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PATENTANSPRÜCHE
1. Einrichtung zur Schallabsorption mit Resonatoren ver änderlichen Volumens, je mit einem Unterdruckraum, der von deformierbaren, tellerfederartigen Wandungselementen begrenzt ist, welche in Richtung des zugeordneten Raumes ein flache, in den negativen Bereich verlaufende Federkennlinie aufweisen, dadurch gekennzeichnet, dass die Wandungs elemente (1, 11, 21, 31, 41, 51,61,71,81,91, 101, 111121,
131, 141) am Rand eine Kröpfung (2,21,22, 32, 52,62,72) aufweisen, dass sie gewölbt sind und eine Wölbungshöhe (h) von 0,5 bis 5-facher Dicke (s) der Wandungselemente sowie einen Durchmesser (d) von 30 bis 300-facher Dicke der Wandungselemente aufweisen.
2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Verringerung der mitschwingenden Masse die Innenpartien der Wandungselemente (11) eine verringerte Dicke aufweisen.
3. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass zur Erhöhung der mitschwingenden Oberfläche derInnenbereich der Wandungselemente (21) durch biegesteife Streben (25) versteift ist.
4. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass zur Verringerung der mitschwingenden Masse und zur Vergrösserung der mitschwingenden Oberfläche die Wandungselemente (31) mit speichenförmigen Streben (35) versehen sind.
5. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass bei flächenhafter Anordnung der Resonatoren zur Erhöhung der Flächenausnutzung die Wandungselemente (41) einen sechs- vier- dreieckigen oder streifenförmigen Grundriss aufweisen.
6. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass zur Erhöhung der inneren Dämpfung der Unterdruckraum mit Strömungshindernissen wie mit einem Restgas höherer Viskosität, einem Drahtgeflecht (56), mit einem Flüssigkeitstropfen (66), mit im Boden (74) eingelassenen Permanentmagneten (76) und/oder mit Dämpfungsstoffen (86) an den Auflagestellen (83) versehen sind.
7. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zur Kompensation von äusseren Luftdruckänderungen an den Auflageflächen (93) Ringfedern (97) in einem Flüssigkeitsschlauch (98) angebracht sind oder dass der von den Wandungselementen (101) gebildete Unterdruckraum ein Restgas enthält und dass das Wandungselement (101) auf abnehmende, negative Federkonstante eingestellt ist oder dass die einzelnen von den Tellerfederelementen gebildeten Unterdruckräume durch Kanäle untereinander in Verbindung stehen, und damit der Innendruck entsprechend eingestellt wird oder dass die in Flächenelementen integrierten Wandungselemente verwunden, verwölbt oder verdrillt werden, wodurch sich die Vorspannung ändert und so die Federkonstante und damit die Eigenfrequenz kompensiert werden kann.
Die Erfindung betrifft eine Einrichtung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Eine solche Einrichtung entspricht einer Weiterbildung der in der CH-PS 618 037 beschriebenen Einrichtung.
In der vorliegenden Erfindung wird von einem Stand der Technik ausgegangen, welcher in der oben genannten CH-PS erläutert ist. Die Grundlage dieses Standes der Technik bildet der bekannte Helmholtz-Resonator. Dieser bekannte Resonator weistjedoch den Nachteil auf, dass erim unteren Frequenzbereich grosses Bauvolumen erfordert. Da andererseits ein Helmholtz-Resonator nur einen schmalbandigen Wirkungsbereich hat, ist es aus Gründen des Volumens nicht möglich, mehrere, verschieden abgestimmte Resonatoren die ser Art einzusetzen.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine
Einrichtung zur Schallabsorption der eingangs genannten Art zu schaffen, welche Resonatoren mit kleinem Bauvolumen und hoher Admittanz aufweist. Die gestellte Aufgabe wird er findungsgemäss durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.
Durch die erfindungsgemässe Ausführung lassen sich die nachfolgend aufgeführten Merkmale verbessern:
Material- und Herstellungsersparnis, Verringerung der mitschwingenden Massen, Vergrösserung der mitschwingenden Flächen, Beeinflussung der Dämpfung, Kompensation von Luftdruckschwankungen, Integration von Lärmjalousien und Ausbildung von schallabsorbierenden Wänden.
Die erfindungsgemässe Wölbung der Wandelemente kann eine kegelförmige oder eine kugelförmige Wölbung sein oder einer Fläche höherer Ordnung entsprechen.
Anhand der Zeichnungen werden verschiedene Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 einen Resonator mit gekröpfter Randausbildung,
Fig. 2 einen Resonator mit mittiger Materialverjüngung
Fig. 3 einen Resonator mit Mittenversteifung,
Fig. 4 einen Resonator mit Speichenversteifung,
Fig. 5 Resonatoren mit Sechseck-Grundriss,
Fig. 6 einen Resonator mit Gasdämpfung,
Fig. 7 einen Resonator mit Tropfendämpfung,
Fig. 8 einen Resonator mit Wirbelstromdämpfung,
Fig. 9 einen Resonator mit Einspanndämpfung,
Fig. 10 einen Resonator mit Druckkompensation,
Fig. 11 einen weiteren Resonator mit Druckkompensation,
Fig. 12 eine Lärmjalousie,
Fig. 13 bis 15 diverse absorbierende Wände.
Die Endziffern der in den Zeichnungen verwendeten Bezugszeichen einschliesslich der Basisziffern 1-9 haben dabei folgende Bedeutung:
1 = Wandungselement
2 = Kröpfung
3 = Abstützstelle
4 = Wandungsfläche
5 = Versteifungen
6 = Dämpfungsmittel
7 = Druckkompensationsfedern
8 = Ringschlauch
9 = Durchgangsöffnungen
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bezieht sich auf eine einfachere Herstellung sowie auf eine bessere Materialausnützung. Es besteht aus zwei gewölbten Wandungselementen 1 die an den Abstützstellen 3 miteinander vakuumdicht verbunden sind. Das sich bildende Innenvolumen ist evakuiert. An den Rändern befinden sich Kröpfungen 2. Infolge der Unterdruckbelastung sind die Wandungselemente 1 im interessierenden Belastungsbereich mit geringer Federkonstante praktisch plan.
Ohne die Kröpfungen 2 wäre kein ungehindertes Mitschwingen der Wandungselemente 1 gewährleistet. In diesem Falle wären Distanzstücke an den Abstützstellen 3 notwendig. Die Wandungselemente 1 selbst sind vorteilhaft rotationssymmetrisch ausgebildet. Der Verlauf der Wölbung ist weitgehend beliebig. Neben der Kegelstumpfform der ursprünglichen Tellerfeder sind auch Kugelflächen und Flächen höherer Ordnung möglich. Als Fläche n-ter Ordnung soll hier ein Wölbungsverlauf entsprechend einer Potenzfunktion n-ter Ordnung verstanden werden. Bei Flächen höherer Ordnung schwingen die Randpartien intensiver mit, so dass sich ein besserer Ausnutzungsgrad ergibt. Bei Verwendung von Stahl als Material der Wandungselemente 1 beträgt die Wölbungs
höhe h das 0,5-5-fache (vorzugsweise 1,5) und der Durchmes-ser d das 30- bis 300-fache der Wandstärke s. Materialien mit geringerem Elastizitätsmodul ergeben aus dem Wurzelverhältnis geringere Durchmesser der Wandungselemente 1.
Vorteilhaft sind gasdichte Materialien geringer Dichte, hohem Elastizitätsmodul hoher Fliessgrenze und hoher Schwingbelastung, z.B. Leichtmetalle wie Beryllium, Aluminium, Magnesium sowie Glas und Faserstoffe.
Die Ausführungsformen der Fig. 2 bis 5 beziehen sich auf eine Verringerung der mitschwingenden Masse und eine Erhöhung der mitschwingenden Fläche. Kleinere mitschwingende Massen erhöhen die Admittanz. Grössere mitschwingende Flächen vergrössern den Volumenhub. Hierzu ist gemäss Fig. 2 die Dicke des Wandungselements 11 zur Mitte hin im Bereich des grössten Schwingungsausschlages zunehmend verjüngt ausgebildet. In Fig. 3 sind demgegenüber mittig Versteifungen 25 angebracht. Bei diesen handelt es sich um senkrecht auf dem Wandungselement 21 stehende und mit diesem verbundene Streben mit hohem Flächenträgheitsmoment.
Diese bewirken, dass sich der Innenteil des Wandungselementes 21 in Form einer Kolbenbewegung verhält, was einen vergrösserten Volumenhub ergibt. In Fig. 4 in einer Draufsicht auf ein Wandungselement 31 mit Kröpfungsbereich 32 und Abstützbereich 33 sind Speicherstreben 35 vorgesehen. Das dazwischenliegende Material weist verringerte Wandstärke zur Herabsetzung der mitschwingenden Masse auf. In Fig. 5 sind die Grundflächen der Wandungselemente 41 sechseckig ausgebildet. Durch Verringerung der Auflagefläche 43 ergibt sich eine Erhöhung der mitschwingenden Fläche. Neben sechseckigen sind auch viereckige, dreieckige, streifenförmige und auch asymmetrische Grundrisse möglich.
In den Ausführungsbeispielen nach Fig. 6 bis 9 sind Möglichkeiten zur Einstellung einer inneren Dämpfung dargestellt. Damit gelingt es, den auftretenden Schall zu absorbieren. Bei Anpassung an den Wellenwiderstand des umgebenden Mediums sind damit reflexionsfreie Wände zu realisieren.
In Fig. 6 ist der Unterdruckraum von Wandungselementen 51 begrenzt. Im weiteren sind Strömungshindernisse z.B. ein Drahtgeflecht 56 angebracht. Da die Mittelpartien der Wandungselemente 51 grössere Schwingungsausschläge aufweisen als die Ränder, wird eine Querbewegung des Restgases verursacht. Diese Bewegung wird durch Reibung und zusätzlich an den Strömungshindernissen 56 gedämpft. Bekanntlich ist die Viskosität eines Gases weitgehend druckunabhängig, so dass auch bei geringen Innendrücken eine ausreichende Dämpfung gewährleistet ist. Bei Gasen mit kleinem Moleküldurchmesser ist der Viskositätskoeffizient höher. In Fig. 7 ist im Innern der Wandungselemente 61 ein Flüssigkeitstropfen 66 eingebracht. Infolge Schwingbewegung wird dieser ständig verformt und ergibt so ebenfalls eine Dämpfung. In Fig. 8 ist eine magnetische Wirbelstromdämpfung angewandt.
Dazu sind in der Bodenfläche 74 kleinskalare Magnete 76 eingeprägt. Besteht das schwingende Wandungselement 71 aus elektrisch leitendem Material, so werden dort Ströme induziert. In Fig. 9 sind an den Auflagestellen dämpfende Materialien 86 z.B. Klebstoffe, Kunststoffe angebracht. Bei Schwingungen des Wandungselementes 81 kommt es zu einer Relativbewegung zwischen den Wänden 84 und 81, die gedämpft wird. Eine weitere Möglichkeit zur Dämpfung besteht in der MaterialwahI der Wandungselemente; z.B. ergeben glas- oder kohlefaserverstärkte Kunststoffe eine höhere Materialdämpfung.
In den Fig. 10 und 11 sind Konstruktionsmerkmale zur Kompensation von wetter- bzw. höhenbedingten Druckunterschieden dargestellt. Durch die Änderung des äusseren Druckes verändert sich auch der Arbeitspunkt des mitschwingenden Resonators. Wegen der nichtlinearen Federcharakteristik der Wandungselemente ergibt sich eine andere Federkonstante und damit eine andere Resonanzfrequenz. Bei Breitbandlärm mit Verwendung mehrerer, auf verschiedene Eigenfrequenzen abgestuften Resonanzfrequenzen ist eine Druckänderung im allgemeinen unerheblich, da sich alle Frequenzen kollektiv verschieben und so die Breitbandwirkung erhalten bleibt. Bei schmalbandigen Lärmereignissen, bei grossen Druckunterschieden und bei Wandungselementen mit geringem Flächengewicht sind jedoch Druckkompensatoren zweckmässig.
In Fig. 10 wird ein Resonator durch zwei Wandungselemente 91 gebildet. Zwischen den Auflagestellen 93 befindet sich eine Zwischenfeder 97. Diese ist in einem flüssigkeitsgefüllten Ringschlauch 98 untergebracht. Die Zwischenfeder 97 teilt gleichzeitig die Flüssigkeitsmenge in zwei getrennte Ringe und enthält kleine Durchgangsbohrungen 99. Bei einer (langsamen) Erhöhung des Aussendruckes wird die Zwischenfeder 97 zusammengedrückt. Dadurch wird der Ringschlauch 98 verbreitet und ergibt so einen kleineren wirksamen Durchmesser der Wandungselemente 91. Der Arbeitspunkt und damit die Resonanzfrequenz verbleiben dadurch an derselben Stelle. Die schnellen Schalldruckänderungen dagegen vermögen wegen der kleinen Zeitkonstanten der Flüssigkeitsausgleichsströmung den Arbeitspunkt nicht zu ver ändern.
In Fig. 11 ist eine weitere Möglichkeit zur Druckkompensation dargestellt. Dabei wird das Wandungselement 101 durch eine im Verhältnis schwerere Ringfeder 107 gehalten.
Der von Tellerfederelement 101 und Deckfläche 104 gebildete Innenraum ist dabei nicht vollständig evakuiert. Auch zur Kompensation der Federung des eingeschlossenen Gasvolumens ist das Wandungselement 101 auf negative Federkonstante eingestellt. Bei einer Erhöhung des Umgebungsdruckes wird durch das Nachgeben einer auch hier vorhandenen, jedoch nicht gezeigten Ringfeder 97 das Innenvolumen verkleinert und dadurch die Federkonstante des eingeschlossenen Gases erhöht. Weiter abnehmende negative Federung der Tellerfederelemente 101 und zunehmende Gasfederung kompensieren sich gegenseitig, so dass die Resonanzfrequenz konstant bleibt. Dasselbe Prinzip lässt sich auch ohne zusätzliche Ringfeder 107 alleine mit der statischen Durchfederung der Wandungselemente 101 erreichen.
Eine weitere Kompensationsmöglichkeit besteht darin, dass die Innenvolumina der Resonatorelemente untereinander durch Gaskanäle verbunden sind. Entsprechend der Änderung des Aussendruckes wird dadurch der Unterdruck eingestellt. Z.B. geschieht dies mittels eines Dampf/Flüssigkeitssystems: Wird die Temperatur der Flüssigkeit erhöht, so steigt dadurch der Dampfdruck und damit der Unterdruck der am geschlossenen Resonatorelement. Eine automatische Druckkompensation kann durch eine Druckkammer, die an das Kanalsystem angeschlossen ist, erreicht werden. Die Druckkammer ist dabei analog einem Tellerfederelement aufgebaut.
Bei einer äusseren Luftdruckänderung ändert sich über die statische Druckbewegung das Innenvolumen und dadurch der Druck. Dieser Druck wird über das Kanalsystem weitergeleitet und damit die Resonatorelemente nachjustiert. Dabei ist es zweckmässig, jeweils für abgeschlossene Teilbereiche der Resonatorelemente eine eigene Druckkammer vorzusehen, so dass bei einem Leck der Schaden auf diesen Teilbereich beschränkt bleibt.
Eine weitere Möglichkeit zur Druckkompensation besteht darin, die in Streifen oder Flächen integrierten Resonatorelemente insgesamt zu verwinden, verwölben oder zu verdrillen.
Eine solche Massnahme ändert über die Vorspannung die Eigenfrequenz der Resonatorelemente. Die Verformung der Streifen oder Flächen kann dabei automatisch von der Luftdruckänderung selbst bewerkstelligt werden. Dazu wird z.B.
eine Barometerfeder vorgesehen, die sich abhängig vom äus seren Druck verformt. Das analoge Prinzip kann auch zur Kompensation von Temperatureinflüssen angewendet werden. Hierbei dient ein Bimetallelement anstelle der Barometerfeder als Verstellglied.
In den Fig. 12 bis 15 schliesslich sind Ausführungsbeispiele von zu Wandflächen integrierten Resonatorelementen zusammengestellt. Fig. 12 stellt eine Jalousieanordnung zur Abdämmung des Schalls bei freiem Luftdurchtritt dar. Solche Anwendungssituationen bestehen bei Fenstern, Lüftungsschächten, Ansaug- und Ablassöffnungen. Dabei werden in Blechstreifen Wölbungen in der Art von Tellerfederelementen wie zu Fig. 1 detaillierter beschrieben eingeprägt. Je zwei Blechstreifen werden unter Vakuum bzw. Unterdruck gasdicht zusammengefügt. Die Streifenoberfläche ist dabei parallel zur Strömungsrichtung orientiert. Die Ausführungen nach den Fig. 13 bis 15 beziehen sich auf schallabsorbierende Wände, insbesondere mit zusätzlicher Vergrösserung der Oberfläche. In Fig. 13 sind die Wandungselemente 121 auf eine profilierte Wandnäche 123 aufgebracht.
Die Tellerfederelemente sind entsprechend den Fig. 6 bis 9 bedämpft. In Fig.
14 sind beidseitig mit eingeprägten Wandungselementen 131 versehene Blechplatten zusammengefügt. Dabei sind in den Auflageflächen Luftöffnungen 139 vorgesehen, so dass auch die rückwärtigen Tellerfederelemente beaufschlagt und wirksam werden. In Fig. 15 schliesslich sind die Tellerfederelemente 141 schuppenartig an die Wand angebracht.
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PATENT CLAIMS
1.Device for sound absorption with resonators of variable volume, each with a vacuum space which is delimited by deformable, plate-spring-like wall elements which have a flat spring curve running in the direction of the assigned space, which runs in the negative region, characterized in that the wall elements ( 1, 11, 21, 31, 41, 51.61.71.81.91, 101, 111121,
131, 141) on the edge have a crank (2,21,22, 32, 52,62,72) that they are curved and a curvature height (h) of 0.5 to 5 times the thickness (s) of the wall elements as well have a diameter (d) of 30 to 300 times the thickness of the wall elements.
2. Device according to claim 1, characterized in that to reduce the resonant mass, the inner parts of the wall elements (11) have a reduced thickness.
3. Device according to claims 1 and 2, characterized in that in order to increase the resonating surface, the inner region of the wall elements (21) is stiffened by rigid braces (25).
4. Device according to claims 1 to 3, characterized in that to reduce the resonating mass and to enlarge the resonating surface, the wall elements (31) are provided with spoke-shaped struts (35).
5. Device according to claims 1 to 4, characterized in that with a planar arrangement of the resonators to increase the area utilization, the wall elements (41) have a six- four-triangular or strip-shaped plan.
6. Device according to claims 1 to 5, characterized in that to increase the internal damping of the vacuum chamber with flow obstacles such as with a residual gas of higher viscosity, a wire mesh (56), with a liquid drop (66), with embedded in the bottom (74) Permanent magnets (76) and / or with damping materials (86) at the support points (83).
7. Device according to claims 1 to 6, characterized in that to compensate for external changes in air pressure on the bearing surfaces (93) ring springs (97) in a liquid hose (98) or that the vacuum space formed by the wall elements (101) is a residual gas contains and that the wall element (101) is set to a decreasing, negative spring constant or that the individual vacuum spaces formed by the plate spring elements are connected to one another by channels, and thus the internal pressure is adjusted accordingly, or that the wall elements integrated in surface elements are twisted, warped or twisted be, which changes the bias and so the spring constant and thus the natural frequency can be compensated.
The invention relates to a device according to the preamble of claim 1. Such a device corresponds to a development of the device described in CH-PS 618 037.
The present invention is based on a prior art, which is explained in the above-mentioned CH-PS. The well-known Helmholtz resonator forms the basis of this prior art. However, this known resonator has the disadvantage that it requires a large construction volume in the lower frequency range. On the other hand, since a Helmholtz resonator only has a narrow-band range of action, it is not possible for reasons of volume to use several, differently tuned resonators of this type.
The invention is therefore based on the object
To create device for sound absorption of the type mentioned, which has resonators with a small volume and high admittance. The object is achieved according to the invention by the features specified in the characterizing part of claim 1.
The features listed below can be improved by the embodiment according to the invention:
Material and manufacturing savings, reduction of the oscillating masses, enlargement of the oscillating surfaces, influencing the damping, compensation of air pressure fluctuations, integration of noise blinds and formation of sound-absorbing walls.
The curvature of the wall elements according to the invention can be a conical or a spherical curvature or correspond to a surface of a higher order.
Various exemplary embodiments of the invention are explained in more detail with reference to the drawings. It shows:
1 shows a resonator with cranked edge formation,
Fig. 2 shows a resonator with central material taper
3 shows a resonator with central stiffening,
4 a resonator with spoke stiffening,
5 resonators with hexagon floor plan,
6 shows a resonator with gas damping,
7 shows a resonator with drop damping,
8 shows a resonator with eddy current damping,
9 shows a resonator with clamping damping,
10 shows a resonator with pressure compensation,
11 shows a further resonator with pressure compensation,
12 a noise blind,
13 to 15 various absorbent walls.
The end digits of the reference symbols used in the drawings, including the base digits 1-9, have the following meaning:
1 = wall element
2 = offset
3 = support point
4 = wall surface
5 = stiffeners
6 = damping agent
7 = pressure compensation springs
8 = ring hose
9 = through openings
The embodiment according to FIG. 1 relates to a simpler manufacture and to better material utilization. It consists of two curved wall elements 1 which are connected to one another in a vacuum-tight manner at the support points 3. The internal volume that forms is evacuated. There are crankings 2 on the edges. As a result of the negative pressure load, the wall elements 1 are practically flat in the load area of interest with a low spring constant.
Without the cranks 2, the wall elements 1 would not swing freely. In this case, spacers at the support points 3 would be necessary. The wall elements 1 themselves are advantageously designed to be rotationally symmetrical. The course of the curvature is largely arbitrary. In addition to the frustoconical shape of the original disc spring, spherical and higher-order surfaces are also possible. An area of the nth order is to be understood here as a curvature curve corresponding to an nth order power function. In areas of higher order, the edge parts vibrate more intensely, so that there is a better degree of utilization. When using steel as the material of the wall elements 1, the curvature is
height h is 0.5-5 times (preferably 1.5) and the diameter d is 30 to 300 times the wall thickness s. Materials with a lower modulus of elasticity result from the root ratio of smaller diameters of the wall elements 1.
Gas-tight materials of low density, high modulus of elasticity, high yield point and high vibration load are advantageous, e.g. Light metals such as beryllium, aluminum, magnesium as well as glass and fiber materials.
The embodiments of FIGS. 2 to 5 relate to a reduction in the resonant mass and an increase in the resonant area. Smaller resonant masses increase the admittance. Larger moving surfaces increase the volume stroke. 2, the thickness of the wall element 11 is increasingly tapered towards the center in the area of the greatest vibration deflection. In contrast, stiffeners 25 are attached in the center in FIG. 3. These are struts standing vertically on the wall element 21 and connected to it with a high moment of inertia.
These have the effect that the inner part of the wall element 21 behaves in the form of a piston movement, which results in an increased volume stroke. In FIG. 4, in a top view of a wall element 31 with an offset region 32 and a support region 33, storage struts 35 are provided. The material in between has reduced wall thickness to reduce the vibrating mass. 5, the base surfaces of the wall elements 41 are hexagonal. By reducing the contact surface 43 there is an increase in the resonating surface. In addition to hexagonal, square, triangular, stripe-shaped and also asymmetrical layouts are possible.
In the exemplary embodiments according to FIGS. 6 to 9, possibilities for setting an internal damping are shown. This makes it possible to absorb the sound that occurs. When adapting to the wave resistance of the surrounding medium, reflection-free walls can be realized.
6, the vacuum space is limited by wall elements 51. Furthermore, flow obstacles are e.g. a wire mesh 56 is attached. Since the middle parts of the wall elements 51 have larger vibrations than the edges, a transverse movement of the residual gas is caused. This movement is dampened by friction and additionally at the flow obstacles 56. As is known, the viscosity of a gas is largely independent of pressure, so that sufficient damping is ensured even at low internal pressures. The viscosity coefficient is higher for gases with a small molecular diameter. In Fig. 7, a liquid drop 66 is introduced inside the wall elements 61. As a result of the oscillating movement, it is constantly deformed and thus also results in damping. In Fig. 8, magnetic eddy current damping is applied.
For this purpose, 74 small-scalar magnets 76 are impressed in the bottom surface. If the oscillating wall element 71 consists of electrically conductive material, currents are induced there. In Fig. 9 damping materials 86 are e.g. Adhesives, plastics attached. When the wall element 81 vibrates, there is a relative movement between the walls 84 and 81, which is damped. Another option for damping is the material selection of the wall elements; e.g. glass or carbon fiber reinforced plastics result in a higher material damping.
10 and 11, design features for compensating for weather or altitude-related pressure differences are shown. The operating point of the resonating resonator also changes due to the change in the external pressure. Because of the non-linear spring characteristic of the wall elements, there is a different spring constant and thus a different resonance frequency. In the case of broadband noise using multiple resonance frequencies graded to different natural frequencies, a change in pressure is generally irrelevant, since all frequencies shift collectively and the broadband effect is retained. In the case of narrow-band noise events, with large pressure differences and with wall elements with a low basis weight, however, pressure compensators are useful.
10, a resonator is formed by two wall elements 91. An intermediate spring 97 is located between the support points 93. This is accommodated in a liquid-filled ring hose 98. The intermediate spring 97 simultaneously divides the amount of liquid into two separate rings and contains small through bores 99. When the (external) pressure increases (slowly), the intermediate spring 97 is compressed. As a result, the ring tube 98 is spread and thus results in a smaller effective diameter of the wall elements 91. The operating point and thus the resonance frequency thus remain at the same point. The rapid changes in sound pressure, on the other hand, cannot change the operating point due to the small time constants of the liquid equalization flow.
A further possibility for pressure compensation is shown in FIG. 11. The wall element 101 is held by a relatively heavier ring spring 107.
The interior formed by plate spring element 101 and cover surface 104 is not completely evacuated. To compensate for the suspension of the enclosed gas volume, the wall element 101 is also set to a negative spring constant. With an increase in the ambient pressure, the yielding of an annular spring 97, which is also present here but is not shown, reduces the internal volume and thereby increases the spring constant of the enclosed gas. Further decreasing negative suspension of the plate spring elements 101 and increasing gas suspension compensate each other so that the resonance frequency remains constant. The same principle can also be achieved without additional ring spring 107 only with the static deflection of the wall elements 101.
Another possibility for compensation is that the internal volumes of the resonator elements are connected to one another by gas channels. The negative pressure is set in accordance with the change in the external pressure. E.g. this is done by means of a vapor / liquid system: If the temperature of the liquid is increased, the vapor pressure and thus the vacuum of the closed resonator element increase. Automatic pressure compensation can be achieved using a pressure chamber connected to the duct system. The pressure chamber is constructed analogously to a plate spring element.
If there is an external change in air pressure, the static volume changes the internal volume and thus the pressure. This pressure is passed on via the duct system and thus the resonator elements are readjusted. In this case, it is expedient to provide a separate pressure chamber for closed sub-areas of the resonator elements, so that the damage remains limited to this sub-area in the event of a leak.
Another possibility for pressure compensation consists in twisting, warping or twisting the resonator elements integrated in strips or surfaces.
Such a measure changes the natural frequency of the resonator elements via the bias. The deformation of the strips or surfaces can automatically be brought about by the change in air pressure itself. For this, e.g.
a barometer spring is provided, which deforms depending on the external pressure. The analog principle can also be used to compensate for temperature influences. Here, a bimetal element serves as an adjusting element instead of the barometer spring.
Finally, FIGS. 12 to 15 show exemplary embodiments of resonator elements integrated into wall surfaces. Fig. 12 shows a blind arrangement for damping the sound with free passage of air. Such application situations exist with windows, ventilation shafts, suction and discharge openings. Here, curvatures in the manner of plate spring elements as described in more detail in FIG. 1 are impressed in sheet metal strips. Two sheet metal strips are joined together gas-tight under vacuum or vacuum. The strip surface is oriented parallel to the direction of flow. 13 to 15 relate to sound-absorbing walls, in particular with an additional enlargement of the surface. 13, the wall elements 121 are applied to a profiled wall surface 123.
The plate spring elements are damped according to FIGS. 6 to 9. In Fig.
14, sheet metal plates provided with embossed wall elements 131 are joined on both sides. Air openings 139 are provided in the contact surfaces, so that the rear plate spring elements are also acted upon and become effective. 15, finally, the plate spring elements 141 are attached to the wall in a scale-like manner.