DE19943246A1 - Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von Brennkraftmaschinen - Google Patents

Abstract

Ein Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von Brennkraftmaschinen, insbesondere der Ladeluftgeräusche eines im Ansaug- oder Abgasstrang angeordneten Turboladers, weist ein die Ansaug- bzw. Ladeluft führendes Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und ein dieses im radialen Abstand umschließendes Resonatorgehäuse auf. Der Raum zwischen Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und Resonatorgehäuse ist durch Zwischenwände in mehrere Resonatorkammern unterteilt, die durch Ausnehmungen in der Ansaug- bzw. Laderohrwand mit dem Innenraum des Ansaug- bzw. Laderohres verbunden sind. Das Resonatorgehäuse besitzt einen gerundeten Querschnitt, vorzugsweise Kreisquerschnitt, und umschließt konzentrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr. Die Zwischenwände sind orthogonal oder im wesentlichen orthogonal zum jeweils zugeordneten Punkt der gemeinsamen Längsachse von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und Resonatorgehäuse angeordnet, derart, daß die Resonatorkammern gerundet ringförmig, vorzugsweise kreisringförmig ausgebildet sind.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Schalldämpfer nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Ein Schalldämpfer der vorgenannten Art, basierend auf einem sogenannten Helmholtz­ resonator, ist durch die DE 196 15 917 A1 bekannt geworden. Hierbei ist das Reso­ natorgehäuse abgeflacht ausgebildet und besteht aus zwei in einer Horizontalebene getrennten etwa gleichgroßen Hälften. Entsprechend sind auch die die einzelnen Resonatorkammern bildenden Zwischenwände (Kammerwände) etwa hälftig geteilt. Beim Zusammenbau ergeben sich hierdurch Dichtungsprobleme. Eine optimale Schalldämpfung im Ansaugrohr bzw. - bei Verwendung eines Abgasturboladers - im Ladeluftrohr erzeugter Frequenzen ist schon auf Grund der ungünstigen abgeflachten Form mit dem bekannten Schalldämpfer nicht möglich.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen auf dem sogenannten Helmholtz­ resonator basierenden Schalldämpfer zu schaffen, der unter Berücksichtigung der besonderen Frequenzgegebenheiten der Schallquelle einerseits und des im Bereich der Brennkraftmaschine zur Verfügung stehenden knappen Bauraumes andererseits eine optimale Geräuschdämpfung ermöglicht.

Ausgehend von einem Schalldämpfer der eingangs bezeichneten Gattung löst die Erfindung die gestellte Aufgabe durch die kennzeichnenden Merkmale des Patent­ anspruchs 1.

Vorteilhafte Weiterbildungen des Grundgedankens der Erfindung enthalten die Patentansprüche 2-24.

Der erfindungsgemäße Schalldämpfer wird auf Grund der kompakten Konzeption, insbesondere der gerundeten, vorzugsweise kreisrunden Ausbildung bzw. Anordnung der Resonanzvolumina, dem begrenzten Bauraum im Bereich des Abgasturboladers, der für die konstruktive Verwirklichung des Geräuschminderungskonzeptes zur Ver­ fügung steht, in optimaler Weise gerecht. Die kritischen Raumpunkte der im Bereich des Abgasturboladers gegebenen Bauraumverhältnisse sind im wesentlichen durch den fahrzeugseitigen Längsträger bedingt, zu dem ein großer Mindestabstand von 20- 25 mm eingehalten werden muß, um die notwendigen Freiheitsgrade des Aggregates gegenüber dem Fahrzeugchassis im Betrieb sicherzustellen. Der geringste Abstand ergibt sich im Bereich der Anbindung des Schalldämpfers an den Ladeluftschlauch. Eine weitere Einschränkung des für den Einbau des Schalldämpfers zur Verfügung stehenden nur sehr knappen Bauraumes ergibt sich durch die Führung des Kühl­ wasserrücklaufes. Ein weiteres den Bauraum einschränkendes Element ist die als Steuerelement des Abgasturboladers fungierende sogenannte Unterdruckdose.

Desweiteren zeichnet sich der erfindungsgemäße Schalldämpfer durch eine Mini­ mierung des Druckverlustes längs des Strömungsweges in der Ladeluftleitung aus. Für den Einbau des Schalldämpfers lassen sich vorteilhafterweise vorhandene Anbindungsgegebenheiten nutzen. Insbesondere vermeidet der erfindungsgemäße Schalldämpfer durch seine strömungsgünstige Ausführung ein "Abknicken" der Strömungsführung, wodurch - neben einer Verringerung der Strömungsablösung - auch Querreflexionen von Schallwellen spektraler Anteile ab 2,5 kHz deutlich reduziert werden. Durch die strömungsgünstige Konzeption wird die Effizienz des Dämpfer­ konzeptes gegenüber bekannten Lösungen (s. o.) deutlich gesteigert.

Weitere Vorteile der Erfindung sind Ausführungsbeispielen zu entnehmen, die in der Zeichnung dargestellt und im folgenden detailliert beschrieben sind. Es zeigt jeweils perspektivisch dargestellt):

Fig. 1 Eine Ausführungsform eines Schalldämpfers zur Herab­ minderung der Ladeluftgeräusche eines Turboladers, in Zusammenbaudarstellung (aufgeschnitten),

Fig. 2 den Gegenstand von Fig. 1 in - gegenüber Fig. 1 verkleinerter - Explosionsdarstellung,

Fig. 3 ein Teil des Gegenstandes von Fig. 1 bzw. 2, in Separatdar­ stellung,

Fig. 4 das Teil aus Fig. 3, im - konzentrischen - Zusammenbau mit einer Ladeluftröhre,

Fig. 5 eine Abwandlung des Gegenstandes von Fig. 3 bzw. Fig. 4, in Darstellung entsprechend Fig. 4, und

Fig. 6 den Gegenstand von Fig. 4 bzw. 5, jeweils in Pfeilrichtung A betrachtet.

Es bezeichnet 10 ein als Gußteil ausgebildetes Resonatorgehäuse mit Kreisquerschnitt, das Augen 11, 12 zur Befestigung im Bereich des Turboladers einer Brennkraftmaschine (nicht dargestellt), beispielsweise für ein Kraftfahrzeug, aufweist. Im Inneren des Resonatorgehäuses 10 sind mehrere Teile konzentrisch zueinander angeordet (siehe Fig. 1), die in Fig. 2 (sowie partiell auch in Fig. 3, 4 und 6) gesondert herausgezeichnet sind. Hierbei bezeichnet 13 ein Ladeluftrohr mit einer Vielzahl durchgehender Ausnehmungen 14, die als Resonanzbohrungen fungieren. Die Resonanzbohrungen 14 sind gruppenweise angeordet und über den gesamten Umfang des Kreisquerschnitt aufweisenden Ladeluftrohrs 13 verteilt.

Wie insbesondere aus Fig. 1 und 4 hervorgeht, wird der Innenraum des Resonator­ gehäuses 10 durch das konzentrisch im Resonatorgehäuse 10 angeordnete Ladeluft­ rohr 13 und dieses konzentrisch umgebende Zwischenwände 15 in mehrere kreisring­ förmige Resonatorkammern aufgeteilt, die wiederum durch Segmentierwände 16 in jeweils mehrere sektorförmige Resonanzkammern unterteilt sind. Bei den darge­ stellten Ausführungsbeispielen sind jeweils fünf Segmentierwände 16 vorgesehen, woraus je Resonatorkammer fünf Resonanzkammern 17-21 resultieren (siehe insbesondere Fig. 6). Fig. 2 und 3 machen deutlich, daß Zwischenwände 15 und Segmentierwände 16 miteinander zu einem skelettartigen, insgesamt mit 22 bezifferten Bauteile verbunden sind.

Wie die Zeichnung desweiteren erkennen läßt, weisen Resonatorgehäuse 10, Ladeluftrohr 13 und skelettartiges Bauteil 22 eine im gleichen Sinne stetig gekrümmte Form auf. Die Leitkurve hierfür, zugleich gemeinsame Längsmittelachse der Teile 10, 13, 22, ist aus Fig. 3 ersichtlich und mit 23 bezeichnet. Hierbei ist jede der insgesamt vier Zwischenwände 15 orthogonal zu der Leitkurve 23, bezogen auf deren Schnitt­ punkt der durch die jeweilige Zwischenwand 15 gebildeten Ebene, angeordnet. Die Segmentierwände 16 sind sämtlichst radial zu der Leitkurve 23 ausgerichtet. Eine Besonderheit besteht darin, daß die einander entsprechenden Segmentierwände 16 jeweils die Zwischenwände 15 orthogonal schneidende gekrümmte Flächen bilden, wobei die Krümmung jeweils zu der Krümmung der Leitkurve 23 korrespondiert (siehe insbesondere Fig. 3). Die Leitkurve 23 ist so konzipiert, daß ihre Projektion in einer Auslegungsgegebenheiten, vorzugsweise der zu bedienenden Geräuschfrequenz, folgenden Ebene liegt. Die durch die Leitkurve 23 vorgegebene stetige Krümmung von Resonatorgehäuse 10, Ladeluftrohr 13 und skelettartigem Bauteil 22 dient dem Zweck einer Minimierung des Druckverlustes längs des Strömungsweges der Ansaug- bzw. Ladeluft. Druckverluste in der Ladeluftleitung würden nämlich eine Leistungsminderung der Brennkraftmaschine bewirken. Deshalb ist es angezeigt, die Druckverluste im gesamten Ladungswechsel auf ein Mindestmaß zu reduzieren. Die den absoluten Druckverlust bestimmenden Faktoren sind die Strömungsgeschwindigkeit in der Ladeluftleitung und die Gestaltung der Richtungsänderungen innerhalb der Strömungs­ führung. Je höher die Strömungsgeschwindigkeiten sind und je schärfer eine Um­ lenkung der Strömung erfolgt, desto höher sind die zu erwartenden Strömungsverluste.

Strömungsverluste entstehen durch lokale Strömungsablösungen in der Ladeluftleitung und stehen in direktem Zusammenhang mit Strömungsgeräuschen, die es neben den Druckpulsationen ebenfalls zu reduzieren gilt. Unter Berücksichtigung dieses Gesichts­ punktes wirkt sich die stetig gekrümmte Strömungsführung bei gegebener Anbindungs­ orientierung zu den umliegenden Motorelementen, Ladeluftschlauch und Abgasturbo­ lader, bei dem dargestellten Schalldämpfer sehr günstig aus.

Die im Betrieb zu erwartenden maximalen Massendurchsätze der Ladeluft je Zeiteinheit sind im Lastenheft des Aggregates festgelegt, so daß ein geringer Druckverlust durch große Strömungsquerschnitte realisiert werden kann. Große Strömungsquerschnitte werden jedoch durch eine Reduzierung der zur Verfügung stehenden Resonanz­ volumina erkauft. Dieser Umstand ist besonders bei der durch das Lastenheft geforderten unteren Grenzfrequenz von 1.500 Hz von Bedeutung. Eine vergleichsweise tieffrequente Abstimmung eines Ladeluftdämpfers auf dem Prinzip des sogenannten Helmholtzresonators bedingt größere Resonanzkammern als vergleichbar hohe Abstimmungsfrequenzen. Der Zielkonflikt wird vorliegend dahingehend gelöst, daß der Innendurchmesser des Ladeluftrohres 13 im Schalldämpfer sich an dem Durchmesser des sich bei 24 (Fig. 1) anschließenden Turboladerdruckstutzens (nicht gezeigt) orientiert. Die untere Grenzfrequenz der so umgesetzten Konstruktion liegt je nach Gastemperatur und Gasdruck zwischen 1.550 Hz und 1.800 Hz. Weiterhin findet kein Durchmessersprung an der Schnittstelle zum Turbolader statt, was im Sinne einer Druckverlustminimierung und Vermeidung von strömungsbedingten Geräuschen erwünscht ist. Durchgeführte Versuchsreihen haben gezeigt, daß der Druckverlust bei stationärer Durchströmung lediglich in der Größenordnung von 27 mbar liegt.

Die Konzeption des dargestellten Ladeluftschalldämpfers zeichnet sich desweiteren durch die Besonderheit aus, störende Geräusche und ihre Komponenten möglichst nahe an ihrem Entstehungsort zu bekämpfen, um eine Weiterleitung an potentiell schallabstrahlende Flächen zu unterbinden. Die Lage des Dämpfungskonzeptes möglichst nahe am Abgasturbolader ist deshalb von Wichtigkeit. Die Effektivität des Schallminderungskonzeptes wird weiterhin begünstigt, wenn die Geräuschquelle sich nicht weiter als eine Wellenlänge entfernt vom Ladeluftschalldämpfer befindet. Dabei wird dieses Kriterium von der jeweils interessierenden Frequenz bei gegebener Schallgeschwindigkeit gebildet. Unter Berücksichtigung dieses Umstandes sind die Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) im Ladeluftschalldämpfer gegenüber der Geräuschquelle Abgasturbolader so angeordnet, daß hohe Frequenzen zuerst getilgt werden.

Diese Maßnahme kommt auch den räumlichen Gegebenheiten entgegen, da hier im Umfeld des Abgasturboladers ohnehin durch Kühlwasserzulauf und Unterdruckdose das Raumangebot eingeschränkt ist. Somit ist die Anordnung der Resonanzkammern 17-21 bzw. der durch die Zwischenwände 15 gebildeten Resonatorkammern in Strömungsrichtung (Pfeil 25, Fig. 1) vorgegeben.

Konzeptionelle Untersuchungen haben gezeigt, daß eine vergleichsweise tieffrequente Abstimmung dieses Schallminderungskonzeptes nicht notwendigerweise große Resonanzvolumina (17-21) erfordert, sondern daß vielmehr die Abstimmung eines gegebenen Resonanzvolumens mit den entsprechenden Resonanzbohrungen 14 die Lage des Resonanzbereiches bestimmt. Dieser Umstand ermöglicht bei gegebenem Bauraum eine vergleichsweise tieffrequente Abstimmung bei kleinen Resonanz­ volumina (17-21). Dadurch erscheint es als sinnvoll, den abzudeckenden Frequenz­ bereich mit vielen kleinen Resonanzkammern, vorliegend fünf je Resonatorkammer, nämlich jeweils die Resonanzkammern 17-21, zu realisieren, um eine feinere Auf­ lösung des Frequenzbereiches zu erzielen. Einbrüche der Dämpfung über das ge­ forderte Frequenzband können somit erheblich reduziert werden, und es kommt zu einer gleichmäßigen Einfügedämpfung über den Frequenzbereich.

Aus diesem Grunde sind vorliegend die durch die Zwischenwände 15 gebildeten ringförmigen Resonatorkammern in Umfangsrichtung noch durch die Segmentierwände 16 geteilt, um durch eine entsprechende Abstimmung das zu dämpfende Frequenzband von 1,5 kHz hinreichend bedienen zu können. Die hierdurch gebildeten Segmentvolumina (Resonanzkammern 17-21) sind so ausgelegt, daß die entsprechenden Resonanzfrequenzen sehr nahe beieinanderliegen, um eine möglichst kontinuierliche Einfügedämpfung zu erhalten. Die gegebenen Raumverhältnisse unter der Zusatzbedingung der Druckverlustminimierung in der Strömungsführung bedingen die bereits erwähnte gekrümmte Leitkurve 23 (Fig. 3), um die das System der Segmentierwände 16 rotationssymmetrisch aufgebaut wird. Prinzipbedingt wären demgemäß diejenigen Resonanzkammern, welche auf der Innenseite der Leitkurvenkrümmung angeordnet sind, kleiner im Volumen als die entsprechend außenliegenden Resonanzkammern.

Um auf der Innenseite der Leitkurvenkrümmung im wesentlichen gleichgroße Resonanzvolumina wie auf der Außenseite zu erhalten, sind die Winkelabstände (z. B. α) zwischen zwei Segmentierwänden 16 auf der Innenseite der Leitkurven­ krümmung größer gewählt als die Winkelabstände (z. B. β) auf der Außenseite (siehe Fig. 3). Auf diese Weise ergeben sich über den Umfang des Ladeluftrohres 13 etwa gleichgroße Volumina der Resonanzkammern 17-21.

Die Krümmung der Leitkurve 23 ist über ihre gesamte Längserstreckung konstant, so daß die segmenteinschließenden Winkel (z. B. α, β, Fig. 6) für alle Resonatorkammern entlang der Leitkurve 23 beibehalten werden können. Somit ergibt sich eine Rippen­ struktur des Bauteils 22 (Fig. 3), die eine relativ hohe Eigensteifigkeit besitzt und die sich vorteilhaft im Spritzgußverfahren mit drei Schiebern relasisieren läßt. Wird diese Rippenstruktur (Bauteil 22) mit dem Resonatorgehäuse 10 verbunden, so ergibt sich hierdurch eine deutliche Erhöhung der Eigensteifigkeit der gesamten Schalldämpfer­ konstruktion. Durch Druckpulsationen hervorgerufene oszillierende Bewegungen des Resonatorgehäuses 10 (sog. "Atmen" der Gehäusewand) werden merkbar reduziert, was wiederum zu einer vorteilhaften, reduzierten Schallabstrahlung führt.

Durch die Segmentierung der ringförmigen Resonatorkammern zu sektorförmigen Resonanzkammern (17-21, Fig. 6) werden Resonanzvolumina kompakter Bauform erzeugt. "Kompakt" bedeutet in diesem Zusammenhang, daß die das jeweilige Resonanzvolumen beschreibenden Größen, Höhe, Breite, Tiefe der Resonanz­ kammern 17-21, kleiner sind als die Wellenlänge, welche der zu bedämpfenden Frequenz zugeordnet ist. Unter Einhaltung dieser Randbedingung wird sichergestellt, daß sich eine ebene Wellenform in dem Resonanzvolumen ausbreitet; es werden insbesondere Querreflexionen innerhalb des Resonanzvolumens vermieden, die einen unerwünschten Wirkungsgradverlust bedeuten würden.

Bei der aus der Zeichnung ersichtlichen und im vorstehenden beschriebenen Schall­ dämpferkonzeption bildet die Außenwand der Ladeluftröhre 13 einen mit den einzelnen Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) zusammenwirkenden Resonatorboden 26, der von den bereits erwähnten Resonanzbohrungen 14 durchsetzt ist. Anzahl und Anordnung der Resonanzbohrungen auf der Resonatorbodenfläche 26 erfolgt unter dem Gesichts­ punkt maximierter Wirksamkeit. Theoretische Überlegungen und ergänzende Versuchsreihen hierzu haben erbracht, daß durch kompakte Anordnung der Resonanz­ bohrungen 14 die Koppelfläche zur Ladeluftströmung als Summe der Einzelkoppelflächen dargestellt werden kann. Als Koppelflächen werden hierbei die Querschnittsflächen der Resonanzbohrungen 14 bezeichnet, über die die Druckpulsationen in der Ladeluftröhre 13 mit den Resonanzkammern 17-21 kommunizieren können.

Als bestimmendes Kriterium dient wieder die mit der zu bedämpfenden Schallfrequenz assoziierende Wellenlänge, wonach der Umfang des Lochbildes der Resonanz­ bohrungen 14 möglichst klein gegenüber dieser Wellenlänge sein sollte. Eine zentrale Anordnung des Lochbildes auf der Resonatorbodenfläche 26 läßt eine maximale Wirkung erwarten. Die Umfänge der einzelnen Resonanzbohrungen 14 sollten eben­ falls klein sein gegenüber der in Rede stehenden Wellenlänge der Schallfrequenz.

Die folgenden Ausführungen beziehen sich auf die Variante nach Fig. 5. Bei dieser Ausführungsform besteht die Besonderheit darin, daß auch die Segmentierwände - in Fig. 5 mit 16a beziffert - und/oder die Zwischenwände 15 von kreisrunden Ausnehmungen, hier mit 27 bezeichnet, durchsetzt sind. Die Ausnehmungen 27 verbinden die einzelnen Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) jeder einzelnen ringförmigen Resonatorkammer bzw. die Resonatorkammern untereinander in pneumatischer Hinsicht und sollen deshalb im folgenden als "Koppelelemente" bezeichnet werden. Bei dem sich durch die Koppelelemente 27 ergebenden gekoppelten System wird der vorteilhafte Effekt erzielt, daß sich benachbarte Kammersegmente (Resonanzkammern 17-21) hinsichtlich des Resonanzverhaltens gegenseitig günstig beeinflussen. Die benachbarten Resonanzkammern 17-21 jeder einzelnen Resonatorkammer können also pneumatisch miteinander kommunizieren. Die Anzahl der Freiheitsgrade des schwingungsfähigen Systems werden bei dieser Umsetzung verdoppelt, was einer Verdoppelung der Anzahl der Eigenfrequenzen der einzelnen Resonanzkammern 17-21 entspricht. Numerische Betrachtungen haben ergeben, daß sich die Bandbreite der Einfügedämpfung erheblich erweitern läßt. Dabei wird die obere Grenzfrequenz des Dämpfbandes tendenziell zu hohen Frequenzen bei Beibehaltung der unteren Grenzfrequenz verschoben. Hinsichtlich Anzahl, (gruppenförmige) Anordnung und Dimensionierung der Koppelelemente 27 (Koppelbohrungen) gelten dieselben Regeln wie für die Resonanzbohrungen 14 im Ladeluftrohr 13 (s. o.).

In Fig. 4 besteht eine Besonderheit darin, daß am äußersten Rand der Segmentierwände 16 und/oder der Zwischenwände 15 Aussparungen 27a als Koppelelemente ausgebildet sind.

Aus Fig. 1 und 2 sind weitere konstruktive Besonderheiten des dargestellten Ladeluft­ schalldämpfers ersichtlich. So besitzt dieser zwecks Anbindung an den Luftausgang des (nicht dargestellten) Abgasturboladers ein Anschlußelement, welches aus zwei zueinander längs verschieblichen Flanschteilen 28, 29 besteht, zwischen denen sich in Zusammenbaustellung (Fig. 1) eine Ringnut 30 ausbildet. In der Ringnut 30 ist ein ring­ förmiges Dichtelement 31 aus elastischem Material angeordnet. Die axiale Verschieb­ lichkeit der beiden Flanschteile 28, 29 des Anschlußelements 24 im Zusammenwirken mit dem Dichtelement 31 bedeutet vorteilhafterweise einen Toleranzausgleich mit integrierter Dichtfunktion.

Fig. 1 und 2 lassen desweiteren erkennen, daß der Ladeluftschalldämpfer an seinem anderen, vom Abgasturbolader abgewandten (in Fig. 1 und 2 linksseitigen) Ende, an dem eine zum Lufteinlass der Brennkraftmaschine führende Ladeluftleitung (nicht gezeigt) angreift, ein rohrstutzenförmiges Kupplungsteil 32 mit mehreren an dessen Umfang angeordneten Rastnuten 33 zum Anschluß der Ladeluftleitung aufweist. Fig. 2 macht deutlich, daß hierbei das Kupplungsteil 32 gegenüber dem Resonatorgehäuse 10 ein separates Bauteil bildet. Fig. 2 zeigt weiterhin, daß das sich aus den Zwischenwänden 15 und den Segmentierwänden 16 (bzw. 16a bei der Variante nach Fig. 5) zusammensetzende skelettartige Bauteil 22 im Einbauzustand beidseitig über je ein elastisches Ringdichtelement 34, 35, 36 am Resonatorgehäuse 10 einerseits und am Kupplungsteil 32 andererseits abgestützt ist. Die Ringdichtelemente 34, 35, 36 dienen dem Längenausgleich von Herstellungstoleranzen zwischen den in Rede stehenden Teilen. Einem entsprechenden Zweck dienen weitere Ringdichtelemente 37, 38 an den Enden des Ladeluftrohrs 13.

Um Druck- und Strömungsverluste nach Möglichkeit zu minimieren, ist es zweckmäßig, wenn der Innendurchmesser des Ladeluftrohres 13 turboladerseitig (in Fig. 1 und 2 rechtsseitig) dem Durchmesser des dort angreifenden Turboladerdruckstutzens und am anderen Ende (in Fig. 1 und 2 linksseitig) dem Durchmesser der sich dort anschließenden Ladeluftleitung (nicht gezeigt) angeglichen ist.

Claims (24)

1. Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von Brennkraftmaschinen, insbesondere der Ladeluftgeräusche eines im Ansaug- oder Abgasstrang angeordneten Turboladers, mit einem die Ansaug- bzw. Ladeluft führenden Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und einem dieses im radialen Abstand umschließenden Resonatorgehäuses (10), welches durch Zwischenwände (15) in mehrere Resonatorkammern unterteilt ist, wobei die Resonatorkammern durch Ausnehmungen (14) in der Ansaug- bzw. Ladeluftrohrwand mit dem Innenraum des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Resonatorgehäuse (10) einen gerundeten Querschnitt, vorzugsweise Kreisquerschnitt, aufweist und konzentrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) umschließt und daß die Zwischenwände (15) orthogonal oder im wesentlichen orthogonal zum jeweils zugeordneten Punkt der gemeinsamen Längsachse (23) von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und Resonatorgehäuse (10) angeordnet sind, derart, daß die Resonatorkammern gerundet ringförmig, vorzugsweise kreisringförmig, ausgebildet sind.

2. Schalldämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Projektion der gemeinsamen Längsmittelachse (23) von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und Resonatorgehäuse (10) in einer Ebene vorgesehen ist, die Auslegungsgegebenheiten, vorzugsweise der zu bedienenden Geräuschfrequenz, folgt.

3. Schalldämpfer nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Außenwand des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) einen Resonatorboden (26) bildet, dadurch gekennzeichnet, daß die durchgehenden Ausnehmungen (14) des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) ein kompaktes (gruppenförmiges) Lochbild darstellen, welches zentral auf der Resonatorbodenfläche (26) angebunden ist.

4. Schalldämpfer nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die gemeinsame Längsmittelachse (23) von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und Resonatorgehäuse (10) zwecks Minimierung des Druckverlustes längs des Strömungsweges der Ansaug- bzw. Ladeluft eine stetige Krümmung aufweist.

5. Schalldämpfer nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Resonatorkammern durch sich radial zwischen Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und Resonatorgehäuse (10) erstreckende Segmentierwände (16, 16a) in rotations­ symmetrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) umgebende Resonanzkammern (17-21) unterteilt sind.

6. Schalldämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß jeweils einander entsprechende Segmentierwände (16, 16a) der benachbarten Resonatorkammern gemeinsame (radiale) Längsflächen bilden.

7. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zwischenwände (15) und/oder die Segmentierwände (16, 16a) eben, gekrümmt oder gestuft ausgebildet sind.

8. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Zwischenwände (15) und Segmentierwände (16, 16a) so angeordnet sind, daß benachbarte Resonanzkammern (17-21) Eigenfrequenzen in derselben Größenordnung aufweisen, jedoch jede Eigenfrequenz nur einmal auftritt.

9. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß diejenigen Resonanzkammern, die hohe Eigenfrequenzen aufweisen, nahe der zu dämpfenden Schallquelle und Resonanzkammern mit niedrigeren Eigenfrequenzen in dem Maße weiter entfernt von der Schallquelle angeordnet sind, als ihre Eigenfrequenzen sich verringern.

10. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die das Resonanzvolumen bestimmenden Größen wie Höhe, Breite und Tiefe der Resonanzkammern (17-21), mit Bezug auf die Wellenlänge der zu dämpfenden Frequenz der Schallquelle klein sind, derart, daß sich eine kompakte Bauform der Resonanzkammern (17-21) ergibt.

11. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der Ansprüche 5-10, dadurch gekennzeichnet, daß die Segmentierwände (16, 16a) durchgehende Ausnehmungen (27) aufweisen, derart, daß die einzelnen Resonanzkammern (17- 21) jeder Resonatorkammer untereinander pneumatisch verbunden sind (Fig. 5).

12. Schalldämpfer nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß Anzahl, Form und Durchmesser der Ausnehmungen (Koppelelemente 27) in den Segmentierwänden (16,a) und/oder Zwischenwänden (15) auf die zu dämpfende Frequenz der Schallquelle und den zur Verfügung stehenden Bauraum abgestimmt sind.

13. Schalldämpfer nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausnehmungen (Koppelelemente 27) in den Segmentierwänden (16a) als kompaktes Lochbild angeordnet sind, derart, daß der Umfang des Lochbildes mit Bezug auf die Wellenlänge der zu dämpfenden Frequenz klein ist.

14. Schalldämpfer nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausnehmungen (Koppelelemente 27a) in den Segmentierwänden (16) und/oder Zwischenwänden (15) am äußersten Rand ausgebildet sind (Fig. 4).

15. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Wanddicke des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) über dessen Länge und/oder Umfang auf die Eigenfrequenz der an der jeweiligen Stelle des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) angeordneten Resonanzkammer (17-21) abgestimmt ist.

16. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, der als Ladeluftdämpfer an einen Abgasturbolader angeschlossen ist, dadurch gekennzeichnet, daß ein zwecks Toleranzausgleich aus zwei zueinander längsverschieblichen Flanschteilen (28, 29) bestehendes Anschlußelement (24) vorgesehen und in einer zwischen den Flanschteilen (28, 29) ausgebildeten Ringnut (30) ein ringförmiges Dichtelement (31) aus elastischem Material angeordnet ist (Fig. 1 und 2).

17. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, der als Ladeluftdämpfer an einen Abgasturbolader angeschlossen ist, wobei an dem vom Abgasturbolader abgewandten Ende des Ladeluftdämpfers eine zum Lufteinlaß der Brennkraftmaschine führende Ladeluftleitung angreift, dadurch gekennzeichnet, daß der Ladeluftdämpfer ein rohrstutzenförmiges Kupplungsteil (32) mit an dessen Umfang angeordneten Rastnuten (33) zum Anschluß der Ladeluftleitung aufweist.

18. Schalldämpfer nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Kupplungsteil (32) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10) ein separates Bauteil bildet.

19. Schalldämpfer nach Anspruch 17 oder 18, dadurch gekennzeichnet, daß die die Resonanzkammern (17-21) bildenden Zwischenwände (15) und Segmentierwände (16, 16a) - skelettartig - ein Separatteil (22) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10) darstellen und dieses Separatteil (22) sich im Einbauzustand beidseitig über elastische Ringdichtelemente (34, 35, 36) an dem Resonatorgehäuse (10) einerseits und am Kupplungsteil (32) andererseitsabstützt (Fig. 2).

20. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der Ansprüche 16-19 mit einem im Zentrum des Resonatorgehäuses (10) angeordneten Ladeluftrohr (13), dadurch gekennzeichnet, daß der Innendurchmesser des Ladeluftrohres (13) turboladerseitig dem Durchmessers des dort angreifenden Turboladerdruckstutzens und am anderen Ende dem Durchmesser der sich dort anschließenden Ladeluftleitung entspricht.

21. Schalldämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß das Ladeluftrohr (13) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10) ein separates Bauteil bildet und an dem Abgasturbolader-Druckstutzen einerseits und der Ladeluftleitung andererseits jeweils unter Zwischenschaltung einer elastischen Ringdichtung (37, 38) angeschlossen ist.

22. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer auf der Niederdruckseite des Ansaugstrangs, am Verdichtereintritt des Turboladers, angeordnet ist.

23. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der Ansprüche 1-21, dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer im Abgasstrang einer Brennkraftmaschine angeordnet ist.

24. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der Ansprüche 1-21, dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche eines mechanischen Laders dient.