本发明涉及发动机冷却装置，例如涉及装在汽车、建筑机械上的 发动机冷却装置及带该冷却装置的建筑机械。

关于此种发动机冷却装置的现有技术，例如有以下文献。

①日本专利公报特开平5-288053号

该现有技术是，在建筑机械的发动机冷却部中，轴流式风扇通过 风扇皮带与发动机的曲轴连接，由该轴流式风扇向热交换器供给冷却 风。

②日本专利公报特开平5-248239号

该现有技术是，在拖拉机等作业车的发动机冷却部中，使用离心 风扇作为供给冷却风的风扇，提高冷却性能。

③日本专利公报特开平5-248242号

该现有技术中，用一个离心风扇，把从农机正面取入并通过散热 器的冷却风从离心风扇正面吸入，将来自离心风扇后方发动机室的冷 却风从离心风扇的背面吸入。

上述现有技术存在以下问题。

即，通常，在发动机室内，与冷却散热器、油冷却器等热交换器 所需要的空冷能力相比，冷却发动机外部所需的空冷能力是非常少 的，例如约为1/3以下即足够了。但是，上述现有技术①和②中， 冷却了散热器等热交换器后成为高温的冷却风，直接流入发动机一 侧，所以，热交换器一侧与发动机一侧的冷却风量相同。也就是说， 热交换器的空冷所需要的大风量从设在发动机一侧的排气口直接排 出，因此排气口的开口部尺寸要非常大，使得作为最大噪音源的发动 机一侧的闭密度降低，从而不容易降低噪音。

另外，通常，在发动机室内的发动机周围，安装着多个电气设备， 在现有技术①和②中，冷却了散热器等的热交换器后成为高温的空气 流经电气设备周围，降低了对电气设备的冷却效果，影响电气设备的 可靠性。

在现有技术③中，冷却发动机周围的电气设备的冷却风，与通过 散热器的冷却风是不同的流路，所以，散热器冷却后的高温空气不导 向电气设备，不会产生上述问题。但是，在现有技术③中，存在下述 的其它问题。

即，现有技术③中的离心风扇，具有吸入来自散热器一侧及发动 机一侧这样两个方向冷却风的两吸入型离心风扇的功能。但是实际 上，它是备有一个叶轮的一个单吸入型离心风扇。叶轮积极地吸入散 热器一侧的空气，产生冷却风；而发动机一侧的空气，只不过利用负 压使空气从设在风扇背面侧的间隙流入，并不积极地进行吸入而产生 冷却风。因此，相对来自散热器一侧的冷却风，发动机一侧的冷却风 量变得极少，另外，来自上述两方向的冷却风的相互吸入量不稳定。 因此，不能对电气设备等进行充分的冷却。

本发明是鉴于上述问题而作出的，其目的在于提供一种能提高发 动机一侧的密闭度而减低噪音、对电气设备等能进行充分冷却的发动 机冷却装置及建筑机械。

为了实现上述目的，本发明的发动机冷却装置，具有至少一个包 含散热器的热交换器和产生冷却风的冷却风扇，上述热交换器设在内 有发动机的发动机室内，用于冷却上述发动机的冷却水，上述冷却风 扇通过旋转轴的旋转产生冷却风，该冷却风用于冷却热交换器、发动 机及设在该发动机周围的电气设备；其特征在于，上述冷却风扇是产 生第1冷却风和第2冷却风的离心式双重叶轮构造的离心风扇，并且 设离心风扇产生的第1及第2冷却风的风量分别为W1和W2时，W 1∶W2＝2∶0.5～2∶1.5；第1冷却风是从第1空气取入 口被取入到发动机室内，用于冷却热交换器；第2冷却风是从第2空 气取入口被取入到发动机室内，用于冷却发动机及电气设备。

即，由离心式双重叶轮构造中的一个叶轮产生的第1冷却风，从 第1空气取入口被取入到发动机室内，冷却了热交换器后，从旋转轴 的一端被第1叶轮吸入而朝外周方向排出。由离心式双重叶轮构造中 另一个叶轮产生的第2冷却风，从第2空气取入口被取入到发动机室 内，冷却了发动机及其周围的电气设备后，从旋转轴的另一端被第2 叶轮吸入而朝外周方向排出。

这样，使冷却发动机一侧的第2冷却风流路与冷却热交换器的第 1冷却风流路分开，所以，不必象现有技术那样从发动机一侧排出大 风量，第2冷却风的风量只需是满足发动机一侧冷却的小风量即可。 因此，发动机一侧的开口比现有技术中的小，从而可提高发动机一侧 的密闭度，减低噪音。

另外，冷却发动机一侧的第2冷却风流路，与冷却热交换器的第 1冷却风流路是不同的路径，所以，与现有技术不同的是，冷却了热 交换器后的高温空气不再流经电气设备周围。因此，可提高对电气设 备的冷却效果，提高了电气设备的可靠性。

通常，发动机的总发热量100％之中，由散热器水冷却散失的部 分约占30％，由发动机外壁辐射的热散失的部分约占15％。前者约相 当于在散热器中由第1冷却风冷却的发热量，后者约相当于在发动机 外部由第2冷却风冷却的发热量。因此，设冷却的发热量与冷却风量 成正比，则把离心式双重叶轮构造的离心风扇的构造做成为第1冷却 风量与第2冷却风量之比W1∶W2＝2∶1时，在热量平衡方面是最佳的。 做成这样的比例，可防止离心风扇的消耗马力的损失，防止燃料利用 率降低。另外，不必过多地提高旋转数，可降低噪音。还可防止因第 2冷却风量W2过多而引起的发动机过冷却。

但是，考虑到第1冷却风所通过的热交换器一侧的流路和第2冷 却风所通过的发动机一侧的流路中的通风阻力的差异、因制造误差产 生的实机偏差等因素，把第1冷却风量与第2冷却风量之比设定为 W1∶W2＝2∶0.5～2∶1.5。

在上述发动机冷却装置中，设离心风扇产生的第1及第2冷却风 风量分别为W1和W2时，W1与W2之比最好为W1∶W2＝2∶1。

在上述发动机冷却装置中，离心风扇最好备有一个由第1叶轮 部分和第2叶轮部分构成的两吸入型叶轮，第1叶轮部分固定在轮毂 上，该轮毂固定在旋转轴上，第1叶轮从该旋转轴的一端吸入第1冷 却风后将其朝外周方向排出；第2叶轮固定在上述轮毂上的与第1叶 轮相反侧部位，从旋转轴的另一端吸入第2冷却风后将其朝外周方向 排出。

在上述发动机冷却装置中，离心风扇最好备有单吸入型第1叶轮 和单吸入型第2叶轮，第1叶轮固定在第1轮毂上，该第1轮毂固定 在旋转轴上，第1叶轮从旋转轴的一端吸入第1冷却风后将其朝外周 方向排出；第2叶轮固定在第2轮毂上，该第2轮毂固定在旋转轴上， 第2叶轮从旋转轴的另一端吸入第2冷却风后将其朝外周方向排出。

在上述发动机冷却装置中，最好还备有蜗壳，该蜗壳设在离心风 扇的出口部分附近，用于使离心风扇排出的冷却风减速并恢复压力。

这样，可以把已往作为压力损失而浪费掉的、包含在离心风扇出 口气流内的旋回成分恢复成压力，所以，可提高风扇的效率。还可以 在一定程度上实现大风量化、高压力化。由于实现高压力化，可提高 发动机室的密闭度，降低噪音。

在上述发动机冷却装置中，最好在蜗壳内面的至少一部分上，设 置吸音材料。

这样，作为主要噪音源之一的离心风扇的噪音被吸音材料吸收， 能有效地实现发动机室的整体静音化。

在上述发动机冷却装置中，最好还备有驱动机构，该驱动机构把 驱动力传递到离心风扇的旋转轴使其旋转，并能独立地设定该离心风 扇的旋转数和发动机旋转数。

即，例如，用与发动机的旋转无关的电能、油压能独立地产生驱 动力的驱动机构，分别独立地设定离心风扇的旋转数和发动机旋转 数。这样，可将离心风扇的旋转数设定为不被发动机旋转数(水泵旋 转数)左右的、适应于作业环境的最适当值。例如在低温作业时，当 离心风扇的旋转与发动机的旋转直接对应时，通常，为了确保发动机 额定旋转数，离心风扇可能对发动机过冷却。但是，本发明中，由于 能把使发动机旋转数设定为通常额定值，而使离心风扇的旋转数减 少，所以可防止发动机因过冷却而降低性能，另外，还可防止这时离 心风扇引起的噪音增大。又如在高海拔地区作业时，当离心风扇的旋 转与发动机的旋转直接对应时，为了防止发动机停止，发动机旋转数减 少，离心风扇旋转数也减少，所以，冷却能力不足，发动机过热，使发 动机性能降低。而本发明中，由于能减少发动机的旋转数而使离心风扇 的旋转数保持在通常水平，所以可防止发动机因过热而降低性能。

在上述发动机冷却装置中，上述驱动机构最好是用电能产生驱动 力的机构或用油压能产生驱动力的机构。

另外，本发明提供的建筑机械带有冷却装置，该冷却装置备有设 在发动机室内的发动机、由该发动机驱动的油压泵、由该油压泵排出 的油压驱动的促动器、至少一个热交换器和通过旋转轴的旋转产生冷 却风的冷却风扇；上述热交换器包含冷却上述发动机冷却水的散热器； 上述冷却风扇产生的冷却风用于冷却热交换器、发动机和设在该发动 机周围的电气设备；其特征在于，上述冷却风扇是产生第1冷却风和 第2冷却风的离心式双重叶轮构造的离心风扇，而且，设该离心风扇 产生的第1和第2冷却风的风量分别为W1和W2时，W1∶W2＝2∶0.5～ 2∶1.5；第1冷却风从第1空气取入口被取入到发动机室内，用于冷却 热交换器；第2冷却风从第2空气取入口被取入到发动机室内，用于 冷却发动机及电气设备。

图1是表示油压挖土机的发动机室构造的侧断面图，该油压挖土 机适合采用本发明第1实施例。

图2是图1中的II-II线视图。

图3是相当于图2中III-III线断面位置处的离心风扇的成形冲 模的断面图。

图4是相当于图2中IV-IV线断面位置处的离心风扇的成形冲 模的断面图。

图5是在相同外径和相同旋转数的前提下，轴流式风扇与离心风 扇的风扇特性比较图。

图6是设发动机的总发热量为100％时，表示作为马力得到的部 分与作为各种损失失去的部分的分配比例图。

图7是表示备有2个单吸入型叶轮的变形例的纵断面图。

图8是表示内设本发明第2实施例之发动机冷却装置的发动机室 构造的侧断面图。

图9是表示图8中所示蜗壳部分详细构造的立体图。

图10是表示内设本发明第3实施例之发动机冷却装置的发动机 室构造的侧断面图。

图11是表示内设本发明第4实施例之发动机冷却装置的发动机 室构造的侧断面图。

下面，参照附图说明本发明发动机冷却装置的实施例。下述的实 施例都是设在油压挖土机的发动机室内的发动机冷却装置的实施例， 该油压挖土机具有由发动机驱动的油压泵和由该油压泵排出之压力油 驱动的促动器。

第1实施例

参照图1至图6说明本发明的第1实施例。本实施例是设在油压 挖土机的发动机室内的发动机冷却装置的实施例。

图1是表示适合采用本实施例的油压挖土机的发动机室构造的侧 断面图。

图1中，本实施例的发动机冷却装置设置在内有发动机5的发动 机室1内，主要由中间冷却器6a、油冷却器6b、散热器6c、离心 风扇4、吸入管8a、8b构成。中间冷却器6a对供往发动机5的燃 烧用空气进行预冷。油冷却器6b用于冷却油压挖土机的作动油。散 热器6c用于冷却发动机5的冷却水。离心风扇4由风扇皮带3驱动， 来自发动机5曲轴2的动力传递到该风扇皮带3上。吸入管8a、8b 分别将冷却风50、51(后述)导向离心风扇4的2个吸入口。在 发动机室1内的上部、下部壁面上，设有取入外气用的第1空气取入 口例如冷却空气取入口7a、第2空气取入口例如冷却空气取入口7b 以及排气用的排气口9。在发动机室1内部的发动机5附近，设置着 交流发电机10等的电气设备。

图2是图1中的II-II向视图，表示离心风扇4的详细构造。图 3是相当于图2中III-III线断面位置处的离心风扇4的成形冲模11 a、11b的断面图。图4是相当于图2中IV-IV线断面位置处的离心 风扇4的成形冲模11a、11b的断面图。在图3和图4中，为了便 于理解离心风扇4的各部位对应关系，在成形空洞的对应部分注以相 同标记。

图1至图4中，离心风扇4是备有2个离心式叶轮构造的离心式 双重叶轮构造，备有固定在旋转轴4h上的轮毂板4a和固定在该轮毂 板4a上的1个两吸入型叶轮4b。该叶轮4b由第1叶轮部分4b L和第2叶轮部分4bR构成，该第1叶轮部分4bL和第2叶轮部分 4bR挟着轮毂板4a地设在两侧，分别具有若干叶片。在第1叶轮部 分4bL上设有旋转套筒4g。把从两侧吸入口4d、4e吸入的空气 从外周方向的排出口4f排出。第1叶轮部分4bL的有效宽度L1与 第2叶轮部分4bR的有效宽度L2之比L1∶L2＝2∶0.5～ 2∶1.5。

轮毂板4a的直径Dh比带有旋转套筒4g的第1叶轮部分4b L的吸入口直径D1小。这样，离心风扇4成为能由模子11a、b 一体成形的构造。例如，先通过模子11b的口径为D1的开口，把 由口径为Dh的铁心构成的轮毂板4a放到模子11b中后，再叠合模 子11a，通过图未示的注入口注入树脂，进行注射成形。

即，第2叶轮部分4bR、第1叶轮部分4bL中的位于轮毂板4 a的外径Dh外侧的部分及旋转套筒4g的靠发动机5侧端面4gR， 可以用冲模11b从图3中的右侧挤压成形。并且，第1叶轮部分4b L中的靠轮毂板4a内侧的部分、第1叶轮部分4bL中的位于轮毂板 4a外径Dh外侧部分的前缘部以及旋转套筒4g的靠散热器6c侧 的端面4gL，可以用冲模11a从图3中左侧挤压成形。这样，做成 为可一体成形的构造，能大幅度地降低风扇的制造成本。另外，由于 设有旋转套筒4g，在第1叶轮部分4bL一侧流路内较少产生紊流， 可提高风扇效率，并减少风扇噪音。

见图1，在上述构造的发动机冷却装置中，形成两条冷却风流路， 即，从离心风扇4看，分别形成在散热器6c一侧和发动机5一侧。

即，流经散热器6c一侧流路的第1冷却风50，从发动机室1 外部通过冷却风取入口7a进入发动机室1，经过了中间冷却器6a、 油冷却器6b、散热器6c等的热交换器后，被吸入管8a节流而进入 离心风扇4。再朝着离心风扇4外周方向排出后，从发动机室1上部 的排气口9排出到外部。

流经发动机5一侧流路的第2冷却风51，从发动机室1外部通 过冷却风取入口7b、7b进入发动机室1，一边流经发动机5、交流 发电机10等各种电气设备及油盘14周围，一边对它们进行冷却。 被吸入管8b节流而进入离心风扇4后，朝着离心风扇4的外周方向 排出，与散热器一侧的第1冷却风50一起从发动机室1上部的排气 口9排出到外部。

在上述构造的本实施例中，由于用于冷却发动机5及交流发电机 10等电气设备的第2冷却风51的流路与用于冷却中间冷却器6 a、油冷却器6b、散热器6c等热交换器的第1冷却风51的流路是 分开的，所以，不象现有技术那样从发动机5一侧排出大风量，可以 将发动机5一侧的第2冷却风51的风量设定成仅用于发动机5冷却 所需的小风量(如后所述，为第1冷却风50的风量的1/4～3/ 4)。因此，发动机5一侧的开口部即冷却空气取入口7b、7b可以 比现有技术中的小，从而提高了发动机5一侧的密闭度，可减小噪音。

由于冷却发动机5及交流发电机10等电气设备的第2冷却风5 1的流路与冷却中间冷却器6a、油冷却器6b、散热器6c等热交换 器的第1冷却风50的流路是不同的路径，所以，不象现有技术中那 样冷却了热交换器后成为高温的空气再流经电气设备周围。因此，能 提高对电气设备的冷却效果，提高电气设备的可靠性。同时，不必考 虑电气设备的耐热性(在现有技术中要求电气设备必须具有耐热性)， 可降低成本。另外，由于提高了发动机5的空冷效果，可减少对发动 机进行水冷的比例，从而可降低散热器6c的冷却性能，可实现散热 器6c的小型化、低成本化。

近年来，如本实施例发动机室1那样，由于采用中间冷却器6a、 为减低噪音而提高发动机室密闭度、小型化等的要求增多，所以冷却 流路阻力有增大的倾向。尽管有该倾向，但仍要求与已往相同的流量， 所以，必须使冷却风扇大风量化和高压力化。为此，在本实施例的发 动机冷却装置中，采用离心风扇4作为风扇，与采用轴流式风扇、斜 轴流式风扇的情形相比，在相同外径和相同旋转数的前提下，可实现 大风量化和高压力化。在减少噪音方面是有利的。关于这一点用图5 进行说明。

图5是在相同外径和相同旋转数的前提下，轴流式风扇与离心风 扇的风扇特性比较图。横轴表示流量，纵轴表示静压。“轴流式风扇” 和“离心风扇”的特性曲线分别表示轴流式风扇和离心风扇的单体 特性(即不配置在流路中测定的风扇本身的特性)。2条阻力曲线①、 ②表示发动机室中的冷却流路单体特性(由流路构造决定的特性)。 风扇的特性曲线与阻力曲线的交点是把该风扇配置在该流路情形时的 动作点，表示在该情形时得到的压力和流量。另外，在阻力曲线①、 ②之中，阻力曲线①表示已往发动机室中的冷却流路阻力，阻力曲线 ②表示与采用中间冷却器、为减少噪音而提高发动机室密闭度、小型 化等要求对应的近年来发动机室中的冷却流路的特性。

在已往的发动机室中采用轴流式风扇的情形时，流量和静压从“轴 流式风扇”的特性曲线与阻力曲线①的交点Λ求出，分别为Q prop1 和P prop1。而采用离心风扇的情形时，流量和静压从“离心风扇” 的特性曲线与阻力曲线①的交点B求出，分别为Q turbo1和P turbo1。即，在相同外径和相同旋转数的前提下，离心风扇因离心力 作用(详见后述)比轴流式风扇能实现高压力化和大风量化。

如果把已往的轴流式风扇直接用于近年来的发动机室内，则流量 和静压可从“轴流式风扇”的特性曲线与阻力曲线②的交点C求出， 分别为Q prop2和P prop2。静压比已往发动机室的内上述P prop1 增大，虽然可实现高压力化，但是流量比已往发动机室中的上述Q prop1小。因此，欲得到与已往的Q prop1同等的流量就必须提高旋转 数，其结果导致噪音增大。而采用离心风扇的情形时，流量和静压可 从“离心风扇”特性曲线与阻力曲线②的交点D求得，分别为Q turbo2 (≈Q prop1)和P turbo2，所以，可确保与已往发动机室中的轴流 式风扇的流量Q prop1约相同程度的流量，并且，静压与已往发动机 室中的轴流式风扇的静压P prop1相比，可实现2倍以上的高压力化。

下面说明该离心风扇的特性。

通常，风扇的理论压力上升P th可用下式表示。

P th＝P(u22-u12)/2+P(v22-v12)/2+ P(w22-w12)/2。

式中，u代表风扇的周速，v代表气流的绝对速度，w代表气流的 相对速度，下标1、2分别代表在风扇入口和出口的值。

上式中，右边第1项P(u22-u12)/2代表离心力的效果， 右边第2项P(v22-v12)/2代表动能的变化(动压上升)， 右边第3项P(w22-w12)/2代表流路中的减速效果(静压上 升)。分析第1项，由于轴流式风扇的风扇入口与出口是同直径，所 以，u1＝u2，第1项＝0，而离心风扇的风扇出口大于入口，所以， 最大限度地产生了第1项的离心力效果。因此，离心风扇比轴流式风 扇能实现高压力化，从而也容易实现大流量化。以上是与轴流式风扇 进行对比来说明离心风扇特性的，与斜轴流式风扇对比也可得到同样 的结果。

如上所述，由于采用离心风扇4作为冷却风扇，在相同外径和相 同旋转数的前提下，离心风扇可比轴流式风扇和斜轴流式风扇实现大 风量化和高压力化。因此，在冷却流路阻力增大的近年来的发动机室 中，为了确保与已往同等的流量而实现大风量化和高压力化时，不必 象轴流式风扇和斜轴流式风扇那样增大旋转数，所以可降低噪音。另 外，由于在第1叶轮部分4bL上设置了旋转套筒4g，所以可防止冷 却风从吸入管8a与第1叶轮部分4bL之间的间隙朝径方向泄漏，可 提高风扇效率，更降低噪音。

另外，在采用轴流式风扇的已往构造中，从轴流式风扇排出的冷 却风冷却配置在风扇下流侧的发动机，所以，因风扇旋转而包含旋回 成分的冷却风气流与发动机及其周围复杂形状的部件碰撞，在局部产 生冷却风的逆流，该逆流阻碍冷却风的顺利流动。而本实施例的冷却 装置中，发动机5配置在离心风扇4的上流侧，不含有旋回成分的第 2冷却风51沿着发动机5的表面及发动机5下方的油盘14表面朝 离心风扇4方向往上流，所以，可减少已往那样的逆流。

另外，由于第1叶轮部分4bL的有效宽度L1与第2叶轮部分4bR 的有效宽度L2之比为L1∶L2＝2∶0.5～2∶1.5，所以，第1冷却风50的 风量与第2冷却风51的风量之比为W1∶W2＝2∶0.5～2∶1.5，这样，可 以使第1和第2冷却风50、51的风量平衡。对此，用图6进行说明。

图6中，设发动机的总发热量为100％，表示作为马力得到的部 分及成为各种损失而失去的部分的分配比例。如图所示，通常，在发 动机的总发热量中，例如由散热器的水冷却而失去的部分约占30％， 从发动机外壁作为排气热和辐射热而失去的部分约占33％(见内燃机 手册，日本朝仓书店)。至于后者的33％中，辐射热占多少，可用下 述方法算出。

通常，发动机的总发热量与马力的关系可用以下的基本式表示。

                  Q＝Ne×B×Hu/60

式中，Q：冷却水放热量(kcal/min)

      Ne：马力(PS)

      b：燃料利用率(kg/PSHr)

      Hu：燃料的低发热量(＝10500(kcal/kg))

例如，设代表性的燃料利用率为P≤170(g/PSH)，根据上述基 本式求发动机总发热量时，

      P∶Qp＝10500(kcal/kg)×170×10-3(kg/PSh)×135(PS)

           ＝240975(kcal/h)

因此，如上所述，因为排气热和辐射热的比例是33％，所以

(排气热、辐射热)＝240975×0.33＝79522(kcal/h)… ①

另一方面，从消音器排出的排气热，设排气温度为300℃，外气 温度为20℃，流速为313(m3/s)，比重为0.596(kg/m3)，则，

(排气热)＝0.24(kcal/kg·deg)×(300-20) (deg)×313(m3/s)×0.596(kg/m3)×3600(s) ＝45230(kcal/h)  …②

因此，从①和②式可算出

      (辐射热)＝79522-45230

              ＝34291(kcal/h) 该辐射热相当于上述Q(＝240975(kcal/h)的约14.2％。也 就是说，在发动机的全发热量100％之中，由散热器的水冷却失去 的部分约占30％，从发动机外壁辐射失去的部分约占14.2％。

将其放到本实施例发动机5中看，前者约相当于在散热器6c中 由第1冷却风50冷却掉的发热量，后者约相当于在发动机外部由第 2冷却风51冷却掉的发热量。因此，如果冷却掉的发热量与冷却风 量成正比，则把离心式双重叶轮构造即离心风扇4做成为第1冷却风 50的风量与第2冷却风51的风量之比W1∶W2≈2∶1时，最 利于热量平衡。由于做成这种比例，可防止离心风扇消耗马力的损失， 可防止燃料利用率的降低。另外，不必将旋转数提高过多，可减小噪 音。可防止因第2冷却风51的风量W2过多而引起发动机过冷却。

但是，考虑到第1冷却风50通过的热交换器6a～6c一侧流路 和第2冷却风51通过的发动机5一侧流路中的通风阻力差异及制造 误差等造成的实机的偏差，把第1冷却风50的风量与第2冷却风5 1的风量之比设定在W1∶W2＝2∶0.5～2∶1.5的范围内。

因此，本实施例中，通过把第1叶轮部分4bL的有效宽度L1 与第2叶轮部分4bR的有效宽度L2之比设定在L1∶L2＝2∶ 0.5～2∶1.5的范围内，可以使第1和第2冷却风50、51 的风量平衡。

上述第1实施例中，是用2条冷却风流路中的一条(第1冷却风 50)冷却中间冷却器6a、油冷却器6b、散热器6c等的热交换器， 用另一条冷却风流路(第2冷却风51)冷却交流发电机10等的电 气设备、发动机5和油盘14，但是，对这些冷却对象进行冷却的冷 却风流路并不限于这样分配。例如，也可以把热交换器中的中间冷却 器6a配置在发动机5一侧的吸入口7b的下流侧。即，只要至少一个 热交换器配置在非发动机5一侧的冷却风流路中，即可得到同样的效 果。

另外，上述第1实施例中，在第1叶轮部分4bL上设置了旋转 套筒4g，但是，如果仅为了提高电气设备的空冷效果，也不一定要 设置该旋转套筒4g。反之，也可以不仅在第1叶轮部分4bL上设置 旋转套筒4g，而且在第2叶轮部分4bR上也设置另外的旋转套筒， 使第1和第2叶轮部分4bL和4bR上都带有旋转套筒。这种情况 下，更能提高风扇效率，减小噪音。

另外，上述第1实施例中，离心风扇4备有从2个方向吸入、从 1个方向排出的两吸入型叶轮4b，但并不局限于此，也可以把2个 单吸入型叶轮背靠背地配置。该变形例如图7所示。与第1实施例中 相同的部件注以同一标记。

图7表示第1实施例的变形例，是发动机室构造的侧断面图，该 发动机室内设置着备有2个单吸入型叶轮的发动机冷却装置。与图1 所示第1实施例不同的是，图1中的离心风扇4备有一个两吸入型叶 轮4b，而图7中的离心风扇104备有吸入口朝着相反方向的2个 单吸入型叶轮104Lb、104La。该离心风扇104备有固定在 旋转轴4h上的第1轮毂例如轮毂板104La、固定在该轮毂板10 4La上的第1叶轮104Lb、固定在第1叶轮104Lb吸入侧的 旋转套筒104Lg、固定在旋转轴4h上的第2轮毂例如轮毂板10 4Ra、固定在该轮毂板104Ra上的第2叶轮104Rb、固定在 该第2叶轮104Rb吸入侧的旋转套筒104Rg。图示左侧的第1 叶轮104Lb从冷却风取入口7a吸入冷却了中间冷却器6a、油冷 却器6b、散热器6c等的第1冷却风50后将其向排气口9排出；图 示右侧的第2叶轮104Rb从冷却风取入口7b吸入冷却了发动机 5、交流发电机10等的电气设备及油盘14的第2冷却风51后将 其向排气口9排出。

其它构造与第1实施例基本相同。

本变形例也具有与第1实施例同样的效果。

另外，对于采用备有一个单吸入型叶轮离心风扇的现有技术，在 构成本变形例时，可利用其叶轮。而第1实施例中，必须新制造备有 第1和第2叶轮部分4bL和4bR的叶轮4b，所以，与第1实施例 相比，该变形例更容易实施。另外，单吸入型的第1及第2叶轮10 4Lb、104Rb相互无关联，可以选择各自独立的风扇外径尺寸、 叶片数目等，所以，设计的自由度大。

第2实施例

下面参照图8和图9说明本发明的第2实施例。本实施例的特征 是在第1实施例的构造中设置了蜗壳。与第1实施例相同的部件注以 同一标记。

图8是表示内设本实施例之发动机冷却装置的发动机室1构造的 侧断面图。与第1实施例不同之处是设置了蜗壳212，该蜗壳21 2复盖离心风扇4出口部分附近。该蜗壳212是在包含离心风扇4 旋转轴的平面中可分成若干段的构造。在配设了发动机5、中间冷却 器6a、油冷却器6b、散热器6c、离心风扇4等后安装该蜗壳21 2。

图9是表示该蜗壳212局部详细构造的立体图，蜗壳212内 的流路呈流路断面积渐渐变大的形状。

图8和图9所示构造中，与第1实施例同样地，冷却了中间冷却 器6a、油冷却器6b、散热器6c等的第1冷却风50和冷却了发动 机5、油盘14和交流发电机10等电气设备的第2冷却风51被离 心风扇4吸入又排出后，被蜗壳212渐渐减速，压力得到恢复，从 排气口9排出。

其它构造与第1实施例基本相同。

本实施例除了具有与第1实施例同样的效果外，由于设置了蜗壳 212，将已往作为压力损失而浪费掉的、从离心风扇4出口流出的 气流中所含旋回成分恢复成为压力，所以能提高风扇效率，从而也就 在一定程度上实现了大风量化和高压力化。由于实现高压力化，可提 高发动机室1的密闭度而减低噪音。

第3实施例

参照10说明本发明的第3实施例。本实施例的特征是在第2实 施例的构造中增加了吸音材料。与第2实施例相同的部件注以同一标 记。

图10是表示内设本实施例之发动机冷却装置的发动机室构造的 侧断面图。与第2实施例不同之处是，在蜗壳212内面的一部分上 安装了吸音材料313。另外，也可以在蜗壳的全部内面上安装吸音 材料313。

其它构造与第2实施例基本相同。

本实施例除了具有第2实施例的效果外，由于作为主要噪音源之 一的离心风扇4的噪音被吸音材料313吸收，所以，更有效地实现 发动机室1的整体静音化。

第4实施例

参照图11说明本发明的第4实施例。本实施例是用与发动机曲 轴不同的驱动源来驱动离心风扇4的实施例。图11是表示内设本实 施例之发动机冷却装置的发动机室构造的侧断面图。与第1实施例不 同之处是，离心风扇403是被电动马达406(后述)驱动的。其 它各部的构造与第1～第3实施例也有些不同，所以，包括与第1～ 第3实施例相同的部件在内，对全部部件重新说明。即，发动机冷却 装置设置在内有发动机402的发动机室401内，该发动机冷却装 置主要由中间冷却器409a、油冷却器409b、散热器409c、 离心风扇403、驱动机构例如电动马达406、吸入管410a、 410b、水泵405构成。中间冷却器409a对供给发动机402 的燃烧用空气进行预冷。油冷却器409b用于冷却油压挖土机的作 动油。散热器409c用于冷却发动机402的冷却水。离心风扇4 03备有可旋转地支承在轴承413上的旋转轴403a，轴承41 3通过轴承支承部件423支承在发动机402上。电动马达406 由电能产生驱动力，通过风扇皮带422把驱动力传递给离心风扇4 03的旋转轴403a使之旋转。吸入管410a、410b把冷却风 450、451(后述)分别导向设在离心风扇403两侧(图示左 右侧)的2个吸入口403d、403e。水泵405通过冷却水配管 415使发动机402的冷却水在散热器409c内循环。

来自发动机402的曲轴411的动力通过皮带412传递到旋 转轴(水泵旋转轴)421，驱动水泵405。

离心风扇403是离心式双重叶轮构造，备有固定在旋转轴40 3a上的轮毂板(图未示)和一个固定在该轮毂板上的两吸入型叶轮 403b。该叶轮403b由挟着轮毂板地设在两侧的、分别备有若干 叶片的第1叶轮部分403bL和第2叶轮部分403bR构成，把从 两侧吸入口403d、403e吸入的空气从外周方向的排出口403 f排出。

在发动机室401的上部、下部壁面上，设有取入外气用的冷却 风空气取入口407a、407b和排气用的排气口408，在发动机 室401内部的发动机402附近，配置着交流发电机等的电气设备 (图未示)。

在上述构造的发动机冷却装置中，形成2股冷却风气流，从离心 风扇403看，分别形成在散热器409c一侧和发动机402一侧。

即，通过散热器409c一侧流路的第1冷却风450，从发动 机室401外部通过冷却风取入口407a进入发动机室401，在 经过了中间冷却器409a、油冷却器409b、散热器409c后， 被吸入管410a节流而进入离心风扇403。再朝着离心风扇40 3的外周方向排出后，从发动机室401上部的排气口408排到外 部。

通过发动机402一侧流路的第2冷却风451，从发动机室4 01外部通过冷却风取入口407b进入发动机室401，一边流经 发动机402、设在发动机402附近下方的油盘404等的周围， 一边使它们冷却。然后被吸入管410b节流而流入离心风扇403 后，朝着离心风扇403外周方向排出，与散热器409c一侧的第 1冷却风450一起从发动机室401上部的排气口408排到外 部。

第1叶轮部分403bL和第2叶轮部分403bR做成为第1 冷却风450与第2冷却风451的风量比W1∶W2＝2∶0.5～ 2∶1.5的构造。

上述构造的本实施例，除了具有与第1实施例同样的效果外，还 具有以下效果。

首先，可以用电动马达406分别独立地设定离心风扇403的 旋转数和发动机402的旋转数，这样，不受发动机402旋转数(＝ 水泵405的旋转数)的左右，可以设定最适合作业环境的旋转数。 例如，在低温作业时，在风扇的旋转与发动机的旋转直接对应的已往 构造中，为了确保正常的发动机额定旋转数，离心风扇可能会对发动 机过冷却。而本实施例中，把发动机402的旋转数设定为通常的额 定旋转数，同时可减少离心风扇403的旋转数，所以，可防止发动 机402过冷却而性能降低，并且这时可防止离心风扇403引起的 噪音增大。又如在高海拔地区作业时，在风扇的旋转与发动机的旋转 直接对应的已往构造中，为了防止发动机停止，发动机旋转数减小、 离心风扇旋转数也减小，所以，冷却能力不足，可能会引起发动机过 热而降低发动机性能。而本实施例中，使发动机402的旋转减小的 同时能使离心风扇403的旋转数保持正常，所以，可防止发动机4 02因过热而性能降低。

由于发动机402的旋转数与离心风扇403的旋转数相互无关 地被设定，所以能提高燃料利用率。

虽然离心风扇403比已往的轴流式风扇重量大，但是，在本实 施例中，由于用电动马达406驱动离心风扇403，把离心风扇4 03固定在发动机402的旋转轴421上，所以，发动机402的 旋转轴421的轴承(设置在发动机402内，图未示)负荷不增大。 即，大型化了的离心风扇403的重量只要是风扇旋转轴403a用 轴承413能承受的重量即可。这样，对于为使用轴流式风扇而设计 的现有发动机，只要重新设置轴承支承部件423和轴承413，就 能容易地实现本实施例的发动机冷却装置。

对于中间冷却器409a、油冷却器409b、散热器409c 的冷却最为适当的风扇中心位置(风扇旋转轴位置)，因该三个热交 换器的大小及形状而异，在风扇旋转轴被发动机曲轴直接旋转的已往 构造中，风扇旋转轴相对于发动机位置的移动是困难的，所以，可能 形成为从最适当风扇旋转轴位置偏心的状态，使冷却风量降低等。而 本实施例中，可以把风扇旋转轴403a设置在任意位置，根据三个 热交换器409a～409c的情况把风扇旋转轴403a移动到最适 当位置，所以，可防止冷却风量降低。

上述第4实施例中，是采用备有一个两吸入型叶轮403b的离 心风扇403，但是，也可以如图7所示变形例那样，采用备有吸入 口朝相反方向的2个单吸入型叶轮的离心风扇，这种情况时也能得到 同样的效果。

上述第4实施例中，是用电动马达406驱动叶轮403b的， 但也可以不采用电动马达406，而用由油压能(压力油)驱动的油 压马达来驱动叶轮403b，这时也能得到同样的效果。

上述第4实施例中，采用了与发动机402的旋转毫无关系的独 立的驱动源即电动马达406，但并不局限于此，也可以采用下述的 变形例。即，也可以设置旋转数变换机构，使离心风扇403以相应 于作业环境的旋转数旋转。该旋转数变换机构输入发动机402的旋 转，同时以所需的加减速变换该输入的旋转数后，再输出到离心风扇 403。该旋转数变换机构例如由减速齿轮机构和加减速比控制机构 构成。减速齿轮机构备有不同齿数的若干种齿轮；加减速比控制机构 用于控制减速齿轮机构中的传递加减速比，例如是用于切换减速齿轮 机构中齿轮的齿轮切换机构。这时也具有同样的效果。

上述第1～第4实施例中，例举了中间冷却器6a、409a、油 冷却器6b、409b、散热器6c、409c作为热交换器，但并不 局限于此，也可以设置空调机的冷凝器等其它热交换器。这时也具有 同样的效果。

上述第1～第4实施例，是以建筑机械发动机的冷却装置为例进 行说明的，但并不局限于此，也适用于汽车、农机等其它机械发动机 的冷却装置。这时也具同样的效果。

根据本发明，用于冷却发动机一侧的第2冷却风流路与用于冷却 热交换器的第1冷却风流路是分开的，所以，发动机一侧的开口部可 以做得比已往小。因此，提高了发动机一侧的密闭性，可减小噪音。 另外，不象现有技术中那样冷却了热交换器后的高温空气流经电气设 备等周围，所以，可提高对电气设备等的冷却效果，从而提高了电气 设备的可靠性。