively low frequency defined only by the fan rotation speed, and the audibility can be improved. Dispersion of the frequency of the wind noise can prevent the noise level from being superior at a specific frequency, so that the noise reduction effect can be obtained more reliably.
[0033]
  Further, the claims of the present invention5The invention according to claim 1 to claim 14In the invention according to any one of the above, the cross-sectional shape of the blade tip portion of each blade provided in the axial fan is an arc shape that protrudes toward the pressure surface side, or a tapered shape that lacks the pressure surface side. It is characterized by that.
[0034]
As described above, the axial fan in the engine room of a civil engineering / construction machine has a state in which the air flow is close to a centrifugal flow rather than an axial flow, and each blade has a radial direction from the trailing edge of the blade tip. And leaked. For this reason, the leakage flow that flows from the pressure surface side to the suction surface side is relatively large at the blade tip, and when this flow passes through the blade tip, a strong turbulence is generated by the edge of the blade tip, which increases noise. It is a factor.
[0035]
  Therefore, the claim5In the invention according to the present invention, the cross-sectional shape of the blade tip of each blade of the fan is an arc shape or a taper shape, so that the leakage flow flowing from the pressure surface side to the suction surface side can be guided more smoothly at the blade tip portion. Since the turbulence generated when passing through the part can be reduced, the noise reduction effect can be obtained more reliably.
[0036]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, embodiments of an engine cooling device for civil engineering / construction machinery according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0037]
2, 3, 4, 5, 6, and 7 are explanatory diagrams of an embodiment of an engine cooling device for a civil engineering / construction machine corresponding to the inventions according to claims 1 to 10 of the present invention. FIG. 2 is a perspective view showing an overall appearance structure of a hydraulic excavator as an example of a civil engineering / construction machine to which this embodiment is applied, and FIG. 3 is an example of an engine cooling device for the civil engineering / construction machine. FIG. 4 is a side sectional view showing the configuration of the embodiment, FIG. 4 is a view showing an extracted axial flow fan shown in FIG. 3, and FIG. 5 is a main structure of the axial flow fan shown in FIG. 6 is a perspective view, and FIG. 6 is a cylindrical cross-sectional view of the blade at an arbitrary radius around the rotation axis showing the shape of the blade provided in the axial fan shown in FIG. FIG. 7 is a diagram showing the shape of the blade tip of the blade provided in the axial fan shown in FIG. -F is a transverse sectional view cross section. In addition, in each figure, the same code | symbol is attached | subjected to the part equivalent to above-mentioned FIG.
[0038]
The hydraulic excavator shown in FIG. 2 has a lower traveling body 24 having an endless track crawler 24a on the left and right, an upper revolving body 26 that is turnable on the lower traveling body 24, and a front left side of the upper revolving body 26. A driver's cab 25 provided and an engine room 1 arranged horizontally on the upper swing body 26 are provided. Further, a counterweight 27 provided at the rear portion of the upper swing body 26 and a front as an excavating work machine including a boom 21, an arm 22, and a bucket 23 provided at the front portion of the upper swing body 26 are provided.
[0039]
The above-described endless track crawler belt 24a is driven by a left / right traveling hydraulic motor 24b, and the upper swing body 26 is swung with respect to the lower traveling body 24 by a swing hydraulic motor (not shown) provided at the center thereof. The arm 22 and the bucket 23 are actuated by a boom cylinder 21a, an arm cylinder 22a, and a bucket cylinder 23a provided to them.
[0040]
2, hydraulic actuators such as the hydraulic cylinders 21a, 22a, 23a, the turning hydraulic motor, and the traveling hydraulic motor 24b described above are driven by the engine 2 shown in FIG. After being discharged from the hydraulic pump, the control valve device is actuated in accordance with the operation of the operation lever operated by the operator in the cab 25, and is driven by the pressure oil whose flow rate and direction are controlled.
[0041]
In the engine room 1 described above, as shown in FIG. 3, heat exchangers 5, 6, 7 and 8, a fan shroud 4 provided on the downstream side of these heat exchangers 5 to 8, and a heat exchanger There is provided a cooling fan (axial fan) 3 that generates cooling air 15a of an air flow for cooling 5-8. The heat exchangers 5 to 8 are arranged upstream of the upstream side of the axial fan 3, and more specifically, for example, an intercooler 5 and a condenser 8 provided on the upstream side along the flow direction of the cooling air 15a, and a downstream side. The radiator 7 and the oil cooler 6 provided in the middle thereof are included. The intercooler 5 cools the compressed compressed intake air supplied to the cylinder head of the engine 2 in advance. The hydraulic oil for driving is cooled, the radiator 7 is located further downstream of the oil cooler 6 in the most downstream side in the flow direction of the cooling air 15 a to cool the cooling water of the engine 2, and the condenser 8 is provided in the cab 3. Served for air conditioning.
[0042]
Further, the engine cover 13 constituting the outline of the engine room 1 described above has an intake port 12d for introducing the cooling air 15a from the outside into the axial fan 3 and the cooling air 15a blown from the axial fan 3 to the outside. And an exhaust port 13 for discharging the gas.
[0043]
A pulley 9 a is fixed to the crankshaft 9 of the engine 2 described above, and the auxiliary rotary shaft 2 a faces the inside of the engine 2 in common with the shaft of the axial fan 3 above the crankshaft 9. Is provided. A water pump for circulating engine cooling water to the radiator 7 via a pipe (not shown) is connected to the end of the auxiliary rotating shaft 2a in the engine 2. A hydraulic pump (not shown) is provided on the opposite side of the engine 2 from the heat exchangers 5 to 8, and is connected to the engine 2 and driven by its driving force. A battery 11 for supplying a starting current for the engine 2 is disposed upstream of the heat exchangers 5 to 8 in the engine room 1.
[0044]
The above-described fan shroud 4 has a substantially box-shaped front portion fixed to the downstream side of the radiator 7, that is, a box shroud portion 4a, and a diameter of the axial flow fan 3 positioned further downstream of the box shroud portion 4a. An axial flow fan 3 is formed by a substantially bellmouth-shaped rear portion, that is, a shroud main body 4b, which is disposed so as to cover the outer peripheral side in the direction and continuously expands after the opening area is continuously reduced in the flow direction of the cooling air. The cooling air 15a generated in step 1 is introduced to the suction side. The box shroud portion 4a is fixed downstream of the cooling air 15a on the right side when viewed from the cab 3 of the radiator 7, and a fan guard 14 for ensuring safety is provided downstream of the cooling air 15a of the shroud body 4b. .
[0045]
The axial fan 3 described above includes a boss 3a fixed to the auxiliary rotating shaft 2a to which the driving force from the crankshaft 9 is transmitted and a plurality of blades fixed around the boss 3a as shown in FIG. 3b, and is rotationally driven by the rotation of the auxiliary rotating shaft 2a to generate the cooling air 15a in the right direction in FIG. A pulley 2b is fixed to the auxiliary rotating shaft 2a so as to be in a position corresponding to the pulley 9a of the crankshaft 9, and a belt, that is, a fan belt 10 is stretched between the pulley 9a and the pulley 2b.
[0046]
As shown in FIG. 4, the axial fan 3 is configured such that the boss ratio D1 / D2, which is the ratio of the fan outer diameter D2 and the fan boss diameter D1, is 0.45 ≦ D1 / D2 ≦ 0.55. Further, as shown in FIG. 5, five blades 3b are provided, and the blades 3b are arranged at unequal pitches, that is, at unequal intervals in the circumferential direction. Further, the outlet angle β of each blade 3b shown in FIG. 6 is 43.5 ° or more and 56.5 ° or less, and as shown in FIG. An arcuate shape portion 3c that is convex on the pressure surface 3d side of the pressure surface 3e is provided. The blade tip portion is not limited to the arcuate shape portion 3c, and for example, as shown in FIG. 8, a tapered shape portion 3c ′ that is omitted so as to cut the edge on the pressure surface 3d side may be provided.
[0047]
The operation of the present embodiment configured as described above is as follows. When the engine 2 is driven during the operation of the hydraulic excavator, the rotation of the crankshaft 9 is transmitted to the auxiliary rotating shaft 2a via the pulley 9a, the fan belt 10, and the pulley 2b. As a result, the water pump is driven to circulate the cooling water of the radiator 7, and the axial fan 3 is driven to rotate. The rotation of the axial flow fan 3 causes air outside the engine room 1 to be introduced into the engine room 1 from the intake port 12 and flows into the cooling room 15a from the upstream side to enter the intercooler 5, the condenser 8, the oil cooler 6, and The radiator 7 is cooled. The cooling air 15 a is then throttled through the inside of the fan shroud 4 on the downstream side of the radiator 7, and is a so-called suction cooling system that is guided to the suction side of the axial fan 3. Thereafter, the cooling air 15 a blown from the axial fan 3 cools the engine 2, the hydraulic pump, and the like on the downstream side of the axial fan 3, and is then discharged from the exhaust port 13 to the outside of the engine room 1.
[0048]
In the first embodiment configured as described above, as described above, the exit angle β of each blade 3b of the axial fan 3 is 43.5 ° or more and 56.5 ° or less, and the number of blades 3b is five. As a result, the operating point of the axial fan 3 when operating in the engine room 1 is shifted to a lower flow rate than in the prior art, so that noise can be sufficiently reduced. This will be sequentially described below.
[0049]
First, the present inventors conducted a noise characteristic experiment in order to investigate the influence on noise when the exit angle β of each blade 3b of the axial fan 3 is changed. That is, an axial flow fan that is substantially the same as the axial flow fan 3 in the above-described embodiment is used, and noise characteristics experiments are performed for each of the three types of outlet angles β = 50 °, 54 °, and 58 ° with various flow rates changed. It was. 9 (a) and 9 (b) show the results. Like FIG. 15 (a) and FIG. 15 (b), the horizontal axis indicates the flow rate, and the vertical axis indicates FIG. a) shows fan noise, and FIG. 9B shows static pressure. In addition, although the fan rotation speed which achieves the flow rate QD and static pressure PD of a design point changes a little with the change of exit angle | corner (beta), here, in each rotation speed which achieves the flow rate QD and static pressure PD at a design point, Shows performance.
[0050]
As shown in FIGS. 9 (a) and 9 (b), each characteristic curve is roughly similar to the characteristic curve shown in FIGS. 15 (a) and 15 (b). ing. Specifically, the characteristic curve slides toward the lower flow rate as the outlet angle β is decreased. As a result, when compared with the position of the design flow rate QD, that is, the operating point, in the case of the exit angle β = 58 ° which is substantially equivalent to the conventional structure, the minimum point described above with reference to FIG. Since the operating point is located in the high noise value region on the lower flow rate side (equivalent to the above-mentioned point D), the noise value is relatively high (SL in FIG. 9A) is the exit angle. When β = 50 °, the operating point is located at the aforementioned minimum point (approximately equivalent to the above-mentioned point C), resulting in a low noise value, and when the exit angle is 54 °, it is in the middle. (SL ′ in FIG. 9A).
[0051]
Here, when the exit angle β is changed, the fan rotation speed for achieving the design point is changed as described above, but the change in the rotation speed is small, and the change in the noise level due to the change in the rotation speed is very small. . Therefore, the noise reduction effect can be obtained by the amount corresponding to the slide of the above characteristic curve. For example, as seen in FIG. 9A, the noise reduction of ΔSL = SL−SL ′ is achieved by changing the exit angle β from 58 ° to 54 °. It turns out that an effect is acquired.
[0052]
FIG. 10 shows the data shown in FIG. 9 rewritten as the exit angle β on the horizontal axis and the noise level on the vertical axis. As shown in FIG. 10, the noise level is reduced as the exit angle β is decreased from 58 ° of the conventional structure. Note that there is no actual measurement data for the exit angle of 50 ° or less, but as described above, the fan operating point almost coincided with the noise minimum value on the above characteristic curve when the exit angle was 50 °. When the exit angle β is set to 50 ° or less, the fan operating point shifts to the maximum point side from the minimum point, and it is considered that noise increases as shown by the broken line in FIG.
[0053]
Here, as other parameters that contribute to the shift of the characteristic curve of the axial fan, the number of blades and the chordal ratio, which will be described later, can be considered, but when viewed from the exit angle alone, the present inventors generally The exit angle β = 50 ° indicated in the experimental results is the optimum value, and it was determined that the noise level obtained by adding 3 dB to the noise value at this optimum value is an allowable range in which sufficient noise reduction can be achieved. . As a result, it was found that the range of the exit angle β for obtaining the noise reduction effect of the present invention is β = 43.5 ° to 56.5 ° corresponding to the noise range.
[0054]
In the embodiment described above, the size of the exit angle β of each blade 3b of the axial fan 3 is 43.5 ° ≦ β ≦ 56.5 °, compared to the conventional structure in which β = 58 °, Sufficient noise reduction can be achieved.
[0055]
On the other hand, in conventional engine cooling devices for general civil engineering and construction machinery, there are severe restrictions on the dimensions in the fan rotation axis direction, and the number of blades is relatively small, for example, about 8 in order to ensure thinness and air blowing performance. There are many. However, many of the performance improvements that can be expected by increasing the number of blades can be obtained on the high flow rate side, and the operating point of the engine cooling device for civil engineering / construction machinery is relatively medium to low flow regions as described above. The fan performance improvement effect that can be expected by increasing the number of blades is small. On the other hand, reducing the number of blades (blades) makes it difficult for the flow at the blade outlet to follow along the blades and substantially reduces the outflow angle of the flow. The same effect as reducing the exit angle can be obtained.
[0056]
Based on the above studies, the present inventors have determined that the number of fan blades used in the engine cooling device for civil engineering and construction machinery is preferably 5 or less, which is less than 8 in the conventional structure.
[0057]
In the above-described embodiment, the number of the blades 3b of the axial fan 3 is five, so that a sufficient noise reduction can be achieved as compared with, for example, the conventional structure in which the number is eight.
[0058]
An example of the characteristics of the axial fan 3 of the engine cooling device according to this embodiment, which can be realized by the two actions described above, is shown in FIGS. 1 (a) and 1 (b).
[0059]
In FIG. 1, as in FIGS. 15A and 15B, the horizontal axis indicates the flow rate, the vertical axis indicates FIG. 1A indicates fan noise, and FIG. 1B indicates static pressure. Yes.
[0060]
As shown in FIGS. 1 (a) and 1 (b), the characteristic curves 16 'and 17' are schematically represented by the characteristic curves 16 and 17 shown in FIGS. 15 (a) and 15 (b), respectively. Is almost the same behavior, but the whole slides to the low flow rate side. As a result, the position of the design flow rate QD and the static pressure PD, that is, the operating point, is located between the C point which is the minimum point and the D point where the noise level is high and relatively close to the minimum point C. As a result, it can be seen that lower noise is achieved than the conventional structure in which the operating point is located at the point D.
[0061]
Further, even when the fan operating point is shifted to the higher flow rate side than the conventional structure in this way, the centrifugal flow is almost completely leftward from the point C (low flow rate side) as described above. Therefore, the behavior of the centrifugal flow is maintained even at the operating point. Therefore, as in the conventional structure, even when an obstacle for the flow path of the engine 2 or the like is close to the downstream side of the fan, the cooling air 15a flows so as to avoid them, and therefore an effect of preventing an increase in pressure loss at that location Can be secured.
[0062]
However, the noise change of the axial fan 3 with respect to the pressure loss change is more when the operating point is between the points C to D as in this embodiment than when the operating point is at the D point as in the conventional structure. growing. However, the engine cooling system for civil engineering and construction machinery originally has a high level of pressure loss in the entire system, and the pressure loss (such as clogging of the heat exchanger) that varies depending on the usage conditions is sufficiently small compared to that. In view of the above, the change in noise is small even when used at the operating point of this embodiment, and the noise can be reduced sufficiently stably.
[0063]
On the other hand, in FIG. 1A, if the noise value at the operating point of the axial fan 3 is smaller than the noise value at the point D corresponding to the conventional structure, the noise can be reduced at least compared with the conventional structure. Have determined that, in defining the range in which the effect of the present invention can be obtained in the noise characteristic curve 16 ', if any one of the following two defining methods is satisfied, the effect can be obtained sufficiently.
(1) When the operating point is located on the lower flow rate side (left side in the figure) than point B, which is the maximum point, and the noise value at that operating point is equal to or lower than the noise value at point B (FIG. 1 ( Range a) in a).
(2) When the noise value at the operating point is less than or equal to the noise value at point C, which is the minimum point, plus 3 dB (range a in FIG. 1A)
Of the above (1) and (2), regarding the portion on the higher flow rate side than the C point which is the minimum point, the latter range is between the point C and the point B and between the point C and the point D. However, there are concerns that the noise change is more gradual and the amount of noise change with respect to the pressure loss change is relatively small, and that the former range may become an unstable region as a fluid machine with static pressure rising to the right depending on the fan. There is also a case. In such a case, it is more preferable to use in the latter range, that is, the portion on the lower flow rate side than the minimum point C (ranges C and D in FIG. 1A). This range is a region where the effects of the present invention can be obtained more reliably and sufficiently.
[0064]
Further, according to this embodiment, in addition to the basic effect of noise reduction by the shift of the noise characteristic curve described above, the following effects can also be obtained.
[0065]
(1) Backflow prevention effect by increasing boss size
As described above, the conventional engine cooling device for general civil engineering / construction machinery has a high pressure loss, and as shown in FIG. 11, the back flow 15b is generated on the boss 3a side downstream of the fan. Since the flow flowing out from 3b enters the blade 3b side again, the flow is disturbed, which causes an increase in noise.
[0066]
In the axial fan 3 of the above embodiment, in order to suppress the backflow of this portion, as shown in FIG. 4, the size of the boss 3a is expanded to the radially outer peripheral side to the portion corresponding to the backflow region. It is only necessary to increase the diameter D1 and eliminate or greatly reduce the space where the backflow enters the boss 3a. According to the experimental study by the inventors of the present application, it has been found that if the boss ratio D1 / D2, which is the ratio of the fan outer diameter D2 and the fan boss diameter D1, is about 0.5, the occurrence of backflow can be suppressed. Therefore, the inventors of the present application determined that the boss ratio D1 / D2 should be set to 0.45 or more with some allowance as a range in which the occurrence of turbulence due to the backflow can be suppressed.
[0067]
At this time, if the boss ratio D1 / D2 is excessively increased, the portion of the blade 3b on the outer peripheral side in the radial direction from the boss 3a becomes too small, which may hinder the original boosting function as a fan. As a range in which the boosting function is not hindered, the boss ratio D1 / D2 is determined by adding the same width as the difference 0.05 between the optimum value 0.5 of the boss ratio D1 / D2 and the aforementioned 0.45. It was judged that it should be 0.55 or less.
[0068]
In the above embodiment, since the boss ratio D1 / D2 is set to 0.45 or more and 0.55 or less, the backflow can be suppressed and further noise reduction can be achieved while ensuring the original boosting function of the fan.
[0069]
(2) Turbulence prevention effect by blade tip shape
As described above, in the engine cooling apparatus for civil engineering and construction machinery, the flow of the cooling air 15a in the axial fan 3 is close to the centrifugal flow rather than the axial flow. The flowing-out flow flows in the centrifugal direction from the trailing edge of the blade tip in each blade 3b. Accordingly, there is more leakage flow at the blade tip portion from the pressure surface 3d side to the negative pressure surface 3e side than a normal axial fan applied to other than civil engineering / construction machines. For example, as shown in FIG. 12, in the blade end portion of the axial flow fan having the conventional structure, when the leakage flow 19 passes through the blade tip portion, strong turbulence is caused by the edge portion of the substantially square blade tip portion 3c ″. Generated and greatly contributes to increased noise.
[0070]
On the other hand, in the above embodiment, as shown in FIG. 7 or FIG. 8 described above, the arcuate shape portion 3c or the taper shape portion 3c ′ that protrudes toward the pressure surface 3d is provided at the blade tip portion of each blade 3b. By being provided, the leakage flow 19 that flows from the pressure surface 3d side to the suction surface 3e side can be guided more smoothly at the blade tip portion, and the turbulence that occurs when passing through the blade tip portion can be reduced. Noise reduction effect can be obtained.
[0071]
FIG. 13 is a diagram showing an example of this effect. Like FIG. 1A and FIG. 9A described above, the horizontal axis represents the flow rate and the vertical axis represents the fan noise level. The fan noise characteristic curve when the arc-shaped portion (so-called R) 3c is provided is shown in contrast with the noise characteristic curve of the conventional structure without the arc-shaped portion.
[0072]
As shown in FIG. 13, by providing the arc-shaped portion 3c at the blade tip, noise is reduced in almost the entire flow rate region, and in particular, the noise minimum value used in the present invention (point C in FIG. 1 (a)). It can be seen that the effect is large in the region on the left side of
[0073]
(3) Turbulence reduction effect by fan shroud
In the above embodiment, considering the characteristics of the flow path inherent to the engine cooling device of the civil engineering / construction machine described above, the fan shroud 4 is formed into a bell mouth shape that smoothly expands on the downstream side thereof, thereby cooling air. Since the flow 15a can be smoothly guided to the upstream side of the fan and the cooling air flow having the behavior similar to the centrifugal flow as described above can be smoothly guided to the downstream side of the fan without disturbing the flow, the fan noise can be further reliably ensured. Can be reduced.
[0074]
In addition to the above, the bell mouth-shaped fan shroud 4 has the following significance. That is, in general, an engine cooling device for civil engineering / construction machinery has a heat exchanger (oil cooler 6, radiator 7, etc. in the above embodiment) that is equal to or larger than the fan upstream of the fan. The flow rectified by the heat exchanger flows into the fan. Therefore, it is important for noise reduction to guide the rectified flow to the fan without disturbing it as much as possible. In addition, if there is uneven flow on the upstream side of the fan, the operating point on the high flow rate side is in the flow state of the blade that tends to flow into the fan, and the operating point on the low flow side in the blade that is difficult to enter. It is thought that it is in the flow state.
[0075]
Here, in the above embodiment, as described above with reference to FIG. 1A, it cannot be said that the flow rate range (the above-described range A, range A, etc.) effective for noise reduction is so wide. If possible over a wide range, it is preferable that the flow state is as constant as possible throughout the entire region. Therefore, it can be said that the bell mouth type fan shroud 4 is preferable because it gradually reduces the flow path area from the upstream side, smoothly guides air to the fan, and does not easily cause uneven flow on the upstream side of the fan. .
[0076]
(4) Wind noise reduction effect of blades
For example, after reducing the exit angle β and the number of blades of each blade 3b and further reducing the noise by the above (1) to (3), etc., the fan blade sound becomes noticeable. The effect of is a problem.
[0077]
The wind noise of fan blades has a frequency characteristic that is an integral multiple of the number of blades x the number of fan rotations, but this wind noise is a discrete frequency sound and is a problem for hearing. ing. Human hearing ability varies depending on the frequency. In particular, for low-frequency sounds of 1000 Hz or less, the sensitivity decreases as the frequency decreases. Therefore, in order to make the absolute noise level value [dB] coincide with this human sense, it is common to perform noise evaluation by performing A correction in the auditory correction on the noise level value. If the number of blades is large, the frequency of the wind noise of the blades will increase even at the same fan speed, resulting in a high-frequency region where the human sense is sensitive. There is not much improvement.
[0078]
According to the embodiment, since the number of blades 3b of the axial fan 3 is five, which is smaller than that of the conventional structure, the frequency of the wind noise can be shifted to the low frequency side to improve the audibility.
[0079]
In particular, setting the number of blades 3b to 5 has another effect. That is, as described above, the wind noise of the blades constituting the fan noise has a frequency characteristic that is an integral multiple of the number of blades × the number of rotations of the fan, but this wind noise resonates with, for example, explosion sound generated with engine combustion. When such a frequency is reached, a so-called beat sound is generated and the noise is further increased. Normally, a 4- or 6-cylinder engine is used for civil engineering / construction machinery. Therefore, when the number of blades is a multiple of two or a multiple of three, the above-mentioned roaring noise is likely to occur, particularly in the cab of civil engineering / construction machinery. Gives a loud noise on hearing. In the above embodiment, the number of the blades 3b is not four, six, or the like, but five, so that the occurrence of the beat sound can be prevented.
[0080]
(5) Effect of non-uniform pitch arrangement of blades
As already described in (4) above, the wind noise of the blades constituting the fan noise has frequency characteristics corresponding to the number of fan rotations in one blade, and a plurality of blades are arranged at an equal pitch. The wind noise generated from each blade is superimposed at the same frequency, so that the entire wind noise is generated at a relatively high frequency defined by the number of fan rotations × the number of blades, making it easier to hear an unpleasant sound. At this particular high frequency, the noise level itself is significantly greater.
[0081]
Therefore, in the above-described embodiment, by arranging the blades 3b of the axial flow fan 3 at unequal pitches in the circumferential direction, the frequency of the entire wind noise is set as a relatively low frequency defined only by the fan rotation speed as described above. In addition, it is possible to improve the audibility and to prevent the noise level from being excellent at a specific frequency by dispersing the frequency characteristics of the wind noise from each blade 3b. As a result, the noise reduction effect can be obtained more reliably.
[0082]
In addition, although the above demonstrated taking the case where this invention was applied to the engine room of the hydraulic shovel as an example, it is not restricted to this, It is not limited to this, It is in the engine room of other civil engineering and construction machines, such as a crane, a self-propelled crusher, and a wheel loader. You may apply. In these cases, it goes without saying that the same effect can be obtained.
[0083]
【The invention's effect】
  As described above, the claims of the present invention1According to the invention, the axial fan is configured such that the operating point is on the lower flow rate side than the maximum point on the noise characteristic curve, and the noise value at the operating point is equal to or lower than the noise value at the maximum point.RukoAs a result, noise can be sufficiently reduced as compared with the conventional structure in which the operating point is at least at the point where the noise value is higher than the maximum point on the lower flow rate side than the minimum point.
[0085]
  In particular, the upper limit of the exit angle is 56.5 ° or less and the lower limit of the exit angle is 43.5 ° or more.And, by setting the number of blades of the axial fan to five, the above-mentioned operating point position can be reliably realized,A configuration having noise reduction characteristics can be reliably realized.
[0087]
  In particular, the claims2According to the invention, the space where the reverse flow enters the boss is eliminated or greatly reduced to suppress the occurrence of turbulence due to the reverse flow, and further the reduction of the boost function can be prevented. Backflow can be suppressed and further noise reduction can be achieved.
[0088]
  In particular, the claims3According to the invention, it is possible to smoothly guide the cooling air flow to the upstream side of the fan, and more smoothly to the downstream side of the fan without obstructing the cooling air flow having the behavior similar to the centrifugal flow as described above. The noise of the fan can be further reliably reduced.
[0089]
  In particular, the claims4According to the invention according to the above, the frequency of the entire wind noise can be improved by setting the frequency of the entire wind noise as a relatively low frequency defined only by the fan rotational speed, and the frequency of the wind noise from each blade is dispersed, thereby reducing the frequency at the specific frequency. Since the noise level can be prevented, the noise reduction effect can be obtained more reliably.
[0090]
  In particular, the claims5According to the invention, the leakage flow flowing from the pressure surface side to the suction surface side can be guided more smoothly at the blade tip portion of each blade of the fan, and the turbulence generated when passing through the blade tip portion can be reduced. A reduction effect can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an example of a noise characteristic curve and a static pressure characteristic curve of an axial fan of an engine cooling device according to an embodiment of an engine cooling device for a civil engineering / construction machine of the present invention.
FIG. 2 is a perspective view showing an overall appearance structure of a hydraulic excavator that is an example of a construction machine to which an embodiment of an engine cooling device for a civil engineering / construction machine according to the present invention is applied.
FIG. 3 is a side sectional view showing the configuration of the embodiment shown in FIG. 2;
4 is a diagram showing an extracted axial flow fan shown in FIG. 3; FIG.
5 is a perspective view showing a main part structure of the axial fan shown in FIG. 4. FIG.
6 is a cross-sectional view taken along a line EE in FIG.
7 is a transverse sectional view taken along the line FF in FIG.
FIG. 8 is a transverse cross-sectional view of a tapered portion at a blade tip portion of a modification of the first embodiment shown in FIG.
FIG. 9 is a diagram showing a noise characteristic curve and a static pressure characteristic curve, which are the results of a noise characteristic experiment for examining the influence on noise when the exit angle of each blade of an axial fan is changed.
FIG. 10 is a diagram in which the data shown in FIG. 9 is rewritten with the horizontal axis representing the exit angle and the vertical axis representing the noise level.
FIG. 11 is a diagram illustrating a behavior in which a flow flowing out of a fan flows backward and enters a blade inside a boss side downstream of the fan in a conventional structure.
FIG. 12 is a diagram illustrating a behavior in which strong turbulence occurs when a leakage flow in a conventional structure passes through a blade tip.
FIG. 13 is a diagram showing an example of an effect that can reduce the turbulence that occurs when the blade tip passes through the engine cooling device according to the embodiment shown in FIG. 2;
FIG. 14 is a side sectional view showing a configuration of an engine cooling device for a civil / construction machine according to a conventional structure.
FIG. 15 is a diagram illustrating an example of a noise characteristic curve and a static pressure characteristic curve of an axial fan of an engine cooling device for a civil engineering / construction machine according to a conventional structure.
[Explanation of symbols]
1 Engine room (engine room)
2 Engine
3 Axial fans
3a boss
3b feather
3c wing tip
3c 'Arc shape part
3c ″ taper shape
3d pressure surface
3e Suction surface
4 Fan shroud
5 Intercooler (heat exchanger)
6 Oil cooler (heat exchanger)
7 Radiator (heat exchanger)
8 Air conditioner condenser (heat exchanger)
15a Flow of cooling air
15b Backflow of cooling air
16 Fan noise characteristic curve
17 Fan static pressure characteristic curve

Claims

A civil engineering / equipment comprising at least one heat exchanger provided in an engine room of a civil engineering / construction machine, and an axial fan provided downstream of the heat exchanger for generating cooling air for cooling the heat exchanger. In the engine cooling system for construction machinery,
The exit angle of each blade provided in the axial fan is set to 43.5 ° or more and 56.5 ° or less , and the number of blades of the axial fan is set to five so that the fan passes under a condition of constant rotation speed. In the noise characteristic curve with the flow rate on the horizontal axis and the fan noise on the vertical axis, the operating point of the axial fan in the engine room changes from an axial flow to a centrifugal flow as the fan flow rate decreases. Engine cooling for civil engineering and construction machinery, characterized in that it is located on the lower flow rate side than the maximum point of noise generated by the engine and the noise value at the operating point is less than or equal to the noise value at the maximum point. apparatus.

A boss ratio D1 / D2 which is the ratio of the fan outer diameter D2 and a fan boss diameter D1 of the axial fan, civil engineering according to claim 1, characterized in that a 0.45 ≦ D1 / D2 ≦ 0.55 Engine cooling device for construction machinery.

The outer peripheral portion of the axial fan, opening area according to claim 1 or 2, characterized in that covered by the fan shroud bell mouth shape to expand continuously continuously after reduced in the flow direction of the cooling air Engine cooling system for civil engineering and construction machinery.

The engine cooling device for a civil engineering / construction machine according to any one of claims 1 to 3 , wherein each of the axial flow fans has the blades arranged in a circumferential direction at an unequal pitch.

Claim 1-4, characterized in that the blade tip cross-sectional shape of each blade with the above axial fan, an arcuate shape or a tapered shape that is missing the pressure surface side and convex on the pressure side The engine cooling device for a civil engineering / construction machine according to any one of the above.