WO1997014874A1 - Radiateur de moteur et engins de construction - Google Patents

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WO1997014874A1
WO1997014874A1 PCT/JP1996/003025 JP9603025W WO9714874A1 WO 1997014874 A1 WO1997014874 A1 WO 1997014874A1 JP 9603025 W JP9603025 W JP 9603025W WO 9714874 A1 WO9714874 A1 WO 9714874A1
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engine
cooling
centrifugal fan
fan
cooling device
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PCT/JP1996/003025
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English (en)
French (fr)
Inventor
Shigehisa Funabashi
Yoshihiro Takada
Masatoshi Watanabe
Shinichi Shimode
Yoshio Tanito
Sotaro Tanaka
Zenji Kaneko
Ichiro Hirami
Toshio Takishita
Shinichi Mihara
Original Assignee
Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
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    • E02F9/08—Superstructures; Supports for superstructures
    • E02F9/0858—Arrangement of component parts installed on superstructures not otherwise provided for, e.g. electric components, fenders, air-conditioning units
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    • F01P11/00—Component parts, details, or accessories not provided for in, or of interest apart from, groups F01P1/00 - F01P9/00
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    • F04D29/582—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer specially adapted for elastic fluid pumps
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/663—Sound attenuation
    • F04D29/664—Sound attenuation by means of sound absorbing material
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P1/00—Air cooling
    • F01P2001/005—Cooling engine rooms

Definitions

  • the present invention relates to a cooling device for an engine, and for example, relates to a cooling device for an engine mounted on an automobile or a construction machine, and a construction machine using the same.
  • This known technique is to supply cooling air to a heat exchanger by an axial fan connected to a crankshaft of an engine via a fan belt in an engine cooling section of a construction machine.
  • This known technique aims to improve cooling performance by using a centrifugal fan as a fan for supplying cooling air in an engine cooling section of a work vehicle such as a tractor.
  • the outside of the engine is cooled compared to the air cooling capacity required to cool the heat exchanger such as the radiator and oil cooler in the engine room.
  • the required air cooling capacity is very low, for example less than about 1/3.
  • the heat exchanger such as the radiator is cooled, and the high-temperature cooling air flows into the engine as it is.
  • the cooling ® * on the engine side and the engine side is the same. In other words, since the large air volume required for air cooling on the heat exchanger side is exhausted from the exhaust port provided on the engine side, the size of the exhaust port opening is extremely large, and the largest noise source However, the hermeticity of the engine side is reduced, making it difficult to reduce noise.
  • the cooling air that cools the electrical components around the engine is in a separate flow path from the cooling air that passes through the radiator. Therefore, the above problem does not occur.
  • the above-mentioned known technology 3 has another problem shown below.
  • the centrifugal fan according to the known technology (3) is functionally illustrated as a double-sided, centrifugal fan that sucks in and injects cooling air from both directions of the Laje and the engine.
  • it is one single-suction centrifugal fan with one impeller.
  • the impeller actively sucks in the air on the radiator side and induces cooling air, but with respect to the air on the engine side, There is only a gap provided on the back side of the fan and air is introduced from the gap by negative pressure, and the structure is not such that air is actively sucked in and cooling air is induced.
  • the cooling Mi on the engine side becomes extremely small with respect to the cooling wind from the radiator side.
  • the mutual suction of cooling air from both directions becomes unstable. Therefore, electrical components and the like cannot be sufficiently cooled.
  • the present invention solves the above-mentioned problems in the prior art, and an object of the present invention is to improve the degree of sealing on the engine side to reduce noise, and to sufficiently cool power, power, and electrical components. It is an object of the present invention to provide an engine cooling device and a construction machine capable of performing the above-described steps.
  • an engine in which an engine is provided. At least one heat exchanger including a radiator that is provided in the room and cools the cooling water of the engine, and by rotating a rotating shaft, the heat exchanger, the engine, and the periphery of the engine.
  • a cooling fan that induces cooling air for cooling electrical components provided in the engine cooling device, wherein the cooling fan is taken into the engine room from a first air intake to cool the heat exchanger.
  • An engine cooling device is provided.
  • the first cooling air induced by one of the centrifugal double impeller structures is taken into the engine room from the first air intake to cool the heat exchanger, It is sucked into the first impeller from one end of the rotating shaft and blown out in the outer peripheral direction.
  • the second cooling air induced by the other impeller of the centrifugal double impeller structure is taken into the engine room from the second air intake, and the engine and the surrounding electrical components, etc. After being cooled, it is sucked into the second impeller from the other end of the rotating shaft and blown out in the outer peripheral direction.
  • the cooling flow path for the second cooling air for cooling the engine side can be separated from the cooling flow path for the first cooling air for cooling the heat exchanger, as in the conventional case.
  • the amount of the second cooling air need only be small enough to cool the engine. Therefore, since the opening on the engine side can be made smaller than before, the degree of sealing on the engine side can be improved and noise can be reduced.
  • the cooling flow path of the second cooling air that cools the engine side is a different path from the cooling flow path of the first cooling air that cools the heat exchanger.
  • the high-temperature air after the rejection does not flow around the electrical components and the like. Therefore, the cooling effect on the electrical components and the like can be improved, and the reliability of the electrical components and the like can be improved.
  • a reject device is provided.
  • the ratio Wl: W2 2: 0.5 to 2: 1.5 of the first cooling air volume and the second cooling air volume is an appropriate range.
  • the centrifugal fan is fixed to a hub fixed to the rotating shaft, and the first cooling air is sucked from one end side of the rotating shaft and blows out in the outer circumferential direction.
  • An engine cooling device is provided, which is provided with one double suction type impeller including a car part.
  • the centrifugal fan is fixed to a first hub fixed to the rotating shaft, and sucks the first cooling air from one end side of the rotating shaft and blows out the outer circumferential direction.
  • a single-suction type first impeller and the rotating shaft A second suction wheel fixed to a fixed second hub, which sucks the second cooling air from the other end side of the rotating shaft;
  • the engine cooling device further comprises a spiral case provided near an outlet of the centrifugal fan, the spiral case being configured to reduce cooling air blown out from the centrifugal fan to recover pressure.
  • a cooling device is provided.
  • the swirl component contained in the flow from the outlet of the centrifugal fan which has been wasted as a pressure loss in the past, can be recovered as the pressure, so that the fan efficiency can be improved.
  • the air volume and pressure can be further increased. Since the pressure can be further increased, the degree of sealing of the engine room can be improved, so that noise can be further reduced.
  • an engine cooling device wherein a sound absorbing material is provided on at least a part of an inner surface of the spiral case.
  • the noise from the centrifugal fan one of the main noise sources, can be absorbed by the sound absorbing material, which is effective in reducing the noise of the entire engine room.
  • a driving unit that transmits a driving force to a rotation shaft of the centrifugal fan to rotate the centrifugal fan, and that can set the rotation speed of the centrifugal fan independently of the rotation speed of the engine. Further provided is an engine cooling device characterized by having.
  • the driving means independently generates the driving force by electric energy and hydraulic energy regardless of the rotation of the engine, and sets the rotation speed of the centrifugal fan independently of the engine rotation speed.
  • the rotational speed of the centrifugal fan is increased while the engine rotational speed is set to the normal rated rotational speed.
  • the size can be reduced, it is possible to prevent performance deterioration due to engine overcooling, and to prevent noise increase due to the centrifugal fan at this time.
  • the centrifugal fan rotates directly in response to the engine speed, the engine speed will decrease and the centrifugal fan speed will also decrease to prevent stalling. Therefore, there is a possibility that the engine will overheat due to insufficient cooling capacity and deteriorate the engine performance.However, according to the present invention, the engine speed can be reduced and the centrifugal fan speed can be maintained as usual. However, performance degradation due to engine overheating can be prevented.
  • the driving means is one of a means for generating a driving force by electric energy and a means for generating a driving force by hydraulic energy.
  • An apparatus is provided. Further, according to the present invention, an engine provided in an engine room, a hydraulic pump driven by the engine, an actuator driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and cooling of the engine At least one heat exchanger including a radiator for cooling water, and cooling for cooling the heat exchanger, the engine, and electric components provided around the engine by rotating a rotating shaft.
  • An engine cooling device having a cooling fan that induces wind, wherein the cooling fan is a first cooling device that is taken into the engine room from a first air intake and cools the heat exchanger.
  • a construction machine is provided which is a centrifugal fan having an impeller structure.
  • FIG. 1 is a side cross-sectional view illustrating a structure of an engine chamber of a hydraulic shovel to which the first embodiment of the present invention is applied.
  • FIG. 2 is an arrow view from the II-II plane in FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a punching die for forming a centrifugal fan corresponding to a cross-sectional position taken along line II-III in FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a punching die for forming a centrifugal Fuman corresponding to a cross-sectional position taken along line IV-IV in FIG.
  • FIG. 5 is a diagram comparing an example of fan characteristics between an axial fan and a centrifugal fan when the outer diameter is the same and the rotational speed is the same.
  • Fig. 6 shows the breakdown of the parts obtained as horsepower and the parts lost as various losses when the total heat generation of the engine is 100%.
  • FIG. 7 is a vertical cross-sectional view showing a modified example provided with two one-sided suction type impellers.
  • FIG. 8 is a side sectional view showing a structure of an engine room in which an engine cooling device according to the second embodiment of the present invention is provided.
  • FIG. 9 is a perspective view showing a detailed structure of the spiral case portion shown in FIG.
  • FIG. 10 is a side sectional view showing a structure of an engine chamber in which an engine cooling device according to a third embodiment of the present invention is provided.
  • FIG. 11 is a side sectional view showing a structure of an engine room in which an engine cooling device according to a fourth embodiment of the present invention is provided.
  • This embodiment is an embodiment of an engine cooling device provided in an engine chamber of a hydraulic shovel.
  • FIG. 1 is a side sectional view illustrating a structure of an engine room of a hydraulic shovel to which the present embodiment is applied.
  • an engine cooling device is provided in an engine chamber 1 in which an engine 5 is provided, and includes an intercooler 16 a for pre-cooling combustion air to the engine 5, and a hydraulic shovel.
  • An oil cooler 6 b that cools the hydraulic oil of the A radiator 6 for cooling the cooling water of the engine 5, a centrifugal fan 4 driven by a fan belt 3 to which power from the crankshaft 2 of the engine 5 is transmitted, and centrifugal cooling air 50, 51 (described later) It is mainly composed of suction pipes 8a and 8b that lead to the two suction ports of the fan 4, respectively.
  • the upper and lower walls in the engine room 1 have a first air intake for taking in outside air, for example, a cooling air intake 7a, and a second air intake, for example, a cooling air intake 7b.
  • An exhaust port 9 for exhaust is provided, and electrical components such as an alternator 10 are installed in the engine room 1 near the engine 5.
  • FIG. 2 shows the detailed structure of the centrifugal fan 4 as viewed from the plane 11-11 in Fig. 1, and Fig. 3 shows the punching die for molding the centrifugal fan 4 corresponding to the cross-section along the line III-III in Fig. 2.
  • FIG. 4 shows a cross-sectional view of 11 a, 1 lb.
  • FIG. 4 shows a cross-sectional view of a punching die 11 a, 11 b of the centrifugal fan 4 corresponding to a cross-sectional position taken along line IV-IV in FIG.
  • the corresponding part of the molding cavity is indicated by a reference sign.
  • the centrifugal fan 4 has a centrifugal double impeller structure having two centrifugal impeller structures, and a hub plate 4a fixed to a rotating shaft 4h, It has one impeller 4b of a double suction type fixed to the hub plate 4a.
  • the impeller 4b includes a first impeller portion 4bL and a second impeller portion 4bR provided on both sides of the hub plate 4a and having a plurality of blades.
  • a rotating shroud 4 g is provided in the first wheel section 4 b L. The air sucked from the suction ports 4d and 4e on both sides is blown out from the outlet 4f in the outer peripheral direction.
  • the ratio L1: L2 2: 0.5 to 2: 1 of the effective width L1 of the first impeller portion 4bL and the effective width L2 of the second impeller portion 4bR. It is configured to be 5.
  • the diameter Dh of the hub plate 4a is smaller than the suction diameter D1 of the first impeller portion 4bL having the rotating shroud 4g, so that the centrifugal fan 4 is of the type 11a , b.
  • a hub plate 4a made of an iron core having a diameter Dh is placed in the mold 11b through an opening having a diameter D1 of the mold 11b, and then the mold 11a is overlapped with an injection port (not shown). Inject the resin through the The injection molding is performed.
  • the second impeller portion 4bR the portion of the first impeller portion 4bL outside the outer diameter Dh of the hub plate 4a, and the engine 5 side end face 4gR of the rotating shroud 4g.
  • the first impeller portion 4 b L inside the hub plate 4 a, and the first impeller portion 4 b L of the first impeller portion 4 b L Hub plate 4a
  • the front edge of the portion outside the outer diameter D and the radiator 4g of the rotating shroud 4g 4g L end face 4c L are pressed and molded with the die 1 la from the left side in Fig. 3 be able to.
  • the manufacturing cost of the fan is greatly reduced.
  • the provision of the rotating shroud 4 g reduces the occurrence of turbulence in the flow path on the first impeller portion 4 b L side, thereby improving fan efficiency and reducing fan noise. it can.
  • the first cooling air 50 passing through the flow path on the radiator 6c side enters the engine room 1 from outside the engine room 1 through the cooling air intake port 7a, and intercooler-6a 6b ⁇ After passing through a heat exchanger such as a radiator 6c, it is throttled by a suction pipe 8a and enters the centrifugal fan 4. Then, after being blown toward the outer periphery of the centrifugal fan 4, the air is discharged to the outside from the exhaust port 9 in the upper part of the engine room 1.
  • the second cooling air 51 passing through the flow path on the engine 5 side enters the engine room 1 from outside the engine room 1 through the cooling air inlets 7b, 7b, and enters the engine 5, the alternator 1 Cool them while flowing around various electrical components such as 0 and the oil pan 14.
  • the air After being squeezed by the suction pipe 8 b and entering the centrifugal fan 4, the air is blown out toward the outer periphery of the centrifugal fan 4, and together with the above-described first cooling air 50 on the radiator 6 c side, the exhaust port in the upper part of the engine chamber 1. It is discharged outside from 9.
  • the flow path of the second cooling air 51 that cools the electrical components such as the engine 5 and the alternator 110 is provided by the intercooler 6a, the oil cooler 6b, Since it can be separated from the flow path of the first cooling air 50 that cools the heat exchanger such as the radiator 6 c, a large air volume flows from the engine 5 as in the past.
  • ⁇ It is unnecessary, and the air flow of the second cooling air 51 on the engine 5 side is small enough to cool the engine 5 side (the first cooling air 50 The air volume can be 1 Z 4 to 3/4). Therefore, the cooling air intake ports 7b, 7b, which are openings on the engine 5 side, can be made smaller than before, so that the degree of sealing on the engine 5 side can be improved and noise can be reduced.
  • the flow path of the second cooling air 51 for cooling the electric components such as the engine 5 and the alternator 10 is used for cooling the heat exchangers such as the intercooler 16a 'oil cooler 6b and the radiator 6c. Since the path is different from the flow path of the cooling air 50, the high-temperature air after cooling the heat exchanger does not flow around the electrical components and the like as in the related art. Therefore, the cooling effect on the electrical components and the like can be improved, and the reliability of the electrical components and the like can be improved. In addition, this eliminates the need to consider heat resistance for electrical components and the like that previously required heat resistance, and thus can reduce costs. In addition, since the air cooling effect of the engine 5 is enhanced, the ratio of water cooling to the entire engine cooling can be reduced, and the cooling performance required for the radiator 6 can be reduced, so the radiator 6c can be downsized. ⁇ Reduce costs.
  • the engine room has been equipped with an intercooler 6a, such as the engine room 1 of the present embodiment, and has been required to improve the sealing degree of the engine room to reduce noise and to make the cooling passage more compact. Resistance tends to increase. Despite this tendency, the same flow rate as before is required, and the need for large airflow and high pressure of the cooling fan has arisen.
  • the use of the centrifugal fan 4 as the fan increases the airflow at the same outer diameter and the same rotation speed as compared with the case of using the axial fan ⁇ oblique axial fan. ⁇ High pressure can be achieved, which is advantageous in terms of noise. This will be described with reference to FIG. Fig.
  • FIG. 5 is a diagram comparing an example of fan characteristics between an axial fan and a centrifugal fan under the same outer diameter and the same rotation speed.
  • the horizontal axis represents the flow rate and the vertical axis represents the static pressure.
  • the characteristic curves of the “axial fan” and “centrifugal fan” show the characteristics of the axial fan and the centrifugal fan alone (that is, the characteristics of the fan alone measured without being placed in the flow path).
  • Curves (1) and (2) show the characteristics of the cooling passage alone in the engine room (Characteristics uniquely determined by the flow path structure).
  • the intersection between the characteristic curve of the fan and the resistance curve is the operating point when the relevant fan is arranged in the relevant flow path, and represents the pressure and flow rate obtained in that case.
  • resistance curve (2) represents the resistance of the cooling passage in the conventional engine room
  • resistance curve (2) represents the improvement of the engine room sealing for the use of an intercooler and noise reduction.
  • 'It shows the characteristics of the cooling flow path in the engine room in recent years that responds to the demand for compactness.
  • the centrifugal fan has the property that, at the same outer diameter and the same rotation speed, the centrifugal force action (details will be described later) enables a higher pressure and a larger air volume than the axial flow fan.
  • the flow rate and the static pressure are represented by the intersection C between the characteristic curve of the "axial fan” and the resistance curve 2. It becomes Qprop2 and Pprop2, and the static pressure is higher than that of the above-mentioned Pprop 1 in the conventional engine room and higher pressure is achieved, but the flow rate is smaller than that of the aforementioned Qpropl in the conventional engine room. Therefore, when trying to obtain the same flow rate as the conventional Qpropl, the rotation speed must be increased, and as a result, the noise becomes extremely loud.
  • the flow rate and static pressure can be set to Qturbo2 ( ⁇ Qpropl) and Pturbo2, which are represented by the intersection D between the characteristic curve of the “centrifugal fan” and the resistance curve 2. Therefore, while maintaining a flow rate that is almost the same as the flow rate of the axial fan Qpropl in the conventional engine room, it is also possible to increase the pressure by at least twice as much as the static pressure P propl of the axial flow fan in the conventional engine room. it can.
  • U represents the peripheral speed of the fan
  • V represents the absolute velocity of the flow
  • W represents the relative velocity of the flow
  • suffixes 1 and 2 represent the values at the fan inlet and outlet, respectively.
  • the centrifugal fan can achieve a higher pressure than the axial fan, and can easily achieve a higher flow rate. Note that the same holds true for the characteristics described above for the centrifugal fan in comparison with the axial fan and for the comparison with the oblique axial fan.
  • the centrifugal fan 4 as the cooling fan, it is possible to achieve a larger air volume and a higher pressure than the axial fan and the oblique axial fan at the same outer diameter and the same rotation speed. Therefore, even when increasing the airflow and increasing the pressure in order to secure the same flow rate as in the past in the engine room where the resistance of the cooling passage is increasing, the axial flow fan is similar to the oblique axial flow fan. Therefore, it is not necessary to increase the number of revolutions, and noise can be reduced.
  • the rotary shroud 4 is provided in the first impeller portion 4bL, so that the rotary shroud 4 is provided in the radial direction from the gap between the suction pipe 8a and the first impeller portion 4bL. Leakage of cooling air can be prevented, and fan efficiency can be improved, so noise can be further reduced.
  • the cooling air blown out from the axial fan cools the engine located downstream of the fan.
  • the cooling air flow collided with the complex shape of the engine and its surrounding members, causing a local backflow of the cooling air, which hindered the smooth flow of the cooling air.
  • the engine 5 is disposed on the upstream side of the centrifugal fan 4 so that the second cooling air 51 that does not include a swirl component 5 1 Lower oil pan 1 4 Centrifugal fan 4 direction along the surface Therefore, the occurrence of the backflow as in the related art can be reduced.
  • Fig. 6 shows the parts obtained as horsepower and the parts lost as various losses when the total heat generation of the engine is 100%.
  • 30% of the total 100% of the calorific value of the engine is lost, for example, due to cooling of radiator water, and about 100% is lost as exhaust heat and radiant heat from the outer wall of the engine.
  • 33% internal combustion engine notebook, by Asakura Shoten.
  • the amount of radiant heat in the latter 33% can be calculated, for example, as follows.
  • the exhaust heat discharged from the silencer is as follows: exhaust temperature 300, outside air temperature 20, flow velocity 313 [m 3 / s], specific gravity 0.956 [kg / m 3 ].
  • the former is almost equivalent to the heat generated by the first cooling air 50 cooling in the radiator 6c, and the latter is the second cooling air 51 outside the engine.
  • This is almost equivalent to the heat value to be cooled. Therefore, assuming that the amount of heat to be cooled is almost proportional to the amount of cooling air, the centrifugal fan 4 having a centrifugal double impeller structure can be cooled by the amount of air of the first cooling air 50 and the amount of air of the second cooling air 51.
  • the ratio W1: W2-2: 1 is optimal in terms of heat balance. With such a ratio, the loss of horsepower consumed by the centrifugal fan can be prevented, and a decrease in fuel efficiency can be prevented. Also, since it is not necessary to increase the number of revolutions more than necessary, noise can be reduced. Further, it is possible to prevent the engine from being excessively cooled due to an excessive amount W2 of the second cooling air 51.
  • one of the two cooling air passages cools the heat exchangers such as the intercooler 6a, the oil cooler 6b, and the radiator 6c.
  • the other (second cooling air 51) with electrical components such as alternator 10 Although the engine 5 and the oil pan 14 were cooled, the distribution of these cooling objects to the cooling air flow path is not limited to this.
  • the intercooler 16a of the heat exchanger may be arranged downstream of the suction port 7b on the engine 5 side. That is, the same effect can be obtained if at least one heat exchanger is disposed in the cooling air flow path on the engine 5 side.
  • the rotating shaft 4 g is provided in the first impeller portion 4 b L.
  • the rotating shroud 4 g is not necessarily provided only for the purpose of improving the air cooling effect of electrical components and the like. g need not be provided.
  • a separate rotating shroud is also retrofitted on the second impeller portion 4 b R, so that the first Both the impeller portion 4bL and the second impeller portion 4bR can be provided with a rotating shroud. In this case, the fan efficiency can be further improved and the noise can be reduced.
  • the centrifugal fan 4 is provided with the double suction type impeller 4b that sucks in from two directions and blows out in one direction, but is not limited thereto. Two impellers may be placed back to back. This modification is shown in FIG. Members equivalent to those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • FIG. 7 is a side sectional view showing a structure of an engine room in which an engine cooling device according to a modified example having two one-sided suction type impellers is installed, and the first embodiment shown in FIG. The difference is that instead of the centrifugal fan 4 with one double suction type impeller 4 b, two single suction type impellers 100 4 Lb, 1 whose suction ports are directed in opposite directions to each other That is, a centrifugal fan 104 having 0.4 Rb is provided.
  • the centrifugal fan 104 includes a first hub fixed to the rotating shaft 4 h, for example, a hub plate 104 La, and a first impeller 1 fixed to the hub plate 104 La.
  • the wind 50 is sucked and blown out to the exhaust port 9, the second impeller 104 Rb power on the right side in the figure, the cooling air intake port 7 b, the engine 5, electric components such as the alternator 10, and the like.
  • the second cooling air 51 that cools the oil pan 14 is sucked and blown out to the exhaust port 9.
  • the impeller in addition to the conventional structure that used a centrifugal fan having one cantilever L and a built-in impeller, the impeller can be reused when configuring this modification. Therefore, it can be easily implemented compared to the first embodiment in which it is necessary to newly manufacture the impeller 4b having the first and second impeller portions 4bL and 4bR. .
  • the one-sided suction type first and second impellers 104 Lb and Rb can independently select the fan outer diameter, the number of blades, etc. without being limited to each other. Therefore, there is also an effect of increasing the degree of freedom in design. Second embodiment
  • FIGS. 1 and 2 A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • This embodiment is an embodiment in which a spiral case is provided in the configuration of the first embodiment.
  • Members equivalent to those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • FIG. 8 is a side sectional view showing the structure of an engine room 1 in which an engine cooling device according to the present embodiment is installed.
  • the first embodiment differs from the first embodiment in that a spiral is formed so as to cover the vicinity of the outlet of the centrifugal fan 4.
  • case 2 12 is provided.
  • the spiral case 2 1 2 has a structure that can be divided into a plurality of parts by a plane including the rotation axis of the centrifugal fan 4 .
  • FIG. 9 is a perspective view showing the detailed structure of the spiral case 2 12.
  • the flow path in the spiral case 2 12 has a shape in which the flow path cross-sectional area gradually increases.
  • the second cooling air 51 that cools the electrical components such as the engine 5, the oil hose 14, and the alternator 10, and the power, is drawn into the centrifugal fan 4 and blown out, and then gradually in the spiral case 2 1 2
  • the pressure is recovered by deceleration, and exhausted through the exhaust port 9.
  • the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
  • the swirl component contained in the flow from the outlet of the centrifugal fan 4, which was previously wasted as pressure loss can be recovered as pressure. Efficiency can be improved, and the air volume and pressure can be increased accordingly. Since the pressure can be further increased, the degree of sealing of the engine compartment 1 can be improved, so that noise can be further reduced.
  • FIG. 1 A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • This embodiment is an embodiment in which a sound absorbing material is further added to the configuration of the second embodiment.
  • Members equivalent to those in the second embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • FIG. 10 is a side sectional view showing the structure of an engine room 1 in which an engine cooling device according to the present embodiment is provided.
  • the second embodiment differs from the second embodiment in that a part of the inner surface of a spiral case 2 12 has a sound absorbing material. 3 1 3 is different. Note that the sound absorbing material 3 13 may be attached to the entire spiral case instead of a part.
  • the noise of the centrifugal fan 4 which is one of the main noise sources can be absorbed by the sound absorbing material 3 13, so that the noise of the entire engine room 1 can be reduced. It is effective for conversion.
  • FIG. 11 is a side sectional view showing the structure of an engine room in which an engine cooling device according to the present embodiment is provided.
  • the first embodiment is different from the first embodiment in that a centrifugal fan 400 is an electric motor 400. (Described later).
  • all members will be described again including members equivalent to those of the first to third embodiments.
  • the engine cooling device is provided in the engine room 401 in which the engine 402 is provided, and includes an intercooler 409 a for pre-cooling the combustion air supplied to the engine 402.
  • An oil cooler 409 b that cools the hydraulic oil of the excavator, a radiator 409 c that cools the cooling water of the engine 402, and an oil cooler that is supported by the engine 402 via bearing support members 423
  • Centrifugal fan 400 equipped with a rotating shaft 400a rotatably supported by the bearing 4133 and the centrifugal fan 400 driven by a fan belt 4222 to the rotating shaft 400a.
  • Driving means for transmitting and rotating force for example, an electric motor 406 that generates driving force by electric energy, and two suction ports 400 provided on both sides (left and right sides in the figure) of the centrifugal fan 403 Cooling air 450, 451 (described later) is introduced to d, 403 e, respectively. It is mainly composed of suction pipes 4 10 a and 4 10 Ob, and a water pump 4 5 that circulates the cooling water of the engine 4 2 into the radiator 4 9 c via the cooling water pipe 4 5. ing.
  • the water pump 405 is driven by transmitting the power from the crankshaft 411 of the engine 402 to the rotary shaft (rotary shaft of the water pump) 421 via the venorette 412. .
  • the centrifugal fan 4003 has a centrifugal double impeller structure, a hub plate (not shown) fixed to the rotating shaft 3a, and one double suction type blade fixed to the hub plate. Root wheel 4 0 3b.
  • the impeller 400 b is provided on both sides of the hub plate with a first impeller portion 400 b and a second impeller portion 400 b each having a plurality of blades.
  • the air is sucked from the suction ports 400 d and 400 e on both sides and blows out from the air outlets 400 f in the outer circumferential direction.
  • the upper and lower walls in the engine compartment 401 are provided with cooling air intakes 407a and 407b for taking in outside air and an exhaust port 408 for exhaust. There is no particular illustration near the engine 405 inside the engine room 401. Electrical components such as alternators are installed.
  • the flow of cooling air is
  • the first cooling air 450 passing through the flow path on the side of the Lacée 409c flows through the cooling air intake port 407a from the outside of the engine chamber 401 to the engine room 401.
  • the cooling air intake port 407a After passing through heat exchangers such as intercooler 409a, oil cooler 409b, radiator 409c, etc., it is throttled by suction pipe 410a and enters centrifugal fan 403. .
  • the air is discharged to the outside from an exhaust port 408 above the engine room 401.
  • the second cooling air 451 passing through the flow path on the side of the engine 402 enters the engine room 401 from the outside of the engine room 401 through the cooling air intake port 407b.
  • the oil is cooled while flowing around the oil pan 404 provided below the vicinity of the engine 402 and the engine 402. Then, after being squeezed by the suction pipe 41Ob and entering the centrifugal fan 403, it is blown out toward the outer periphery of the centrifugal fan 403, and the first cooling air 4 With 0, the air is exhausted to the outside from the exhaust port 408 in the upper part of the engine room 401.
  • first impeller part 400 bL and the second impeller part 400 bR are defined by an air volume ratio W1 of the first cooling air 450 and the second cooling air 450.
  • L 2 2: 0.5 to 2: 1.5.
  • the centrifugal fan may cause engine overcooling to maintain the normal engine rated speed.
  • the rotational speed of the engine 402 is set to the normal rated rotational speed, Since the number of revolutions of the fan 403 can be reduced, it is possible to prevent performance deterioration due to supercooling of the engine 402, and to prevent an increase in noise due to the centrifugal fan 403 at this time.
  • the conventional structure in which the fan rotates directly in response to engine rotation reduces the engine speed and the centrifugal fan speed to prevent engine stalling.
  • the rotation speed of the centrifugal fan 403 is kept as usual while the rotation speed of the engine 402 is reduced. Since it can be maintained, it is possible to prevent performance degradation due to overheating of the engine 402.
  • the centrifugal fan 403 may have a larger weight than a conventional axial fan, but in this embodiment, the centrifugal fan 403 is driven by an electric motor 406.
  • the load on the bearing (installed inside the engine 402, not shown) of the rotation shaft 421 of the engine 402 does not increase because it is not fixed to the rotation shaft 421 of the engine 402. . That is, the load of the large-sized centrifugal fan 403 is sufficient if the bearing 413 for the fan rotation shaft 403a can appropriately bear a large load.
  • the engine was designed assuming the use of an axial fan.
  • the provision of a new bearing support member 4 23 and a bearing 4 13 allows the engine of this embodiment to be installed. A cooling device can be easily realized.
  • the fan rotating shaft 403a can be installed at an arbitrary position, so that the fan rotating shaft 403a is optimized according to the three heat exchangers 409a to c. Can be moved to a suitable position, which prevents a decrease in cooling air volume.
  • the centrifugal fan 403 provided with one double suction type impeller 400b is used.
  • a centrifugal fan having two single-suction type impellers whose suction ports are directed in opposite directions may be used. In this case, the same effect is obtained.
  • the impeller 400b is driven by the electric motor 406 in the fourth embodiment.
  • the impeller 400b is driven by hydraulic energy (pressure oil) instead of the electric motor 406.
  • a hydraulic motor may be used, and a similar effect can be obtained in this case.
  • the electric motor 406 which is an independent drive source completely unrelated to the rotation of the engine 402 is used.
  • the present invention is not limited to this. Is also conceivable. That is, while the rotation of the engine 402 is transmitted and input, a rotation speed conversion means for converting the input rotation speed with a desired acceleration / deceleration ratio and outputting it to the centrifugal fan 403 is provided, The centrifugal fan 403 may be rotated at a rotational speed according to the working environment.
  • Examples of the configuration of the rotation speed conversion means include, for example, a reduction gear mechanism having a plurality of types of gears having different numbers of teeth, and an acceleration / deceleration ratio control means for controlling a transmission acceleration / deceleration ratio in the reduction gear mechanism. And a gear switching mechanism that switches gears in the gear mechanism. In these cases, a similar effect is obtained.
  • an intercooler 6a, 409a, an oil cooler 6b, 409b, and a radiator 6c, 409c are exemplified.
  • the present invention is not limited to these, and another heat exchanger such as a condenser for an air conditioner may be provided. In these cases, the same effect is obtained.
  • first to fourth embodiments have been described by taking an example of an engine cooling device provided in a construction machine.
  • the present invention is not limited to this.
  • an engine cooling device mounted on an automobile, an agricultural machine, or another machine may be used. It can be applied to a cooling device. Similar effects are obtained in these cases.
  • the cooling passage for the second cooling air for cooling the engine side is provided with a heat exchanger. Therefore, the opening on the engine side can be made smaller than before. Therefore, the degree of sealing on the engine side is improved, and noise can be reduced.
  • the high-temperature air after cooling the heat exchanger does not flow around the electric components and the like as in the past, the cooling effect on the electric components and the like can be improved, and the reliability of the electric components and the like can be improved. Performance can be improved.

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Description

明 細 書 ェンジン冷却装置及び建設機械 技術分野
本発明は、 エンジンの冷却装置に係わり、 例えば、 自動車や建設機械に搭載さ れるエンジンの冷却装置及びこれを用いた建設機械に関する。 背景技術
この種のエンジン冷却装置に関する公知技術として、 例えば、 以下のものがあ る。
①特開平 5 - 2 8 8 0 5 3号公報
この公知技術は、 建設機械のエンジン冷却部において、 エンジンのクランク軸 にファンベル卜を介し連結された軸流フアンにより冷却風を熱交換器に供給する ものである。
②特開平 5 - 2 4 8 2 3 9号公報
この公知技術は、 トラクタ等作業車のエンジン冷却部において、 冷却風を供給 するファンとして遠心ファンを使用することにより冷却性能の向上を図るもので ある。
③特開平 5 - 2 4 8 2 4 2号公報
この公知技術においては、 1つの遠心ファンによって、 農機正面から取り入れ られラジエーターを通過した冷却風が遠心ファンの正面から吸い込まれる一方、 遠心ファンの後方にあるエンジン室からの冷却風が遠心ファンの背面側から吸い 込まれる。 発明の開示
上記公知技術においては、以下の課題が存在する。
すなわち、 一般に、 エンジン室内において、 ラジエーター 'オイルクーラ一等 の熱交換器を冷却するために要求される空冷能力に比べて、 エンジン外部を冷却 するために必要な空冷能力は非常に少なく、 例えば約 1 / 3以下で足りる。 しか しな力、'ら、 上記公知技術①及び②では、 ラジェ一ター等の熱交換器を冷却し高温 となつた冷却風がそのままエンジン側に流入する構成となっているので、 熱交換 器側とエンジン側との冷却 ®*が同一となっている。 すなわち、 熱交換器側の空 冷に必要な大風量がエンジン側に設けられる排気口からそのまま排出されること から、 排気口の開口部の大きさが非常に大きくなつており、 最も大きな騒音源で あるェンジン側の密閉度が低下し、 騒音低減が困難となっている。
また、 通常、 エンジン室内におけるエンジンの周囲には数多くの電装品等が搭 載されているが、 公知技術①及び②においては、 ラジエーター等の熱交換器を冷 却して高温となった空気が電装品の周囲を流れているので、 電装品に対する冷却 効果が低くなり、 電装品の信頼性の面で問題となる。
一方、 公知技術③においては、 エンジンまわりの電装品を冷却する冷却風は、 ラジエー夕を通過する冷却風とは別の流路となるので、 ラジェ一夕一冷却後の高 溫空気は電装品には導かれず、 上記の課題は生じない。 し力、しな力 <ら、 上記公知 技術③においては、 以下に示す別の課題を有する。
すなわち、 公知技術③の遠心ファンは、 機能的には、 ラジェ一夕一側及びェン ジン側の両方向から冷却風を吸し、込む両吸 、込み遠心フアンのように図示されて いる。 しかし実質的には、 1つの羽根車を備えた 1つの片吸い込み遠心ファンで あり、 羽根車は、 ラジエーター側の空気を積極的に吸い込んで冷却風を誘起する が、 エンジン側の空気に関しては、 ファン背面側に隙間を設けてその隙間から負 圧により空気を流入させているに過ぎず、 積極的に吸 t、込みを行 、冷却風を誘起 する構造とはなっていない。 このような構造の結果、 ラジエータ--側からの冷却 風に対しエンジン側の冷却 Miが極めて少なくなる。 また、 これら両方向からの 冷却風の相互の吸い込み量が不安定となる。 したがって、 電装品等の冷却を十分 行うことができない。
本発明は、 従来技術における上記問題を解決するものであり、 その目的は、 ェ ンジン側の密閉度を向上して騒音を低減でき、 力、つ、 電装品等に対する十分な冷 却を行うことができるェンジン冷却装置及び建設機械を提供することにある。 上記目的を達成するために、 本発明によれば、 エンジンが内設されたエンジン 室内に設けられ、 前記エンジンの冷却水を冷却するラジエーターを含む少なくと も 1つの熱交換器と、 回転軸が回転されることにより、 前記熱交換器、 前記ェン ジン、 及びこのエンジンの周囲に設けられた電装品を冷却する冷却風を誘起する 冷却ファンとを有するエンジン冷却装置において、 前記冷却ファンは、 第 1の空 気取り入れ口から前記ェンジン室内に取り入れられ前記熱交換器を冷却する第 1 の冷却風と、 第 2の空気取り入れ口から前記ェンジン室内に取り入れられ前記ェ ンジン及び電装品を冷却する第 2の冷却風とを誘起する遠心型二重羽根車構造の 遠心ファンであることを特徴とするエンジン冷却装置が提供される。
すなわち、 遠心型二重羽根車構造のうちの一方の羽根車で誘起される第 1の冷 却風は、 第 1の空気取り入れ口からエンジン室内に取り入れられて熱交換器を冷 却した後、 回転軸の一端側から第 1の羽根車に吸い込まれて外周方向に吹き出さ れる。 また、 遠心型二重羽根車構造のうちの他方の羽根車で誘起される第 2の冷 却風は、 第 2の空気取り入れ口からエンジン室内に取り入れられてェンジン及び -その周囲の電装品等を冷却した後、 回転軸の他端側から第 2の羽根車に吸い込ま れて外周方向に吹き出される。
これにより、 エンジン側を冷却する第 2の冷却風の冷却流路を、 熱交換器を冷 却する第 1の冷却風の冷却流路から分離することができるので、 従来のようにェ ンジン側から大風量を排出する'必要がなく、 第 2の冷却風の風量はェンジン側の 冷却に必要なだけの小風量で足りる。 したがって、 従来よりもエンジン側の開口 部を小さくすることができるので、 エンジン側の密閉度が向上し、 騒音を低減す ることができる。
また、 エンジン側を冷却する第 2の冷却風の冷却流路が、 熱交換器を冷却する 第 1の冷却風の冷却流路と異なる経路となるので、 従来のように、 熱交換器を冷 却した後の高温空気が電装品等の周囲を流れることがなくなる。 したがって電装 品等に対する冷却効果を向上させることができ、 電装品等の信頼性を向上させる ことができる。
好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンは、 誘起する前 記第 1及び第 2の冷却風の Mfiをそれぞれ W1及び W2としたとき、 W1： W2= 2 : 0 . 5〜2 : 1 . 5となるように構成されていることを特徴とするエンジン冷 却装置が提供される。
すなわち、 一般にエンジンの全発熱量 1 0 0 %のうち、 ラジエーター水の冷却 によって失われる部分が約 3 0 %、 エンジン外壁から輻射熱として失われる部分 力約 1 5 %であることが知られている。 ここで、 前者はラジェ一ターにおいて第 1の冷却風が冷却する発熱量にほぼ相当し、 後者はエンジン外部において第 2の 冷却風が冷却する発熱量にほぼ相当する。 したがって、 冷却する発熱量が冷却風 量にほぼ比例するとすれば、 遠心型二重羽根車構造の遠心ファンを、 第 1の冷却 風量と第 2の冷却風量との比 Wl： W2 = 2 ： 1となるように構成するのが熱量バ ランスの上で最適である。 このような割合とすることにより、 遠心ファンの消費 馬力のロスを防ぎ、 燃費の低下を防止することができる。 また必要以上に回転数 を上げなくても済むので、 騒音を低下することができる。 さらに第 2の冷却風量 W2が過多となることによるェンジンの過冷却を防止できる。
但し、 第 1の冷却風が通過する熱交換器側流路と第 2の冷却風が通過するェン -ジン側流路における通風抵抗の違いや、 製造誤差等に由来する実機でのばらつき 等を考慮すると、 第 1の冷却風量と第 2の冷却風量との比 Wl： W2 = 2 ： 0 . 5 〜2 ： 1 . 5が適正範囲である。
また好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンは、 誘起す る前記第 1及び第 2の冷却風の風量をそれぞれ W1及び W2としたとき、 W1： W2 = 2 ： 1となるように構成されていることを特徴とするエンジン冷却装置が提供 される。
また好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンは、 前記回 転軸に固定されたハブに固定され、 該回転軸の一端側から前記第 1の冷却風を吸 い込み外周方向に吹き出す第 1の羽根車部分と、 前記ハブの前記第 1の羽根車部 分と反対側に固定され、 前記回転軸の他端側から前記第 2の冷却風を吸い込み外 周方向に吹き出す第 2の羽根車部分とからなる両吸い込み型の 1つの羽根車を備 えていることを特徴とするエンジン冷却装置が提供される。
また好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンは、 前記回 転軸に固定された第 1のハブに固定され、 該回転軸の一端側から前記第 1の冷却 風を吸い込み外周方向に吹き出す片吸い込み型の第 1の羽根車と、 前記回転軸に 固定された第 2のハブに固定され、 該回転軸の他端側から前記第 2の冷却風を吸 I、込み外周方向に吹き出す片吸 L、込み型の第 2の羽根車とを備えていることを特 徴とするエンジン冷却装置が提供される。
また好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンの出口部分 近傍に設けられ、 該遠心フアンから吹き出された冷却風を減速して圧力を回復さ せるスパイラルケースをさらに有することを特徴とするエンジン冷却装置が提供 される。
これにより、 従来すベて圧力損失として無駄になっていた遠心ファン出口から の流れに含まれる旋回成分を、 圧力として回復させることができるので、 ファン 効率の向上を図れる。 またその分さらに大風量化 ·高圧力化を図ることができる。 さらに高圧力化できることによりェンジン室の密閉度を向上させることができる ので、 その分さらに騒音を低減することができる。
さらに好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記スパイラルケース内 面の少なくとも一部分に、 吸音材を設置したことを特徴とするエンジン冷却装置 が提供される。
これにより、 主たる騷音源の 1つである遠心ファンからの騒音を吸音材で吸収 できるので、 エンジン室全体の静音化に有効である。
また好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記遠心ファンの回転軸に 駆動力を伝達して回転させるとともに、 該遠心ファンの回転数を前記ェンジンの 回転数と別個独立して設定可能な駆動手段をさらに有することを特徴とするェン ジン冷却装置が提供される。
すなわち例えば、 エンジンの回転と関係なく電気エネルギー ·油圧エネルギー により独自に駆動力を発生する駆動手段で、 遠心ファンの回転数をェンジン回転 数と別個独立して設定する。 これにより、 遠心ファンの回転数を、 エンジン回転 数 （=ウォーターポンプ回転数） に左右されることのない作業環境に応じた最適 な値とすることができる。 例えば低温時の作業においては、 遠心ファンがェンジ ン回転に直接対応して回転される場合には、 通常通りのエンジン定格回転数を確 保するために遠心ファンによるエンジン過冷却が生じる可能性がある力 本発明 によれば、 エンジン回転数を通常の定格回転数にする一方遠心ファンの回転数を 小さくすることができるので、 ェンジン過冷却による性能低下を防止することが でき、 さらにこのときの遠心ファンによる騒音増大を防止できる。 また例えば高 地での作業においては、 遠心ファンがエンジン回転に直接対応して回転される場 合には、 エンス卜防止のためにエンジン回転数が小さくなり遠心ファン回転数も 小さくなることになるので、 冷却能力が不足してェンジンが過熱しェンジン性能 を低下させる可能性があるが、 本発明によればエンジン回転数を小さくしつつ遠 心ファンの回転数は通常通り維持することができるので、 エンジン過熱による性 能低下を防止することができる。
さらに好ましくは、 前記エンジン冷却装置において、 前記駆動手段は、 電気工 ネルギ一により駆動力を発生する手段及び油圧エネルギーにより駆動力を発生す る手段のいずれか一方であることを特徴とするエンジン冷却装置が提供される。 また本発明によれば、 エンジン室内に設けられたエンジンと、 このエンジンに よって駆動される油圧ポンプと、 この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆 勒されるァクチユエ一夕と、 前記エンジンの冷却水を冷却するラジェ一タ一を含 む少なくとも 1つの熱交換器、 及び、 回転軸が回転されることにより前記熱交換 器 ·前記エンジン ·このエンジンの周囲に設けられた電装品を冷却する冷却風を 誘起する冷却ファンを備えたエンジン冷却装置とを有する建設機械において、 前 記冷却ファンは、 第 1の空気取り入れ口から前記エンジン室内に取り入れられ前 記熱交換器を冷却する第 1の冷却風と、 第 2の空気取り入れ口から前記ェンジン 室内に取り入れられ前記ェンジン及び電装品を冷却する第 2の冷却風とを誘起す る遠心型二重羽根車構造の遠心ファンであることを特徴とする建設機械が提供さ れる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施形態が適用される油圧ショベルのェンジン室の構 造を表す側断面図である。
図 2は、 図 1中 I I— I I面からの矢視図である。
図 3は、 図 2中 II I一 I I I線断面位置に相当する遠心ファンの成形用抜き型の断 面図である。 図 4は、 図 2中 IV— IV線断面位置に相当する遠心フマンの成形用抜き型の断面 図である。
図 5は、 同一外径かつ同一回転数とした場合において、 軸流ファンと遠心ファ ンとのファン特性の一例を比較した図である。
図 6は、 エンジンの全発熱量を 1 0 0 %としたとき、 馬力として得られる部分 及び各種損失となって失われる部分の内訳を示した図である。
図 7は、 2個の片吸 、込み型の羽根車を備えた変形例を表す縦断面図である。 図 8は、 本発明の第 2の実施形態によるェンジン冷却装置を内設したェンジン 室の構造を表す側断面図である。
図 9は、 図 8に示されたスパイラルケース部分の詳細構造を表す斜視図である。 図 1 0は、 本発明の第 3の実施形態によるエンジン冷却装置を内設したェンジ ン室の構造を表す側断面図である。
図 1 1は、 本発明の第 4の実施形態によるエンジン冷却装置を内設したェンジ シ室の構造を表す側断面図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明のエンジン冷却装置の実施形態を図に基づいて説明する。 以下に 示す実施形態は、 いずれも、 エンジンによって駆動される油圧ポンプと、 この油 圧ポンプから吐出される圧油によって駆動されるァクチユエ一夕とを有する油圧 ショベルの、 ェンジン室に設けられるェンジン冷却装置の実施形態である。 第 1の輸形態
本発明の第 1の実施形態を図 1〜図 6により説明する。 本実施形態は、 油圧シ ョベルのェンジン室に設けられるェンジン冷却装置の実施形態である。
本実施形態が適用される油圧ショベルのエンジン室の構造を表す側断面図を図 1に示す。
図 1において、 本実施形態によるエンジン冷却装置は、 エンジン 5が内設され たェンジン室 1内に設けられており、 エンジン 5への燃焼用空気を予冷するィン タークーラ一 6 aと、 油圧ショベルの作動油を冷却するオイルクーラー 6 bと、 エンジン 5の冷却水を冷却するラジエーター 6じと、 エンジン 5のクランク軸 2 からの動力が伝達されるファンベルト 3により駆動される遠心ファン 4と、 冷却 風 5 0 , 5 1 (後述） を遠心ファン 4の 2つの吸い込み口へそれぞれ導く吸い込 み管 8 a , 8 bとから主として構成されている。 なお、 エンジン室 1内の上部 · 下部壁面には、 外気を取り入れるための第 1の空気取り入れ口、 例えば冷却空気 取入口 7 aと、 第 2の空気の取り入れ口、 例えば冷却空気取入口 7 bと、 排気の ための排気口 9が設けられ、 またェンジン室 1内部におけるエンジン 5近傍には、 オルタネ一ター 1 0等の電装品が設置されている。
図 2に遠心フアン 4の詳細構造を表す図 1中 11— 11面からの矢視図を示し、 図 3に図 2中 Ι Π— I I I線断面位置に相当する遠心ファン 4の成形用抜き型 1 1 a , 1 l bの断面図を示し、 図 4に図 2中 IV— IV線断面位置に相当する遠心ファン 4 の成形用抜き型 1 1 a , 1 1 bの断面図を示す。 なお図 3及び図 4には、 遠心フ アン 4の各部位との対応を分かりやすくするために、 成形空洞の対応する部分に 伺じ符号を付している。
図 1〜図 4において、 遠心ファン 4は、 遠心型の羽根車構造を 2つ備えた遠心 型二重羽根車構造となっており、 回転軸 4 hに固定されるハブ板 4 aと、 このハ ブ板 4 aに固定された両吸い込み型の 1つの羽根車 4 bとを備えている。 この羽 根車 4 bは、 ハブ板 4 aを挟んで両側に設けられ複数枚の羽根をそれぞれ備えた 第 1の羽根車部分 4 b L及び第 2の羽根車部分 4 b Rから構成されており、 第 1 の ¾根車部分 4 b Lには回転シュラウド 4 gが設けられている。 そして両側の吸 込口 4 d , 4 eから吸い込んだ空気を外周方向の吹き出し口 4 f から吹き出すよ うになつている。 また、 第 1の羽根車部分 4 b Lの有効幅 L 1と第 2の羽根車部分 4 b Rの有効幅 L 2との比 L 1： L 2 = 2 ： 0 . 5〜2 : 1 . 5となるように構成さ れている。
そしてさらに、 ハブ板 4 aの直径 D hカ^ 回転シュラウド 4 gのある第 1の羽 根車部分 4 b Lの吸い込み口径 D 1よりも小さく、 これにより、 遠心ファン 4は、 型 1 1 a , bによる一体成形が可能な構造となっている。 例えば、 まず型 1 1 b の口径 D 1の開口を介し型 1 1 b中に口径 D hの鉄心からなるハブ板 4 aを載置 した後、 型 1 1 aを重ね合わせ、 図示しない注入口を介して樹脂を注入し、 イン ジェクシヨン成形を行う。
すなわち、 第 2の羽根車部分 4 b R、 第 1の羽根車部分 4 b Lのうちハブ板 4 a外径 D hよりも外側の部分、 及び回転シュラウド 4 gのエンジン 5側端面 4 g Rを、 図 3中右側からの抜き型 1 1 bで押圧成形できるとともに、 第 1の羽根車 部分 4 b Lのうちハブ板 4 aよりも内側部分、 第 1の羽根車部分 4 b Lのうちハ ブ板 4 a外径 D よりも外側の部分の前縁部、 及び回転シユラウド 4 gのラジェ 一ター 6 c側端面 4 g Lを、 図 3中左側からの抜き型 1 l aで押圧成形すること ができる。 このように一体成形可能な構造とすることにより、 ファンの製造コス 卜が大幅に低減される。 また回転シュラウド 4 gが設けられていることにより、 第 1の羽根車部分 4 b L側における流路内での乱れの発生が少なくなり、 ファン 効率を向上できるとともに、 ファン騒音を小さくすることができる。
図 1に戻り、 以上のような構成のエンジン冷却装置において、 冷却風の流路は、 遠心フアン 4から見てラジェ一夕一 6 c側と、 エンジン 5側との 2つが形成され る。
すなわち、 ラジエーター 6 c側の流路を通過する第 1の冷却風 5 0は、 ェンジ ン室 1外部から冷却風取入口 7 aを通ってエンジン室 1に入り、 インタークーラ - 6 a ·オイルクーラー 6 b ·ラジエーター 6 c等の熱交換器を過ぎた後に吸い 込み管 8 aによって絞られ、 遠心ファン 4に入る。 そして、 遠心ファン 4の外周 方向に吹き出した後、 エンジン室 1上部の排気口 9から外部に排出される。
またエンジン 5側の流路を通過する第 2の冷却風 5 1は、 エンジン室 1外部か ら冷却風取入口 7 b , 7 bを通ってエンジン室 1に入り、 エンジン 5、 オルタネ 一ター 1 0等の各種電装品、 及びオイルパン 1 4の周囲を流れながらそれらを冷 却する。 そして、 吸い込み管 8 bによって絞られて遠心ファン 4に入った後、 遠 心ファン 4の外周方向に吹き出し、 上記したラジエーター 6 c側の第 1の冷却風 5 0とともにエンジン室 1上部の排気口 9から外部に排出される。
以上のように構成した本実施形態にお 、ては、 エンジン 5及びオルタネータ一 1 0等の電装品を冷却する第 2の冷却風 5 1の流路を、 インタークーラー 6 a · オイルクーラー 6 b ·ラジエーター 6 c等の熱交換器を冷却する第 1の冷却風 5 0の流路から分離することができるので、 従来のようにエンジン 5側から大風量 を排出する^:、要がなく、 エンジン 5側の第 2の冷却風 5 1の風量をェンジン 5側 の冷却に'必要なだけの小風量 （後述するように第 1の冷却風 5 0の風量の 1 Z 4 〜3 / 4 ) とすることができる。 したがって、 従来よりもエンジン 5側の開口部 である冷却空気取り入れ口 7 b， 7 bを小さくすることができるので、 エンジン 5側の密閉度が向上し、 騒音を低減することができる。
また、 エンジン 5及びオルタネーター 1 0等の電装品を冷却する第 2の冷却風 5 1の流路が、 インタークーラ一 6 a 'オイルクーラー 6 b ·ラジエーター 6 c 等の熱交換器を冷却する第 1の冷却風 5 0の流路と異なる経路となるので、 従来 のように熱交換器を冷却した後の高温空気が電装品等の周囲を流れることがなく なる。 したがって電装品等に対する冷却効果を向上させることができ、 電装品等 の信頼性を向上させることができる。 またこのことにより、 従来耐熱性が必須で あった電装品等に関し、 耐熱性を考慮する必要性がなくなるので、 低コスト化を 図ることができる。 さらにエンジン 5の空冷効果が高まることから、 エンジン冷 却全体に占める水冷の割合を下げることができ、 これによりラジエーター 6 じへ 要求される冷却性能を下げることができるので、 ラジエーター 6 cの小型化 ·低 コスト化を図れる。
また、 近年、 エンジン室は、 本実施形態のエンジン室 1のようなインタークー ラー 6 aの採用や、 騒音低減のためのエンジン室密閉度向上'コンパク卜化等の 要求により、 冷却流路の抵抗が増大する傾向がある。 そして、 このような傾向に もかかわらず従来と同等の流量が要求されていることから、 冷却ファンの大風量 化 ·高圧力化の必要が生じている。 ここで本実施形態のエンジン冷却装置におい ては、 ファンとして遠心ファン 4を用いることにより、 軸流ファン '斜軸流ファ ンを用いる場合に比べ、 同一外径かつ同一回転数においては大風量化 ·高圧力化 を図ることができ、 騒音面で有利である。 このことを図 5を用いて説明する。 図 5は、 同一外径かつ同一回転数とした場合において、 軸流ファンと遠心ファ ンとのファン特性の一例を比較した図であり、 横軸が流量、 縦軸が静圧を表して いる。 「軸流ファン」及び「遠心ファン」 の特性曲線は、 それぞれ軸流ファン及 び遠心ファン単体の特性 （すなわち流路中に配置せず測定したファン単独の特性） を示しており、 2つの抵抗曲線①， ②はエンジン室における冷却流路単体の特性 (流路構造により一意的に定まる特性） を示している。 そして、 ファンの特性曲 線と抵抗曲線との交点が、 該当するファンを該当する流路に配置した場合の動作 点であり、 その場合に得られる圧力及び流量を表す。 なお、 抵抗曲線①， ②のう ち、 抵抗曲線①が従来のエンジン室における冷却流路抵抗を表しており、 抵抗曲 線②が、 インタークーラ一採用や騒音低減のためのエンジン室密閉度向上'コン パク卜化等の要求に対応した近年のェンジン室における冷却流路の特性を表して いる。
まず、 従来のエンジン室において軸流ファンを用いる場合は、 流量及び静圧は、
「軸流ファン」 の特性曲線と抵抗曲線①との交点 Aとなり、 それぞれ Qpropl, P proplとなる。 これに対し、 遠心ファンを用いたとすると、 流量及び静圧は、 「遠 心ファン」 の特性曲線と抵抗曲線①との交点 Bで表される Qturbol, Pturbolと なる。 すなわち、 遠心ファンは、 同一外径かつ同一回転数では、 遠心力作用 （詳 細は後述） によつて軸流ファンに比べて高圧化かつ大風量化が可能であるという -性質を持つ。
ここで、 近年のエンジン室に対して従来の軸流ファンをそのまま適用したとす ると、 流量及び静圧は、 「軸流ファン」 の特性曲線と抵抗曲線②との交点 Cで表 される Qprop2, Pprop2となり、 静圧は従来のエンジン室における前述の Pprop 1に比べて大きくなり高圧化が図られるものの、 流量は従来のエンジン室における 前述の Qproplよりも小さくなつてしまう。 したがって、 従来の Qproplと同等の 流量を得ようとする場合には回転数を上げざるを得ず、 結果として騒音が非常に 大きくなる。 これに対し、 遠心ファンを適用した場合は、 流量及び静圧を、 「遠 心ファン」 の特性曲線と抵抗曲線②との交点 Dで表される Qturbo2 (^Qpropl) , Pturbo2とすることができるので、 従来のエンジン室における軸流ファンの流量 Qproplとほぼ同程度の流量を確保するとともに、 従来のエンジン室における軸流 ファンの静圧 P proplに比べて 2倍以上の高圧化を図ることができる。
このような遠 、ファンの特性は、 例えば以下のように説明できる。
すなわち、 一般に、 ファンの理論圧力上昇 Pthは次式で表される。
Pth=P ( u 22-u,2) /2 + P ( V 22 - v i2) /2
+ P (w2 2-wi2) /2 なお、 Uはファンの周速、 Vは流れの絶対速度、 Wは流れの相対速度を表して おり、 添字 1 , 2はそれぞれ、 ファン入口及び出口での値であることを表してい る。
上式において、 右辺第 1項の P ( u 2 2 - u i 2 ) Z 2力、'遠心力の効果を表してお り、 右辺第 2項の P ( v 2 2 - V ! 2 ) Z 2が運動エネルギの変化 （動圧上昇） を表 しており、 右辺第 3項の P ( W 2 2 - W ! 2 ) Z 2が流路での減速による効果 （静圧 上昇） を表している。 ここで、 第 1項について考えると、 軸流ファンはファン入 口と出口とが同径であることから u t = u 2となって第 1項 = 0となるのに対し、 遠心ファンはファン出口の方がファン入口よりも大径であるので、 第 1項の遠心 力の効果が最大限生かされる。 したがって、 遠心ファンのほうが軸流ファンより も高圧化を図ることができ、 ひいては大流量化も容易に図ることができる。 なお、 以上は軸流ファンとの対比において遠心ファンの特性を説明したカ、 斜軸流ファ ンとの対比にお t、ても同様のことが成り立つ。
-以上説明したように、 冷却ファンとして遠心ファン 4を用いることにより、 同 一外径かつ同一回転数で軸流ファン ·斜軸流フアンよりも大風量化 ·高圧力化を 図ることができる。 したがって、 冷却流路の抵抗が増大している近年のエンジン 室で従来と同等の流量を確保するために大風量化 ·高圧力化を図る場合にも、 軸 流ファン '斜軸流ファンのように回転数を増大させる必要がなく、 騒音を低下さ せることができる。 またこのとき、 第 1の羽根車部分 4 b Lに回転シュラウド 4 が設けられていることにより、 吸 、込み管 8 aと第 1の羽根車部分 4 b Lとの 間の隙間から径方向に冷却風が洩れるのを防止し、 ファン効率を向上させること ができるので、 その分騒音をさらに低下させることができる。
また、 軸流ファンを用いた従来構造では、 軸流ファンから吹き出した冷却風が ファン下流側に配置されたェンジンを冷却する構成となつて t、たので、 ファン回 転により旋回成分を含んだ冷却風流れがェンジンやその周囲部材の複雑な形状に 衝突して局所的に冷却風の逆流が生じ、 その分冷却風の円滑な流 riを阻害してい た。 これに対して本実施形態の冷却装置においては、 エンジン 5は遠心ファン 4 の上流側に配置されることにより、 旋回成分を含まない第 2の冷却風 5 1カ^ ェ ンジン 5表面やエンジン 5下方のオイルパン 1 4表面に添って遠心ファン 4方向 へと流れることになるので、 従来のような逆流の発生を低減することができる。 さらに、 第 1の羽根車部分 4 b Lの有効幅 L1と第 2の羽根車部分 4 b Rの有効 幅 L2との比 L1： L2= 2 ： 0. 5〜2 : 1. 5とすることで、 第 1の冷却風 50 の風量と第 2の冷却風 5 1の風量との比 Wl : W2= 2 ： 0. 5〜2 ： 1. 5とし、 これにより第 1及び第 2の冷却風 50, 5 1の風量バランスを適正化する作用も ある。 これを図 6により説明する。
図 6は、 エンジンの全発熱量を 1 0 0%としたときに、 馬力として得られる部 分及び各種損失となって失われる部分の内訳を示したものである。 図示のように、 一般に、 エンジンの全発熱量 1 0 0%のうち、 例えばラジエーター水の冷却によ つて失われる部分が約 3 0%、 エンジン外壁から排気熱及び輻射熱として失われ る部分が約 3 3 %であることが知られて t、る （内燃機関ノヽンドブック、 朝倉書店 による） 。 そして、 後者の 33 %のうち輻射熱がどれだけを占めるかについては、 例えば以下のようにして算出することができる。
- 一般に、 エンジンにおける全発熱量と馬力との関係は、 次の基本式で表される。
Q=N e x b xHu/60
但し、 Q：冷却水放熱量 [kcal/min]
N e ：馬力 [PS]
b ：燃費率 [kg/PSHr]
Hu ：燃料の低発熱量 （ = 10500 [kcal/kg] )
例えば、 代表的な燃費率 P≤170[g/PSh]として、 上記基本式によりエンジン全 発熱量 Qを求めてみると、
P： Q p = 10500[kcal/kg] x 170 x 10'3[kg/PSh] x 135[PS]
= 240975[kcal/h]
となる。 そして、 上述したように排気熱，輻射熱の割合は 3 3 %であるから、 (排気熱，輻射熱） =240975x0.33 = 79522[kcal/h] …①
一方、 サイレンサーから排出される排気熱は、 排気温度 300 、 外気温度 20 、 流速 313[m3/s]，比重 0.956[kg/m3]とすると、
(排気熱) =0.24[kcal/kg*deg] x (300- 20)[deg] x313[m3/s]
xO.596[kg/m3]x3600[s] =45230[kcal/h] …②
となる。 したがって、 ①及とより、 輻射熱は
(輻射熱） =79522 - 45230
= 34291 [kcal/h]
となり、 これは上記 Q ( = 240975[kcal/h]) の約 14. 2%に相当している。 す なわち、 エンジンの全発熱量 100%のうち、 ラジエーター水の冷却によって失 われる部分が約 30%、 エンジン外壁から輻射熱として失われる部分が約 14. 2%となる。
これを本実施形態のエンジン 5に当てはめてみると、 前者はラジェ一ター 6 c において第 1の冷却風 50が冷却する発熱量にほぼ相当し、 後者はエンジン外部 において第 2の冷却風 51力冷却する発熱量にほぼ相当する。 たがって、 冷却 する発熱量が冷却風量にほぼ比例するとすれば、 遠心型二重羽根車構造である遠 心ファン 4を、 第 1の冷却風 50の風量と第 2の冷却風 51の風量との比 W1： W 2-2 ： 1となるように構成するのが熱量バランスの上で最適である。 そしてこの ような割合とすることにより、 遠心ファンの消費馬力のロスを防ぎ、 燃費の低下 を防止することができる。 また必要以上に回転数を上げなくても済むので、 騒音 を低下することができる。 さらに第 2の冷却風 51の風量 W2が過多となることに よるエンジンの過冷却を防止できる。
但し、 ここで、 第 1の冷却風 50が通過する熱交換器 6 a〜c側流路と ^2の 冷却風 51が通過するエンジン 5側流路における通風抵抗の違いや、 製造誤差等 に由来する実機でのばらつき等を考慮すると、 第 1の冷却風 50の風量と第 2の 冷却風 51の風量との比 W1： W2= 2 : 0. 5〜2 ： 1. 5が適正範囲である。 したがって、 本実施形態においては、 第 1の羽根車部分 4 b Lの有効幅 L1と第 2の羽根車部分 4 bRの有効幅 L2との比 L1： L2=2 ： 0. 5〜2 : 1. 5とす ることで、 第 1及び第 2の冷却風 50， 51の風量バランスを適正化することが できる。
なお、 上記第 1の実施形態においては、 2つの冷却風流路の一方 （第 1の冷却 風 50) でインタークーラ一6 a ·オイルクーラー 6 b 'ラジェ一ター 6 c等の 熱交換器を冷却し、 他方 （第 2の冷却風 51) でオルタネ一タ 10等の電装品、 エンジン 5、 及びオイルパン 1 4を冷却していたが、 これらの冷却対象物の冷却 風流路への配分は、 これに限られない。 例えば、 熱交換器のうちインタークーラ 一 6 aをエンジン 5側の吸い込み口 7 bの下流側に配置してもよい。 すなわち、 少なくとも 1つの熱交換器がェンジン 5側でな L、冷却風流路に配置されれば、 同 様の効果を得ることができる。
また、 上記第 1の実施形態においては、 第 1の羽根車部分 4 b Lに回転シユラ ウド 4 gを設けたが、 電装品等の空冷効果を向上させるという目的のみにおいて は、 必ずしも回転シュラウド 4 gを設けなくてもよい。 また逆に、 第 1の羽根車 部分 4 b Lにのみ回転シュラウド 4 gを設けるのではなく、 第 2の羽根車部分 4 b Rにも別体の回転シュラウドを後付けすることで、 第 1の羽根車部分 4 b L及 び第 2の羽根車部分 4 b Rの両方を回転シュラウドつきとすることもできる。 こ の場合、 さらにファン効率を向上できるとともに、 騒音を小さくすることができ る。
- さらに、 上記第 1の実施形態においては、 遠心ファン 4力、 2方向から吸い込 んで 1方向に吹き出す両吸い込み型の羽根車 4 bを備えていたが、 これに限られ ず、 片吸い込み型の羽根車を 2個背中合わせに配置してもよい。 この変形例を図 7に示す。 第 1の実施形態と同等の部材には同一の符号を付す。
図 7は、 2個の片吸 、込み型の羽根車を備えた変形例によるェンジン冷却装置 を内設したエンジン室の構造を表す側断面図であり、 図 1に示した第 1の実施形 態と異なる点は、 両吸い込み型の羽根車 4 bを 1つ備えた遠心ファン 4の代わり に、 互いに吸込口を反対方向に向けた 2つの片吸い込み型の羽根車 1 0 4 L b， 1 0 4 R bを備えた遠心ファン 1 0 4が設けられていることである。 この遠心フ アン 1 0 4は、 回転軸 4 hに固定された第 1のハブ、 例えばハブ板 1 0 4 L aと、 このハブ板 1 0 4 L aに固定された第 1の羽根車 1 0 4 L bと、 この第 1の羽根 車 1 0 4 L bの吸い込み側に固定された回転シュラウド 1 0 4 L gと、 回転軸 4 hに固定された第 2のハブ、 例えばハブ板 1 0 4 R aと、 このハブ板 1 0 4 R b に固定された第 2の羽根車 1 0 4 R bと、 この第 2の羽根車 1 0 4 R bの吸い込 み側に固定された回転シュラウド 1 0 4 R gとを備えている。 そして、 図示左側 の第 1の羽根車 1 0 4 L bが、 冷却風取り入れ口 7 aからインタークーラ一 6 a •オイルクーラー 6 b ·ラジェ一夕一 6 c等を冷却した第 1の冷^！風 5 0を吸い 込んで排気口 9へと吹き出し、 図示右側の第 2の羽根車 1 0 4 R b力、 冷却風取 り入れ口 7 bからエンジン 5、 オルタネーター 1 0等の電装品、 及びオイルパン 1 4を冷却した第 2の冷却風 5 1を吸い込んで排気口 9へと吹き出す。
その他の構成は、 第 1の実施形態とほぼ同様である。
本変形例によっても、 第 1の実施形態と同様の効果を得る。
またこれに加え、 片吸 L、込み型の羽根車を 1つ備えた遠心ファンを用いていた 従来構造に対しては、 本変形例を構成する際にその羽根車を再利用できる。 した がって、 第 1及び第 2の羽根車部分 4 b L , 4 b Rを備えた羽根車 4 bを新規に 製造する必要がある第 1の実施形態に比べ、 容易に実施可能である。 また、 片吸 い込み型の第 1及び第 2の羽根車 1 0 4 L b， R bは、 互いに制限されることな くそれぞれ独自にファン外径寸法 ·羽根枚数等を選択することができるので、 設 計の自由度が増す効果もある。 第 2の卖施形態
本発明の第 2の実施形態を図 8及び図 9により説明する。 本実施形態は、 第 1 の実施形態の構成にスパイラルケースを設けた実施形態である。 第 1の実施形態 と同等の部材には同一の符号を付す。
図 8は、 本実施形態によるェンジン冷却装置を內設したェンジン室 1の構造を 表す側断面図を示しており、 第 1の実施形態とは、 遠心ファン 4の出口部分近傍 を覆うようにスパイラルケース 2 1 2が設けられている点が異なる。 このスパイ ラルケース 2 1 2は、 遠心ファン 4の回転軸を含む平面で複数に分割可能な構造 になっており、 エンジン 5、 インタークーラー 6 a 'オイルクーラ一 6 b 'ラジ エーター 6 c、 遠心ファン 4等を配設した後に取り付けられる。
図 9は、 このスパイラルケース 2 1 2部分の詳細構造を表す斜視図であり、 ス パイラルケース 2 1 2内の流路は、 徐々に流路断面積が大きくなる形状となって いる。
図 8及び図 9に示す構成において、 第 1の実施形態同様、 インタークーラー 6 a ·オイルクーラー 6 b ·ラジェ一夕一 6 c等を冷却した第 1の冷却風 5 0と、 エンジン 5、 オイノレハ°ン1 4、 及びオルタネーター 1 0等の電装品を冷却した第 2の冷却風 5 1と力、 遠心ファン 4に吸い込まれて吹き出された後、 スパイラル ケース 2 1 2で徐々に減速されることによって圧力回復され、 排気口 9から排出 される。
その他の構造は第 1の実施形態とほぼ同様である。
本実施形態によっても、 第 1の実施形態と同様の効果を得る。 またそれに加え、 スパイラルケース 2 1 2を設けることにより、 従来すベて圧力損失として無駄に なっていた遠心ファン 4出口からの流れ中に含まれる旋回成分を圧力として回復 させることができるので、 ファン効率の向上を図ることができ、 またその分大風 量化 ·高圧力化を図ることができる。 さらに高圧力化できることによりエンジン 室 1の密閉度を向上させることができるので、 その分騒音をさらに低減すること ができる。
- 第 3の実施形態
本発明の第 3の実施形態を図 1 0により説明する。 本実施形態は、 第 2の実施 形態の構成にさらに吸音材を追加した実施形態である。 第 2の実施形態と同等の 部材には同一の符号を付す。
図 1 0は、 本実施形態によるエンジン冷却装置を内設したエンジン室 1の構造 を表す側断面図であり、 第 2の実施形態とは、 スパイラルケース 2 1 2の内面の 一部に吸音材 3 1 3が装着されている点が異なる。 なお一部でなくスパイラルケ ース全面に吸音材 3 1 3を装着してもよい。
その他の構造は第 2の実施形態とほぼ同様である。
本実施形態によれば、 第 2の実施形態と同様の効果に加え、 主たる騒音源の 1 つである遠心ファン 4の騒音を吸音材 3 1 3で吸収できるので、 エンジン室 1全 体の静音化に有効である。 第 4の実施形態
本発明の第 4の実施形態を図 1 1により説明する。 本実施形態は、 遠心ファン をエンジンクランク軸とは別の駆動源により駆動する実施形態である。 図 1 1は、 本実施形態によるエンジン冷却装置を内設したエンジン室の構造を 表す側断面図であり、 第 1の実施形態とは、 特に、 遠心ファン 4 0 3が電動モー タ 4 0 6 (後述） で駆動される点が異なる。 なお、 その他各部の構造においても 第 1〜第 3の実施形態と若干異なるので、 第 1〜第 3の実施形態と同等の部材も 含み、 改めて全部材について説明する。 すなわち、 エンジン冷却装置は、 ェンジ ン 4 0 2が内設されたエンジン室 4 0 1内に設けられており、 エンジン 4 0 2に 供給される燃焼用空気を予冷するインタークーラー 4 0 9 aと、 油圧ショベルの 作動油を冷却するオイルクーラー 4 0 9 bと、 エンジン 4 0 2の冷却水を冷却す るラジエーター 4 0 9 cと、 ベアリング支持部材 4 2 3を介しエンジン 4 0 2に 支持されたべァリング 4 1 3に回転自在に支承された回転軸 4 0 3 aを備えた遠 心ファン 4 0 3と、 この遠心ファン 4 0 3の回転軸 4 0 3 aにファンベルト 4 2 2を介し駆動力を伝達して回転させる駆動手段、 例えば電気エネルギーにより駆 動力を発生する電動モータ一 4 0 6と、 遠心ファン 4 0 3の両側 （図示左右側） に設けられた 2つの吸い込み口 4 0 3 d， 4 0 3 eへ冷却風 4 5 0， 4 5 1 (後 述） をそれぞれ導く吸い込み管 4 1 0 a , 4 1 O bと、 冷却水配管 4 1 5を介し ラジエーター 4 0 9 c内にエンジン 4 0 2の冷却水の循環を行わせるウォーター ポンプ 4 0 5とから主として構成されている。
ウォーターポンプ 4 0 5は、 エンジン 4 0 2のクランク軸 4 1 1からの動力が ベノレ卜 4 1 2を介し回転軸 （ウォー夕一ポンプ回転軸） 4 2 1に伝達されること により駆動される。
遠心ファン 4 0 3は、 遠心型二重羽根車構造となっており、 回転軸 3 aに固定 されるハブ板 （図示せず） と、 このハブ板に固定された両吸い込み型の 1つの羽 根車 4 0 3 bとを備えている。 この羽根車 4 0 3 bは、 ハブ板を挟んで両側に設 けられ複数枚の羽根をそれぞれ備えた第 1の羽根車部分 4 0 3 b L及び第 2の羽 根車部分 4 0 3 b Rから構成されており、 両側の吸込口 4 0 3 d , 4 0 3 eから 吸い込んだ空気を外周方向の吹き出し口 4 0 3 f から吹き出すようになっている。 なお、 エンジン室 4 0 1内の上部 ·下部壁面には、 外気を取り入れるための冷 却風空気取入口 4 0 7 a , 4 0 7 bおよび排気のための排気口 4 0 8が設けられ ており、 エンジン室 4 0 1内部におけるエンジン 4 0 5近傍には、 特に図示しな t、が、 オルタネーター等の電装品が設置されている。
以上のような構成のエンジン冷却装置において、 冷却風の流れは、 遠心ファン
4 0 3から見て、 ラジェ一夕 4 0 9 c側と、 エンジン 4 0 2側との 2つが形成さ れる。
すなわち、 ラジェ一夕 4 0 9 c側の流路を通過する第 1の冷却風 4 5 0は、 ェ ンジン室 4 0 1外部から冷却風取入口 4 0 7 aを通ってエンジン室 4 0 1に入り、 インタークーラー 4 0 9 a、 オイルクーラー 4 0 9 b、 ラジェ一ター 4 0 9 c等 の熱交換器を過ぎた後に、 吸い込み管 4 1 0 aによって絞られ、 遠心ファン 4 0 3に入る。 そして、 遠心ファン 4 0 3の外周方向に吹き出した後、 エンジン室 4 0 1上部の排気口 4 0 8から外部に排出される。
また、 エンジン 4 0 2側の流路を通過する第 2の冷却風 4 5 1は、 エンジン室 4 0 1外部から冷却風取入口 4 0 7 bを通ってエンジン室 4 0 1に入り、 ェンジ ン 4 0 2やエンジン 4 0 2近傍下方に設けられたオイルパン 4 0 4等の周囲を流 -れながらそれらを冷却する。 そして、 吸い込み管 4 1 O bによって絞られ、 遠心 ファン 4 0 3に入った後、 遠心ファン 4 0 3の外周方向に吹き出し、 ラジェ一夕 - 4 0 9 c側の第 1の冷却風 4 5 0とともにエンジン室 4 0 1上部の排気口 4 0 8から外部に排気される。
なお、 第 1の羽根車部分 4 0 3 b Lと第 2の羽根車部分 4 0 3 b Rとは、 第 1 の冷却風 4 5 0と第 2の冷却風 4 5 1との風量比 W1 ： L 2 = 2 : 0 . 5〜2 ： 1 . 5となるように構成されている。
以上のように構成した本実施形態によれば、 第 1の実施形態と同様の効果に加 え、 以下のような効果を奏する。
まず、 遠心ファン 4 0 3の回転数を、 電動モータ 4 0 6でエンジン 4 0 2の回 転数と別個独立して設定できることにより、 エンジン 4 0 2の回転数 （=ウォー タ一ポンプ 4 0 5の回転数） に左右されることなく、 作業環境に応じた最適な回 転数とすることができる。 例えば低温時の作業においては、 ファンがエンジン回 転に直接対応して回転される従来構造では、 通常通りのエンジン定格回転数を確 保するために遠心ファンによるエンジン過冷却が生じる可能性がある力く、 本実施 形態においては、 エンジン 4 0 2の回転数を通常の定格回転数にする一方、 遠心 ファン 4 0 3の回転数を小さくすることができるので、 エンジン 4 0 2の過冷却 による性能低下を防止することができ、 さらにこのときの遠心ファン 4 0 3によ る騒音増大を防止できる。 また例えば高地での作業においては、 ファンがェンジ ン回転に直接対応して回転される従来構造では、 エンス卜防止のためにエンジン 回転数が小さくなり遠心ファン回転数も小さくなることになるので、 冷却能力が 不足してェンジンが過熱しェンジン性能を低下させる可能性があるが、 本実施形 態においては、 エンジン 4 0 2の回転数を小さく しつつ遠心ファン 4 0 3の回転 数は通常通り維持することができるので、 エンジン 4 0 2の過熱による性能低下 を防止することができる。
また、 エンジン 4 0 2の回転数が遠心ファン 4 0 3の回転数と関係なく設定さ れることで、 燃費を向上できる効果もある。
また、 遠心ファン 4 0 3は、 従来の軸流ファンに比べて重量が大きくなる可能 性があるが、 本実施形態においては遠心ファン 4 0 3を電動モータ一 4 0 6によ -る駆動としてエンジン 4 0 2の回転軸 4 2 1に固定しないので、 エンジン 4 0 2 の回転軸 4 2 1のべァリング （エンジン 4 0 2内に設置、 図示せず） の負荷が増 大することはない。 すなわち、 大型化した遠心ファン 4 0 3の荷重は、 ファン回 転軸 4 0 3 a用のベアリング 4 1 3を適宜大荷重に耐えられるようなものとすれ ば足りる。 これにより、 軸流ファンの使用を想定して設計された. 存のエンジン に対しても、 新たにベアりング支持部材 4 2 3及びべァリング 4 1 3を設けるこ とで本実施形態のェンジン冷却装置を容易に実現することができる。
また、 インタークーラー 4 0 9 a ·オイルクーラー 4 0 9 b ·ラジエーター 4 0 9 cの冷却に最適なファン中心位置 （=ファン回転軸位置） は、 これら 3つの 熱交換器の大きさや形状に応じて異なった位置となる力、 ファン回転軸がェンジ ンクランク軸で直接回転される従来構造ではェンジン位置に対するファン回転軸 の移動が困難であるので、 最適なファン回転軸位置から偏心した伏態となつて冷 却風量の低下等を招く可能性がある。 これに対して本実施形態においては、 ファ ン回転軸 4 0 3 aを任意の位置に設置できることにより、 3つの熱交換器 4 0 9 a〜cに応じてファン回転軸 4 0 3 aを最適な位置に移動できるので、 冷却風量 の低下を防止できる。 なお、 上記第 4の実施形態においては、 両吸い込み型の 1つの羽根車 4 0 3 b を備えた遠心ファン 4 0 3を用いたが、 これに代わって、 図 7に示した変形例の ように、 互 L、に吸込口を反対方向に向けた 2つの片吸込み型の羽根車を備えた遠 心ファンを用いてもよく、 この場合も、 同様の効果を得る。
また、 上記第 4の実施形態においては、 羽根車 4 0 3 bを電動モーター 4 0 6 によって駆動する例を示したが、 電動モーター 4 0 6の代わりに、 油圧エネルギ (圧油） で駆動する油圧モーターを用いてもよく、 この場合も同様の効果が得ら れる。
さらに、 上記第 4の実施形態においては、 エンジン 4 0 2の回転とは全く関係 のない独立した駆動源である電動モータ 4 0 6を用いたが、 これに限られず、 以 下のような変形も考えられる。 すなわち、 エンジン 4 0 2の回転が伝達されて入 力されるとともに、 その入力された回転数を所望の加減速比をもつて変換し遠心 ファン 4 0 3に出力する回転数変換手段を設け、 遠心ファン 4 0 3を作業環境に じた回転数で回転させても良い。 回転数変換手段の構成例としては、 例えば、 異なる歯数の複数種類のギヤを備えた減速ギヤ機構と、 その減速ギヤ機構におけ る伝達加減速比を制御する加減速比制御手段、 例えば減速ギヤ機構におけるギヤ を切り換えるギヤ切り換え機構、 とを設ける構成がある。 これらの場合も、 同様 の効果を得る。
また、 上記第 1〜第 4の実施形態においては、 熱交換器として、 インタークー ラー 6 a， 4 0 9 a、 オイルクーラー 6 b , 4 0 9 b、 ラジエーター 6 c， 4 0 9 cを例にとって示したが、 これらに限られず、 エアコンのコンデンサ一等、 他 の熱交換器が設けられていてもよく、 これらの場合も同様の効果を得る。
さらに、 上記第 1〜第 4の実施形態は、 建設機械に備えられたエンジンの冷却 装置を例に取って説明したが、 これに限られず、 自動車 ·農機その他の機械に搭 載されるエンジンの冷却装置にも適用することができる。 これらの場合も同様の 効果を得る。 産業上の利用可能性
本発明によれば、 エンジン側を冷却する第 2の冷却風の冷却流路を、 熱交換器 を冷却する第 1の冷却風の冷却流路から分離することができるので、 従来よりも エンジン側の開口部を小さくすることができる。 したがって、 エンジン側の密閉 度が向上し、 騒音を低減することができる。 また、 従来のように、 熱交換器を冷 却した後の高温空気が電装品等の周囲を流れることがなくなるので、 電装品等に 対する冷却効果を向上させることができ、 電装品等の信頼性を向上させることが できる。

Claims

請求の範囲
1. エンジン （5， 402) が内設されたエンジン室 （1, 401) 内に設け られ、 前記エンジン （5， 402) の冷却水を冷却するラジエーター （6 c， 4
09 c) を含む少なくとも 1つの熱交換器 （6 a〜c， 409 a〜c) と、 回転 軸 （4 h， 403 a) が回転されることにより、 前記熱交換器 （6 a〜c, 40 9 a〜c) 、 前記エンジン （5， 402) 、 及びこのエンジン （5， 402) の 周囲に設けられた電装品 （10) を冷却する冷却風を誘起する冷却ファン （4，
104, 403) とを有するエンジン冷却装置において、
前記冷却ファンは、 第 1の空気取り入れ口 （7 a, 407 a) から前記ェンジ ン室 （1, 401) 内に取り入れられ前記熱交換器 （6 a〜c, 409 a〜c) を冷却する第 1の冷却風と、 第 2の空気取り入れ口 （7 b, 407 b) から前記 エンジン室 （1, 401 ) 内に取り入れられ前記エンジン （5， 402) 及び電 装品 （10) を冷却する第 2の冷却風とを誘起する遠心型二重羽根車構造の遠心 ファン （4, 1 04, 403) であることを特徴とするエンジン冷却装置。
2. 請求項 1記載のエンジン冷却装置において、 前記遠心ファン （4, 104， 403) は、 誘起する前記第 1及び第 2の冷却風の風量をそれぞれ W1及び W2と したとき、
W1： W2= 2 : 0. 5〜2 ： 1. 5
となるように構成されていることを特徴とするエンジン冷却装置。
3. 請求項 1記載のェンジン冷却装置にぉ 、て、 前記遠心フアン （ 4， 104,
403) は、 誘起する前記第 1及び第 2の冷却風の風量をそれぞれ W1及び W2と したとき、
W1： W2= 2 ： 1
となるように構成されていることを特徴とするエンジン冷却装置。
4. 請求項 1記載のエンジン冷却装置において、 前記遠心ファン （4, 403) は、 前記回転軸 （4 h, 403 a) に固定されたハブ （4 a) に固定され、 該回 転軸 （4 h， 403 a) の一端側から前記第 1の冷却風を吸い込み外周方向に吹 き出す第 1の羽根車部分 （4 b L， 403 b L) と、 前記ハブ （4 a) の前記第 1の羽根車部分 （4 b, 403 b L) と反対側に固定され、 前記回転軸 （4 h， 403 a) の他端側から前記第 2の冷却風を吸い込み外周方向に吹き出す第 2の 羽根車部分 （4 b R, 403 bR) とからなる両吸い込み型の 1つの羽根車 （ 4 b, 403 b) を備えていることを特徴とするエンジン冷却装置。
5. 請求項 1記載のエンジン冷却装置において、 前記遠心ファン （ 104) は、 前記回転軸 （4 h) に固定された第 1のハブ （ 1 04 L a) に固定され、 該回転 軸 （4 h) の一端側から前記第 1の冷却風を吸い込み外周方向に次き出す片吸い 込み型の第 1の羽根車 （104 Lb) と、 前記回転軸 （4 h) に 3定された第 2 のハブ （104 Lb) に固定され、 該回転軸 （4 h) の他端側から前記第 2の冷 -却風を吸い込み外周方向に吹き出す片吸い込み型の第 2の羽根車 （ 1 04Rb) とを備えていることを特徴とするエンジン冷却装置。
6. 請求項 1記載のエンジン冷却装置において、 前記遠心ファン （4) の出口 部分近傍に設けられ、 該遠心ファン （4) から吹き出された冷却虱を減速して圧 力を回復させるスパイラルケース （212) をさらに有することを特徴とするェ ンジン冷却装置。
7. 請求項 6記載のエンジン冷却装置において、 前記スパイラルケース （21 2) 内面の少なくとも一部分に、 吸音材 （313) を設置したことを特徴とする エンジン冷却装置。
8. 請求項 1記載のエンジン冷却装置において、 前記遠心ファン （403) の 回転軸 （403 a) に駆動力を伝達して回転させるとともに、 該遠心ファン （4 03) の回転数を前記エンジン （402 ) の回転数と別個独立して設定可能な駆 動手段 (406) をさらに有することを特徴とするエンジン冷却装置。
9. 請求項 8記載のエンジン冷却装置において、 前記駆動手段は、 電気工ネル ギ一により駆動力を発生する手段 （406) 及び油圧エネルギーにより駆動力を 発生する手段のいずれか一方であることを特徴とするェンジン冷却装置。
1 0. エンジン室 （1， 40 1 ) 内に設けられたエンジン （5, 402) と、 このエンジン （5， 402) によって駆動される油圧ポンプと、 この油圧ポンプ から吐出される圧油によって駆動されるァクチユエ一夕と、 前記エンジン （5，
402) の冷却水を冷却するラジエー夕一 （ 6し'， 4 09 c) を含む少なくとも 1つの熱交換器 （6 a〜c, 409 a〜c) 、 及び、 回転軸 （ 4 h , 403 a) が回転されることにより前記熱交換器 （6 a〜 4 09 a〜c) '前記ェンジ ン （5， 402) · このエンジン （5, 402 ) の周囲に設けられた電装品 （ 1 0) を冷却する冷却風を誘起する冷却ファン （4, 1 04， 403) を備えたェ -ンジン冷却装置とを有する建設機械において、
前記冷却ファンは、 第 1の空気取り入れ口 （7 a, 407 a) から前記ェンジ ン室 （1， 40 1 ) 内に取り入れられ前記熱交換器 （6 a〜c) を冷却する第 1 の冷却風と、 第 2の空気取り入れ口 （7 b， 407 b) から前記エンジン室 （ 1, 40 1) 内に取り入れられ前記エンジン （5, 402 ) 及び電装品 （ 1 0) を冷 却する第 2の冷却風とを誘起する遠心型二重羽根車構造の遠心ファン （4， 1 0 4， 403) であることを特徴とする建設機械。
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