JP3539213B2

JP3539213B2 - 遮音壁構造

Info

Publication number: JP3539213B2
Application number: JP17013198A
Authority: JP
Inventors: 桂二郎巖; 雄二新保
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-06-17
Filing date: 1998-06-17
Publication date: 2004-07-07
Anticipated expiration: 2018-06-17
Also published as: JP2000010569A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、通気性を保持しながら遮音効果を発揮しうる遮音壁構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１２及び図１３に示すように、一般的な自動車１においては、エンジンルーム２の下部にアンダーカバー３が取付けられている。このアンダーカバー３は、自動車１下部の空力特性を向上させ、又、エンジンルーム２内の部品を跳ね上げられた小石等から保護する機能を持つと共に、エンジンルーム２から車外に放射される騒音を抑制する遮音機能を有している。そして、このアンダーカバー３の遮音効果はその面積が大きなものほど増大する。しかしながら、アンダーカバー３の面積を大きくするほどエンジンルーム２の下部が密閉されることになり、エンジンルーム２内が高温となって、部品耐久性上好ましくない状態を招く恐れがある。以上の点を考慮して本出願人は、図１４に示す特開平７−１７５４８５号公報に開示する遮音壁構造を先に提案した。
【０００３】
図１４において、遮音壁４は間隔を置いて対向する２枚の遮音板５を有し、この各遮音板５には互いに対抗する複数の開口部６ａ、６ｂ，７ａ，７ｂが貫通して設けられている。各開口部６ａ、６ｂ，７ａ、７ｂの半分６ｂ、７ｂは筒部８で連通され、筒部８と略同一断面の内面を有している。又、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの他の半分６ａ、７ａは一部突出筒部８ａを有するが、上述のような筒部８で連通されずに一対の遮音板５間の空間を介して連通している。
【０００４】
即ち、図１５に示すように、筒部８を有さない各開口部６ａ、７ａで構成される振動系は、開口部６ａ、７ａの空気９の空気質量ｍと遮音壁部５間の空気層の空気ばね１０とで２自由度の振動系を構成し、又、筒部８を有する各開口部６ｂ、７ｂで構成される振動系は、開口部６ｂ、７ｂから筒部８にかけての空気１１全体が空気質量Ｍとして働き、１自由度の振動系を構成している。
【０００５】
上記構成において、遮音壁４の一方側から音が入射すると、この入射波は各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂを介して他方側に透過される。ここで、筒部８で連通されない各開口部６ａ、６ｂへの入射波はその周波数が振動系の共振周波数を越えると透過波の位相が１８０度反転して出力される。一方、筒部８で連通された各開口部６ｂ、７ｂは共振点を持たないため、その入射波と同じ位相で透過波が出力される。従って、両透過波はその干渉効果によって減音される。
【０００６】
即ち、上記従来例は、遮音壁４に形成される空気の振動系をコントロールすることにより、入射波の振動入力に対する透過波の振動応答の反共振を積極的に利用して、この透過波振動を最適化したものである。
【０００７】
また、本出願人は、同機能を異なる構成で達成できるものとして、図１６（ａ）、（ｂ）に示す特開平８−１０３６０号公報に開示する遮音壁４も先に提案した。
【０００８】
図１６（ａ）、（ｂ）において、一対の遮音板５の対抗する開口部６ｂ、７ｂ間は全て筒部８で連通されており、この各筒部８には小孔１２が形成されている。この小孔１２を介して筒部８内は空間部１３と連通している。即ち、開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内の中央部分の空気全体が１自由度振動系を、開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内の中央部分以外の空気の空気質量と空間部１３の空気層の空気ばねとで２自由度振動系をそれぞれ構成している。
【０００９】
この他の従来例では、上記した従来例のように透過波の振動応答の反共振を作り出すのに小孔１２を用い、開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８で形成される１つの穴内で反共振を得るものである。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の遮音壁４による騒音制御手段は、その得られる通気性と遮音性という機能から産業的に利用価値が高いものであるが、さらに優れたものが望まれている。
【００１１】
そこで、本発明は、通気性と遮音性に優れた遮音壁構造の提供を課題とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、遮音板に貫通する開口部を設けて、該開口部を透過する透過波を減衰させる空気振動系を構成し、上記開口部の開口面積を入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定した遮音壁構造であって、
上記開口部の開口面積Ｓを入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づく設定は、音速をｃ、遮音を目的とする音の主周波数をｆとし、
【数２】

として、ｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲となる値に設定したことを特徴とする。
【００１３】
従って、開口部の開口面積を、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークが遮音を目的とする音の主周波数に一致するよう設定することによって、開口部に存在する空気の空気振動にひきずられる開口部近傍の付加的空気質量が大きくなり、開口部の幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなり、このトータル空気質量の大きな慣性力によって遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰される。又、開口部を介して遮音板の一方側から他方側に相互に空気が流通する。また、ｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲となる値に開口部の開口面積が設定されており、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークエリアが、遮音を目的とする音の主周波数に一致するため、遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰される。
【００１６】
請求項２の発明は、請求項１記載の遮音壁構造であって、ｋ・ａの値は、１．２〜１．６の範囲の内の１．４の値であることを特徴とする。
【００１７】
従って、請求項１の発明の作用に加え、ｋ・ａの値が１．４の場合にあっては、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークが、遮音を目的とする音の主周波数に一致するため、遮音を目的とする音の主周波数成分がさらに十分に減衰される。
【００１８】
請求項３の発明は、請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、遮音壁を間隔を置いて対向する少なくとも２枚の遮音板とし、前記開口部を遮音板に貫通し、且つ、互いに対向する位置に設け、上記空気振動系は、上記開口部の空気質量と上記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる２自由度振動系と、対向する遮音板間で当該開口部と略同一断面の内面を有する筒部により連通され、この筒部内及び各当該開口部の空気質量による１自由度振動系とからなることを特徴とする。
【００１９】
従って、請求項１又は２の発明の作用に加え、開口部を略同一断面の内面を有する筒部で連通させた部分は共振点を持たない１自由度振動系を構成するため、この部分を通過する透過波は入射波との位相ずれはない一方、空気質量と空気ばねとでなる振動系を通過した透過波は位相がずれ、両透過波は相互に打ち消し合うことになる。
【００２０】
請求項４の発明は、請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、上記空気振動系は、対向する遮音板間で当該開口部と略同一断面の内面を有する筒部により連通されると共にこの筒部に小孔が設けられ、上記筒部内及び各当該開口部の中央部分の空気質量による１自由度振動系と、上記小孔を介して連通する遮音板間の空気層の空気ばねとによる２自由度振動系とからなることを特徴とする。
【００２１】
従って、請求項１又は２の発明の作用に加え、開口部への入射波の内、小孔を通らない波は入射波との位相ずれはない一方、小孔を通り反射してきた波は入射波との位相がずれ、両波は相互に打ち消し合うことになる。
【００２２】
請求項５の発明は、請求項１〜４のいずれか１項に記載の遮音壁構造であって、最も外側に配置された遮音板の両外面間の間隔ｔは、ｋ＝２πｆ／ｃとすると、ｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値に設定したことを特徴とする。
【００２３】
従って、請求項１〜４の発明の作用に加え、ｔがｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値では、気柱共鳴が発生しない。
【００２４】
請求項６の発明は、請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、上記空気振動系は、対向する遮音板間に区画壁が設けられ、この区画壁で対向する開口部間に構成される空気層の容量が２種類とされ、上記開口部の空気質量と上記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる２種類の２自由度振動系からなることを特徴とする。
【００２５】
従って、請求項１又は２の発明の作用に加え、２種類の振動系にあって空気層の容量が２種類のため互いの共振周波数が異なり、入射波の周波数が振動系の共振周波数を越えると透過波の位相は１８０度反転することより、２種類の振動系を通過した透過波は位相がずれ、両透過波は相互に打ち消し合うことになる。
【００２６】
請求項７の発明は、請求項１〜６のいずれか１項に記載の遮音壁構造であって、上記開口部の開口形状は、円形であることを特徴とする。
【００２７】
従って、請求項１〜６記載の発明の作用に加え、上記開口部の開口形状が円形であるため、実際の効果が理論値に近づく。
【００２８】
請求項８の発明は、請求項１〜７のいずれか１項に記載の遮音壁構造であって、上記各開口部の開口形状及び開口面積は、同一であることを特徴とする。
【００２９】
従って、請求項１〜７記載の発明の作用に加え、上記各開口部の開口形状及び開口面積が同一であるため、各開口部において音が均質に減衰される。
【００３０】
請求項９の発明は、請求項８記載の遮音壁構造であって、上記各開口部は、互いに等間隔に配置されたことを特徴とする。
【００３１】
従って、請求項８記載の発明の作用に加え、上記各開口部は、互いに等間隔に配置されたため、全体に亘って音が均一に減衰される。
【００３２】
請求項１０の発明は、請求項１〜９のいずれか１項に記載の遮音壁構造であって、上記遮音壁は、自動車のエンジンルームのアンダーカバーの少なくとも一部であることを特徴とする。
【００３３】
従って、請求項１〜９記載の発明の作用に加え、エンジンルームからの音が外部に対して遮音され、又、エンジンルームからの熱が開口部から放熱される。
【００３４】
【発明の効果】
請求項１の発明では、開口部の開口面積を、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークが遮音を目的とする音の主周波数に一致するよう設定することによって、開口部に存在する空気の空気振動にひきずられる開口部近傍の付加的空気質量が大きくなり、開口部の幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなり、このトータル空気質量の大きな慣性力によって遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰されるため、効率良く遮音できる。又、開口部を介して遮音板の一方側から他方側に相互に空気が流通するため、通気性も確保される。また、開口部の開口面積をｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲になるよう設定したので、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークエリアが、遮音を目的とする音の主周波数に一致することにより、遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰されるため、効率良く遮音できる。
【００３６】
請求項２の発明では、請求項１の発明の効果に加え、ｋ・ａの値が１．４の場合にあっては、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークが、遮音を目的とする音の主周波数に一致することにより、遮音を目的とする音の主周波数成分が最大限に減衰されるため、最も効率良く遮音できる。
【００３７】
請求項３の発明では、請求項１又は２の発明の効果に加え、開口部を略同一断面の内面を有する筒部で連通させた部分は共振点を持たない１自由度振動系を構成するため、この部分を通過する透過波は入射波との位相ずれはない一方、空気質量と空気ばねとでなる振動系を通過した透過波は位相がずれ、両透過波が相互に打ち消し合うことによって遮音される。
【００３８】
請求項４の発明では、請求項１又は２の発明の効果に加え、開口部への入射波の内、小孔を通らない波は入射波との位相ずれはない一方、小孔を通り反射してきた波は入射波との位相がずれ、両波が相互に打ち消し合うことによって遮音される。
【００３９】
請求項５の発明では、請求項１〜４の発明の効果に加え、最も外側に配置された遮音板の両外面間の間隔ｔがｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値にあっては、気柱共鳴が発生しないため、透過損失が著しく低下せず、効率良く遮音できる。
【００４０】
請求項６の発明では、請求項１又は２の発明の効果に加え、２種類の振動系にあって空気層の容量が２種類のため互いの共振周波数が異なり、入射波の周波数が振動系の共振周波数を越えると透過波の位相は１８０度反転することより、２種類の振動系を通過した透過波は位相がずれ、両透過波が相互に打ち消し合うことによって遮音される。
【００４１】
請求項７の発明では、請求項１〜６記載の発明の効果に加え、実際の効果が理論値に近づくため、遮音板の設計精度が向上する。
【００４２】
請求項８の発明では、請求項１〜７記載の発明の効果に加え、各開口部において音が均質に減衰されるため、安定した遮音性能を確保できる。
【００４３】
請求項９の発明では、請求項８記載の発明の効果に加え、全体に亘って音が均一に減衰されるため、安定した遮音性能を確保できる。
【００４４】
請求項１０の発明では、請求項１〜９記載の発明の効果に加え、上記遮音板が自動車のエンジンルームのアンダーカバーの少なくとも一部であるため、エンジンルームからの音が外部に対して遮音され、又、エンジンルームからの熱が開口部から放熱される。
【００４５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００４６】
図１は本発明の第１実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、図２はその空気振動系を示す概念図である。図１及び図２において、第１実施の形態に係る遮音壁構造は上記従来例と略同一構成を有し、従来例と同一構成部分は同一符号を付してその説明を省略し、異なる構成部分のみを説明する。即ち、この第１実施の形態では、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積は、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定されている。又、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口形状及び開口面積はすべて直径がφ（＝２ａ）の円形の同一のものとして構成されている。更に、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂは水平・垂直方向共に互いに等間隔に配置されている。
【００４７】
次に、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積を、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定することの意味について説明する。
【００４８】
上記構成において、遮音壁４の一方側から音が入射すると、この入射波は各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂを介して他方側に透過波として出力される。開口部６ｂ、７ｂで構成される振動系は、開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内に存在する空気１１全体が空気質量Ｍとして働き、１自由度の振動系を構成することになるが、開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内に存在する空気は、振動する際に周囲の空気もひきずるためにその空気質量Ｍは大きくなる。又、開口部６ａ、７ａで構成される振動系は、各開口部６ａ、７ａの空気質量ｍと遮音板５間の空気層の空気ばね１０とによる２自由度の振動系を構成することになるが、開口部６ａ、７ａに存在する空気９は、振動する際に周囲の空気もひきずるためにその空気質量ｍは大きくなる。
【００４９】
詳細には、図３に示すように、１枚の遮音板２０にその板厚方向に貫通する開口部２１を複数開口した場合を想定する。すると、図４に示すように、幾何学的に決定される板厚ｔ分の空気質量と、開口部２１に存在する空気の空気振動にひきずられる開口部２１近傍の厚さｔ´分の付加的空気質量とのトータル空気質量Ｍが実質的な空気質量になる。従って、この付加的空気質量が大きければその慣性力による大きな透過損失が得られることになる。
【００５０】
ここで、付加的空気質量を決定する厚さｔ´は開口部２１の開口径が大きいほど大きくなり、この結果、同一開口面積比率を持つ遮音板２０では理論的に開口部２１の開口径に応じて図５に示すような値が得られる。
【００５１】
図５（ａ）は２００ｍｍの正方形の遮音板２０に、直径φが２４ｍｍの開口部２１を１６個形成した場合が示され、これと同一開口面積比率を持つべく直径φが１２ｍｍの開口部２１を６４個形成したもの、直径φが１６ｍｍの開口部２１を３６個形成したもの、直径φが３２ｍｍの開口部２１を９個形成したものについてそれぞれ計算すると、図５（ｂ）に示すような周波数に対する透過損失特性が得られる。つまり、同一開口面積比率を持つ遮音板２０でも開口径が大きいほどに、又、周波数が高いほどに大きな透過損失を得られる。
【００５２】
ところが、上記した各開口径の遮音板２０を用いて実際に透過損失を測定すると、図６に示すような結果が得られた。つまり、一定の周波数以下では計算結果と略同じ結果が得られるが、一定の周波数から上になると計算結果と異なり透過損失が急激に下がり始める。
【００５３】
従って、この実際の測定結果より、図１における開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積を、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定することによって、具体的には入射波の周波数とその透過損失との変化のピークが、遮音を目的とする音の主周波数（低減を目的とする周波数帯域の中心周波数）に一致するよう設定する。すると、開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂに存在する空気の空気振動にひきずられる開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂ近傍の付加的空気質量が大きくなる。
【００５４】
具体的には、１自由度振動系における開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内の幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなり、又、２自由度振動系における開口部６ａ、６ｂの幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなり、このトータル空気質量の大きな慣性力によって遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰され、且つ、２自由度振動系の共振周波数を越える周波数では透過波は入射波に対して１８０度位相が反転することより、互いの透過波が打消し合って効率良く遮音できる。
【００５５】
また、遮音を目的とする音の主周波数（低減を目的とする周波数帯域の中心周波数）より２自由度振動系の共振周波数を低く設定することにより、遮音を目的とする音の主周波数の遮音を効率良く行うことができるが、遮音効果を低い周波数から持たせるためには、空気質量ｍと空気ばねとからなる振動系の共振周波数を小さくする必要がある。そして、振動系の共振周波数は上記空気質量ｍを大きくすることにより小さくできるため、第１実施の形態によれば開口部６ａ、６ｂの肉厚を厚くすることなく共振周波数を低くすることができる。又、開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂを介して遮音壁４の一方側から他方側に相互に空気が流通するため、通気性も確保される。従って、一方側からの熱が開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂから放熱される。
【００５６】
再び図３〜図６に戻り、実際に透過損失が急激に下がり始める手前の一定の周波数は、直径φが３２ｍｍのものでは４．８ｋＨｚ、直径φが２４ｍｍのものでは６．３ｋＨｚ、直径φが１６ｍｍのものでは９．２ｋＨｚであり、周波数ｆと開口半径ａとの間には、ｋ＝２πｆ／ｃとすると、ｋ・ａ＝１．４の関係がある。ここで、ｃ（ｍ／ｓｅｃ）は音速であり、音速は雰囲気温度で変化するため、雰囲気温度をｎ（℃）として次の式により定義する。
【００５７】
【数３】

従って、開口部２１の開口面積を、遮音を目的とする音の主周波数に基づきｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲となるよう設定すれば、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークエリアが遮音を目的とする音の主周波数に一致することになり、遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰されるため、効率良く遮音できる。又、遮音を目的とする音の主周波数に基づきｋ・ａの値が１．４の値となるよう設定すれば、遮音を目的とする音の主周波数成分が最大限に減衰される。第１実施の形態にあって、開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積を、ｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲、特に１．４の値となるよう設定すれば、最大限の減衰効果が得られる。
【００５８】
また、遮音板２０の板厚ｔを大きくし、開口部２１を管路形状にすると、ある一定の周波数以上で１次から高次の気柱共鳴が発生し、透過損失が著しく低下する。従って、この気柱共鳴周波数未満の周波数が遮音を目的とする音の主周波数となるよう設定することにより、気柱共鳴が発生しないため、透過損失が著しく低下せず、効率良く遮音できる。
【００５９】
ここで、開口部２１の管路長は、図４に示したように、音響的には実際の長さｔに対し付加長さｔ´が加わる。この付加長さｔ´は、放射インピーダンスＺｒの虚部Ｉｍ（Ｚｒ）を用いて、ｔ´＝（２／ｋ）・｛Ｉｍ（Ｚｒ）／ρｃＳ｝で示される。ｋ・ａ＝１．４の場合、Ｉｍ（Ｚｒ）／ρｃＳ＝０．７である。気柱共鳴周波数が発生しない条件は波長λとして、ｔ＋ｔ´＜λ／２＝ｃ／２ｆの式より求められる。
【００６０】
従って、ｔ＜ｃ／２ｆ−０．７・（２／ｋ）＝（π／ｋ）＝（π−１．４）／ｋとなり、これを整理すると、ｋ・ｔ＜１．７４となる。つまり、ｋ・ｔ＜１．７４の条件で使用することで、最大限の効果が得られる。一例として２ｋＨｚの音を対象とした場合、音速ｃ＝３４３．４ｍ／ｓｅｃとして、ｔ＝４７．６ｍｍ以下が適当になる。第１実施の形態にあって、一対の遮音板５の両外面間の間隔ｔを、ｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値に設定することにより、気柱共鳴の発生を防止できるため、透過損失が著しく低下せず、効率良く遮音できることになる。
【００６１】
図７は本発明の第２実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、図８はその空気振動系を示す概念図である。図７及び図８において、第２実施の形態に係る遮音壁構造は３枚の遮音板５を有し、中央の遮音板５にも対向する箇所に開口部２２ａ、２２ｂが設けられている。３枚の遮音板５の開口部６ａ、２２ａ、７ａにあっては、両側及び中央の各遮音板５の開口部６ａ、２２ａ、７ａの空気の空気質量ｍと、各遮音板５間の空気層の空気ばね１０とで３自由度の振動系が構成されている。又、各遮音板５間には当該開口部６ｂ、２２ｂ、７ｂと略同一断面の内面を有する筒部８により連通され、この筒部８内及び各当該開口部６ｂ、２２ｂ、７ｂの空気質量Ｍにより１自由度の振動系が構成されている。
【００６２】
この第２実施の形態でも上記第１実施の形態と同様な作用効果を得ることができると共に、３自由度の振動系は２つの共振周波数を有するため、２つの間の周波数帯で大きな遮音効果が期待できる。又、最も外側の遮音板５の両外面間の間隔ｔを、ｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値の設定することで気柱共鳴が発生しない。
【００６３】
図９（ａ）は本発明の第３実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、図９（ｂ）は（ａ）の一部拡大図である。図９（ａ），（ｂ）において、第３実施の形態に係る遮音壁構造は上記他の従来例と略同一構成を有し、他の従来例と同一構成部分は同一符号を付してその説明を省略し、異なる構成部分のみを説明する。即ち、この第３実施の形態においても、上記第１実施の形態と同様に各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積は、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定されている。又、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口形状及び開口面積はすべて直径がφ（＝２ａ）の円形の同一のものとして構成されている。更に、各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂは水平・垂直方向共に互いに等間隔に配置されている。
【００６４】
この第３実施の形態では、空気振動系は上記筒部８内及び各当該開口部６ｂ、７ｂの中央部分の空気質量による１自由度振動系と、筒部８内及び各当該開口部６ｂ、７ｂの中央部分以外の空気層と上記小孔１２を介して連通する遮音板５間の空間部１３の空気層の空気ばねとによる２自由度振動系とが構成されており、上記第１実施の形態と同様に開口部６ｂ、７ｂ及び筒部８内の幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなる。従って、このトータル空気質量の大きな慣性力によって遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰され、且つ、２自由度振動系の共振周波数を越える周波数では透過波は入射波に対して１８０度位相が反転することより、互いの透過波が打消し合って効率良く遮音できる。
【００６５】
図１０は本発明の第４実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、図１１はその空気振動系を示す概念図である。図１０及び図１１において、２枚の遮音板５には貫通し、且つ、対抗する位置に開口部６ｃ、６ｄ、７ｃ、７ｄがそれぞれ設けられており、上記第１実施の形態と同様に各開口部６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの開口面積は、入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定されている。又、遮音板５間には区画壁２３が設けられており、開口部６ｃ、７ｃが連通する空気層と、開口部６ｄ、７ｄが連通する空気層との容量が異なるよう構成されている。空気振動系は、共に２自由度の振動系であるが、上記遮音板５間の空気ばね１０のばね定数が異なる２種類の振動系から構成されている。
【００６６】
この第４実施の形態でも、各開口部６ｃ、６ｄ、７ｃ、７ｄの開口形状及び開口面積はすべて直径がφ（＝２ａ）の円形の同一のものとして構成されている。更に、各開口部６ｃ、６ｄ、７ｃ、７ｄは水平・垂直方向共に互いに等間隔に配置されている。
【００６７】
この第４実施の形態にあっては、２自由度振動系における開口部６ｃ、６ｄ、７ｃ、７ｄの幾何学的に決定される空気質量と上記付加的空気質量とのトータル空気質量が大きくなり、このトータル空気質量の大きな慣性力によって遮音を目的とする音の主周波数成分が十分に減衰され、且つ、２種類の振動系にあって空気層の容量が２種類のため互いの共振周波数が異なり、入射波の周波数が振動系の共振周波数を越えると透過波の位相は１８０度反転することより、２種類の振動系を通過した透過波は位相がずれ、両透過波が相互に打ち消し合うことによって遮音される。
【００６８】
上記各実施の形態によれば、開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄが円形状の場合について説明したが、Ｓ＝π・ａ² として開口面積を規定すれば異なる開口形状（四角形、五角形、六角形等）でも適用できる。しかし、円形状にすれば、より精度良く性能を確保できる利点がある。即ち、開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄを円形状とすることで実際の効果が理論値に近付き、遮音壁４の設計精度が向上する。
【００６９】
上記各実施の形態によれば、上記各開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄの開口形状及び開口面積は、同一であるため、各開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄにおいて音が均質に減衰されるため、安定した遮音性能を確保できる。
【００７０】
上記各実施の形態によれば、上記各開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄは、互いに等間隔に配置されているので、全体に亘って音が均一に減衰されるため、安定した遮音性能を確保できる。
【００７１】
上記各実施の形態において、各遮音壁４を自動車のエンジンルームのアンダーカバーの少なくとも一部に適用することにより、エンジンルームからの音が外部に対して遮音され、又、エンジンルームからの熱が開口部６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄから放熱される。更に、遮音壁４は肉薄にできるため、最低地上高からエンジンルーム内の部品までの狭い空間に取付けることができ、極めて有利である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図である。
【図２】上記の空気振動系を示す概念図である。
【図３】本発明の理論を説明する為の遮音板の斜視図である。
【図４】上記の開口部の空気質量を示す概念図である。
【図５】（ａ）は２００ｍｍの正方形の遮音板２０に直径φが２４ｍｍの開口部２１を１６個形成した場合を示す正面図、（ｂ）は計算上算出される、各開口寸法における周波数に対する透過特性線図である。
【図６】測定によって得られる、各開口寸法における周波数に対する透過特性線図である。
【図７】本発明の第２実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図である。
【図８】上記の空気振動系を示す概念図である。
【図９】（ａ）は本発明の第３実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、（ｂ）は（ａ）の一部拡大図である。
【図１０】本発明の第４実施の形態に係る遮音壁構造を示す一部破断の斜視図である。
【図１１】上記の空気振動系を示す概念図である。
【図１２】自動車の概略側面図である。
【図１３】自動車の底面図である。
【図１４】従来例の遮音壁構造を示す一部破断の斜視図である。
【図１５】従来例の空気振動系を示す概念図である。
【図１６】（ａ）は他の従来例の遮音壁構造を示す一部破断の斜視図、（ｂ）は（ａ）の一部拡大斜視図である。
【符号の説明】
１自動車
２エンジンルーム
３アンダーカバー
４遮音壁
５遮音板
６ａ〜６ｄ、７ａ〜７ｄ開口部

Claims

遮音板に貫通する開口部を設けて、該開口部を透過する透過波を減衰させる空気振動系を構成し、上記開口部の開口面積を入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づいて設定した遮音壁構造であって、
上記開口部の開口面積Ｓを入射波の周波数とその透過損失との変化のピークに基づく設定は、音速をｃ、遮音を目的とする音の主周波数をｆとし、

として、ｋ・ａの値が１．２〜１．６の範囲となる値に設定したことを特徴とする遮音壁構造。
請求項１記載の遮音壁構造であって、
ｋ・ａの値は、１．２〜１．６の範囲の内の１．４の値であることを特徴とする遮音壁構造。
請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、
遮音壁を間隔を置いて対向する少なくとも２枚の遮音板とし、前記開口部を遮音板に貫通し、且つ、互いに対向する位置に設け、
上記空気振動系は、上記開口部の空気質量と上記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる２自由度振動系と、対向する遮音板間で当該開口部と略同一断面の内面を有する筒部により連通され、この筒部内及び各当該開口部の空気質量による１自由度振動系とからなることを特徴とする遮音壁構造。
請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、
上記空気振動系は、対向する遮音板間で当該開口部と略同一断面の内面を有する筒部により連通されると共にこの筒部に小孔が設けられ、上記筒部内及び各当該開口部の中央部分の空気質量による１自由度振動系と、上記小孔を介して連通する遮音板間の空気層の空気ばねによる２自由度振動系とからなることを特徴とする遮音壁構造。
請求項１〜４のいずれか１項記載の遮音壁構造であって、
最も外側に配置された２枚の遮音板の両外面間の間隔ｔは、ｋ＝２πｆ／ｃとすると、ｋ・ｔ＜１．７４の条件を満たす値に設定したことを特徴とする遮音壁構造。
請求項１又は２記載の遮音壁構造であって、
上記空気振動系は、対向する遮音板間に区画壁が設けられ、この区画壁で対向する開口部間に構成される空気層の容量が２種類とされ、上記開口部の空気質量と上記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる２種類の２自由度振動系からなることを特徴とする遮音壁構造。
請求項１〜６のいずれか１項記載の遮音壁構造であって、
上記開口部の開口形状は、円形であることを特徴とする遮音壁構造。
請求項１〜７のいずれか１項記載の遮音壁構造であって、
上記各開口部の開口形状及び開口面積は、同一であることを特徴とする遮音壁構造。
請求項８記載の遮音壁構造であって、
上記各開口部は、互いに等間隔に配置されたことを特徴とする遮音壁構造。
請求項１〜９のいずれか１項記載の遮音壁構造であって、
上記遮音板は、自動車のエンジンルームのアンダーカバーの少なくとも一部であることを特徴とする遮音壁構造。