【０００１】
（技術分野）
本発明は、多くの場合は平坦なパネル形状ラウドスピーカであるラウドスピーカに関する。
【０００２】
（背景技術）
平坦なパネル形状スピーカ及び実際に最も一般的なスピーカは、最近まで意図的にピストン方式で駆動されていたが、固有の分割により、意図された作動モードに対して好ましくない干渉が常に生じる。特に、コーン型ラウドスピーカには、帯域幅の制約や、作動帯域幅の高い領域で発生する振動板の寸法に依存する現象を含む種々の欠点がある。
【０００３】
別の平坦なパネル形状スピーカは、伸張された薄膜型振動板を使用し、パネル表面を横切る一定速度の波の伝播によって作動するものとして知られている。この場合も同様に、固有の寸法、面積質量密度、及び薄膜張力は、主にパネルの特性及びモダリティの範囲を決定するが、多くの材料に関して固有薄膜減衰はモダリティをある程度低減する傾向にある。この形式のラウドスピーカは、幾つかの望ましい音響特性、特に広い放射パターン及び適度に広い帯域幅をもつ。しかしながら、構造的特性により、この形式のラウドスピーカの品質を一定に保つことは非常に困難である。
【０００４】
最近、例えば、ＨｅｒｏｎのＥＰ ０５４１，６４６及びＡｚｉｍａ他のＥＰ ０８４７６６１に開示されている撓み波ラウドスピーカが開発されており、これはマルチモード作動又は分布モード作動のいずれかに依存する。両者の場合、特に、音響出力を生成するために固有のプレート共振を使用して実質的に広帯域の新しい形式の原理を特徴づけるＤＭＬとして知られている後者の場合、モダリティは、主としてパネル寸法、撓み剛性、及び材料の面積質量強度に起因する有限パネルサイズと、結果として起こるモード強化によってもたらされる。この形式のラウドスピーカは、従来技術では達成できなかった好適な音響特性を示し得ることが明らかになっている。分布モードラウドスピーカの場合、低周波数帯域は、特定の状況において、少なくともハイファイ用途では、スピーカの低周波数帯域での作動を制約する貧弱なモダリティを被る場合がある。
【０００５】
本発明は、特にラウドスピーカの低い作動帯域での音響再生のために、撓み波をより有効に利用することを意図している。本発明は、作動帯域全体に亘って、又は低周波数の作動帯域のいずれかで、パネルのモード挙動を完全に回避するか又は少なくとも低減させることを目的とする。理想的には、パネルはまるでサイズが無限大であるかのように、即ち有限な物理サイズにもかかわらず、境界からのエネルギーが全く反射しないように挙動する必要がある。本発明の中心概念は、理論的に無限大のパネル上に音響開口を置くことにより、共振周波数よりも低い、及び共振周波数よりも高い周波数において、パネルの遠距離音場で利用できる正味の音響出力をもたらすことである。
【０００６】
撓み平面波で作動する無限大パネルは、共振周波数（パネル中の音速が周囲の空気（流体）の音速に達する周波数）未満の周波数で、音響エネルギーを殆ど又は全く放射しないことが良く分かっている。この制約を解消するために、分布モードラウドスピーカは、実際には無限パネル上に（その有限サイズと境界条件によって）有限の機械的開口を置き、結果的にモードオブジェクト（ｍｏｄａｌ ｏｂｊｅｃｔ）を生じてこの効果を得るようになっている。この開口の効果は、ゼロ（クランプ端）又は無限大（自由端）の機械インピーダンスのいずれかをパネルに与え、結果的にパネル中に固有共振挙動を強化するための反射を引き起こす。
【０００７】
対照的に、本発明は、理想的には撓み波エネルギーを吸収するために、パネル境界において実質的にパネル構造を終端させることを保証する。これはパネル上に配置された有限音響開口を有する無限パネルに等しい。これは従来技術から著しく逸脱しており、実際にはモードオブジェクトの対照物である。
【０００８】
（発明の開示）
本発明は、撓み波を支持するために十分な剛性をもち境界を有するパネルと、パネルを振動させて音響出力を放射するために印加される電気信号に応答して、第１の位置において分散性進行波の形態の撓み波エネルギーを付与するためにパネルに取り付けられる変換器とを備えるラウドスピーカであって、ラウドスピーカは、低周波数から高周波数まで広がる周波数帯域を有し、パネルは、低周波数を超える共振周波数を与えるスチフネスを有し、ラウドスピーカは、第２の位置においてパネル上に又はそれに関連して、パネル共振を防ぐか又は少なくとも実質的に和らげるために、パネル中を進行する撓み波を減衰するための手段を有し、減衰手段は、無限撓み波プレート上で音響開口として機能する。
【０００９】
減衰手段は、パネル境界において、パネル境界に到達する撓み波エネルギーを吸収できるようにパネルの機械インピーダンスに一致する機械インピーダンス手段を備えることができる。減衰手段は、撓み波エネルギーをパネル境界に到達する前に減衰するために、パネルの上又は中に配置することができる。減衰手段は周波数に依存することができる。周波数依存は、高周波数の撓み波エネルギーがパネル境界から反射するようになっていてもよい。
【００１０】
機械インピーダンス手段は、実質的にパネル境界全体の周囲に延びることができる。
減衰手段は、前記パネルを横切る所定のスチフネス又は構造的機械インピーダンス特性を有することができる。
機械インピーダンス手段は、パネル境界の少なくとも一部における撓み波エネルギーの吸収、又はパネル境界の少なくとも一部を横切る撓み波エネルギーの伝達を強化することができる。
【００１１】
減衰手段は、パネル境界の少なくとも一部を横切る非均一な又は変動する機械インピーダンス特性をもたらすことができる。
減衰手段は、パネル境界に向かって減衰を増大させることができる。
減衰手段は、パネルの中心に向かって減衰を減少させることができる。
【００１２】
減衰手段は、パネルの少なくとも一部とパネルに対するフレームとの間の界面における機械インピーダンスと実質的に一致する機械インピーダンスを有することができる。
減衰手段は、パネルの少なくとも一部を横切って変化する厚さ又は密度を有することができる。
減衰手段は、パネルの片面上又は両面上の層、及び／又はパネルに組み込まれた層を有することができる。
【００１３】
撓み波パネルは、パネル境界の少なくとも一部に、又はそれに向かって設けられた終端を有することができる。
終端は、パネルの少なくとも一部の機械インピーダンスを、パネルに関するフレームの一部のインピーダンスと実質的に一致させるための、所定の機械インピーダンスを有することができる。終端は、パネル境界に向かって移動する撓み波エネルギーを低減するための、所定の機械抵抗を有することができる。
第１の位置は、パネルの中心であってもよい。
【００１４】
別の態様において、本発明は、撓み波を支持するために十分な剛性をもち境界を有するパネルと、入射音響放射によって引き起こされる、パネル中の分散性進行波の形態の撓み波エネルギーに応答して電気信号を生成するために、パネルに取り付けられている変換器とを備えるマイクロフォンであって、マイクロフォンは、低周波数から高周波数まで広がる周波数帯域を有し、パネルは、低周波数を超える共振周波数を与えるスチフネスを有し、マイクロフォンは、パネル上に又はそれに関連して、パネル共振を防ぐか又は少なくとも実質的に和らげるために、パネル中を進行する撓み波を減衰するための手段を有し、減衰手段は、無限撓みプレート上で音響開口として機能する。
【００１５】
更に別の態様において、本発明は、撓み波を支持するために十分な剛性をもち境界を有するパネルを備える音響装置であって、本装置は、低周波数から高周波数まで広がる周波数帯域を有し、パネルは、低周波数を超える共振周波数を与えるスチフネスを有し、本装置は、パネル上に又はそれに関連して、パネル共振を防ぐか又は少なくとも実質的に和らげるために、パネル中を進行する撓み波を減衰するための手段を有し、減衰手段は、無限撓みプレート上で音響開口として機能する。
【００１６】
本発明の目的を達成するには基本的に２つの方法がある。所望の作用を有する本発明の撓み波の物体は、２つの手法の組み合わせを利用することができる。
【００１７】
理想的には、パネルシステムは、パネルの機械インピーダンスを終端させるよう設計されている、境界の周囲全体に機械インピーダンスを有する構造をもつ必要がある。これによって、境界に達する撓み波エネルギーは、完全に吸収される。
【００１８】
別の手法は、励振器から放射される撓み波エネルギーを徐々に吸収するために、パネルの表面又は内部構造に、内在的に又は付加的に減衰材料を付加することによって、パネルに十分かつ適切な減衰を導入することである。つまり、波が境界に到達するまでには、エネルギーの大部分又は全てが失われるので、僅かに反射するか又は全く反射しない。
【００１９】
実際には、所望の性能を得るために前述の２つの手法を組み合わせたものが使用される。いずれの場合も、減衰構造は、所定の音響上の目標を達成するために、材料及び／又は構造を周波数に依存するように特定することによって慎重に設計され、例えば、パネルは高い周波数においてモーダルになることが望ましいであろう。
【００２０】
前述の２つの手法により、パネル周縁部で、又はパネル周縁部に波が接近する場合に撓み波エネルギーを著しく低減できるように、減衰構造をパネル内又はその周りに組み込むことができる。しかしながら、前述のいずれの手法もパネルの効率が必要以上に損なわれるような減衰構造は含まない。望ましい種類の減衰は、パネルを横切る所定のスチフネス又は構造的インピーダンス特性を有することによって、又はエッジ終端形態を包含することによって達成される。
【００２１】
本発明の１つの形態において、撓み波パネルには、パネル境界の少なくとも一部からの撓み波エネルギーの反射を低減するための媒体が設けられている。
本発明の撓み波パネルの別の形態において、パネルを横切る減衰又はインピーダンスは、段階的に減少又は増加する。
本発明の撓み波パネルの別の形態において、パネルを横切る減衰又はインピーダンスの減少又は増加は、実質的に線形である。
【００２２】
本発明の撓み波パネルの別の形態において、パネルを横切る減衰の減少又は増加は実質的に非線形であり、例えば、指数関数であってもよい。
本発明の別の形態において、撓み波パネルは、パネル中の撓み波に対してインピーダンスを与える媒体を備える。
【００２３】
本明細書で用いる場合、インピーダンスは、リアクタンス及び／又は抵抗を含む。
明示的及び暗示的に、本明細書で用いる場合、音響又は音声は、超低周波数及び超音波を含む。
【００２４】
本発明は、ラウドスピーカの用途に限定されるものではなく、マイクロフォン、カプラ等の他の音響変換器にも適用可能である。
本発明は、例示的に添付の図面に示されている。
【００２５】
（発明を実施するための最良の形態）
現在、例えばモジュラス又は損失係数といった挙動を周波数及び／又は温度に依存するか又は依存しない設計によって調整可能な、多くの材料を容易に入手できる。前述の主要な２つの手法において、適切な吸収係数を有する適正な材料の選択は、製造工程及び意図したコストに適応させるのが比較的容易である必要がある。
【００２６】
端部終端は多くの手法で実現できるが、種々の手法の全てにおいて、単純な線形関数又は理想的には指数法則のいずれかに従う、段階的減衰の適用によって有効な特性が達成される。後者は、減衰材料によって処理された小さなパネル面積を可能にする。
【００２７】
また、設計が射出成形プロセスに適する場合、良好な一貫性及び低コストを得るために減衰材料をパネル上に成形することが望ましい。場合によっては、パネルからの不要な放射を防ぐために、オープン構造を有する減衰材料で終端させるのが好適である。
【００２８】
周波数に関する減衰制御を可能にする材料は、用途に適合するようにパネルの最適な挙動を形作るのに非常に有用であることが分かるであろう。例えば、周波数帯域の一部における音響的な理由により、パネルがＤＭ形態で挙動することが望ましい。
【００２９】
内部減衰
内部減衰とは、パネル端部から隔たったパネルに減衰が付加されることを意味する。この場合、所要の減衰を加えるために、パネル構造体には種々の手法を適用できる。このアイディアは、端部からの反射を防ぐために、撓み波をパネルの末端部に到達するまでに十分に減衰させることを目的とする。このことは以下の多くの形態を含む。
ａ）高い固有減衰を有するモノリシックパネルを使用すること。
ｂ）パネルに減衰材料層を付加すること。これは複合パネル又はモノリシックパネルであり、減衰発泡材の単純な層であってもよく又は被覆として付加してもよい。
ｃ）減衰層をパネル構造内の層、例えば、接着層又はコア材料として使用すること。
ｄ）射出成形プロセスの一部として発泡プロセスで又は共成形プロセスとして基材に付加すること。
【００３０】
表面減衰は、種々の一般的材料、並びに未公開の材料を適用することによって得ることができる。材料の表面質量密度は重要なパラメータであり、高効率を得るためには最小である必要がある。
【００３１】
適切な材料としては、連続又は独立気泡の高分子発泡材料、布地、ＰＶＣ、薄い天然又は人工皮革、紙ベースの材料、液体材料の表面被覆等を挙げることができる。図１ａ及び図１ｈは、パネルの片面又は両面に厚さが変化する減衰層を適用した例を示す。図１ｂ、図１ｃ、図１ｆ、及び図１ｇは、パネル１の片面又は両面に設けられた均一な厚さの減衰層を示す。別の方法として、又はパネルの片面又は両面上の減衰層に加えて、１つ又はそれ以上の減衰層をパネル構造内に組み込むことができる。もしくは、パネル１は、モノリシック又は複合材料の図１ｄに示すような低損失材料、又は図１ｅに示すような高損失材料で作ることができる。
【００３２】
内部的又は構造的減衰は、例えばパネルサイズに関して、用途にふさわしい減衰材料の適切な選択を考慮してパネルにデザインされる。即ち、減衰は、撓み波エネルギーの境界からの反射を有効レベルまで低減するのに十分である必要がある。一般に、性能を最適化するために超過減衰は避ける必要がある。
【００３３】
例示的に、ポリウレタンは、サンドイッチ構造のポリエステル材よりも良好な自己減衰発泡コアである。図１ｊは、ポリウレタン発泡コア３及び表面スキン４を有するパネル１を示す。用途にふさわしい適切で十分な減衰を可能にするために、減衰材料がコアキャビティ内に注入されている２つの異なる構造的減衰方法を適用できる。図１ｋは、第１の構造的減衰方法による自己スキンド押出パネル１を示すが、図１ｌは、ハニカム型コア５と、減衰発泡材６が注入されている第２の構造的減衰方法による表面スキン（図示せず）とを有するパネル１を示す。注入された材料が軽量で柔軟性がある場合、スチフネス及び面積質量密度等のパネルの他の特性は、デザイン要求に適応させるためのパネル減衰の変更の結果として目に見えるほどに変化しない。
【００３４】
端部減衰は、質量スプリング及びダッシュポットシステムとしてモデル化できる。詳細には、端部減衰は、大きさが段階的に増加する一連のスプリング／ダッシュポットシステムとみなすことができる。スプリング及びダッシュポットシステムは、パネルの端部、端部領域、又はパネルからの放射を最小にする必要があるパネル領域に付加できる。図２ａから図２ｎは、パネルの端部領域からの放射又は反射を最小限にできる手段を示す。
【００３５】
１つの手法によれば、スチフネスは、端部終端に近づくにつれて高くなる必要がある。スチフネスを段階的に高めて機械インピーダンスの急激な変化及び結果としての反射を防ぐ必要がある。また、減衰は同様の方法で高めることができる。撓み波の振幅は、波がパネルの端部に近づくにつれて段階的に減少してゼロになることが望ましい。図２ａから図２ｊは、波がパネルの端部に近づくにつれて撓み波の振幅を段階的に低減する手段を形成する、端部減衰部６を有するパネル１を示す。図２ａから図２ｄのパネルのスチフネスは、パネルの厚さを局部的に厚くすることによって、パネル端部領域７で高くなっている。図２ｄにおいて、減衰材料はしっかりしたフレーム８に固定される。図２ｅから図２ｇの実施形態において、パネル１の厚さは均一であるが、端部の減衰材料６の厚さは漸減している。
【００３６】
別の手法によれば、図２ｋから図２ｍに示すように、パネルの厚さ、結果的にパネルのスチフネスは、９に示すように端部に向かって段階的に減少する。これにより、入射撓み波エネルギーの吸収に有効な表面減衰と組み合わせて、端部領域の波の速度が減少する。入射撓み波エネルギーの吸収は、低い周波数で有効な減衰材料を使用することで強化できる。
【００３７】
航空機又は自動車等の陸上輸送車両の室内の成形トリム及び構造体は、この手法の非常に有益な用途を可能にする。図３に示すように、自動車のトリムパネル１０は、分離可能な振動変換器１２によって励振される音響活性パネル領域１１で形成され、その性能は、活性領域外側のパネル領域に減衰部６を付加することによって強化できる。また、本手法は、構造体の活性領域がラウドスピーカとして機能するテレビのキャビネットやコンピュータの筐体等の他の多くの用途に有用である。
【００３８】
図４は、矢印１６で示す変換器によって振動励振されたビーム１５の終端又は端部に用いられている減衰システム１３の概略図である。しかしながら、図４に示す減衰システムはパネルにも適用できる。減衰システムにおいて、スプリング１７はスチフネスを表し、ダッシュポット１８は減衰又は損失を表す。実際には、減衰システムは分布構造がより一般的である。スチフネス及び減衰値はパネル全域で変化することが望ましく、特にパネルの先端に向かって変化することが望ましい。
【００３９】
特定の高分子材料は、所望のスチフネス及び減衰特性をもたらすようにデザインでき、スチフネス及び減衰特性は、周波数に関して相互に独立している。このような高分子材料は、パネルの挙動を調整するために使用できる。例えば、特定の用途の放射特性に適する高い周波数でのモダリティを維持するために、高い周波数において減衰を低減することができる。図５は、デザインによって制御できる特定材料の減衰及びスチフネス特性のグラフである。このような材料は、パネル形状ラウドスピーカのための特定のデザイン目標を達成するために有効に利用できる。例えば、材料が「減衰係数（ａ）」で挙動するように特定されている場合、周波数が高くなるにつれて減衰は減少し、パネルは高い周波数でモーダルになる。このモードは、通常、高周波数帯域で非常に密度が高く拡散放射を可能にするので、これは所望のデザイン目標である。
【００４０】
図６は、端部減衰パネルを横切りパネル端部へ向かう撓み波の広がりを示すグラフである。図６から分かるように、パネルの端部に向かう撓み波は、依然として高いエネルギーレベルを有するが、パネルの端部に近づくにつれて段階的に大きくなる抑制又は高減衰スチフネスに遭遇する。スチフネス及び抵抗が大きくなると、段階的に撓み波のエネルギーを吸収する減衰又は損失が生じるので、パネル端部からは撓み波のエネルギーは殆ど又は全く反射しない。端部減衰は、例えば、図２ａから図２ｊに示すような適切な機械特性を備える材料を有するパネル端部を準備することによって実現できる。もしくは、端部の減衰は、例えば図２ａから図２ｄに示すように、パネルをテーパ付き又はフレアー形式にすることによって実現できる。パネルのテーパ付き端部は、パネルの片面又は両面に線形又は指数形断面を有することができる。この手法に従うことで、パネルのスチフネスが高くなり、撓み波の速度が大きくなる。高いスチフネスと対応する高減衰により、撓み波のエネルギー部分は、パネルの端部に到達するまでに放散される。この手法は、パネルを自己構成可能にするために使用できる。
【００４１】
図７は、表面又は内在的減衰パネルを横切りパネル端部に向かう撓み波の広がりを示すグラフである。図７に示すように、撓み波の振幅、及び結果としての速度は、励振点からパネル端部までパネル上で変化する。内在的減衰パネル手法により、パネルは、波が励振点からパネル端部に向かって進むにつれて撓み波エネルギーを吸収するのに十分な減衰を有する。内在的減衰は、波がパネルの端部に到達するまでに、撓み波が大部分の又は全てのエネルギーを失うのに十分であることが望ましい。しかしながら、入射エネルギーの一部がパネル端部から反射したとしても、通常、パネル内に実質的な共振モードを引き起こす程には十分でないであろう。従って、パネルの有限寸法の結果としてのモード周波数選択は殆ど又は全く存在できない。従って、エネルギーは、パネル端部から殆ど又は全く反射されず、パネルは、最初に引き起こされた本来の撓み波エネルギーを放射するだけである。図７から分かるように、「減衰されない」パネルに対する撓み波の振幅は、波がパネルの端部に向かって伝播するにつれて減少する。振幅の減少は波の広がりに起因し、エネルギー損失に起因しない点に留意されたい。
【００４２】
残響の音色
パネルに内在的又は面積減衰、及び端部減衰を設けると、特定の状況において低損失ＤＭＬパネルを越える更なる利点が提供される。パネル共振は、パネルの残響時間が約１０ｍＳ未満である限り、特に可聴ではなく音の開放感を追加できる。しかしながら、低損失パネル、即ちスチフネスが非常に低く、撓み波の速度が遅い小型パネルにおいて、パネル中の残響時間が可聴閾値を超える場合がある。従って、音は、音質を低下させ良好な明瞭度を低下させる場合があるエコータイプの音色を取得する。本明細書に記載された減衰手法は、この影響を低減し除去することもできる。減衰の次善の用途は、前述の問題を解決するのに貢献する。
【００４３】
自由層減衰
プレートへの減衰層の付加に関連する幾つかの背景理論を説明する。以下に述べる本発明の実施例によって示されるように、パネルへ減衰層を付加することは、パネルに広帯域の減衰を与える上で効果的である。以下に詳細に説明するように、パネルに対して個別の発泡材ストリップを付加することにより、これらの減衰層の機械的特性及び寸法に基づく特定の周波数においてエネルギーの吸収が生じる。
【００４４】
時間依存性の機械特性を有する粘弾性材料は、不要な振動を低減又は除去するためにシステムの減衰特性を向上させるために、液体被覆として又はシート形態でもってプレート又はパネルに直接付加される場合が多い。粘弾性層上に何の制約もなく粘弾性層が振動プレートへ直接付加される場合、これは「自由層減衰」と呼ばれ、減衰層は、主としてパネル面に平行な引張／圧縮でもって作用する。プレートの振動特性に対する自由層の効果は良く研究され、詳細に記録されている。減衰処理の有効性は式１で与えられる複合損失係数によって決定される。
ここで、
ηｓ：システム減衰係数
Ａ：システム定数
Ｈ１：基層の厚さ
Ｈ２：自由層の厚さ
Ｅ１：基層のヤング率
Ｅ２：自由層のヤング率
η２：自由層減衰係数
【００４５】
従って、非常に単純に言えば、システム損失係数は（基層に対する）自由層の厚さ、（基層に対する）自由層の係数、及び自由層の減衰に比例して増加する。しかしながら、この一般式は全ての形態を網羅するものではない。一般的に、自由層の減衰手法は「局部的作用」であり、パネルが自由層処理によって完全に被覆されている場合、効果はモード形状又は周波数に依存せず、比較的広帯域のエネルギーを吸収することが分かっている。
【００４６】
しかしながら、自由層がパネルの特定の領域だけに付加される場合、自由層の厚さ、引張／圧縮係数、密度、及び自由層の減衰に依存する、この層に関連する共振周波数が存在する筈である。前記式１の一般形は式２で与えられる。
ここで、
ｆｒ：共振周波数（Ｈｚ）
Ｋ：引張／圧縮の有効スチフネス
Ｍ：自由層の質量
【００４７】
自由層の有効スチフネスは以下の式３によって決定される。
ここで、
Ｅ：引張／圧縮のヤング率
Ａ：自由層の表面積
ｔ：自由層の厚さ
【００４８】
プレートの全表面に付加される自由層減衰部は、式１に示すように広帯域の減衰をもたらす。自由層のストリップ又は個別の部品は、パネル表面の特定の領域に使用でき、制御レベルでの及び制御周波数帯域を越えるエネルギー吸収を可能にする。
【００４９】
端部吸収
端部吸収の目的は、励振器から端部に入射するエネルギーをある程度又は全部吸収することである。
励振器から放射される波は、撓み波プレートを横切って遠方に拡散する。波がパネル端部に到達するまでに、波の曲率は非常に小さくなり平面波に近づく。この平面波に近づくことは、境界の大部分の長さにわたって有効であり、パネルの隅部から最も遠い場合に最大となる。
【００５０】
平面波に近づくことは、平行な境界上の一次元の、即ち平面波の入射になるので、問題を著しく単純化する。従って、この問題は、一次元（１Ｄ）ビーム、該ビームに沿って伝播する波、及び端部における終端を考慮することによって解決できる。実験及びそれに続く理論は、解析がビーム形状パネルに限定されることを意味しない点に留意されたい。
【００５１】
インピーダンスで終端する１Ｄビーム
図８に示す構成を考慮する。本構成は、以下のものを含む伝達ライン問題である。
（ａ）１Ｄ導波管
（ｂ）端部に入射する波
（ｃ）終端インピーダンス
（ｄ）端部で反射する波
以下に示すような端部の境界条件が分かっている場合、この問題を解くことは簡単である。
（ａ）終端インピーダンスだけが横方向の速度につながること、即ちトルク抵抗を全く与えず、換言すると端部で撓みモーメントをゼロにすること。
（ｂ）水平方向の剪断力と端部における速度との比率が終端インピーダンスに等しいこと。
【００５２】
これにより端部の反射係数に関して次の結果が得られる。
ここで、ＺＴは発泡材の終端インピーダンス、ＺＢはビーム端部の機械インピーダンスであり、次の式によって与えられる。
ここで、Ｂは材料の撓み剛性、ωは角度周波数、ｋは標準撓み波分散関係によって与えられる撓み波の波数ベクトル（μは材料の表面密度）である。
この式から次のことが分かる。
１．終端インピーダンスに対するビームの端部インピーダンスの比率が反射係数を決定する。
２．ビームのインピーダンスは周波数に依存し、周波数の平方根に比例する。
３．ビームのインピーダンスは、実数であり、等しい重量において反応性である（即ち、位相角が４５度である）。
４．反射係数は、周波数に強く依存する可能性がある。
これらの要因は、ビーム終端のエンジニアリング／デザインに役立つ。
【００５３】
実施例１：純粋な抵抗減衰
第１の実施例では、端部に純粋な抵抗減衰を有する一般的なパネル材料を考慮する。材料は、厚さ５ｍｍのフェノール紙とハニカムコアとの複合材の音響体６６であり、材料パラメータは次の通りである。
Ｂ＝１８．４Ｎｍ
＝０．４４ｋｇｍ−２
【００５４】
図９は、付加された抵抗減衰領域に関する、周波数を関数とする反射係数の振幅を示す。このグラフは、純粋な抵抗減衰に関する以下の点を示す。
１．システムは、付加抵抗のレベルに応じて増加する周波数において最大吸収を示す。
２．最大吸収点での吸収度は抵抗に依存せず、０．４１に等しい。
３．最大吸収は１００％ではないが依然として有効である。
【００５５】
図１０は、ビームの終端インピーダンス係数と、ビームの端部に付加された抵抗性インピーダンスとの比較を示す。最大吸収は、両者が等しく、反射係数が０．４１（４１％）の場合に生じることが明らかである。
１．純粋な抵抗減衰により、最小反射係数は０．４１であり、ビームの終端インピーダンス係数が抵抗減衰と等しい場合に生じる。
２．反射係数の値は、この周波数の一方側で１になる傾向がある。
３．反射位相は、周波数が増加するにつれて−πから−π／２まで変化する。
【００５６】
実施例２：抵抗及びコンプライアンスを有する終端
複素インピーダンスを使用することで自由度が高くなり、実際に、ビームを終端させるために、例えば、狭い周波数帯域上で使用できる。反射係数をゼロに等しくするためには、次の関係を満たす必要がある。
【００５７】
図１１に示すように、コンプライアント及び抵抗成分を有するインピーダンスをもつビームの終端によって上記の条件が満たされる。図１１ａは、ビームインピーダンスの虚数部に対する終端インピーダンスの実数部である（ｘ）を示し、図１１ｂは、ビームインピーダンスの負の実数部に対する終端インピーダンスの虚数部である（ｙ）を示す。終端のパラメータは、
機械抵抗＝４０Ｎｓ／ｍ
コンプライアンス＝４．８×１０−６Ｎ／ｍ
である。
このパラメータの選択により、上記の条件は８２０Ｈｚで一致する。図１２に示す反射係数の計算値は、この周波数で予想通りゼロを示している。これらの条件下での反射位相は、πから−π／２まで変化する。
【００５８】
抵抗及びコンプライアンス値が前述のように完全に一致しない場合、吸収は最大値に満たない。このことは図１３に示されており、コンプライアンスは最適に終端したコンプライアンスの上側及び下側で変化する。また、周波数及び反射係数の値は、選択コンプライアンスによって決定されることは明らかである。
【００５９】
以上の解析により以下のことが分かる。
１．端部を完全に終端させるために、複素インピーダンスを使用できる。このことは抵抗及びコンプライアンス成分を有するインピーダンスによって得られる。
２．端部が完全に終端する場合、反射係数は小さくなり周波数が狭くなる。
３．反射位相は、周波数が高くなるに従ってπから−π／２まで変化する。
４．終端の抵抗及びコンプライアンス値が任意の周波数において端部のそれらの値と一致しない場合、依然として最大吸収は行われるが深くはなく、その周波数及び振幅は選択値に依存する。
【００６０】
実施例３：抵抗、コンプライアンス、及び質量を有する終端
端部終端インピーダンスへ質量を追加してもさほど状況は変わらない。完全な吸収を実現するために端部においてインピーダンスを一致させることは依然として容易であるが、終端インピーダンスの虚数部を検討する場合、コンプライアンス及び質量の両者を考慮する必要がある。同様に、終端インピーダンスが一致状態から外れると、吸収の周波数及び深さが変わる。この場合、反射位相は、πから−πまで変化する。
【００６１】
実際的な減衰発泡材パネルの終端を検討する場合、一般に、発泡材の有効な抵抗、コンプライアンス、及び質量は周波数に依存する。しかしながら、各々の発泡／パネル材料の組み合わせが示す特徴的性質及び吸収レベルは推定できる。
【００６２】
一致基準に近い複素インピーダンスを有する終端
この場合、システムは、大部分が独立気泡の発泡材の軟質ＰＶＣであり厚さ５ｍｍの終端音響体６６である、厚さ５ｍｍのＭｉｅｒｓ発泡材として選定される。このシステムは、コンプライアンス、抵抗、及び質量様成分が一致した終端として挙動し、図１３、１４ａ、１４ｂに示すように急激な吸収が生じ、位相はπから−πまで変化する。
【００６３】
抵抗を有する終端
この場合、厚さ５ｍｍのＡＬハニカムコア上の炭素繊維スキンから作ったビームを採用する。ビームは、高い抵抗値で知られているソルボセイン（Ｓｏｒｂｏｔｈａｎｅ）３０「００」である合成高分子ダンパーで終端する。結果として得られる吸収係数は図１５に示されており、純粋な抵抗終端の特徴的な位相及び振幅を示している。これは０．４吸収の近傍で振幅が最小となり、位相変化は−πから−π／２に近い。
【００６４】
典型的な撓み波パネルのモード挙動に関するエネルギー吸収処理の効果の例
この目的は、ビーム形状の特定の材料に対するエネルギー吸収処理の効果を示し、結果的に本解析を実物大のパネルまで広げることである。
エネルギー吸収処理の影響を示すために、低減衰で高スチフネスのビームを選択した。エポキシ系接着剤を使用して炭素繊維スキンを積層した、アルミニウムハニカム・コアを選択した。その機械的特性を以下の表１に示す。
【表１】
表１
この材料のビームには以下の処理を施し、本ビームの特性を以下に説明するように解析した。
【００６５】
ビーム上の端部処理の効果
鉛片を埋め込んだポリマーで構成される充填ポリマーフィルムを、表１のビームの全表面にわたって付加した。本システムの高減衰要素は、図１６の未処理の減衰要素と比較される。
【００６６】
図１６から、ポリマー減衰層は、システムに対して３００Ｈｚから１０ｋＨｚまでの間で相当の減衰を加えることが明らかである。この周波数帯域における未処理のビームの平均減衰値は０．００３であるが、処理後には０．０１９４（係数にして６．５の増加）であった。
充填ポリマー層は、ビームの全表面にわたって広範囲の減衰を加えたが、パネルに付加された減衰層の存在によって反射係数の計測値はそれほど影響されなかった。
【００６７】
低モジュラス発泡ストリップ
前述したように、パネルに付加した充填ポリマー層は、広帯域の減衰効果を生じる。しかしながら、説明したように、パネルの特定の領域で特定の周波数のエネルギーを吸収する低モジュラス発泡材ストリップを付加することも可能である。
【００６８】
この場合、大部分が独立気泡である幅が５ｍｍのストリップ状の低モジュラスＰＶＣ発泡材を表１のビームの長さ方向に沿って使用する。この発泡材ストリップの共振周波数は、ストリップの厚さ、圧縮係数、材料減衰、及び密度に依存する。図１７は、ビームの長さ方向に沿って付加した低モジュラス発泡材の単一ストリップ形状の（表１の）ビームに関する減衰係数を示す。
【００６９】
図１７は、約３．３ｋＨｚにおける発泡材ストリップの共振を示し、ビームの減衰は、この周波数の付近で著しく強化された。発泡材の共振は、この構造のエネルギー吸収を有効に高めた。
【００７０】
前述の実施例で使用した低モジュラス発泡材の２つのストリップを、相互に接するようにビームの長さ方向に沿って配置すると、発泡材の吸収周波数は図１８に示すように変化する。式３から、最適な吸収を得るためには、自由層の質量が２倍になると発泡材の有効スチフネスを２分の１にする必要があり、結果的に吸収周波数が２分の１になることが分かる。
図１７と図１８とを比較すると、式２及び式３から予測されるように、共振周波数の低下は約２分の１であることが明らかである。
【００７１】
発泡材ストリップをビーム上に相互に３つ並べて使用すると、吸収周波数は変わらないが、高減衰、即ち有効なエネルギー吸収によってピークが拡がる。図１９はこの効果を示す。
発泡材ストリップを相互に３つ並べて使用した場合のピーク減衰係数は約０．０５８であるが、吸収周波数は約３．３ｋＨｚである。これは発泡材の単一ストリップに関する約３．３ｋＨｚにおける約０．０３６の小さなピークの減衰係数と対照される。
【００７２】
ソルボセイン端部終端
パネルに端部終端を追加する効果は、前述のように包括的に扱われる。図２０に示すように、表１のビーム１５の端部に対して、ポリウレタン高機械損失コンプライアント・ポリマーであるソルボセイン６の２つのストリップを付加することによって、有効なエネルギー吸収を得ることができる。ストリップの寸法、及びビーム端部とフレーム８との間の隙間寸法を最適化して、ビーム上の端部終端に関する反射係数を表す図２１に示すように、５００Ｈｚ未満及び６ｋＨｚを超える周波数でエネルギーを吸収することができる。
【００７３】
パネルに適用した減衰処理
以下の説明は、前述の３つの処理の効果、即ち充填ポリマー層、低モジュラス発泡材ストリップ、及び、モード挙動及び表１のパネルの音響特性に関する端部処理を示すものである。
【００７４】
図２２ａは、パネル寸法と４つの励振器の位置を示す。以下に示すパネルに関して、以下に示すように単一の（直径２５ｍｍの）電気力学的励振器を４つの位置に順に配置して、駆動点の速度と軸上音圧を計測した。これらの計測は、前述のパネルに適用した３つの処理に対して繰り返した。これらの処理は以下の通りである。
１．片面上のパネル表面全体にわたって付加した充填ポリマー層。
２．低モジュラス発泡材ストリップ（パネル片面にパネルの中心点を横切ってスポーク状に付加されている各々単層及び二層の（ストリップ長＝５６０ｍｍ）３つのストリップ）、図２２ｂ参照。
３．図２０に詳細に示す、パネルの全周縁に沿うソルボセイン端部条件。
【００７５】
駆動点の速度の計測
パネル中に励起されるモード分布は、パネルが一定の力で励起される場合、駆動点の速度特性によって最適に示される。速度の平滑度は、パネル中の良好なモード除去を示すために使用される。
【００７６】
自由パネル及び減衰処理パネルの駆動点速度は、図２７から図３０に示す。各々の図に関する駆動点は、（底辺の左側コーナから測定、図２２ａを参照）寸法が５６０ｍｍ×５３０ｍｍのパネルについて以下に記載する。
図２３：パネル中心点（２８０ｍｍ、２６５ｍｍ）
図２４：４／９Ｌｘ、３／７Ｌｙの位置（３１０ｍｍ、３００ｍｍ）
図２５：パネル端部の中心点（２８０ｍｍ、４３０ｍｍ）
図２６：パネルコーナ部（４６０ｍｍ、４３０ｍｍ）
【００７７】
図２３から図２６により、パネルのモード挙動に対する種々の減衰処理の効果が明らかになる。即ち、励振器の位置の影響は、減衰処理によって著しく低減される。自由パネルの急激な低減衰（Ｑが高い）モードは、減衰処理によって大幅に減少し、結果的に励振器の駆動点の速度は、２０ｋＨｚまでの周波数では比較的平滑かつ平坦である。
【００７８】
軸上音圧の計測
図２７は、励振器位置が１（パネル中心点）の場合の、自由パネル及び減衰処理パネルの軸上音圧を示す。
図２７から、パネルに適用した減衰処理によって自由パネル中に存在する低減衰モードの振幅が著しく低減したことが明らかである。
【００７９】
図２３のこのパネルのモード挙動を図２７に示すパネルの音響応答と比較すると、音響応答により多くの変動が現れることが明らかである。このことは速度計測では明らかにならない回折や放射等の影響に起因する。
ａ）エネルギー吸収のための自由層減衰手法及び端部減衰処理モデルは、種々のパネル材料及びエネルギー吸収処理のために実験的に立証されている有用な作用を示す。
ｂ）エネルギー吸収処理を適用することで、パネルのモード作動を著しく低減できる。
ｃ）単純なビームモデルの反射係数及びシステム減衰要素を解析することで、パネルの挙動に対する種々の処理の効果の予測が容易になる。
【００８０】
反射係数に対する端部終端の形状／形態の変化の影響
前述の炭素繊維アルミニウムハニカム・ビームに関する反射係数（振幅及び位相）及び減衰要素に対する発泡材形状の変化の影響は、例えば、自由層に対する形状の影響について検討できる。
【００８１】
軟質の低モジュラスＰＶＣ発泡材は、図２８ａから図２８ｆに示すように、表１のビームの端部に対してビーム全幅にわたって種々の形態で付加される。図２８ｄから図２８ｆの構造に関して、発泡材の連続ブロック又は楔は、ビームに対して付加される。これらの全ての構造に関して、ビームは自由な構造、即ち端部条件には荷重又は圧縮が加えられない。対応する図２９ａから図２９ｆは、これらの構造に関する反射係数を示す。
【００８２】
図２８ａにおいて、図示のように４個、３個、２個、及び１個の４つに分けた状態で、ビーム端部の両面に低モジュラスＰＶＣ発泡材の正方形断面のストリップ１９を付加する。
図２８ｂは、図２８ａの構造と同数のストリップを有するが、３層の異なる配置であり、図示のように最下部層及び中間層には４つのストリップ、最上部層には２つのストリップがある。
【００８３】
図２８ｃの構造は、図２８ｂの構造と同様であるが、発泡材ストリップの配置が逆向きである。
図２８ｄの構造は、ビーム端部の反対側の面に固定されている、対向する１組の低モジュラスＰＶＣ発泡材の楔２０を備える。
【００８４】
図２８ｅの構造は、図２８ｄの構造と同様であるが、発泡材の楔２０の方向が逆向きである。
図２８ｆの構造は、図２８ｄ及び図２８ｅと同様であるが、発泡材の楔が正方形断面の低モジュラスＰＶＣ発泡材のブロック２１に置き換えられている。この構造で使用される発泡材のブロックは、図２８ｄ及び図２８ｅの構造で使用した発泡材の楔と同じ容積、従って質量を有する。
【００８５】
抑制層の形状の影響
図２８ａから図２８ｆに使用する発泡材の連続的な楔及びブロックに関して、フレーム部材８を介して発泡材のブロック又は楔に加えられる圧縮を追加して解析を繰り返した。
【００８６】
図３０ａの構造は、図２８ｄの構造で使用したのと同じ楔ブロック２０を使用するが、発泡材の端部は元の厚さ２８ｍｍから厚さ１０ｍｍに圧縮されている。
図３０ｂの構造は、図２８ｅの構造で使用したのと同じ楔ブロック２０を使用するが、発泡材の端部は元の厚さ２８ｍｍから厚さ１０ｍｍに圧縮されている。
【００８７】
図３０ｃの構造は、図２８ｆの構造で使用したのと同じ楔ブロック２１を使用するが、発泡材の端部は元の厚さ２８ｍｍから厚さ１０ｍｍに圧縮されている。
端部終端の形状及び形態は、境界条件のエネルギー吸収特性に対して著しく影響を及ぼすことが明らかである。図２８ａと図２８ｂの構造の吸収特性の比較から、前述したように、個々の吸収材の高さは、これらのブロックの共振周波数に関連する吸収に影響を及ぼすことは明らかである。図２８ａの構造は、発泡材の最大高さが高く、即ち３ブロックではなく４ブロックであり、図２８ｂの構造に比較して低周波数の近く中心がある吸収の谷が存在する。
【００８８】
全ての発泡材／ビーム構造に関して、発泡材のブロックをクランプ又は拘束することによって、自由な場合に比較して端部の吸収特性が著しく変化する。明らかに、発泡材を圧縮することによって端部のインピーダンスは著しく変化し、これが吸収特性に影響を及ぼす。
【００８９】
検討した全ての場合に関して、付加した発泡材は、約２ｋＨｚを上回る有効レベルの広帯域エネルギー吸収を引き起こした。このことはこの周波数以上の０．６から０．８の間で変化する反射係数の振幅によって示される。
【００９０】
以下に本発明のラウドスピーカの利点を記載する。
１．パネルは、作動周波数帯域全体にわたって全ての周波数を均等に生成し、ＤＭＬの場合に可能性がある、低い帯域での貧弱なモダリティを被ることはない。
２．パネルの形状寸法は、ラウドスピーカの性能に殆ど又は全然影響を及ぼさない。実際には、ＤＭＬとは異なって、軸対称に駆動する手法は、好適な励振方法である。実際には、中心で励起される円形パネルは、全周にわたって均一な終端を有する最も有効な解法をもたらす。
３．励振器の配置は、端部終端方法の場合、パネル境界に非常に近接して配置されない限り、実質的に重要ではなくなる。
４．駆動点の機械インピーダンスは一定かつ平滑であり、ＤＭＬラウドスピーカにおいて時として経験するようなモード痕跡がないので、理想的な無限サイズのパネルの挙動に近づく。
５．適切な減衰手法、即ちその振幅及び周波数依存性の選択でもって用途に適するように放射特性及び有効な放射領域を形成できる。
６．低周波数出力レベルは、励振器をパネルの中心から遠くに動かすことによって用途に適するように制御でき、ＬＦ出力の低減が可能になる。
７．モード挙動を制御する減衰を適用することによって、励振器の位置に対する感度が低くなるので、中心位置を包含できる。
【図面の簡単な説明】
【図１ａ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｂ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｃ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｄ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｅ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｆ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｇ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｈ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｊ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｋ】
撓み波パネルの実施形態の横断面図である。
【図１ｌ】
撓み波パネルの実施形態の部分斜視図である。
【図２ａ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｂ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｃ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｄ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｅ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｆ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｇ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｈ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｊ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｋ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｌ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｍ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図２ｎ】
撓み波パネルの端部の実施形態の部分横断面図である。
【図３ａ】
本発明のラウドスピーカを組み込んだ、例えば自動車用の成形された内装トリムパネルの端部の断面図である。
【図３ｂ】
一般に図３ａに示される形式のトリムパネルの実施形態の正面図である。
【図３ｃ】
一般に図３ａに示される形式のトリムパネルの実施形態の正面図である。
【図３ｄ】
一般に図３ａに示される形式のトリムパネルの実施形態の正面図である。
【図３ｅ】
一般に図３ａに示される形式のトリムパネルの実施形態の正面図である。
【図３ｆ】
一般に図３ａに示される形式のトリムパネルの実施形態の正面図である。
【図４】
パネル端部における減衰撓み波の概略図である。
【図５】
周波数に対して反対の特性を有する材料をプロットしたグラフである。
【図６】
端部が減衰されたパネル中の撓み波をプロットしたグラフである。
【図７】
減衰されたパネル中の撓み波をプロットしたグラフである。
【図８】
端部が減衰されたビームの図である。
【図９】
周波数を関数とする、端部反射係数のグラフである。
【図１０】
吸収最大値を比較するグラフである。
【図１１ａ】
終端インピーダンス及びビームインピーダンスのグラフである。
【図１１ｂ】
終端インピーダンス及びビームインピーダンスのグラフである。
【図１２ａ】
反射係数の振幅を示すグラフである。
【図１２ｂ】
反射係数の位相を示すグラフである。
【図１３ａ】
反射係数の振幅を示すグラフである。
【図１３ｂ】
反射係数の位相を示すグラフである。
【図１４ａ】
反射係数の振幅を示すグラフである。
【図１４ｂ】
反射係数の位相を示すグラフである。
【図１５ａ】
反射係数の振幅を示すグラフである。
【図１５ｂ】
反射係数の位相を示すグラフである。
【図１６】
未処理及び表面処理されたビームの減衰係数ｖｓ周波数を比較するグラフである。
【図１７】
付加された減衰ストリップを有するビームに関する減衰係数を示すグラフである。
【図１８】
付加された２つの減衰ストリップを有するビームに関する減衰係数を示すグラフである。
【図１９】
付加された３つの減衰ストリップを有するビームに関する減衰係数を示すグラフである。
【図２０】
撓み波ビームが終端する端部の図である。
【図２１】
図２０のビームの反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２２ａ】
実験用パネルの背面図である。
【図２２ｂ】
図２２ａのパネルの前面図であり、減衰ストリップの配置を示す。
【図２３】
図２２ａのパネルの異なる駆動点における駆動点の速度を示すグラフである。
【図２４】
図２２ａのパネルの異なる駆動点における駆動点の速度を示すグラフである。
【図２５】
図２２ａのパネルの異なる駆動点における駆動点の速度を示すグラフである。
【図２６】
図２２ａのパネルの異なる駆動点における駆動点の速度を示すグラフである。
【図２７】
図２２ａのパネルの音圧を示すグラフである。
【図２８ａ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２８ｂ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２８ｃ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２８ｄ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２８ｅ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２８ｆ】
ビームの端部終端の種々の構成を示す図である。
【図２９ａ】
図２８ａの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２９ｂ】
図２８ｂの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２９ｃ】
図２８ｃの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２９ｄ】
図２８ｄの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２９ｅ】
図２８ｅの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図２９ｆ】
図２８ｆの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図３０ａ】
ビームの圧縮された端部終端の構成を示す図である。
【図３０ｂ】
ビームの圧縮された端部終端の構成を示す図である。
【図３０ｃ】
ビームの圧縮された端部終端の構成を示す図である。
【図３１ａ】
図３０ａの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図３１ｂ】
図３０ｂの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。
【図３１ｃ】
図３０ｃの端部終端の構成に関する反射係数の振幅を示すグラフである。[0001]
(Technical field)
The present invention relates to loudspeakers, which are often flat panel shaped loudspeakers.
[0002]
(Background technology)
Flat panel shaped speakers and indeed the most common loudspeakers, until recently, have been intentionally driven in a piston manner, but the inherent division always results in undesired interference with the intended mode of operation. In particular, cone-type loudspeakers have various drawbacks, including bandwidth limitations and phenomena that occur in high operating bandwidth regions and are dependent on the dimensions of the diaphragm.
[0003]
Another flat panel-shaped loudspeaker is known to use an elongated thin-film diaphragm and operate by propagation of a constant velocity wave across the panel surface. Again, the inherent dimensions, areal mass density, and film tension primarily determine the range of panel properties and modalities, but for many materials intrinsic film damping tends to reduce the modality to some extent. This type of loudspeaker has some desirable acoustic properties, especially a wide radiation pattern and a reasonably wide bandwidth. However, it is very difficult to keep the quality of this type of loudspeaker constant due to its structural properties.
[0004]
Recently, bending wave loudspeakers have been developed, for example, as disclosed in Heron's EP 0541,646 and Azima et al. EP 0847661, which depend on either multi-mode operation or distributed mode operation. In both cases, and especially in the latter case, known as DML, which uses a unique plate resonance to produce the acoustic output and characterize the principle of a substantially broadband new type, the modality mainly consists of panel dimensions, Finite panel size due to flexural stiffness and the areal mass strength of the material, and the resulting mode enhancement. It has been found that this type of loudspeaker can exhibit favorable acoustic properties that could not be achieved with the prior art. In the case of distributed mode loudspeakers, the low frequency band, in certain circumstances, at least in high fidelity applications, may suffer from poor modalities that limit the operation of the speaker in the low frequency band.
[0005]
The present invention contemplates more efficient use of bending waves, especially for sound reproduction in the lower operating band of loudspeakers. The present invention aims at completely avoiding or at least reducing the modal behavior of the panel, either in the entire operating band or in the low frequency operating band. Ideally, the panel should behave as if it were infinite in size, i.e., despite the finite physical size, there would be no reflection of energy from the boundary. The central concept of the present invention is to place the acoustic aperture on a theoretically infinite panel, so that at frequencies below and above the resonance frequency the net sound available in the far field of the panel Is to bring the output.
[0006]
It is well known that infinite panels operating with flexural plane waves emit little or no acoustic energy at frequencies below the resonant frequency (the frequency at which the speed of sound in the panel reaches the speed of sound of the surrounding air (fluid)). To overcome this constraint, distributed mode loudspeakers actually place a finite mechanical aperture (by its finite size and boundary conditions) on an infinite panel, resulting in a mode object (modal @ object). This effect is obtained. The effect of this aperture imparts either zero (clamp end) or infinite (free end) mechanical impedance to the panel, resulting in reflections in the panel to enhance the natural resonance behavior.
[0007]
In contrast, the present invention ensures that the panel structure is substantially terminated at the panel boundary, ideally to absorb bending wave energy. This is equivalent to an infinite panel with a finite acoustic aperture located on the panel. This is a significant departure from the prior art and is in fact a counterpart to the mode object.
[0008]
(Disclosure of the Invention)
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention provides a panel having a perimeter with sufficient rigidity to support bending waves and a dispersion at a first location in response to an electrical signal applied to cause the panel to vibrate and emit acoustic output. A transducer mounted on the panel to impart bending wave energy in the form of a traveling wave, wherein the loudspeaker has a frequency band extending from low to high frequencies, and the panel has a low frequency. The loudspeaker has a stiffness that provides a resonant frequency above the frequency, and the loudspeaker is deflected advancing through the panel to prevent or at least substantially mitigate panel resonance on or in relation to the panel at the second location. There is a means for damping the waves, the damping means acting as an acoustic aperture on the infinite flex wave plate.
[0009]
The damping means may comprise mechanical impedance means at the panel boundary that match the mechanical impedance of the panel so that bending wave energy reaching the panel boundary can be absorbed. A damping means can be located on or in the panel to attenuate the bending wave energy before reaching the panel boundary. The attenuation means can be frequency dependent. The frequency dependence may be such that high frequency bending wave energy is reflected from the panel boundaries.
[0010]
The mechanical impedance means can extend around substantially the entire panel boundary.
The damping means may have a predetermined stiffness or structural mechanical impedance characteristic across said panel.
The mechanical impedance means may enhance absorption of bending wave energy at at least a portion of the panel boundary, or transmission of bending wave energy across at least a portion of the panel boundary.
[0011]
The damping means can provide a non-uniform or varying mechanical impedance characteristic across at least a portion of the panel boundary.
The damping means can increase the damping towards the panel boundary.
The damping means can reduce the damping towards the center of the panel.
[0012]
The damping means may have a mechanical impedance that substantially matches the mechanical impedance at the interface between at least a portion of the panel and the frame for the panel.
The damping means can have a thickness or density that varies across at least a portion of the panel.
The damping means can have a layer on one or both sides of the panel and / or a layer incorporated in the panel.
[0013]
The flex wave panel may have a termination provided at or toward at least a portion of the panel boundary.
The termination may have a predetermined mechanical impedance to cause the mechanical impedance of at least a portion of the panel to substantially match the impedance of a portion of the frame for the panel. The terminations can have a predetermined mechanical resistance to reduce bending wave energy traveling toward the panel boundary.
The first position may be at the center of the panel.
[0014]
In another aspect, the invention is a panel responsive to bending wave energy in the form of a dispersive traveling wave in the panel caused by incident acoustic radiation and having a panel having sufficient rigidity to support the bending wave. A transducer mounted on the panel to generate an electrical signal, the microphone having a frequency band extending from low to high frequencies, and the panel having a resonance frequency above the low frequency. Wherein the microphone has means on or in association with the panel to attenuate bending waves traveling through the panel to prevent or at least substantially mitigate panel resonance; The damping means functions as an acoustic aperture on the infinite flexure plate.
[0015]
In yet another aspect, the invention is an acoustic device comprising a panel having a boundary having sufficient rigidity to support bending waves, the device having a frequency band extending from a low frequency to a high frequency. The panel has a stiffness that provides a resonant frequency above the low frequency, and the device has a deflection on the panel or associated therewith that prevents or at least substantially mitigates the panel resonance to bend through the panel. Means for damping the waves are provided, the damping means functioning as an acoustic aperture on the infinitely flexible plate.
[0016]
There are basically two ways to achieve the objects of the present invention. The bending wave object of the present invention having the desired effect can utilize a combination of the two approaches.
[0017]
Ideally, a panel system should have a structure that has a mechanical impedance around the perimeter that is designed to terminate the mechanical impedance of the panel. Thereby, the bending wave energy reaching the boundary is completely absorbed.
[0018]
Another approach is to adequately and properly apply the panel to the surface or internal structure by adding damping material, either internally or additionally, to gradually absorb the bending wave energy radiated from the exciter. Is to introduce significant attenuation. That is, by the time the wave reaches the boundary, most or all of the energy is lost, so it reflects slightly or not at all.
[0019]
In practice, a combination of the above two approaches is used to obtain the desired performance. In each case, the damping structure is carefully designed by specifying the material and / or structure to be frequency dependent in order to achieve a given acoustic goal, for example, the panel is modal at high frequencies. Would be desirable.
[0020]
These two approaches allow damping structures to be incorporated in or around the panel so that bending wave energy can be significantly reduced at or near the panel perimeter. However, none of the above approaches include damping structures that would unnecessarily impair the efficiency of the panel. The desired type of attenuation is achieved by having predetermined stiffness or structural impedance characteristics across the panel, or by including edge termination features.
[0021]
In one aspect of the present invention, the bending wave panel is provided with a medium for reducing reflection of bending wave energy from at least a part of a panel boundary.
In another form of the flexural wave panel of the present invention, the attenuation or impedance across the panel is gradually reduced or increased.
In another form of the flexural wave panel of the present invention, the decrease or increase in attenuation or impedance across the panel is substantially linear.
[0022]
In another form of the flexural wave panel of the present invention, the decrease or increase in attenuation across the panel is substantially non-linear, for example, may be exponential.
In another aspect of the invention, a bending wave panel includes a medium that provides impedance to bending waves in the panel.
[0023]
As used herein, impedance includes reactance and / or resistance.
Explicitly and implicitly, as used herein, sound or voice includes very low frequencies and ultrasound.
[0024]
The invention is not limited to loudspeaker applications, but is also applicable to other acoustic transducers such as microphones, couplers and the like.
The present invention is illustratively illustrated in the accompanying drawings.
[0025]
(Best Mode for Carrying Out the Invention)
Many materials are now readily available whose behavior, for example, modulus or loss factor, can be tuned by frequency and / or temperature dependent or independent designs. In the two main approaches described above, the selection of the right material with the right absorption coefficient needs to be relatively easy to adapt to the manufacturing process and the intended cost.
[0026]
End termination can be achieved in many ways, but in all of the various ways effective properties are achieved by the application of stepwise damping, which follows either a simple linear function or, ideally, an exponential law. The latter allows for a small panel area treated by the damping material.
[0027]
Also, if the design is suitable for an injection molding process, it is desirable to mold the damping material onto the panel for good consistency and low cost. In some cases, it is preferable to terminate with an attenuating material having an open structure to prevent unwanted radiation from the panel.
[0028]
Materials that allow attenuation control over frequency will prove to be very useful in shaping the optimal behavior of the panel to suit the application. For example, for acoustic reasons in some parts of the frequency band, it is desirable for the panel to behave in DM form.
[0029]
Internal damping
Internal damping means that damping is added to the panel away from the panel edges. In this case, various techniques can be applied to the panel structure to provide the required attenuation. The idea is to sufficiently attenuate the bending wave before it reaches the end of the panel to prevent reflection from the end. This includes many forms:
a) Use monolithic panels with high intrinsic attenuation.
b) Adding a layer of damping material to the panel. This is a composite or monolithic panel, which may be a simple layer of damped foam or added as a coating.
c) using the damping layer as a layer in the panel structure, for example as an adhesive layer or a core material.
d) Adding to the substrate in a foaming process as part of the injection molding process or as a co-molding process.
[0030]
Surface attenuation can be obtained by applying various common materials as well as unpublished materials. The surface mass density of the material is an important parameter and needs to be minimal for high efficiency.
[0031]
Suitable materials may include open or closed cell polymeric foam materials, fabrics, PVC, thin natural or artificial leather, paper-based materials, surface coatings of liquid materials, and the like. 1a and 1h show examples in which a variable thickness damping layer is applied to one or both sides of the panel. 1b, 1c, 1f and 1g show a uniform thickness damping layer provided on one or both sides of the panel 1. FIG. Alternatively, or in addition to the damping layers on one or both sides of the panel, one or more damping layers can be incorporated into the panel structure. Alternatively, the panel 1 can be made of a monolithic or composite low-loss material as shown in FIG. 1d or a high-loss material as shown in FIG. 1e.
[0032]
Internal or structural damping is designed into the panel, taking into account the appropriate choice of damping material for the application, for example with respect to panel size. That is, the attenuation must be sufficient to reduce the reflection of the bending wave energy from the boundary to an effective level. In general, excess attenuation must be avoided to optimize performance.
[0033]
Illustratively, polyurethane is a better self-damping foam core than a sandwich-structured polyester material. FIG. 1 j shows a panel 1 having a polyurethane foam core 3 and a surface skin 4. Two different structural damping methods can be applied in which damping material is injected into the core cavity to allow adequate and sufficient damping for the application. FIG. 1k shows a self-skinned extruded panel 1 according to a first structural damping method, while FIG. 11 shows a honeycomb-shaped core 5 and a surface skin according to a second structural damping method into which damping foam 6 has been injected. (Not shown). If the injected material is lightweight and flexible, other properties of the panel, such as stiffness and areal mass density, do not change appreciably as a result of changing the panel damping to accommodate design requirements.
[0034]
Edge damping can be modeled as a mass spring and dashpot system. In particular, end damping can be viewed as a series of spring / dashpot systems of increasing size. Spring and dashpot systems can be added to the panel edges, edge areas, or panel areas where radiation from the panel needs to be minimized. 2a to 2n show the means by which radiation or reflection from the edge area of the panel can be minimized.
[0035]
According to one approach, the stiffness needs to increase as one approaches the end termination. There is a need to increase the stiffness stepwise to prevent sudden changes in mechanical impedance and resulting reflections. Also, the attenuation can be increased in a similar manner. Desirably, the amplitude of the bending wave decreases stepwise to zero as the wave approaches the edge of the panel. 2a to 2j show a panel 1 having an end damping part 6, which forms a means of stepwise reducing the amplitude of the bending wave as the wave approaches the end of the panel. The stiffness of the panels of FIGS. 2a to 2d is increased in the panel end region 7 by locally increasing the thickness of the panel. In FIG. 2 d, the damping material is fixed to a solid frame 8. 2e to 2g, the thickness of the panel 1 is uniform, but the thickness of the damping material 6 at the edges is gradually reduced.
[0036]
According to another approach, as shown in FIGS. 2k to 2m, the thickness of the panel, and consequently the stiffness of the panel, decreases stepwise towards the edge as shown at 9. This reduces the velocity of the waves in the end regions, in combination with surface attenuation effective in absorbing incident bending wave energy. Absorption of incident bending wave energy can be enhanced by using a damping material that is effective at low frequencies.
[0037]
Molded trim and structures in the interior of land transportation vehicles such as aircraft or automobiles allow for a very beneficial application of this approach. As shown in FIG. 3, a vehicle trim panel 10 is formed of an acoustically active panel area 11 excited by a separable vibration transducer 12, the performance of which is the addition of a damping part 6 to the panel area outside the active area. Can be strengthened. The method is also useful in many other applications, such as television cabinets and computer housings where the active area of the structure functions as a loudspeaker.
[0038]
FIG. 4 is a schematic diagram of a damping system 13 used at the end or end of a beam 15 that has been vibrationally excited by a transducer indicated by arrow 16. However, the damping system shown in FIG. 4 is also applicable to panels. In the damping system, the spring 17 represents stiffness and the dashpot 18 represents damping or loss. In practice, damping systems are more commonly distributed. It is desirable that the stiffness and the attenuation value change throughout the panel, and more particularly toward the tip of the panel.
[0039]
Certain polymeric materials can be designed to provide desired stiffness and damping properties, which are mutually independent with respect to frequency. Such polymeric materials can be used to adjust the behavior of the panel. For example, attenuation can be reduced at higher frequencies to maintain modalities at higher frequencies suitable for the radiation characteristics of a particular application. FIG. 5 is a graph of the damping and stiffness characteristics of a particular material that can be controlled by design. Such materials can be effectively used to achieve specific design goals for panel-shaped loudspeakers. For example, if the material is specified to behave with an "attenuation coefficient (a)", the attenuation decreases with increasing frequency and the panel becomes modal at higher frequencies. This is a desired design goal because this mode typically allows for very dense diffuse emission in the high frequency band.
[0040]
FIG. 6 is a graph showing the spread of a bending wave across an end damping panel toward a panel end. As can be seen from FIG. 6, the bending wave towards the edge of the panel still has a high energy level, but encounters a progressively larger suppression or high attenuation stiffness as it approaches the edge of the panel. As the stiffness and resistance increase, attenuation or loss occurs that absorbs the energy of the bending wave in stages, so that little or no energy of the bending wave is reflected from the edge of the panel. Edge damping can be achieved, for example, by providing a panel edge having a material with suitable mechanical properties as shown in FIGS. 2a to 2j. Alternatively, end damping can be achieved by tapering or flaring the panel, for example, as shown in FIGS. 2a-2d. The tapered end of the panel can have a linear or exponential cross section on one or both sides of the panel. By following this method, the stiffness of the panel is increased, and the speed of the bending wave is increased. Due to the high stiffness and the corresponding high damping, the energy part of the bending wave is dissipated before reaching the edge of the panel. This approach can be used to make the panel self-configurable.
[0041]
FIG. 7 is a graph showing the spread of a bending wave across a surface or intrinsic damping panel toward the panel edge. As shown in FIG. 7, the amplitude of the bending wave, and the resulting velocity, varies on the panel from the excitation point to the panel edge. With the intrinsically damped panel approach, the panel has sufficient attenuation to absorb bending wave energy as the wave travels from the excitation point toward the panel edge. Desirably, the intrinsic damping is sufficient for the bending wave to lose most or all of the energy before the wave reaches the edge of the panel. However, even if some of the incident energy reflects off the edge of the panel, it will usually not be enough to cause a substantial resonant mode in the panel. Thus, there is little or no mode frequency selection as a result of the finite dimensions of the panel. Thus, little or no energy is reflected from the panel edges, and the panel only emits the original induced bending wave energy. As can be seen from FIG. 7, the amplitude of the bending wave for the "unattenuated" panel decreases as the wave propagates toward the edge of the panel. Note that the decrease in amplitude is due to wave spreading, not energy loss.
[0042]
Reverberant sound
Providing the panels with intrinsic or area attenuation, and edge attenuation provides additional advantages over low loss DML panels in certain situations. Panel resonance can add a feeling of openness, not audible, as long as the reverberation time of the panel is less than about 10 mS. However, in low loss panels, i.e., small panels with very low stiffness and slow bending waves, the reverberation time in the panel may exceed the audible threshold. Therefore, the sound acquires an echo-type timbre that may degrade the sound quality and lower the intelligibility. The attenuation techniques described herein can also reduce and eliminate this effect. Sub-optimal use of damping contributes to solving the aforementioned problems.
[0043]
Free layer damping
Some background theory relating to the addition of a damping layer to the plate is described. Adding an attenuation layer to the panel, as shown by the embodiments of the invention described below, is effective in providing broadband attenuation to the panel. As will be described in detail below, the addition of individual foam strips to the panel results in energy absorption at certain frequencies based on the mechanical properties and dimensions of these damping layers.
[0044]
Viscoelastic materials with time-dependent mechanical properties are applied directly to plates or panels as liquid coatings or in sheet form to improve the damping properties of the system to reduce or eliminate unwanted vibrations There are many. If the viscoelastic layer is applied directly to the vibrating plate without any restrictions on the viscoelastic layer, this is called "free layer damping" and the damping layer acts mainly with tension / compression parallel to the panel plane. I do. The effect of the free layer on the vibration characteristics of the plate has been well studied and well documented. The effectiveness of the damping process is determined by the composite loss factor given by Equation 1.
here,
ηs: System damping coefficient
A: System constant
H1: Base layer thickness
H2: Thickness of free layer
E1: Young's modulus of base layer
E2: Young's modulus of free layer
η2： Free layer damping coefficient
[0045]
Thus, very simply, the system loss factor increases in proportion to the free layer thickness (for the base layer), the free layer coefficient (for the base layer), and the free layer attenuation. However, this general formula does not cover all forms. In general, the free layer damping method is a "local effect", and if the panel is completely covered by the free layer treatment, the effect is independent of mode shape or frequency and absorbs a relatively wide band of energy. I know it will.
[0046]
However, if the free layer is applied only to a particular area of the panel, there will be a resonant frequency associated with this layer that depends on the thickness of the free layer, the tensile / compression modulus, the density, and the damping of the free layer. It is. The general form of Equation 1 is given by Equation 2.
here,
fr: Resonant frequency (Hz)
K: Effective stiffness of tension / compression
M: mass of the free layer
[0047]
The effective stiffness of the free layer is determined by Equation 3 below.
here,
E: Young's modulus of tension / compression
A: Surface area of free layer
t: thickness of the free layer
[0048]
The free layer damping added to the entire surface of the plate provides broadband attenuation as shown in equation 1. Free layer strips or discrete components can be used in certain areas of the panel surface to allow energy absorption at controlled levels and over controlled frequency bands.
[0049]
Edge absorption
The purpose of edge absorption is to absorb some or all of the energy incident on the edge from the exciter.
Waves radiated from the exciter diffuse far across the bending wave plate. By the time the wave reaches the edge of the panel, the curvature of the wave is very small and approaches a plane wave. Approaching this plane wave is effective over most of the length of the boundary and is greatest at the furthest from the panel corners.
[0050]
Approaching a plane wave greatly simplifies the problem, since it results in a one-dimensional or plane wave incidence on parallel boundaries. Thus, this problem can be solved by considering a one-dimensional (1D) beam, waves propagating along the beam, and terminations at the ends. Note that experiments and subsequent theory do not imply that the analysis is limited to beam-shaped panels.
[0051]
1D beam terminated by impedance
Consider the configuration shown in FIG. This configuration is a transmission line problem that includes:
(A) 1D waveguide
(B) Wave incident on the end
(C) Termination impedance
(D) Wave reflected at the end
Solving this problem is straightforward if the edge boundary conditions are known as shown below.
(A) that only the termination impedance leads to lateral velocity, i.e. it does not provide any torque resistance, in other words zero bending moment at the ends.
(B) The ratio of the shear force in the horizontal direction to the velocity at the end is equal to the terminal impedance.
[0052]
This gives the following result with respect to the edge reflection coefficient:
Where ZTIs the terminal impedance of the foam material, ZBIs the mechanical impedance at the beam end and is given by:
Here, B is the bending stiffness of the material, ω is the angular frequency, and k is the wave vector (μ is the surface density of the material) of the bending wave given by the standard bending wave dispersion relation.
The following can be seen from this equation.
1. The ratio of the end impedance of the beam to the termination impedance determines the reflection coefficient.
2. The impedance of the beam is frequency dependent and is proportional to the square root of the frequency.
3. The impedance of the beam is real and reactive at equal weight (ie, the phase angle is 45 degrees).
4. The reflection coefficient can be strongly dependent on frequency.
These factors are useful for beam termination engineering / design.
[0053]
Example 1: Pure resistance decay
The first embodiment considers a common panel material having pure resistance damping at the edges. The material is an acoustic body 66 of a composite material of phenolic paper and honeycomb core having a thickness of 5 mm, and the material parameters are as follows.
B = 18.4Nm
= 0.44kgm-2
[0054]
FIG. 9 shows the amplitude of the reflection coefficient as a function of frequency for the added resistance attenuation region. This graph shows the following points for pure resistance decay:
1. The system exhibits maximum absorption at frequencies that increase with the level of the added resistance.
2. The absorbance at the point of maximum absorption does not depend on the resistance and is equal to 0.41.
3. The maximum absorption is not 100% but is still effective.
[0055]
FIG. 10 shows a comparison between the terminating impedance coefficient of the beam and the resistive impedance added to the end of the beam. It is clear that the maximum absorption occurs when both are equal and the reflection coefficient is 0.41 (41%).
1. Due to pure resistive attenuation, the minimum reflection coefficient is 0.41, which occurs when the terminal impedance coefficient of the beam is equal to the resistive attenuation.
2. The value of the reflection coefficient tends to be 1 on one side of this frequency.
3. The reflection phase changes from -π to -π / 2 as the frequency increases.
[0056]
Example 2: Termination with resistance and compliance
The use of complex impedances provides a high degree of freedom and can in fact be used, for example, over a narrow frequency band to terminate the beam. To make the reflection coefficient equal to zero, the following relationship must be satisfied.
[0057]
As shown in FIG. 11, the above condition is satisfied by the termination of the beam having an impedance having a compliant and a resistance component. FIG. 11a shows the real part of the termination impedance for the imaginary part of the beam impedance (x), and FIG. 11b shows the imaginary part of the termination impedance for the negative real part of the beam impedance (y). The termination parameter is
Mechanical resistance = 40 Ns / m
Compliance = 4.8 × 10-6N / m
It is.
By selecting this parameter, the above conditions are met at 820 Hz. The calculated value of the reflection coefficient shown in FIG. 12 shows zero as expected at this frequency. The reflection phase under these conditions varies from π to -π / 2.
[0058]
If the resistance and compliance values do not exactly match as described above, the absorption will be less than the maximum. This is illustrated in FIG. 13, where the compliance varies above and below the optimally terminated compliance. Also, it is clear that the values of the frequency and the reflection coefficient are determined by the selection compliance.
[0059]
The following can be understood from the above analysis.
1. To completely terminate the ends, complex impedances can be used. This is obtained by the impedance with resistance and compliance components.
2. When the ends are completely terminated, the reflection coefficient becomes smaller and the frequency becomes narrower.
3. The reflection phase changes from π to -π / 2 as the frequency increases.
4. If the termination resistance and compliance values do not match those at the edges at any frequency, then the maximum absorption will still take place but not deeply, and its frequency and amplitude will depend on the selected value.
[0060]
Example 3: Termination with resistance, compliance, and mass
Adding mass to the end termination impedance does not change much. It is still easy to match the impedance at the ends to achieve complete absorption, but when considering the imaginary part of the termination impedance, both compliance and mass need to be considered. Similarly, as the termination impedance deviates from the match, the frequency and depth of absorption change. In this case, the reflection phase changes from π to -π.
[0061]
When considering the end of a practical damping foam panel, the effective resistance, compliance, and mass of the foam generally depends on frequency. However, the characteristic properties and absorption levels exhibited by each foam / panel material combination can be estimated.
[0062]
Termination with complex impedance close to match criteria
In this case, the system is selected as a 5 mm thick Miers foam, which is predominantly closed cell foam soft PVC and a 5 mm thick end acoustic body 66. The system behaves as a coincident termination of compliance, resistance, and mass-like components, with abrupt absorption and a phase change from π to -π as shown in FIGS. 13, 14a, 14b.
[0063]
Termination with resistance
In this case, a beam made of carbon fiber skin on a 5 mm thick AL honeycomb core is employed. The beam terminates in a synthetic polymer damper, Sorbothane 30 "00", which is known for its high resistance. The resulting absorption coefficient is shown in FIG. 15 and shows the characteristic phase and amplitude of a pure resistive termination. It has a minimum amplitude near 0.4 absorption and a phase change from -π to -π / 2.
[0064]
Examples of the effects of energy absorption treatment on the modal behavior of a typical flexural panel
The purpose is to show the effect of the energy absorption treatment on the specific material of the beam shape and consequently extend this analysis to full size panels.
A low attenuation, high stiffness beam was selected to show the effect of the energy absorption process. An aluminum honeycomb core with a carbon fiber skin laminated using an epoxy-based adhesive was selected. The mechanical properties are shown in Table 1 below.
[Table 1]
Table 1
The beam of this material was subjected to the following processing, and the characteristics of the beam were analyzed as described below.
[0065]
Effect of edge treatment on beam
A filled polymer film composed of a polymer with embedded lead flakes was applied over the entire surface of the beam in Table 1. The high damping elements of the system are compared to the raw damping elements of FIG.
[0066]
From FIG. 16 it is clear that the polymer attenuation layer adds considerable attenuation to the system between 300 Hz and 10 kHz. The average attenuation of the unprocessed beam in this frequency band was 0.003, but after processing it was 0.0194 (an increase of 6.5 as a factor).
The filled polymer layer provided extensive attenuation across the entire surface of the beam, but the reflection coefficient measurements were not significantly affected by the presence of the attenuation layer added to the panel.
[0067]
Low modulus foam strip
As mentioned above, the filled polymer layer added to the panel produces a broadband attenuation effect. However, as described, it is also possible to add low modulus foam strips that absorb energy at certain frequencies in certain areas of the panel.
[0068]
In this case, a strip of low modulus PVC foam with a width of 5 mm, which is mostly closed cells, is used along the length of the beam in Table 1. The resonance frequency of the foam strip depends on the strip thickness, compression coefficient, material damping, and density. FIG. 17 shows the extinction coefficient for a single-strip-shaped (Table 1) beam of low modulus foam applied along the length of the beam.
[0069]
FIG. 17 shows the resonance of the foam strip at about 3.3 kHz, where the beam attenuation was significantly enhanced near this frequency. The resonance of the foam effectively enhanced the energy absorption of this structure.
[0070]
When two strips of low modulus foam used in the previous embodiment are placed along the length of the beam so as to be in contact with each other, the absorption frequency of the foam changes as shown in FIG. From equation (3), in order to obtain the optimum absorption, it is necessary to reduce the effective stiffness of the foam material by half when the mass of the free layer is doubled, and the absorption frequency is reduced by half. You can see that.
Comparing FIG. 17 with FIG. 18, it is clear that the reduction in the resonance frequency is about one half as predicted from Equations 2 and 3.
[0071]
When three foam strips are used next to each other on the beam, the absorption frequency does not change, but the peak broadens due to high attenuation, ie, effective energy absorption. FIG. 19 illustrates this effect.
When three foam strips are used side by side, the peak attenuation coefficient is about 0.058, but the absorption frequency is about 3.3 kHz. This is in contrast to the small peak attenuation coefficient of about 0.036 at about 3.3 kHz for a single strip of foam.
[0072]
Sorbosane end termination
The effect of adding an end termination to the panel is treated generically as described above. As shown in FIG. 20, effective energy absorption can be obtained by adding two strips of sorbosein 6, a polyurethane high mechanical loss compliant polymer, to the end of beam 15 in Table 1. . The dimensions of the strip and the gap between the beam end and the frame 8 were optimized to transfer energy at frequencies below 500 Hz and above 6 kHz, as shown in FIG. Can be absorbed.
[0073]
Attenuation applied to panel
The following description illustrates the effects of the three treatments described above, namely the filled polymer layer, the low modulus foam strip, and the edge treatment with respect to the modal behavior and the acoustic properties of the panels in Table 1.
[0074]
FIG. 22a shows the panel dimensions and the positions of the four exciters. For the panels shown below, a single (25 mm diameter) electrodynamic exciter was sequentially placed at four positions as shown below, and the speed at the drive point and the on-axis sound pressure were measured. These measurements were repeated for the three treatments applied to the panel described above. These processes are as follows.
1. Filled polymer layer applied over the entire panel surface on one side.
2. Low Modulus Foam Strips (3 strips each of single and double layers (strip length = 560 mm) added in spokes across the center of the panel on one side of the panel), see FIG. 22b.
3. 20. Sorbothane end conditions along the entire periphery of the panel, shown in detail in FIG.
[0075]
Measurement of driving point speed
The mode distribution excited in the panel is optimally indicated by the velocity characteristics of the driving points when the panel is excited with a constant force. Velocity smoothness is used to indicate good mode rejection in the panel.
[0076]
The drive point speeds of the free panel and the damping panel are shown in FIGS. Driving points for each figure (measured from the bottom left corner, see FIG. 22a) are described below for panels with dimensions of 560 mm × 530 mm.
Figure 23: Panel center point (280 mm, 265 mm)
Figure 24: 4 / 9Lx, 3 / 7Ly positions (310mm, 300mm)
Figure 25: Center point of panel edge (280 mm, 430 mm)
Figure 26: Panel corners (460 mm, 430 mm)
[0077]
23 to 26 clarify the effects of various damping processes on the mode behavior of the panel. That is, the effect of the exciter position is significantly reduced by the damping process. The abrupt low attenuation (high Q) mode of the free panel is greatly reduced by the attenuation process, and consequently the speed of the exciter drive point is relatively smooth and flat at frequencies up to 20 kHz.
[0078]
Measurement of on-axis sound pressure
FIG. 27 shows the on-axis sound pressure of the free panel and the attenuation processing panel when the exciter position is 1 (the panel center point).
It is clear from FIG. 27 that the attenuation process applied to the panel significantly reduced the amplitude of the low attenuation mode present in the free panel.
[0079]
Comparing the modal behavior of this panel of FIG. 23 with the acoustic response of the panel shown in FIG. 27, it is clear that the acoustic response exhibits more variation. This is due to the effects of diffraction, radiation, etc., which are not apparent from the velocity measurement.
a) The free layer damping approach for energy absorption and the edge damping model show useful effects that have been experimentally demonstrated for various panel materials and energy absorbing treatments.
b) The mode operation of the panel can be significantly reduced by applying the energy absorption processing.
c) Analyzing the reflection coefficients and system damping factors of a simple beam model facilitates predicting the effect of various treatments on panel behavior.
[0080]
Influence of shape / morphology change of end termination on reflection coefficient
The effect of changes in foam shape on the reflection coefficient (amplitude and phase) and attenuation factor for the carbon fiber aluminum honeycomb beam described above can be studied, for example, on the effect of shape on the free layer.
[0081]
The soft, low modulus PVC foam is applied in various forms to the ends of the beam in Table 1 over the full width of the beam, as shown in FIGS. 28a to 28f. For the structures of FIGS. 28d to 28f, a continuous block or wedge of foam is added to the beam. For all these structures, the beam is free, ie no load or compression is applied to the end conditions. The corresponding FIGS. 29a to 29f show the reflection coefficients for these structures.
[0082]
In FIG. 28a, a square cross-section strip 19 of low modulus PVC foam is added to both sides of the beam end, in four, three, two, and one sections as shown.
FIG. 28b has the same number of strips as the structure of FIG. 28a, but in a different arrangement of three layers, with four strips on the bottom and middle layers and two strips on the top layer as shown. .
[0083]
The structure of FIG. 28c is similar to the structure of FIG. 28b, but the arrangement of the foam strip is reversed.
The structure of FIG. 28d comprises a pair of opposing low modulus PVC foam wedges 20 secured to the surface opposite the beam ends.
[0084]
The structure of FIG. 28e is similar to the structure of FIG. 28d, except that the direction of the foam wedge 20 is reversed.
The structure of FIG. 28f is similar to FIGS. 28d and 28e, except that the foam wedge is replaced by a block 21 of low modulus PVC foam of square cross section. The foam block used in this construction has the same volume, and thus mass, as the foam wedge used in the construction of FIGS. 28d and 28e.
[0085]
Effect of shape of suppression layer
For the continuous foam wedges and blocks used in FIGS. 28a to 28f, the analysis was repeated with the additional compression applied to the foam blocks or wedges via the frame member 8.
[0086]
The structure of FIG. 30a uses the same wedge block 20 used in the structure of FIG. 28d, but with the foam ends compressed from an original thickness of 28 mm to a thickness of 10 mm.
The structure of FIG. 30b uses the same wedge block 20 used in the structure of FIG. 28e, but with the foam ends compressed from an original thickness of 28 mm to a thickness of 10 mm.
[0087]
The structure of FIG. 30c uses the same wedge block 21 used in the structure of FIG. 28f, but with the end of the foam compressed from its original thickness of 28 mm to a thickness of 10 mm.
It is clear that the shape and morphology of the end terminations have a significant effect on the energy absorption properties of the boundary conditions. From a comparison of the absorption characteristics of the structures of FIGS. 28a and 28b, it is clear that the height of the individual absorbers affects the absorption associated with the resonance frequency of these blocks, as described above. The structure of FIG. 28a has a high maximum foam height, ie, four blocks instead of three, and there is an absorption valley near the lower frequencies and centered compared to the structure of FIG. 28b.
[0088]
For all foam / beam structures, clamping or restraining the foam block significantly changes the absorption characteristics of the end compared to the free case. Obviously, compressing the foam significantly changes the impedance at the edges, which affects the absorption properties.
[0089]
For all cases considered, the added foam caused an effective level of broadband energy absorption above about 2 kHz. This is indicated by the amplitude of the reflection coefficient varying between 0.6 and 0.8 above this frequency.
[0090]
The advantages of the loudspeaker of the present invention will be described below.
1. The panel generates all frequencies equally over the entire operating frequency band and does not suffer the poor modalities in the lower bands, which is possible with DML.
2. The panel geometry has little or no effect on loudspeaker performance. Actually, unlike the DML, an axisymmetric driving method is a preferable excitation method. In practice, a circular panel excited at the center will provide the most efficient solution with a uniform termination over the entire circumference.
3. The placement of the exciter is substantially insignificant for the end termination method unless it is placed very close to the panel boundary.
4. The mechanical impedance of the driving point is constant and smooth, and there is no mode signature as sometimes experienced in DML loudspeakers, thus approaching the behavior of an ideal infinite size panel.
5. By selecting an appropriate attenuation technique, ie its amplitude and frequency dependence, the radiation characteristics and the effective radiation area can be formed to suit the application.
6. The low frequency output level can be controlled to suit the application by moving the exciter away from the center of the panel, allowing for a reduction in LF output.
7. By applying damping to control the modal behavior, the center position can be included because the sensitivity to the exciter position is reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1a
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1b
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1c
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1d
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1e
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1f
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1g
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1h
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1j
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 1k
FIG. 4 is a cross-sectional view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG.
FIG. 3 is a partial perspective view of an embodiment of a flexural wave panel.
FIG. 2a
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2b
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2c
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2d
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2e
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2f
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2g
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2h
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2j
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2k
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG.
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2m
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 2n
FIG. 4 is a partial cross-sectional view of an embodiment of an end of a flexural wave panel.
FIG. 3a
1 is a cross-sectional view of an end of a molded interior trim panel, for example, for an automobile, incorporating the loudspeaker of the present invention.
FIG. 3b
Fig. 3b is a front view of an embodiment of a trim panel of the type generally shown in Fig. 3a.
FIG. 3c
Fig. 3b is a front view of an embodiment of a trim panel of the type generally shown in Fig. 3a.
FIG. 3d
Fig. 3b is a front view of an embodiment of a trim panel of the type generally shown in Fig. 3a.
FIG. 3e
Fig. 3b is a front view of an embodiment of a trim panel of the type generally shown in Fig. 3a.
FIG. 3f
Fig. 3b is a front view of an embodiment of a trim panel of the type generally shown in Fig. 3a.
FIG. 4
It is the schematic of the damping bending wave in a panel edge part.
FIG. 5
5 is a graph plotting materials having opposite characteristics with respect to frequency.
FIG. 6
5 is a graph plotting bending waves in a panel whose ends are attenuated.
FIG. 7
5 is a graph plotting bending waves in a damped panel.
FIG. 8
FIG. 4 is a diagram of a beam with attenuated ends.
FIG. 9
6 is a graph of edge reflection coefficient as a function of frequency.
FIG. 10
It is a graph which compares an absorption maximum value.
FIG. 11a
It is a graph of terminal impedance and beam impedance.
FIG.
It is a graph of terminal impedance and beam impedance.
FIG. 12a
It is a graph which shows the amplitude of a reflection coefficient.
FIG. 12b
It is a graph which shows the phase of a reflection coefficient.
FIG. 13a
It is a graph which shows the amplitude of a reflection coefficient.
FIG. 13b
It is a graph which shows the phase of a reflection coefficient.
FIG. 14a
It is a graph which shows the amplitude of a reflection coefficient.
FIG. 14b
It is a graph which shows the phase of a reflection coefficient.
FIG. 15a
It is a graph which shows the amplitude of a reflection coefficient.
FIG. 15b
It is a graph which shows the phase of a reflection coefficient.
FIG.
5 is a graph comparing the attenuation coefficient vs. frequency of untreated and surface treated beams.
FIG.
5 is a graph showing the attenuation coefficient for a beam having an added attenuation strip.
FIG.
5 is a graph showing the attenuation coefficient for a beam having two added attenuation strips.
FIG.
5 is a graph showing the attenuation coefficient for a beam with three added attenuation strips.
FIG.
FIG. 5 is a view of the end where the bending wave beam terminates.
FIG. 21
21 is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient of the beam in FIG. 20.
FIG. 22a
It is a rear view of an experimental panel.
FIG. 22b
Fig. 22b is a front view of the panel of Fig. 22a, showing the arrangement of the attenuation strips.
FIG. 23
Fig. 22b is a graph showing the speed of the driving point at different driving points of the panel of Fig. 22a.
FIG. 24
Fig. 22b is a graph showing the speed of the driving point at different driving points of the panel of Fig. 22a.
FIG. 25
Fig. 22b is a graph showing the speed of the driving point at different driving points of the panel of Fig. 22a.
FIG. 26
Fig. 22b is a graph showing the speed of the driving point at different driving points of the panel of Fig. 22a.
FIG. 27
Fig. 22b is a graph showing the sound pressure of the panel of Fig. 22a.
FIG. 28a
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 28b
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 28c
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 28d
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 28e
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 28f
FIG. 3 illustrates various configurations of beam end terminations.
FIG. 29a
28 is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of FIG. 28a.
FIG. 29b
28 is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of FIG. 28b.
FIG. 29c
Fig. 29b is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of Fig. 28c.
FIG. 29d
Fig. 29b is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of Fig. 28d.
FIG. 29e
FIG. 30 is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of FIG. 28e.
FIG. 29f
FIG. 29b is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of FIG. 28f.
FIG. 30a
FIG. 4 shows a configuration of a compressed end termination of a beam.
FIG. 30b
FIG. 4 shows a configuration of a compressed end termination of a beam.
FIG. 30c
FIG. 4 shows a configuration of a compressed end termination of a beam.
FIG. 31a
FIG. 30b is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of FIG. 30a.
FIG. 31b
Fig. 31b is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of Fig. 30b.
FIG. 31c
Fig. 31c is a graph showing the amplitude of the reflection coefficient for the end termination configuration of Fig. 30c.
