JPH07175485A - 遮音壁構造 - Google Patents
遮音壁構造Info
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- JPH07175485A JPH07175485A JP5322041A JP32204193A JPH07175485A JP H07175485 A JPH07175485 A JP H07175485A JP 5322041 A JP5322041 A JP 5322041A JP 32204193 A JP32204193 A JP 32204193A JP H07175485 A JPH07175485 A JP H07175485A
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Abstract
化を可能とする。 【構成】 間隔を置いて対向する少なくとも2枚の遮音
板23,25と、各遮音板23,25に貫通して設けら
れ、互いに対向する開口部27a,27b,29a,2
9bとを有し、開口部27a,27b,29a,29b
の空気質量mと遮音板23,25間の空気層の空気ばね
37a,37bとでなる振動系を備え、振動系33a,
33bを、共振周波数の異なる複数種類設けたことを特
徴とする。
Description
遮音効果を発揮しうる遮音壁構造に関する。
ては例えば図15,図16に示すものがある。この自動
車1はエンジンルーム3の下部にアンダーカバー5を取
付けたものである。アンダーカバー5は、自動車1下部
の空力特性を向上させ、またエンジンルーム3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3から車外に放射される騒音を抑制
する遮音壁としての機能を有している。そしてこのアン
ダーカバー5の遮音壁としての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5の
面積を大きくするほどエンジンルーム3の下部が密閉さ
れることになり、エンジンルーム3内の空気温度が上昇
する。このためエンジンルーム3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。このよ
うにエンジンルーム3のアンダーカバー5の設置に当た
っては、騒音抑制という側面だけでなく熱的な側面も考
慮しなければならない。
うなものがある(特開昭60−85043号公報参
照)。即ち、この従来例では自動車1におけるエンジン
ルーム3の下部開口部にアンダーカバーに代えて騒音制
御部材7を設けている。この騒音制御部材7は多数の中
空管路9を有したものである。そしてこの中空管路9は
騒音制御部材7の中央部から周辺部に渡って管路長が短
くなるように配列されている。この構造によりエンジン
ルーム3から放射される音の位相を中空管路9の管路長
の相違によってずらし、互いに打ち消し合うことにより
遮音効果を持たせるものである。従って、この従来例で
は騒音制御部材7によって遮音を図ることができると共
に、中空管路9を介してエンジンルーム3内の熱を外部
に逃がすことができ、エンジンルーム3内の空気温度を
下げることができる。
アンダーカバーなどとして自動車に搭載しようとする場
合にはその大きさが問題となる。すなわちエンジンルー
ム3におけるアンダーカバー5の場合、エンジンなどの
エンジンルーム内部品と路面との間に設置されるため最
低地上高について考慮しなければならない。実際にアン
ダーカバー5の設置できる空間は最低地上高からエンジ
ンルーム内部品までの空間ということになる。従ってア
ンダーカバーは、その大きさ特に厚さの制約を受けるこ
とになる。
の通る経路長、すなわち中空管路9の長さの差による位
相差により透過音相互が打ち消し合い遮音を図る構成で
あるため、遮音効果を得るためには中空管路9の経路長
差を半波長分作らなければならない。このため、車外騒
音で問題となるような比較的波長の長い周波数に対し遮
音効果をもたせようとした場合には、中空管路9の経路
長差を長くとらなければならずエンジンルーム3のアン
ダーカバーとして用いるには厚くなりすぎるという問題
があった。
て、本願出願人は図19,図20に示すようなものを既
に出願している(特願平5−57196号)。即ち、こ
の遮音壁10は間隔を置いて対向する少なくとも2枚の
遮音板11,13を備え、各遮音板11,13には互い
に対向する開口部11a,13aが設けられている。そ
して開口部11a,13aに存在する空気15を空気質
量mとし、遮音板11,13間に存在する空気をばね定
数kの空気ばね17とし、前記空気質量mと空気ばね1
7とによって2自由度振動系を構成している。
以上で振動伝播率が1より下回り、防振領域に入る。こ
のようなメカニズムを利用して、図19のような遮音壁
構造により遮音効果を得ることができるのである。従っ
て、図17,図18のように長い経路長差を取る必要も
なく、遮音板11,13間の間隔を小さくし、アンダー
カバーとして有利な薄い遮音壁10を得ることができ
る。
を低い周波数からもたせるためには、空気質量mと空気
ばね17とからなる振動系の共振周波数をより小さくし
なければならない。このためには遮音板11,13間の
距離を大きくして空気ばね17のばね定数kを下げ、あ
るいは遮音板11の板厚を厚くして開口部11a,13
aに存在する空気15の質量mの増加を図り、さらには
開口率を小さくしなければならなかった。しかし、遮音
板11,13の距離増、板厚増などの場合には遮音壁1
0の薄形化に限界を招き、また開口率を小さくする場合
には通気性が犠牲になるという問題があった。
構造でありながら、より薄く小型化が可能な遮音壁構造
の提供を目的とする。
に、請求項1の発明は、間隔を置いて対向する少なくと
も2枚の遮音板と、前記各遮音板に貫通して設けられ、
互いに対向する開口部とを有し、前記開口部の空気質量
と前記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる振動系を備
え、前記振動系を、共振周波数の異なる複数種類設けた
ことを特徴とする。
構造であって、前記複数種類の振動系は、前記遮音板間
に設けられ、所定の振動系を他の振動系から区画する区
画壁で形成することを特徴とする。
記載の遮音構造であって、前記複数種類の共振周波数
は、遮音を目的とする音の主周波数が、前記共振周波数
の最小と最大との間の周波数帯域に存在するように設定
されていることを特徴とする。
少なくとも2枚の遮音板と、前記各遮音板に貫通して設
けられ、それぞれ互いに対向する複数の開口部を有し、
前記各複数の開口部の内、所定の開口部の空気質量と前
記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる振動系を備え、
前記振動系を構成する開口部以外の開口部を、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
により連通させたことを特徴とする。
造であって、前記開口部の空気質量と遮音板間の空気層
の空気ばねとでなる振動系の共振周波数を、遮音を目的
とする音の主周波数よりも小さくしたことを特徴とす
る。
構造であって、前記振動系は、共振周波数が異なるよう
複数種類設けられ、前記共振周波数を、遮音を目的とす
る音の主周波数が当該共振周波数の最小と次に小さいも
のとの間の周波数帯域となるよう設定したことを特徴と
する。
載の遮音壁構造であって、前記遮音板は、自動車のエン
ジンルームのアンダーカバーであることを特徴とする。
載の遮音壁構造であって、前記開口部に、遮音板の対向
側へ突出する延長部を設けたことを特徴とする。
載の遮音壁構造であって、前記遮音板間に、吸音材を設
けたことを特徴とする。
有して対向する遮音板は、開口部の空気が空気質量とな
り遮音板間の空気層が空気ばねとして作用する。従っ
て、一対の空気質量が空気ばねを介して接続された構成
となり2自由度振動系を構成する。ここでこの振動系の
一方から音が入射すると、この入射波は振動系を介して
他方に透過される。この時、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。従って、振動系として共振周波数が異なる複数種類
を設けていると各異なる振動系から透過波の位相が18
0度ずれた周波数をつくることができ、これによって透
過波相互が打ち消し合うことになる。また、開口部を介
して遮音板の一方側から他方側へ通気させることができ
る。
用に加えて共振周波数の異なる振動系を遮音板間に設け
た区画壁によって形成することができる。
2の発明の作用に加え、遮音を目的とする音の周波数が
最小の共振周波数を越えると透過波の位相が180度反
転する。従って、最大・最小共振周波数の振動系におけ
る透過波の位相が180度ずれており、透過波相互で音
を打ち消すことができる。
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。従って、この部分を通過
した透過波は入射波との位相のずれはない。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
がずれる。従って、両透過波は相互に打ち消し合うこと
ができる。
用に加え、空気質量と空気ばねとでなる振動系の共振周
波数が遮音を目的とする音の周波数よりも小さいため、
入射波を180度位相をずらして透過させることができ
る。
用に加え、遮音を目的とする音の周波数が振動系の共振
周波数の最小と次に小さいものとの間の周波数帯域とな
っているので、最小の共振周波数の部分を通過した透過
波は位相が180度ずれ、それ以外の部分を通過した透
過波と相互に打ち消し合うことができる。
のエンジンルームのアンダーカバーとすることができ
る。
向側へ突出する延長部を設けたので当該開口部の空気質
量を大きくし、共振周波数を小さくすることができる。
音材によっても吸音することができる。
る遮音壁構造を適用した遮音壁21の概略断面図を示し
ている。この遮音壁21は間隔を置いて対向する2枚の
遮音板23,25を有している。尚、遮音板23,25
は少なくても2枚有していればよく、更に数を増やすこ
とも可能である。
る開口部27a,27b,29a,29bが貫通して設
けられ、それぞれ複数備えられている。前記遮音板2
3,25間には、区画壁31が設けられている。従っ
て、複数の振動系33a,33bが設けられ、区画壁3
1は所定の振動系33aを他の振動系33bから区画す
る構成となっている。
の空気35の質量mと区画壁31で囲まれた遮音板2
3,25間の空気層で構成される空気ばね37aとから
なっている。他の振動系33bは同様に開口部29a,
29bの空気35の空気質量mと空気ばね37bとで構
成されている。空気ばね37aのばね定数k1 と空気ば
ね37bのばね定数k2 とは区画壁31で区画された遮
音板23,25間の空気層体積の相違により、k1 〈k
2 の関係にある。従って、振動系33a,33bを、共
振周波数の異なる複数種類設けた構成となっている。そ
して、振動系33a,33bの複数種類の共振周波数
は、遮音を目的とする音の周波数が共振周波数の最小と
最大との間の周波数帯域に存在するように設定してい
る。
図1(b)の先願等で示された振動系と比較して説明す
る。
し、遮音板11,13間の区画壁31を均等に設けたも
のである。このように区画板31を均等に設けた場合
は、図19,20で説明した遮音壁10と等価である。
即ち、図19,20で説明した遮音壁10は区画壁は存
在しないが、各空気15の空気質量mに対する空気ばね
17のばね定数は全て等しくなり、図1(b)のように
区画壁31で区画し全ての空気層体積が等しい場合と等
価となっている。従って、図1(a)のように区画壁3
1で区画する空気層の大きさを異ならせた場合、空気層
体積が大きくなったものは空気ばねのばね定数が小さく
なったことに相当し、所定の振動系33aの共振周波数
は他の振動系33bの共振周波数に対して小さくなるの
である。
とその入射波は振動系33a,33bを介して他方に透
過される。この時、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。従っ
て、大小の共振周波数を有する振動系33a,33bを
設けているこの実施例では振動系33aの小さい方の共
振周波数を越えると透過波の位相が180度ずれる。そ
して、遮音を目的とする音の周波数が大小の共振周波数
の間の周波数帯域に存在するよう共振系と形成している
ため、大きな共振周波数を有する振動系33bの透過波
は位相のずれがない。従って両振動系33a,33bを
透過した騒音は互いに打ち消し合い、この周波数帯域に
おいて遮音効果をもたせることができる。又、通気に関
しては遮音壁21の一方から開口部27a,27b,2
9a,29bを介して空気が通り、十分な通気性をもた
せることができる。
(b)と比較すると明らかなように、装置の小型化を図
ることができるのである。即ち、図1(b)は区画壁3
1を有するものの、その区画壁31が全開口部11a,
11bに対して等間隔となっており、図19,20の遮
音板11,13間に区画壁が存在しないものと等価とな
っている。この図1(b)に対して、図1(a)の場合
は区画壁31が開口部29a,29b側に寄せられてい
るため、図1(b)と比較した場合に区画壁31が開口
部27a,27bから遠ざかる状態となっている。従っ
て、開口部27a,27bにおいて遮音板23,25間
の空気層の空気質量は相対的に大きなものとなり、その
空気ばね37aのばね定数を小さくすることができる。
このため、振動系33aの共振周波数は小さくなる。こ
のことは図1(b)のものと同じ大きさで考えた場合に
は、より低い周波数から遮音効果を持つことになり、逆
に同じ周波数から遮音効果をもたせることを考えた場合
には、厚さを大きくして空気室の体積を確保してばね定
数kを小さくする必要がなくなるため、図1(b)に比
較して図1(a)のものはより小型化を図ることが可能
となるのである。
例において、上記実施例と同一構成部分には、同符号付
して説明し重複した説明を省略する。
ダーカバー5に適用したものである。即ち、エンジンル
ーム3の下部にアンダーカバー5が設けられ、その後方
側に遮音壁39が一体に設けられている。この第2実施
例の遮音壁39の具体的構成は図4,図5のようになっ
ている。
27b,29a,29bのうち所定の開口部27a,2
7bの空気35の空気質量mと遮音板23,25間の空
気層のばね定数kの空気ばね37とで2自由度の振動系
33aを構成している。又、前記振動系33aを構成す
る開口部27a,27b以外の開口部29a,29bを
筒部41で連通させている。筒部41は対向する遮音板
23,25間に設けられ、開口部29a,29bと略同
一断面の内面を有している。従って、開口部29a,2
9bと筒部41とで構成される振動系は、開口部29
a,29bから筒部41にかけての空気43全体が空気
質量Mとして働き、1自由度の振動系45を構成してい
る。この1自由度の振動系45は共振点を持たず、入射
波と透過波とが常に同位相となる。一方、前記2自由度
の振動系33aは次式で示す共振周波数を持つ。
とする音の周波数よりも小さく設定されている。すなわ
ち自動車1のエンジン騒音の場合、その周波数帯域は1
〜2.5kHzであり、前記(1)式で示される共振周
波数は1kHz未満に設定してある。
から外部に漏れようとする騒音がアンダーカバー5に入
射すると、その入射波は1自由度の振動系45において
は同位相の透過波となって通過し、2自由度の振動系3
3aでは前記(1)式で示される共振周波数を越えるこ
とにより位相が180度ずれて透過する。従って、振動
系45と振動系33aとを通過した透過波が互いに逆位
相となって打ち消し合い、遮音効果を持つことができる
のである。特に、上記自動車1のエンジン騒音の場合、
その周波数帯域は1〜2.5kHzであるので上記
(1)式の共振周波数を1kHz未満に設定することに
より、アンダーカバー5の遮音壁39はエンジン騒音に
対して確実な遮音効果を持つことができるのである。
算結果である。この図6において、β1 は遮音壁39上
の全開口部27a,27b,29a,29bの数に対す
る筒部41で連結された開口部29a,29bの数の比
率を示している。そして、その比率を0から1まで変化
させ遮音壁39の透過損失を求めた。これによれば、β
1 =0.25,β1 =0.5,β1 =0.75などの場
合に透過損失が大きく遮音効果を得ていることが確認で
きた。
さらに開口部29a,29b寄りとなっているため、よ
り小型化を図ることができる。
29a,27b,29bのために通気性を確保すること
ができ、エンジンルーム3内の熱気を外部へ容易に逃が
すことができる。
て通気性を有し、且つ最低地上高からエンジンルーム3
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。尚、この実施例では主として1KHz以上
の周波数で遮音を行うことを示したが車両によって遮音
が必要な周波数は異なるため、これらに応じて穴の径を
変更したり、間隙を調整することでチューニングを行う
ことができる。又、当然2つの共振系を作るだけでなく
3つ4つと複数の系を作ることができるのはもちろんで
ある。
している。
部切欠斜視図を示し、図8は同断面図を示している。
2自由度の振動系49,51を設けている。これら振動
系49,51は共振周波数が異なるように設定されてい
る。即ち、振動系49の開口部53a,53bと振動系
51の開口部55a,55bとの大きさを異ならせてい
る。開口部53a,53bは開口部55a,55bより
も小さく、開口部53a,53bの空気57の空気質量
ma は開口部55a,55bの空気59の空気質量mb
よりも小さくma 〈mb となっている。又、遮音板2
3,25間の区画壁31も振動系51側に寄せられてお
り、振動系51において遮音板23,25間の空気層の
体積よりも振動系49における遮音板23,25間の空
気層の体積が大きく、両振動系49,51のばね定数は
ka 〈kbとなっている。従って、開口部53a,53
bの空気質量ma 及びばね定数kaの空気ばね37aか
らなる振動系49の共振周波数と、空気質量mb 及びば
ね定数kb の空気ばね37bからなる振動系51の共振
周波数とが異なり、2自由度の振動系が2種類できるこ
とになる。
波数であり周波数f3 が振動系51の共振周波数であ
る。そして周波数f2 を最小とし、周波数f3 を最大の
ものとして遮音を目的とする音の周波数が共振周波数f
2 ,f3 間の周波数帯域となるように設定している。例
えば、エンジン騒音の周波数帯域は前記のように1〜
2.5kHzであるため、前記最小の周波数f2 が1k
Hz未満であり、最大の周波数f3 が2.5kHzを上
回るように設定されている。
系51の透過波は逆位相となり互いに打ち消し合って遮
音効果を持つことができるのである。
果を示している。この図9において、β2 は振動系4
9,51双方の遮音板23,25間の空気層の体積の比
率を表わしている。即ち、図9ではβ2 を0.2,0.
3,0.4,0.5のように変化させている。いずれの
場合も、一定の周波数域で透過損失が増大しており、遮
音効果を持つことが確認できた。
様な作用効果を奏する他、遮音領域を特定することによ
り、より確実に遮音効果をもたせることができる。
る。
り、図11は同断面図である。この実施例は前記図4,
図5の第2実施例の変形例である。即ち、2自由度の振
動系59は開口部61a,61bを有しており、遮音板
23,25間に中間板63が設けられ、この中間板63
に中間開口部65を設けて3重構造としたものである。
中間開口部65の空気66の空気質量mc は開口部61
a,61bの空気質量mよりも小さく設定されている。
そして、遮音板23,25と中間板63との間の空気層
がそれぞればね定数kc の空気ばね67を構成してい
る。従って、この実施例での振動系59は3自由度振動
系を構成している。筒部41で連結された振動系45は
前記と同様1自由度の振動系を構成している。そして前
記3自由度の振動系59は、
〈f5 の関係にあり、共振周波数の最小と次に小さいも
のとの関係にある。そして、遮音を目的とする音の周波
数が前記共振周波数f4 ,f5 の間の周波数帯域となる
ように設定されている。例えば、エンジン騒音の周波数
帯1〜2.5kHzが周波数f4 とf5 との間になるよ
う設定されているのである。従って、エンジン騒音が遮
音壁57を透過するとき、振動系59において透過波が
逆位相となり遮音効果を持つ。
結果を示している。この実施例では遮音板23,25、
中間板63の全開口部に対する筒部41で連結された開
口部数の比率を変化させ、遮音壁57の透過損失を求め
た。即ち、特定の周波数領域において透過損失が増大
し、遮音効果を有することが確認できた。
果を奏するほか、このような透過損失の増大する周波数
を2つ設定することが可能であり、この2つの間の周波
数帯では大きな遮音結果を有する。より広い周波数帯で
大きな遮音効果が得られる。
る。
即ち、筒部41で連結されていない所定の開口部27
a,27bに遮音板23,25の対向側へ突出する延長
部69を設けたものである。この実施例では、所定の開
口部27a,27bの延長部69によって空気質量md
を大きくし、共振周波数の低下を図っている。又、遮音
板23,25間の距離Hを大きくすることもでき、空気
ばね37のばね定数kdを小さくして共振周波数の一層
の低下を図っている。従ってこの実施例でも、上記実施
例と同様の作用効果を奏するほか、より小型化を図るこ
とが可能となっている。
る。この実施例は第5実施例の変形例であり、遮音板2
3,25間の空気層に吸音材71を設けている。従っ
て、吸音材71も吸音作用を奏することができる。ま
た、開口部27a,27b,29a,29bには吸音材
を設けていないため、通気性を損なうことはない。
の作用効果を奏するほか遮音性能を更に向上させること
ができる。
明によれば、遮音板に設けた開口部の空気質量と遮音板
間の空気層の空気ばねとでなる振動系により入射音の位
相を180度ずらして、逆位相の透過音を作り出し、透
過音相互が打ち消し合うことによって、遮音効果をもた
せることができる。従って、遮音板間の高さを高くする
必要もなく全体の小型化を図ることができる。しかも開
口部を有しているため、通気性を損なうこともない。従
って、自動車のアンダーカバーなどとして用いる場合
に、極めて有利な遮音壁構造となる。
の効果に加え、遮音板間に設けた区画壁で複数種類の振
動系を構成し、それぞれの透過波の位相をずらすことが
でき、極めて簡単な構造で達成することができる。
求項2の発明の効果に加え、遮音を目的とする周波数が
共振周波数の最小と最大との間の周波数帯域に存在する
よう共振周波数を設定したため、遮音を目的とする音の
周波数が一定周波数帯域のものである場合に、極めて有
利な構造となる。
部に対して空気質量と空気ばねとでなる振動系が透過波
の位相をずらせるから、同様に遮音効果を奏することが
できる。しかも筒部で連通された開口部によって、通気
性をより向上させることができる。
の効果に加え、振動系の共振周波数を遮音を目的とする
音の主周波数をよりも小さくしたため、遮音を目的とす
る音の主周波数が共振周波数を越えた時点で位相が18
0度ずれ、確実な遮音効果を奏することができる。
に加え、振動系の共振周波数が最小と次に小さいものと
をもち、この周波数帯域に遮音を目的とする音の周波数
が入るように設定するため、確実な遮音を行うことがで
きる。
の発明の効果に加え、遮音壁構造を自動車のエンジンル
ームのアンダーカバーに適用することができ、自動車の
最低地上高とエンジンルーム内部品との間に無理無く納
めることができ、しかも通気性を保持しながら遮音を行
うことができる。
項7の発明の効果に加え、遮音板の対向側へ突出する延
長部を開口部に設けることによって、開口部での空気質
量を増加させることができ、より低い周波数から遮音を
行うことができ、より小型化も可能である。
8の発明の効果に加え、吸音材によって吸音を行うこと
ができ、更に確実な遮音と小型化を図ることができる。
図、(b)は図18と等価な断面図である。
る。
ある。
ある。
である。
である。
ある。
遮音効果を発揮しうる遮音壁構造に関する。
ては例えば図15,図16に示すものがある。この自動
車1はエンジンルーム3の下部にアンダーカバー5を取
付けたものである。アンダーカバー5は、自動車1下部
の空力特性を向上させ、またエンジンルーム3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3から車外に放射される騒音を抑制
する遮音壁としての機能を有している。そしてこのアン
ダーカバー5の遮音壁としての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5の
面積を大きくするほどエンジンルーム3の下部が密閉さ
れることになり、エンジンルーム3内の空気温度が上昇
する。このためエンジンルーム3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。このよ
うにエンジンルーム3のアンダーカバー5の設置に当た
っては、騒音抑制という側面だけでなく熱的な側面も考
慮しなければならない。
うなものがある(特開昭60−85043号公報参
照)。即ち、この従来例では自動車1におけるエンジン
ルーム3の下部開口部にアンダーカバーに代えて騒音制
御部材7を設けている。この騒音制御部材7は多数の中
空管路9を有したものである。そしてこの中空管路9は
騒音制御部材7の中央部から周辺部に渡って管路長が短
くなるように配列されている。この構造によりエンジン
ルーム3から放射される音の位相を中空管路9の管路長
の相違によってずらし、互いに打ち消し合うことにより
遮音効果を持たせるものである。従って、この従来例で
は騒音制御部材7によって遮音を図ることができると共
に、中空管路9を介してエンジンルーム3内の熱を外部
に逃がすことができ、エンジンルーム3内の空気温度を
下げることができる。
アンダーカバーなどとして自動車に搭載しようとする場
合にはその大きさが問題となる。すなわちエンジンルー
ム3におけるアンダーカバー5の場合、エンジンなどの
エンジンルーム内部品と路面との間に設置されるため最
低地上高について考慮しなければならない。実際にアン
ダーカバー5の設置できる空間は最低地上高からエンジ
ンルーム内部品までの空間ということになる。従ってア
ンダーカバーは、その大きさ特に厚さの制約を受けるこ
とになる。前記のように図18の騒音制御部材7は音の
通る経路長、すなわち中空管路9の長さの差による位相
差により透過音相互が打ち消し合い遮音を図る構成であ
るため、遮音効果を得るためには中空管路9の経路長差
を半波長分作らなければならない。このため、車外騒音
で問題となるような比較的波長の長い周波数に対し遮音
効果をもたせようとした場合には、中空管路9の経路長
差を長くとらなければならずエンジンルーム3のアンダ
ーカバーとして用いるには厚くなりすぎるという問題が
あった。
て、本願出願人は図19,図20に示すようなものを既
に出願している(特願平5−57196号)。即ち、こ
の遮音壁10は間隔を置いて対向する少なくとも2枚の
遮音板11,13を備え、各遮音板11,13には互い
に対向する開口部11a,13aが設けられている。そ
して開口部11a,13aに存在する空気15を空気質
量mとし、遮音板11,13間に存在する空気をばね定
数kの空気ばね17とし、前記空気質量mと空気ばね1
7とによって2自由度振動系を構成している。
以上で振動伝播率が1より下回り、防振領域に入る。こ
のようなメカニズムを利用して、図19のような遮音壁
構造により遮音効果を得ることができるのである。従っ
て、図17,図18のように長い経路長差を取る必要も
なく、遮音板11,13間の間隔を小さくし、アンダー
カバーとして有利な薄い遮音壁10を得ることができ
る。
を低い周波数からもたせるためには、空気質量mと空気
ばね17とからなる振動系の共振周波数をより小さくし
なければならない。このためには遮音板11,13間の
距離を大きくして空気ばね17のばね定数kを下げ、あ
るいは遮音板11の板厚を厚くして開口部11a,13
aに存在する空気15の質量mの増加を図り、さらには
開口率を小さくしなければならなかった。しかし、遮音
板11,13の距離増、板厚増などの場合には遮音壁1
0の薄形化に限界を招き、また開口率を小さくする場合
には通気性が犠牲になるという問題があった。
構造でありながら、より薄く小型化が可能な遮音壁構造
の提供を目的とする。
に、請求項1の発明は、間隔を置いて対向する少なくと
も2枚の遮音板と、前記各遮音板に貫通して設けられ、
互いに対向する開口部とを有し、前記開口部の空気質量
と前記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる振動系を備
え、前記振動系を、共振周波数の異なる複数種類設けた
ことを特徴とする。
構造であって、前記複数種類の振動系は、前記遮音板間
に設けられ、所定の振動系を他の振動系から区画する区
画壁で形成することを特徴とする。
記載の遮音構造であって、前記複数種類の共振周波数
は、遮音を目的とする音の主周波数が、前記共振周波数
の最小と最大との間の周波数帯域に存在するように設定
されていることを特徴とする。請求項4の発明は、間隔
を置いて対向する少なくとも2枚の遮音板と、前記各遮
音板に貫通して設けられ、それぞれ互いに対向する複数
の開口部を有し、前記各複数の開口部の内、所定の開口
部の空気質量と前記遮音板間の空気層の空気ばねとでな
る振動系を備え、前記振動系を構成する開口部以外の開
口部を、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せたことを特徴とする。
造であって、前記開口部の空気質量と遮音板間の空気層
の空気ばねとでなる振動系の共振周波数を、遮音を目的
とする音の主周波数よりも小さくしたことを特徴とす
る。
構造であって、前記振動系は、複数の共振周波数を持
ち、前記共振周波数を、遮音を目的とする音の主周波数
が当該共振周波数の最小と次に小さいものとの間の周波
数帯域となるよう設定したことを特徴とする。
載の遮音壁構造であって、前記遮音板は、自動車のエン
ジンルームのアンダーカバーであることを特徴とする。
載の遮音壁構造であって、前記開口部に、遮音板の対向
側へ突出する延長部を設けたことを特徴とする。
載の遮音壁構造であって、前記遮音板間に、吸音材を設
けたことを特徴とする。
2記載の遮音構造であって、前記複数種類の共振周波数
は、遮音を目的とする音の主周波数が、前記共振周波数
の最小と次に小さいものとの間の周波数帯域に存在する
ように設定されていることを特徴とする。
有して対向する遮音板は、開口部の空気が空気質量とな
り遮音板間の空気層が空気ばねとして作用する。従っ
て、一対の空気質量が空気ばねを介して接続された構成
となり2自由度振動系を構成する。ここでこの振動系の
一方から音が入射すると、この入射波は振動系を介して
他方に透過される。この時、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。従って、振動系として共振周波数が異なる複数種類
を設けていると各異なる振動系から透過波の位相が18
0度ずれた周波数をつくることができ、これによって透
過波相互が打ち消し合うことになる。また、開口部を介
して遮音板の一方側から他方側へ通気させることができ
る。
用に加えて共振周波数の異なる振動系を遮音板間に設け
た区画壁によって形成することができる。
2の発明の作用に加え、遮音を目的とする音の周波数が
最小の共振周波数を越えると透過波の位相が180度反
転する。従って、最大・最小共振周波数の振動系におけ
る透過波の位相が180度ずれており、透過波相互で音
を打ち消すことができる。
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。従って、この部分を通過
した透過波は入射波との位相のずれはない。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
がずれる。従って、両透過波は相互に打ち消し合うこと
ができる。
用に加え、空気質量と空気ばねとでなる振動系の共振周
波数が遮音を目的とする音の周波数よりも小さいため、
入射波を180度位相をずらして透過させることができ
る。
用に加え、遮音を目的とする音の周波数が振動系の共振
周波数の最小と次に小さいものとの間の周波数帯域とな
っているので、最小の共振周波数の部分を通過した透過
波は位相が180度ずれ、それ以外の部分を通過した透
過波と相互に打ち消し合うことができる。
のエンジンルームのアンダーカバーとすることができ
る。
向側へ突出する延長部を設けたので当該開口部の空気質
量を大きくし、共振周波数を小さくすることができる。
音材によっても吸音することができる。
請求項2の発明の効果に加え、遮音を目的とする周波数
が共振周波数の最小と次に小さいものとの間の周波数帯
域に存在するよう共振周波数を設定したため、最小の共
振周波数の部分を通過した透過波は位相が180度ず
れ、それ以外の部分を通過した透過波と相互に打ち消し
合うことができる。
る遮音壁構造を適用した遮音壁21の概略断面図を示し
ている。この遮音壁21は間隔を置いて対向する2枚の
遮音板23,25を有している。尚、遮音板23,25
は少なくても2枚有していればよく、更に数を増やすこ
とも可能である。
る開口部27a,27b,29a,29bが貫通して設
けられ、それぞれ複数備えられている。前記遮音板2
3,25間には、区画壁31が設けられている。従っ
て、複数の振動系33a,33bが設けられ、区画壁3
1は所定の振動系33aを他の振動系33bから区画す
る構成となっている。
の空気35の質量mと区画壁31で囲まれた遮音板2
3,25間の空気層で構成される空気ばね37aとから
なっている。他の振動系33bは同様に開口部29a,
29bの空気35の空気質量mと空気ばね37bとで構
成されている。空気ばね37aのばね定数k1 と空気ば
ね37bのばね定数k2 とは区画壁31で区画された遮
音板23,25間の空気層体積の相違により、k1 〈k
2 の関係にある。従って、振動系33a,33bを、共
振周波数の異なる複数種類設けた構成となっている。そ
して、振動系33a,33bの複数種類の共振周波数
は、遮音を目的とする音の周波数が共振周波数の最小と
最大との間の周波数帯域に存在するように設定してい
る。
図1(b)の先願等で示された振動系と比較して説明す
る。
し、遮音板11,13間の区画壁31を均等に設けたも
のである。このように区画板31を均等に設けた場合
は、図19,20で説明した遮音壁10と等価である。
即ち、図19,20で説明した遮音壁10は区画壁は存
在しないが、各空気15の空気質量mに対する空気ばね
17のばね定数は全て等しくなり、図1(b)のように
区画壁31で区画し全ての空気層体積が等しい場合と等
価となっている。従って、図1(a)のように区画壁3
1で区画する空気層の大きさを異ならせた場合、空気層
体積が大きくなったものは空気ばねのばね定数が小さく
なったことに相当し、所定の振動系33aの共振周波数
は他の振動系33bの共振周波数に対して小さくなるの
である。
とその入射波は振動系33a,33bを介して他方に透
過される。この時、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。従っ
て、大小の共振周波数を有する振動系33a,33bを
設けているこの実施例では振動系33aの小さい方の共
振周波数を越えると透過波の位相が180度ずれる。そ
して、遮音を目的とする音の周波数が大小の共振周波数
の間の周波数帯域に存在するよう共振系と形成している
ため、大きな共振周波数を有する振動系33bの透過波
は位相のずれがない。従って両振動系33a,33bを
透過した騒音は互いに打ち消し合い、この周波数帯域に
おいて遮音効果をもたせることができる。又、通気に関
しては遮音壁21の一方から開口部27a,27b,2
9a,29bを介して空気が通り、十分な通気性をもた
せることができる。
(b)と比較すると明らかなように、装置の小型化を図
ることができるのである。即ち、図1(b)は区画壁3
1を有するものの、その区画壁31が全開口部11a,
11bに対して等間隔となっており、図19,20の遮
音板11,13間に区画壁が存在しないものと等価とな
っている。この図1(b)に対して、図1(a)の場合
は区画壁31が開口部29a,29b側に寄せられてい
るため、図1(b)と比較した場合に区画壁31が開口
部27a,27bから遠ざかる状態となっている。従っ
て、開口部27a,27bにおいて遮音板23,25間
の空気層の空気質量は相対的に大きなものとなり、その
空気ばね37aのばね定数を小さくすることができる。
このため、振動系33aの共振周波数は小さくなる。こ
のことは図1(b)のものと同じ大きさで考えた場合に
は、より低い周波数から遮音効果を持つことになり、逆
に同じ周波数から遮音効果をもたせることを考えた場合
には、厚さを大きくして空気室の体積を確保してばね定
数kを小さくする必要がなくなるため、図1(b)に比
較して図1(a)のものはより小型化を図ることが可能
となるのである。
例において、上記実施例と同一構成部分には、同符号付
して説明し重複した説明を省略する。
ダーカバー5に適用したものである。即ち、エンジンル
ーム3の下部にアンダーカバー5が設けられ、その後方
側に遮音壁39が一体に設けられている。この第2実施
例の遮音壁39の具体的構成は図4,図5のようになっ
ている。
27b,29a,29bのうち所定の開口部27a,2
7bの空気35の空気質量mと遮音板23,25間の空
気層のばね定数kの空気ばね37とで2自由度の振動系
33aを構成している。又、前記振動系33aを構成す
る開口部27a,27b以外の開口部29a,29bを
筒部41で連通させている。筒部41は対向する遮音板
23,25間に設けられ、開口部29a,29bと略同
一断面の内面を有している。従って、開口部29a,2
9bと筒部41とで構成される振動系は、開口部29
a,29bから筒部41にかけての空気43全体が空気
質量Mとして働き、1自由度の振動系45を構成してい
る。この1自由度の振動系45は共振点を持たず、入射
波と透過波とが常に同位相となる。一方、前記2自由度
の振動系33aは次式で示す共振周波数を持つ。
とする音の周波数よりも小さく設定されている。すなわ
ち自動車1のエンジン騒音の場合、その周波数帯域は1
〜2.5kHzであり、前記(1)式で示される共振周
波数は1kHz未満に設定してある。
から外部に漏れようとする騒音がアンダーカバー5に入
射すると、その入射波は1自由度の振動系45において
は同位相の透過波となって通過し、2自由度の振動系3
3aでは前記(1)式で示される共振周波数を越えるこ
とにより位相が180度ずれて透過する。従って、振動
系45と振動系33aとを通過した透過波が互いに逆位
相となって打ち消し合い、遮音効果を持つことができる
のである。特に、上記自動車1のエンジン騒音の場合、
その周波数帯域は1〜2.5kHzであるので上記
(1)式の共振周波数を1kHz未満に設定することに
より、アンダーカバー5の遮音壁39はエンジン騒音に
対して確実な遮音効果を持つことができるのである。
算結果である。この図6において、β1 は遮音壁39上
の全開口部27a,27b,29a,29bの数に対す
る筒部41で連結された開口部29a,29bの数の比
率を示している。そして、その比率を0から1まで変化
させ遮音壁39の透過損失を求めた。これによれば、β
1 =0.25,β1 =0.5,β1 =0.75などの場
合に透過損失が大きく遮音効果を得ていることが確認で
きた。
さらに開口部29a,29b寄りとなっているため、よ
り小型化を図ることができる。
29a,27b,29bのために通気性を確保すること
ができ、エンジンルーム3内の熱気を外部へ容易に逃が
すことができる。
て通気性を有し、且つ最低地上高からエンジンルーム3
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。尚、この実施例では主として1KHz以上
の周波数で遮音を行うことを示したが車両によって遮音
が必要な周波数は異なるため、これらに応じて穴の径を
変更したり、間隙を調整することでチューニングを行う
ことができる。又、当然2つの共振系を作るだけでなく
3つ4つと複数の系を作ることができるのはもちろんで
ある。
している。
部切欠斜視図を示し、図8は同断面図を示している。
2自由度の振動系49,51を設けている。これら振動
系49,51は共振周波数が異なるように設定されてい
る。即ち、振動系49の開口部53a,53bと振動系
51の開口部55a,55bとの大きさを異ならせてい
る。開口部53a,53bは開口部55a,55bより
も小さく、開口部53a,53bの空気57の空気質量
ma は開口部55a,55bの空気59の空気質量mb
よりも小さくma 〈mb となっている。又、遮音板2
3,25間の区画壁31も振動系51側に寄せられてお
り、振動系51において遮音板23,25間の空気層の
体積よりも振動系49における遮音板23,25間の空
気層の体積が大きく、両振動系49,51のばね定数は
ka 〈kbとなっている。従って、開口部53a,53
bの空気質量ma 及びばね定数kaの空気ばね37aか
らなる振動系49の共振周波数と、空気質量mb 及びば
ね定数kb の空気ばね37bからなる振動系51の共振
周波数とが異なり、2自由度の振動系が2種類できるこ
とになる。
波数であり周波数f3 が振動系51の共振周波数であ
る。そして周波数f2 を最小とし、周波数f3 を最大の
ものとして遮音を目的とする音の周波数が共振周波数f
2 ,f3 間の周波数帯域となるように設定している。例
えば、エンジン騒音の周波数帯域は前記のように1〜
2.5kHzであるため、前記最小の周波数f2 が1k
Hz未満であり、最大の周波数f3 が2.5kHzを上
回るように設定されている。
系51の透過波は逆位相となり互いに打ち消し合って遮
音効果を持つことができるのである。
果を示している。この図9において、β2 は振動系4
9,51双方の遮音板23,25間の空気層の体積の比
率を表わしている。即ち、図9ではβ2 を0.2,0.
3,0.4,0.5のように変化させている。いずれの
場合も、一定の周波数域で透過損失が増大しており、遮
音効果を持つことが確認できた。
様な作用効果を奏する他、遮音領域を特定することによ
り、より確実に遮音効果をもたせることができる。
る。
り、図11は同断面図である。この実施例は前記図4,
図5の第2実施例の変形例である。即ち、3自由度の振
動系59は開口部61a,61bを有しており、遮音板
23,25間に中間板63が設けられ、この中間板63
に中間開口部65を設けて3重構造としたものである。
中間開口部65の空気66の空気質量mc は開口部61
a,61bの空気質量mよりも小さく設定されている。
そして、遮音板23,25と中間板63との間の空気層
がそれぞればね定数kc の空気ばね67を構成してい
る。従って、この実施例での振動系59は3自由度振動
系を構成している。筒部41で連結された振動系45は
前記と同様1自由度の振動系を構成している。そして前
記3自由度の振動系59は、
〈f5 の関係にあり、共振周波数の最小と次に小さいも
のとの関係にある。そして、遮音を目的とする音の周波
数が前記共振周波数f4 ,f5 の間の周波数帯域となる
ように設定されている。例えば、エンジン騒音の周波数
帯1〜2.5kHzが周波数f4 とf5 との間になるよ
う設定されているのである。従って、エンジン騒音が遮
音壁57を透過するとき、振動系59において透過波が
逆位相となり遮音効果を持つ。
結果を示している。この実施例では遮音板23,25、
中間板63の全開口部に対する筒部41で連結された開
口部数の比率を変化させ、遮音壁57の透過損失を求め
た。即ち、特定の周波数領域において透過損失が増大
し、遮音効果を有することが確認できた。
果を奏するほか、このような透過損失の増大する周波数
を2つ設定することが可能であり、この2つの間の周波
数帯では大きな遮音結果を有する。より広い周波数帯で
大きな遮音効果が得られる。図13は第5実施例の断面
図を示している。
即ち、筒部41で連結されていない所定の開口部27
a,27bに遮音板23,25の対向側へ突出する延長
部69を設けたものである。この実施例では、所定の開
口部27a,27bの延長部69によって空気質量md
を大きくし、共振周波数の低下を図っている。又、遮音
板23,25間の距離Hを大きくすることもでき、空気
ばね37のばね定数kdを小さくして共振周波数の一層
の低下を図っている。従ってこの実施例でも、上記実施
例と同様の作用効果を奏するほか、より小型化を図るこ
とが可能となっている。
る。この実施例は第5実施例の変形例であり、遮音板2
3,25間の空気層に吸音材71を設けている。従っ
て、吸音材71も吸音作用を奏することができる。ま
た、開口部27a,27b,29a,29bには吸音材
を設けていないため、通気性を損なうことはない。
の作用効果を奏するほか遮音性能を更に向上させること
ができる。
明によれば、遮音板に設けた開口部の空気質量と遮音板
間の空気層の空気ばねとでなる振動系により入射音の位
相を180度ずらして、逆位相の透過音を作り出し、透
過音相互が打ち消し合うことによって、遮音効果をもた
せることができる。従って、遮音板間の高さを高くする
必要もなく全体の小型化を図ることができる。しかも開
口部を有しているため、通気性を損なうこともない。従
って、自動車のアンダーカバーなどとして用いる場合
に、極めて有利な遮音壁構造となる。
の効果に加え、遮音板間に設けた区画壁で複数種類の振
動系を構成し、それぞれの透過波の位相をずらすことが
でき、極めて簡単な構造で達成することができる。
求項2の発明の効果に加え、遮音を目的とする周波数が
共振周波数の最小と最大との間の周波数帯域に存在する
よう共振周波数を設定したため、遮音を目的とする音の
周波数が一定周波数帯域のものである場合に、極めて有
利な構造となる。
部に対して空気質量と空気ばねとでなる振動系が透過波
の位相をずらせるから、同様に遮音効果を奏することが
できる。しかも筒部で連通された開口部によって、通気
性をより向上させることができる。
の効果に加え、振動系の共振周波数を遮音を目的とする
音の主周波数をよりも小さくしたため、遮音を目的とす
る音の主周波数が共振周波数を越えた時点で位相が18
0度ずれ、確実な遮音効果を奏することができる。
に加え、振動系の共振周波数が最小と次に小さいものと
をもち、この周波数帯域に遮音を目的とする音の周波数
が入るように設定するため、確実な遮音を行うことがで
きる。
の発明の効果に加え、遮音壁構造を自動車のエンジンル
ームのアンダーカバーに適用することができ、自動車の
最低地上高とエンジンルーム内部品との間に無理無く納
めることができ、しかも通気性を保持しながら遮音を行
うことができる。
項7の発明の効果に加え、遮音板の対向側へ突出する延
長部を開口部に設けることによって、開口部での空気質
量を増加させることができ、より低い周波数から遮音を
行うことができ、より小型化も可能である。
8の発明の効果に加え、吸音材によって吸音を行うこと
ができ、更に確実な遮音と小型化を図ることができる。
請求項2の発明の効果に加え、振動系の共振周波数が最
小と次に小さいものとをもち、この周波数帯域に遮音を
目的とする音の周波数が入るように設定するため、確実
な遮音を行うことができる。
とする音の周波数よりも小さく設定されている。すなわ
ち自動車1のエンジン騒音の場合、その周波数帯域は1
〜2.5kHzであり、前記(1)式で示される共振周
波数は1kHz未満に設定してある。
波数であり周波数f3 が振動系51の共振周波数であ
る。そして周波数f2 を最小とし、周波数f3 を最大の
ものとして遮音を目的とする音の周波数が共振周波数f
2 ,f3 間の周波数帯域となるように設定している。例
えば、エンジン騒音の周波数帯域は前記のように1〜
2.5kHzであるため、前記最小の周波数f2 が1k
Hz未満であり、最大の周波数f3 が2.5kHzを上
回るように設定されている。
り、図11は同断面図である。この実施例は前記図4,
図5の第2実施例の変形例である。即ち、3自由度の振
動系59は開口部61a,61bを有しており、遮音板
23,25間に中間板63が設けられ、この中間板63
に中間開口部65を設けて3重構造としたものである。
中間開口部65の空気66の空気質量mc は開口部61
a,61bの空気質量mよりも小さく設定されている。
そして、遮音板23,25と中間板63との間の空気層
がそれぞればね定数kc の空気ばね67を構成してい
る。従って、この実施例での振動系59は3自由度振動
系を構成している。筒部41で連結された振動系45は
前記と同様1自由度の振動系を構成している。そして前
記3自由度の振動系59は、
Claims (9)
- 【請求項1】 間隔を置いて対向する少なくとも2枚の
遮音板と、 前記各遮音板に貫通して設けられ、互いに対向する開口
部とを有し、 前記開口部の空気質量と前記遮音板間の空気層の空気ば
ねとでなる振動系を備え、 前記振動系を、共振周波数の異なる複数種類設けたこと
を特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項2】 請求項1記載の遮音壁構造であって、 前記複数種類の振動系は、前記遮音板間に設けられ、所
定の振動系を他の振動系から区画する区画壁で形成する
ことを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項3】 請求項1又は請求項2記載の遮音構造で
あって、 前記複数種類の共振周波数は、遮音を目的とする音の主
周波数が、前記共振周波数の最小と最大との間の周波数
帯域に存在するように設定されていることを特徴とする
遮音壁構造。 - 【請求項4】 間隔を置いて対向する少なくとも2枚の
遮音板と、 前記各遮音板に貫通して設けられ、それぞれ互いに対向
する複数の開口部とを有し、 前記各複数の開口部の内、所定の開口部の空気質量と前
記遮音板間の空気層の空気ばねとでなる振動系を備え、 前記振動系を構成する開口部以外の開口部を、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
により連通させたことを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項5】 請求項4記載の遮音壁構造であって、 前記開口部の空気質量と遮音板間の空気層の空気ばねと
でなる振動系の共振周波数を、遮音を目的とする音の主
周波数よりも小さくしたことを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項6】 請求項4記載の遮音構造であって、 前記振動系は、共振周波数が異なるよう複数種類設けら
れ、 前記共振周波数を、遮音を目的とする音の主周波数が当
該共振周波数の最小と次に小さいものとの間の周波数帯
域となるよう設定したことを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項7】 請求項1、又は請求項2、又は請求項
3、又は請求項4、又は請求項5、又は請求項6記載の
遮音壁構造であって、 前記遮音板は、自動車のエンジンルームのアンダーカバ
ーの一部又は全体であることを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項8】 請求項1、又は請求項2、又は請求項
3、又は請求項4、又は請求項5、又は請求項6、又は
請求項7記載の遮音壁構造であって、 前記開口部に、遮音板の対向側へ突出する延長部を設け
たことを特徴とする遮音壁構造。 - 【請求項9】 請求項1又は請求項2、又は請求項3、
又は請求項4、又は請求項5、又は請求項6、又は請求
項7、又は請求項8記載の遮音壁構造であって、 前記遮音板間の空気層内に、吸音材を設けたことを特徴
とする遮音壁構造。
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