NO833509L - Akustisk anordning. - Google Patents

Description

Den foreliggende oppfinnelse vedrører en akustisk anordning

for demping av lyd og av det.slag som omfatter et av skive-materiale dannet element, som gjennom lyd kan settes i en på tvers av dettes geometriske utbredelse, rettet svingningsbevegelse og som danner i det minste et parti av begrensningsveggene i et kammer.

Grunnleggende for akustiske anordninger for lyddempningsformål er at de skal kunne absorbere lyd til en viss grad og dermed korrigere et roms akustikk samt kunne dempe forekommende støy og kunne adskille og isolere en lydkilde fra omgivelsene.

Lyd er en bølgebevegelse i et medium, hvilken bølgebevegelse brer seg ut med en hastighet som er avhengig av beskaffenheten av det medium gjennom hvilket lyden transporteres. Mediet kan være en gass, en væske eller et fast legeme. I luft med normalt atmosfæretrykk og temperatur omkring 20°C er lydhastigheten

-1

ca. 344 ms . Hastigheten er imidlertid større ved utbredelse i et fast legeme med mindre indre dempning, og minsker, når dempningen er høy.. Lydenergien opptrer som en forstyrrelse i mediet, og setter mediets partikler i svingning omkring en likevektstilling. Når partiklene svinger i.samme retning som lydbølgen utbrer seg i, opptrer lydenergien som en longitudinal-bølge. I et av luft bestående.medium er dette den eneste utbredelse som kan forekomme, dvs. lydenergien flyter i mediet i samme retning som bølgen. I faste media kan endog komplekse typer av bølgeformer forekomme, dvs. lydenergien.kan endre retning og flyte perpendikulært mot utbredelsesretningen til bølgen. Bølgelengden.bestemmes av den minste avstand mellom nærliggende partikler i mediet med samme bevegelsesretning og fase. Bølgens frekvens oppnås fra forholdet mellom utbredelses-hastigheten i mediet, svingningens intervall og antall svingninger pr, tidsenhet. Lyden påvirkes av hinder i dens utbredelsesretning. Den spesifikke frekvens til lyden bestemmer graden av påvirkning. Er frekvensen lav (lange bølger) og hinderets flate liten i forhold til bølgelengden, så blir påvirkningen nær forsvinnbar. Er frekvensen høy (korte bølger)

og den hindrende flate sammenlignbar med bølgelengden, så opphører i det nærmeste bølgeutbredelsen, og lyden må endre retning. Hvis den hindrende flate er helt reflekterende ved denne frekvens, kastes lyden tilbake mot lydkilden. Hvis lyden kan trenge inn i den hindrende flate, så opptar den hindrende gjenstand en viss del av den innkommende lydenergi, som derved absorberes og transmitteres, mens den resterende lydenergi reflekteres mot lydkilden. Finnes det intet hinder for lydbølgen i dens utbredelsesretning, oppnås såkalt fri lydutbredelse.

Det er således dels graden av proporsjonalt hinder for lyd-bølgen fra en lydkilde, dels den kvantitative fordeling mellom frekvensavhengig utbredelsesbegrensning, absorpsjon, trans-misjon og tilbakerefleksjon, som bestemmer kvalitet og akustisk lydreduksjon for en gitt akustisk anordning, samt hvordan anordningen anvendes i forhold til lydkilden i et gitt rom. Ved akustisk å hindre lyden fra å stråle ut fra en lydkilde, dvs. gjennom avskjerming, kan en viss grad av lydreduksjon i omgivelsene oppnås. Den lyd som opptrer ved lydkilden derimot blir kun ubetydelig redusert, eller blir akustisk forsterket gjennom forekomsten av lydavskjermingen, når denne reflekterer lyden tilbake ved visse frekvenser, for hvilke inntrengning i.avskjermingsflaten er liten.

Den del av lyden fra lydkilden som ikke er absorbert av en avskjermende anordning ifølge det ovenstående, vil vandre gjennom luften inntil den når en fast rombegrensningsvegg. Er denne vegg helt reflekterende, så kommer lyden til å vende tilbake mot lydkilden og mot den motstående rombegrensningsvegg samt mot andre vegger i forhold til lydbølgens innfalls-vinkel. Forutsatt at rombegrensningsveggens flate forblir fast når den påvirkes av lydbølgens bevegelsesenergi, går partikkelhastigheten i lydbølgen mot null i en viss avstand fra begrensningsflaten for å nå null ved flaten. Er bølgens partikkelbevegelse sinusformet, så er partikkelhastigheten maksimal på en kvart bølgelengdes avstand fra begrensnings flaten. Er flaten ikke fast, dvs. svinger som funksjon av den innkommende lydbølges energi, opptrer veggens flate som en alternativ med- og motsatt rettet lydkilde, hvorfor nullpunktets stilling blir fysisk ubestemt og frekvensrelatert.

Er rombegrensningsveggen.ikke akustisk udempet, så kommer en viss innfallende lydenergi til å bli absorbert, transmittert og reflektert. Ved å. bekle veggens flate med hensiktsmessig-akustisk anordning for absorpsjon av lyd, kan veggens absorpsjonsevne økes betydelig. Dermed forhindres lyden å vende tilbake mot lydkilden og rommets øvrige begrensnings-flater. Når ingen lyd reflekteres tilbake i noen retning fra en viss flate ved en viss frekvens, er 100% absorpsjon oppnådd, dvs. hvis flaten fysisk utgjør 1 m 2, så er også absorpsjonen 1 m 2. Dermed kan et mål på middelabsorpsjonen for et rom med en viss overflate defineres som forholdet mellom rommets totale absorpsjon og overflate. For å oppnå 100% absorpsjon i et rom ved en viss frekvens, så må rommets hele overflate være bekledd med absorberende materiale, som med-fører at all lydenergi absorberes ved overflaten -.100% absorpsjon for overflaten. I et rom, som er akustisk behandlet slik at absorpsjonen totalt går opp.til 100% for en viss frekvens, halveres lyden med hver fordobling av avstanden fra lydkilden. Stenges lydkilden plutselig, så opphører lyden umiddelbart, dvs..etterklangstiden for .rommet når null, ettersom det ikke kan bygges opp et reflektert lydtrykk. I et rom med absorpsjon hull oppnås analogt en uendelig lang tid før lyden opphører - etterklangtiden blir uendelig. I praksis blir etterklangtiden lengre jo større et rom er, og det bør herske et visst forhold mellom rommets totale absorpsjon og dets volum for å oppnå et akustisk akseptabelt miljø. Ved å måle for-skjellen mellom den etterklangstid et rom har før akustisk behandling og den som oppnås etter at rommet er. forsynt med tilleggsabsorpsjon, kan middelabsorpsjonen for rommet bestemmes og bedømmelse skje om hvorvidt rommets akustiske miljø er tilfredsstillende med hensyn til rommets volum og anvendelse. Optimal akustisk dempning gjennom absorpsjon kan anses som opp nådd når rommets etterklangstid er lik for alle frekvenser av lyden.

Rommets grunnakustikk bestemmes av en rekke faktorer. Dets geometriske form og forhold mellom de forskjellige begrensnings-flatenes beskaffenhet med hensyn til form, mekanisk stabilitet og egenabsorpsjon har stor betydning for hvordan et frembragt lydspektrum opptrer i rommet. Prinsipielt bestemmes forholdet mellom lyd som kommer direkte fra lydkilden og lyd som kommer fra rommets flater, av lydobserveringspunktets plassering i rommet og i forhold til lydkilden. Er dette punkt beliggende i umiddelbar nærhet til lydkilden - i direktefeltet - kan ingen eller kun ubetydelig påvirkning fra romakustikken ha skjedd. Derfor blir reduksjon av støy fra lydkilden ubetydelig eller ingen i det hele tatt. På en lengre avstand fra lydkilden blir det reflekterte lydfelt mer dominerende enn det direkte, hvorfor en lydreduksjon oppnådd fra absorpsjonsmateriale, som er plassert ved eller på en begrensningsvegg, blir maksimal ved veggen. Det er derfor ikke mulig å redusere støy ved lydkilden nevneverdig ved akustisk å dempe vegger og tak i et rom. Fordelen med absorpsjon ved en veggflate er at avstands-loven gjør seg hurtigere gjeldende. Dermed bevirker absorpsjonen på avstand fra lydkilden at lydens nivå halveres stadig tidligere (dvs. på kortere avstand fra lydkilden), jo større absorpsjonen ved veggen er.

Rommet utgjør i seg selv.en akustisk svingekrets. Når en plutselig trykkforandring tilføres rommet, så må trykknivået i rommet endres proporsjonalt. Da en akustisk svingekrets har treghet, vil det ta en viss tid før trykknivåendringen har skjedd, hvilket skjer i form av en akustisk innsvingning som forløper i samsvar med rommets frekvensgang, hvorved rommets

. egenresonansfrekvenser opptrer markert i den sprangfunksjon som dannes når den tilførte trykkendring har nådd likevekt og når en gjentatt trykkendring skjer -f.eks. når en påført trykk-stigning har vært bibeholdt en viss tid og deretter stenges av. Dette forhold medfører at en akustisk svingekrets ikke kan

bevirke en lineær og hurtig trykkendring fra det konstante atmosfæriske trykk, som alltid hersker. Impulsdistorsjon,

som fremkommer fra den akustiske romkrets, kan dempes i en viss grad ved at rommets lydabsorpsjon økes.

Kjente anordninger for akustikkbehandling er oftest sterkt frekvensavhengig med hensyn til absorpsjonsevnen. Det er derfor sjelden eller aldri mulig i praksis å oppnå helt tilfredsstillende akustikk og demping av ovennevnte transiente lyd. Med frekvensavhengighet følger at den ønskede . linearitet i etterklangtiden for det akustisk behandlede rom uteblir. Det lavere frekvensområdet under ca. 250 Hz. forblir spesielt utilstrekkelig akustisk dempet. Dette medfører at med voksende størrelse på rommene blir det stadig vanskeligere, å regulere etterklangtiden for et stadig mer dominerende lavfrekvens-spektrum i et påtrykt støyspektrum. Dette beror på at den del av støyspekteret. som ikke absorberes kommer til å bli akustisk forsterket av rommets refleksjonsflater. Ettersom.absorpsjonen normalt avtar meget hurtig under ca. 250 Hz., når kjente anordninger for absorpsjon anvendes, faller denne ulempe nettopp i det frekvensområde som fremviser meget kraftig resonansforsterkning av lyd gjennom refleksjoner i.rommet ved disse romresonanser. Mest dominerende blir den akustiske, forsterkning av et støyspektrum ved rommets hovedresonansfrekvens, hvilken frekvens blir lavere når rommet blir større. Betydelige akustiske energier utvikles da i rommets bygnings-konstruksjon i form av mekanisk svingebevegelse som ytterligere bidrar til en økning av støynivået. Selvsagt påvirker disse resonansfenomener også bygningskonstruksjonen på en måte som i verste fall kan føre til materiell ødeleggelse. Det er derfor en viktig forholdsregel å kunne redusere lavfrekvensstøy så langt som mulig i først og fremst industrilokaler med betydelige flater og store maskiner, såsom presser, stanser, freser og dreiemaskiner. Pressing og stansing av store arbeids-stykker gir opphav til meget energirike trykkpulser, som setter i gang romresonansene. Fresing og dreiing av store arbeids-stykker gir opphav til kraftige og spektralt komplekse lyder. Fra disse lydspektrum forsvinner en del energi som følge av absorpsjon, men de komponenter i spekteret som ikke absorberes forsterkes som stasjonære lydtrykk mer og mer ved avtagende frekvens og kan bli kombinert på en så uheldig måte med puls-lydens forsterkning at brudd oppstår i romkonstruksjonen.

Mennesker reagerer meget individuelt på støy. Individer kan være spesielt følsomme mot visse kombinasjoner av støy-frekvenser, der en del kan komme direkte fra maskinene uten å bli oppfattet som nevneverdig forstyrrende av operatøren, men dog bli helt uutholdelige for andre utsatte personer i samme rom på grunn av de lydkombinasjoner og faseveier som varierer langsmed lokalets gulvflate. De høyere frekvenser i et støy-spektrum - ca. 1000 — 5000 Hz. - er ikke spesielt energirike, men kan gi opphav til permanente støyskader, som f.eks. ned-satt hørsel. Senere tids forskning har bevist at de lavfrekvente støyforstyrrelser kan være meget farlige for mennesker og, som nevnt, for bygninger.

Betraktes det faktum at det er umulig å få noen betydelig absorpsjon med de stadig mer nesten utelukkende anvendte fibrøse mineralullabsorbenter, når støyfrekvensen ligger under ca. 125 Hz., og sammenlignes dette med den omstendighet at den virkelig energirike og både for mennesker og bygninger skadelige støy faller inn under denne grensefrekvens for en resistiv absorpsjonsanordning, fremstår det som spesielt hensiktsmessig teknisk å søke å finne godtagbare absorpsjons-komponenter som virker så langt ned i frekvensspekteret at et godtagbart akustikkmiljø ved. lave frekvenser, kan realiseres. Forsøk i den retning er naturligvis utført, men kostnader og rent konstruksjonsmessige problemer som.ikke har kunnet bli løst tilfredsstillende, har medført at akustikeren er blitt tvunget til å se bort fra det lavfrekvente området.

Som eksempel på kompliserte konstruksjoner som ofte koster meget og blir fysisk volumkrevende, kan nevnes Helmholz-absorbenter i varierende utførelser, hvilke er beregnet for spesialfunksjoner i visse frekvensområder. Videre skal det i det etterfølgende kortfattet redegjøres for den prinsipielle funksjon ved kjente svingningselementer, som også er beregnet til å bli anvendt for adskilte frekvensområder.

En Helmholzresonator i sin opprinnelige utførelse, består av et luftvolum i et kammer som forsynes med en åpning til omgivelsene. Åpningen avstemmer kammerets indre til resonans ved en viss frekvens. Denne type. av absorbent anvendes for absorpsjon av diskrete frekvenser, som f.eks. hovedresonans-frekvensen for det behandlede rom, og har ved Helmholz-resonansen i prinsipp 100% virkningsgrad. Ettersom det kan være tale om f.eks. 25 Hz, som blir den dominerende resonansfrekvens i et rom og som er den frekvens man ønsker å absorbere, kan absorbenten bli meget stor i volum. En stor kvantitet luft har naturligvis en ganske stor masse, hvorfor det oppstår en betydelig impulstreghet i resonatoren. Kraftige trykkendringer i rommet, som følge av at store mekaniske maskiner som f.eks. presser, arbeider i dette, resulterer i at resonatoren aktiveres og gir fra seg en kraftig tone når den skal frigjøre den.opptatte bevegelsesenergi. Er absorpsjons-kammeret ikke mekanisk stabilt, så kommer resonatoren til å frigi sin akustiske energi langsmed flere résonansfrekvenser og et frekvensspektrum av lave frekvenser genereres som funksjon av at resonatoren ble bragt i svingninger av en enkel puls. Mer og forstyrrende støy kan altså bli det følgende resultat med slike absorbenter, hvilket jo ikke leder til det beregnede resultat. Det er mulig å forbedre de transiente egenskaper for en Helmholzresonator ved å dempe opp resonatorens indre med porøst materiale, og også ved å forsyne åpningen til omgivelsene.med en hensiktsmessig akustisk motstand, selv om dette skjer på bekostning av absorbentens akustiske virkningsgrad. For å forbedre absorpsjonen ved middels lave frekvenser, dvs. 125-1000 Hz., kan en fysisk mindre type av Helmholz-resonatorabsorbent anvendes. Denne utføres som en hulroms-konstruksjon, der en perforert takpanel monteres på lekter. Arrangementet monteres på en begrensningsvegg, og fungerer med høy akustisk virkningsgrad i et visst begrenset frekvensområde. Skjønt de oftest er utført for frekvenser der volumene ikke blir altfor overdrevne, kan teoretisk de akustiske egenskaper ved transient eksitering av resonatorkonstruksjonen anses som gode. Dekkpanelene er imidlertid ofte for svake, hvorfor de kommer i sympatisk svingning ved lavere frekvenser enn det beregnede frekvensområdet. Dette medfører at konstruksjonen i praksis ikke forblir nøytral for transiente lydeffekter, og i likhet med hva som er tilfelle med den store Helmholzresonatorvarianten, kan forstyrrende støy komme til å bli generert. Selv denne hulromsresonator kan dempes både innvendig og over perforeringene. Transientegenskapene og absorpsjonslineariteten med hensyn til frekvensområdet kan da forbedres, hvilket dog også for denne konstruksjonsvariant skjer på bekostning av dens akustiske virkningsgrad.

En annen variant av Helmholzresonatorer utgjøres av svingnings-paneler som monteres på lekter. En tynn bg fleksibel panel som utføres av uperforert finer (plywood) kan kombineres med det bakenfor liggende luftkammer, slik at den bringes i maksimal svingningsbevegelse ved dette akustiske systems resonansfrekvens. God absorpsjon ved resonansfrekvensen og forsvinnbar absorpsjon ved andre frekvenser er karakteristisk for en slik svingningspanel. Som følge av konstruksjonsprin-sippene med en homogen svingende membran, som svinger på en luftfjær, kan det oppnås en lav resonansfrekvens med betydelig mindre volumparameter enn den som må anvendes, for hulroms-resonatorkonstruksjoner. Den resistive dempning av svingnings-bevegelsen blir imidlertid liten, og nærmer seg null når panelet svinger ved resonansfrekvens. Også denne konstruksjon for forbedret lavfrekvensabsorpsjon lider av at den dårlige dempningen medfører betydelig instabilitet for. transient påvirkning og betydelig egenstøy må påregnes. Det er mulig å dempe, konstruksjonen med fibrøst materiale innvendig, men virkningsgraden minsker hurtig når. dempningen øker. Akseptabel transientstabilitet kan kun oppnås når panelen dempes rent mekanisk av et bakenforværende fibermateriale, som gjennom kontaktvirkning forhindrer svingningsbevegelse av panelen. Selvsagt har panelen da opphørt å fungere som beregnet.

Fibrøse absorbenter utføres vanligvis i tykkelsen 50 - 100 mm og med en densitet som ligger mellom 40 - 70 kg . Dermed blir slike absorbenter selvbærende når de utføres i for eksempel størrelser 1200 x 600 mm. En typisk egenskap for den fibrøse mineralullabsorbenten er at utbredningshastigheten for lyd i materialet blir omtrent halvert, dvs. ca. 172 m/s. Absorpsjonen kan maksimalt nå 100%, forutsatt at materialets tetthet ikke er så stor at lyden ved en viss frekvens reflekteres bort fra flaten. Absorbentene fungerer gjennom kortslutning av den mottatte lydenergi. Absorpsjon kan kun skje når lydbølgens partikler transporteres gjennom materialet, og partikkelhastigheten er høy i den strekning av transport-banen som utgjøres av den fibrøse struktur.

Som eksempel på den absorpsjonskarakteristikk som kan oppnås med en 100 mm tykk fiberabsorbent, når den er montert tett mot en begrensningsvegg, kan angis at dens nedre absorpsjons-grense ligger omkring 450 Hz. Hvis absorbenten flyttes ut fra veggflaten og plasseres i avstand 1 m fra denne, blir grensefrekvensen ca. 45 Hz.Beregningen har skjedd under forutsetning av at absorbentens materiale ikke svinger mekanisk med lydbølgen og at en kvart bølgelengde i materialet med utbredningshastighet- konstant og lik 172 m/s gir 100% absorpsjon. I praksis svinger imidlertid det.i absorbenten distribuerte materialet, sympatisk med lydbølgen. Dette beror på at materialet i seg selv utgjør et tettere medium enn luften, hvorfor spesifikke materialseksjoner kommer til å befinne seg såvel med- som motrettet bølgebevegelse. Dette fysiske faktum medfører at absorbenten taper sin "absorpsjonsevne progressivt ved avtagende frekvens, ettersom svingningsamplituden er økende når konstant lufttrykk hersker og frekvensen er synkende. De sympatiske svingninger i materialet vil også.bevirke at

. absorbentens flate og legeme utstråler akustisk energi i forbindelse med at absorbenten opphører å være i hvile. Den ut-

strålte akustiske lydbølge kommer da fra en mekanisk flate, som svinger ukontrollert, hvorfor lyden får karakter av såkalt randomlyd.

Disse målfunksjoner må det altså tas hensyn til under betraktning av en akustisk anordning som utføres med fibrøse absorbenter. Disse anordninger fungerer utmerket i et frekvensområde der frekvensen er høy med resulterende liten svingningsamplitude av lyden, nemlig fra ca. 1000 Hz, men taper absorpsjonsevnen når frekvensen synker og svingningsamplituden derved blir stor. Den skjulte utstråling av randomlyd er alvorlig nok allerede ved middel lave frekvenser, ettersom denne akustiske forstyrrelse typisk påvirker forståeligheten ved talefrekvenser på 125 - 650 Hz og vanlig konversasjon ødelegges mellom individene i dette miljø.

Betraktes så endog det transientsvar som den skisserte fibrøse absorbent gir opphav til, når den utsettes for kraftige og hurtige trykkendringer, blir den akustiske feil ennu større. Hver individuelle absorbent bringes da i svingning omkring sin egenresonansfrekvens, som kan ligge meget lavt, f.eks. ved 5 - 40 Hz, hvorfor en betydelig og meget.forstyrrende lav-frekvenssituasjon med randomstøy kan oppstå endog i akustisk lette miljøer.

Hensikten med den foreliggende oppfinnelse er å tilveiebringe en ny og forbedret akustisk anordning for demping av lyd, hvormed de ifølge det ovenstående ved konvensjonelle lyd-absorbenter opptredende ulemper, i det minste unngås i vesentlig utstrekning.

For nevnte formål er det ifølge oppfinnelsen foreslått en akustisk anordning av det innledningsvis angitte slag, hvilken dessuten karakteriseres av den kombinasjon at elementet er vesentlig frittsvingende, at kammeret er akustisk i.det minste vesentlig, lukket og at anordningen.fremviser middel for å dempe forskyvning av elementet på tvers av nevnte utbrednings- retning i forhold til endring av forskyvningshastigheten. Gjennom denne ifølge oppfinnelsen foreslåtte kombinasjon av karakteristiske trekk, oppnås at den akustiske anordningen får en høy virkningsgrad og blir vel impedansetilpasset til mottatt lydenergi i ett spesielt mot lave frekvenser utvidet frekvensområde. Anordningen fremviser også en forbedret dynamisk funksjon ved transient eksitering av denne, idet lyd-utstråling som fremkommer fra egensvingninger av anordningens flater, reduseres betraktelig, slik at dens transientsvar optimeres.

Elementet av platemateriale kan utgjøres av en luftgjennom-slippelig eller lufttett plate som kan være plan.eller hvelvet, og som kan være stiv, idet den er innfestet fjærende ved sine kanter for å kunne svinge på foreskrevet måte i samvirkning med det bakenforliggende kammers luftfylte volum. Ifølge en spesiell foretrukken utførelsesform av oppfinnelsen, utgjøres dog elementet av en forholdsvis tynn, vesentlig plan, porøs, fibrøs eller perforert plate, som er vesentlig fiksert mot svingningsbevegelse langsmed sitt begrensningskantområde og som svingningsmessig samvirker med en av et bakenforværende luftfylt kammerrom dannet luftfjær, idet det luftfylte roms volum, som danner luftfjæren, er slik valgt i forhold til elementets densitet, masse og strømningsresistans, at elementets svingningsbevegelse danner et av strømningsresi-stansen dempet, i området av elementets midtpunkt beliggende maksimum ved anordningens resonansfrekvens. Herved kan oppnås betydelig lydabsorpsjon i selve elementet utover den gjennom elementets inkorporering i anordningens svingningskrets oppnådd impedive lydabsorpsjon (dvs. gjennom flateimpedans oppnådd lydabsorpsjon).

For oppnåelse av visse ønskede effekter, f.eks. for å sikre

at dempningen av elementet kommer til å skje.vesentlig symmetrisk omkring dets senter,, kan elementet ha minst et vesentlig symmetrisk'"i "forhold til dets geometriske "senterT;be~liggende: område med en i forhold til elementet forøvrig, økt luftgjennom-

slippelignet. Derved kan nevnte område omgis ved hjelp av en i elementets svingningsretning anordnet rørformet del, f.eks. for å gi nevnte område et skarpt avgrenset areal, og også

gi dette areal en volumparameter, hvis størrelse enkelt og eksakt kan bestemmes gjennom variasjon av rørlengden for oppnåelse av valgfrihet med hensyn til arealets resistive komponenter. Sistnevnte arrangement gir eksakt reproduserbarhet, og røret med iboende eller tilført resistans, kan utgjøre anordningens eneste svingningskontrollerende organ,, som innsatt i elementets sentralpunkt utgjør en spesielt effektiv dynamisk ventil i svingekretsens mest følsomme punkt for kammerets ventilasjon til omgivelsene. For styring av elementets svingningsdempning kan anordningen alternativt eller i tillegg, fremvise minst en åpning som danner en forbindelse mellom volumet, omgitt av kammeret,og volumet som omgir anordningen, og i hvilken åpning det er anordnet strømningsresistans av en slik størrelsesorden at elementets svingningsamplitude ved anordningens resonansfrekvens, dempes vesentlig.

Ifølge et annet trekk ved oppfinnelsen kan anordningen omfatte minst en akustisk åpning, som etablerer en forbindelse mellom volumet omgitt av kammeret og det volum som omgir anordningen, hvilken åpning vesentlig belaster nevnte element akustisk for vesentlig induktivt å øke anordningens akustiske virkningsgrad, omkring resonansfrekvensen for kretsen som dannes av åpningen og det omsluttede volum. Denne åpning kan hensiktsmessig fremvise resistans for resistivt å redusere.den akustiske kopling mellom åpningen og elementet.

i

For å endre dempningsgraden i kammeret og for å.danne en strøm-ningsresistiv skjerm i dette, kan anordningen med fordel fremvise minst et akustisk resistivt element, som også kan omfatte betydelig strømningsresistans, mellom elementet og den i

forhold til elementet motsatte begrensningsside av kammeret.

Ved anordningen ifølge oppfinnelsen kan kammerveggen motsatt av elementet, dannes av f.eks. en stiv plate eller en vegg, på hvilken anordningen er montert. Med spesiell fordel utgjøres dog kammersiden motstående til elementet, av et vesentlig identisk utført element, hvorved anordningens virkningsgrad pr. montasjeflatearealenhet kan mer enn fordobles på grunn av de mot hverandre stående og gjennom det omsluttede luftvolum innbyrdes forbundne elementers samvirkning i den av dem og luftvolumet dannede svingningskrets. Denne synergistiske effekt er spesielt utpreget i det frekvensområde, der de anvendte elementers akustiske egenabsorpsjon er høy. Anordningen ifølge oppfinnelsen har en viss karakteristisk følsom-het for vinkelen på innfallende lyd og avstanden til lydkilden. Denne følsomhet kan forsterkes ved anordningens ene, med svingende element forsynte side, hvis den til elementet motstående kammerside har en port eller åpning, som har en vesentlig størrelse i forhold til elementets areal, og som omfatter en akustisk resistans for frembringelse av et lydtrykk ved portens munning, hvilket er motsatt rettet det fra omgivelsene kommende lydtrykk.

Oppfinnelsen skal beskrives nærmere i det følgende méd henvisning til et antall i de etterfølgende tegninger viste ut-førelsesformer av denne, hvorved ytterligere for oppfinnelsen karakteristiske trekk og fordeler vil fremgå.

Figur 1 viser i tverrsnitt en første utførelsesform av anordningen ifølge oppfinnelsen,

figur 2 viser et hjørneparti av en anordning ifølge oppfinnelsen,

figur 3 viser i snitt gjennom hjørnepartiet ifølge figur 2, en øvre.halvdel av anordningen ifølge oppfinnelsen,

figur 4 og 5 viser i snitt resp. i planriss, en første modi-fikasjon av anordningen ifølge figur 1 ,

figur 6 og 7 viser i snitt resp. i planriss, en andre modi-

fikasjon av anordningen ifølge figur 1,

figur 8 viser i tverrsnitt en ytterligere utførelsesform av anordningen ifølge oppfinnelsen,

figur 9. og 10 viser i større skala i tverrsnitt resp. i side-riss, den øvre åpning ved anordningen ifølge figur 8,

figur 11 og 12 viser i større skala i tverrsnitt resp. i side-riss, den nedre åpningen ved anordningen ifølge figur 8,

figur 13 og 14 viser i planriss resp. i tverrsnitt langsmed linjen XIV-XIV en ytterligere utførelsesform av anordningen ifølge oppfinnelsen,

figur 15 viser i diagram det ved konstant lydtrykknivå teoretisk herskende forhold mellom amplitudenivå og akselerasjonsnivå for lyd i et lydfrekvensspektrum med en geometrisk middelfrekvens på 360 Hz,

figur 16 viser i diagram teoretiske funksjonsparametre for en anordning ifølge oppfinnelsen med en systemresonansfrekvens ved 50 Hz.

På tegningen er alle overensstemmende eller vesentlig overensstemmende detaljer angitt med samme henvisningsbetegnelser i de forskjellige tegningsfigurer.

Figur 1 viser den prinsipielle utførelse av en anordning 10 ifølge oppfinnelsen. Anordningen omfatter et chassis, omfattende vegger 11,12,13, som kan utføres i to deler og som monteres sammen med mekanisk tetning, slik at det blir lufttett.

Chassiset kan hensiktsmessig utføres i profiler av plast eller aluminium med 1-3 mm tykkelse, og utført slik at mekanisk stivhet oppnås for konstruksjonen. Selv om chassisets sider kan oppta en del lydenergi, er det elementene 14 og 15 som utgjør det egentlige absorpsjonsområdet ved anordningen 10. Disse elementer kan gis forskjellige former i forhold til de formål anordningen skal anvendes for og i overensstemmelse med opp-finnelsens prinsipp. Således kan f.eks. elementet 14 ha form av et svingningselement, som kan settes i svingning av lyd i en retning på tvers av elementets geometriske utstrekning, mens elementet 15 kan være utført med en betraktelig større stivhet og densitet, hvorved elementet 14 blir den vesentlige absorpsjonsflate og rettes mot lydkilden, mens elementet 15 utgjør en svingningsmessig vesentlig passiv bakre vegg for svingningselementet 14. Den slik utførte konstruksjon kan benevnes enkelabsorbent, og oppnår en absorpsjonskarakteristikk som muliggjør en vinkelabsorpsjon, som blir vesentlig halvkule-formet og kun i alt vesentlig virksom for lyd som faller inn mot elementet 14. Denne variant ifølge oppfinnelsen kan med fordel anvendes når anordningen skal monteres direkte på en begrensningsvegg, eller for anvendelser der absorpsjonseffekten ønskes rettet mot en viss lydkilde og samtidig akustisk avskjerming av lydkilden mot omgivelsene er beregnet. Et typisk eksempel på en slik anvendelse utgjør innbygning og akustisk avskjerming av diskrete lydkilder, f.eks., en støyende maskin. Anordningen kan da utføres med et svingningselement 14 og et fast element 15, der elementet 14 kan være utført med mekanisk stabiliserende stabelfibersjikt på i det minste flaten mot omgivelsene på en f.eks. 20 - 40 mm tykk kjerne av glassfiber med densitet, ca. 20 kg/m 3, og elementet 15 kan være utført vesentlig tyngre og stivere enn elementet 14 og ha en tykkelse på f.eks. 20 mm og en densitet på ca. 100 kg/m . Resonansfrekvensen for anordningen 10 kan påvirkes ved å tilføre intern dempning ved innsetting av fiberabsorbenter på elementets 15 innside og/eller langsmed chassisets sider 11,12,13..Når anordningen er i funksjon, forskyves svingeelementet 14 av en akustisk trykkendring, hvilket medfører en endring i trykket i kammeret 16, som omsluttes av elementene. 14,15. Denne trykkendring bevirker en fortetning eller en .fortynning av den indre luft, avhengig av elementets 14 bevegelsesretning. Balanse- vilkåret for den mekaniske krets forstyrres således, hvorved differansedelen til den indre trykkendring kan passere til en viss kvantitet, gjennom elementene 14,15. Når dette finner sted dempes svingebevegelsen gjennom den ytterligere strømnings-resistive friksjonskomponent, som bestemmes til enhver tid av den dynamiske ansats for trykkendringen. Skjer en viss trykkendring over en viss tidsperiode, må en del av det oppnådde volumdeplasement passere gjennom 14 og 15 med en hastighet som bestemmes av den statiske strømningsresistans og dens dynamiske resultant. For en meget langsom endring av likevekts-stillingen i den av anordningen 10 dannede akustiske krets, oppnås en tilnærming til den statiske strømningsresistans for kretsen totalt. Ettersom den statiske strømningsresistans pr. flateenhet er meget lavere for svingningselementet 14 enn for det passive element 15, når elementet 14 forflytter seg meget langsomt, nemlig i forholdet ca. 20:100, kan strømnings-resistansen ved elementet 15 anses å. være kortsluttet og vesentlig ugjennomtrengelig for luft, så lenge luftpassasje kan skje gjennom elementet 14. Hvis flatene til begge elementer var ugjennomtrengelige for luft, dvs. strømningsresistansen kortsluttet gjennom f.eks. plasthinnebelegg på flatene, så ville noen betydelig forskjell i forskyvningshastighet,mellom 14 og 15 ikke kunne oppstå, og derfor ville heller ikke noen betydelig trykkforskjell kunne, utvikles mellom den ytre angreps-flaten ved elementet 14 og det indre volum av kammeret. Videre ville det ikke lenger være mulig å oppnå akustisk absorpsjon ved meget langsomme trykkendringer (lave frekvenser), og det ville ikke være mulig å motta den akustiske trykkendring og omvandle denne til mekanisk tapsarbeide i anordningen. Trykkendringen ved den mottagende flate 1.4 ville gå mot null, og den innkommende lydbølge reflekteres på samme måte som for en vanlig fiksert begrensningsflate. På grunn av at strømnings-resistansen tillater en begrenset trykkutjevning å finne sted over en viss tidsperiode samt at det.faste element 15 med den høyere strømningsresistans passivt opptar den resterende trykkendringen i kammeret 16, som tilføres gjennom elementets 14 deplasement, kan imidlertid en bestemt og resistivt dempet stillingsendring skje ved elementets 14 flate, hvorved den innkommende trykkbølges amplitude opptas av elementet 14 og tilføres luften i kammeret, hvilken luft kopler energien videre til det vesentlig fikserte absorpsjonselement 15 med høy densitet og vekt, hvilket sistnevnte element omvandler restenergien til varme. Dermed kan en betydelig absorpsjon skje ved endog meget langsomme akselerasjoner av elementet 14, hvilket medfører at akustisk lydenergi absorberes helt ned mot null Hz. Når akselerasjonen for elementet 14 øker og antar en verdi, der den statiske strømningsresistansen oppnår en eksep-sjonelt økende dynamisk komponent, som funksjon av bevegelses-hastigheten og volumdeplasementet, hvilken komponent over-skrider den grad av strømning som kan skje lineært i den vei-strekning som utgjøres av elementets tykkelse, minsker gjennomstrømningen progressivt og opphører vesentlig når den dynamiske komponenten nærmer seg uendelig. Samtidig over-skrides nevnte grenseverdier ved elementet 15 vesentlig tidligere, hvorfor man i denne funksjonstilstand kan betrakte den av anordningen 10 dannede akustiske svingekrets som helt lukket for strømning gjennom flaten. Opptagningen og omvand-lingen av den tilførte akustiske energi skjer som funksjon av den akustiske impedans som hersker i svingekretsen for hver frekvens og impulstid, hvorfor det utformede akustiske system er automatisk tilpasset for hele svingningsområdet og dessuten omfatter en variabelt virkende resistiv dempning. På denne måte er det oppnådd et. hurtig reagerende absorpsjonssystem med høy impulsdempning og høy akustisk virkningsgrad i. et først og fremst mot lave frekvenser utvidet funksjonsområde. Dette system utgjør således en tilpasset akustisk absorpsjonsimpedans for den innkommende lyd og medfører kun liten egenfrembringeIse av forstyrrende lydenergi, ettersom det er vel dempet i svingningsfunksjonen. Ved at det svingende areal kan.velges stort i forhold til volumet i en konstruksjon ifølge oppfinnelsen, oppnås lave resonansfrekvenser allerede med forholdsvis fysisk små absorpsjonsanordninger. Konstruksjoner med sving-2 3

ningsareal 0,5 m og innesluttet volum 100 dm kan gis en resonansfrekvens på ca. 30 - 50 Hz og kan ha en effektiv

absorpsjon ved denne frekvens som nærmer seg 100%. En anordning av den beskrevne utførelse kan f.eks. ha ytre mål på

ca. 1150 x 550 x 200 mm, hvorfor en betydelig innsettingseffekt for en foreskrevet montasjeflate kan oppnås, hvilket ikke oppnås med kjent teknikk. Den resulterende akustiske absorpsjon oppnådd ved anordningen 10 er høyere enn den som kan oppnås bare for det anvendte svingningselement og kan bli omtrent dobbelt så stor i absorpsjonsområdet straks over resonansfrekvensen og opp til den øvre grensefrekvens som bestemmes av elementets 14 flatebeskaffenhet, normalt over 4000 Hz. Dette skyldes at anordningen 10 opptrer som en vesentlig tilpasset akustisk impedans i hele frekvensområdet for denne, hvorfor også den energikomponent i lydbølgen som utgjøres av ikke-reell (reaktiv) energi absorberes av anordningen 10 i stedet for å reflekteres bort fra elementets 14 flate, hvilket er tilfellet for en tradisjonell fiberabsorbent som kun opptar reell akustisk energi.

Som et alternativ til anordningen beskrevet ovenfor, kan elementet 15 i anordningen som vist i figur 1, omfatte en ikke-absorberende begrensningsvegg, slik som en eksisterende begrensningsflate eller vegg på det sted hvor anordningen skal monteres. I dette tilfelle bør det på elementet 15 plasseres en hensiktsmessig fiberabsorbent, som ligger fritt fra elementet 14, for å unngå diskrete reflekser fra veggflaten samt for å sikre tilstrekkelig indre dempning i kammeret 16, slik at også lavfrekvent lyd absorberes ved begrensningsveggen på den ovenfor nevnte måte. Når anordningen er montert direkte på en vegg kan et antall svingningselementer 14 plasseres i umiddelbar tilslutning til hverandre på tvers av et for flere slike elementer felles absorpsjonskammer.

Anordningen kan også utføres i såkalt differensialutførelse, dvs. med to mot hverandre arbeidende svingningselementer av vesentlig identisk konstruksjon. Ettersom de anvendte svingningselementer har vesentlig like mekaniske resonans frekvenser og like strømningsresistanser, kommer de til å ut-vikle en differensialeffekt innbyrdes. Dermed demper de hver-andres svingninger gjennom addisjon og subtraksjon, som er relatert til deres innbyrdes bestemte svingningshastighet, amplitude og bevegelsesretning. Det oppnås en spesielt effektiv dynamisk dempning i tillegg til en absorpsjonskarakteristikk, som er vesentlig ekvivalent for begge elementer. Dermed oppnås en ytterligere forhøyelse av den totale absorpsjon, som kan oppnås med bare absorpsjonselementene 14 og 15; denne økning kan være så mye som 2-4 ganger det som oppnås med de individuelle elementer 14,15. Når forholdet mellom elementets 14 areal og volumet av kammeret 16, er konstant, blir den akustiske resonansfrekvens til differensialsystemet tilnærmet halvert i sammenligning med et ekvivalent enkelt-system ifølge oppfinnelsen.., Som . et resultat av. differensial-systemets ekstremt forhøyede virkningsgrad oppnås tidligere ukjente innsettingseffekter på en foreskrevet monteringsflate over et meget bredt frekvensområde. En spesiell høy verdi for romdempning i dB/sekund for transiente lydeffekter blir oppnådd i sammenligning med det som oppnås ved anvendelse av kjent teknikk.

Anordningen ifølge figur 1 kan også utføres med ett eller to svingningselementer 14,15, som er opphengte ved sin begrens-ningskant i chassiset via en elastisk innfesting. For eksempel kan et vesentlig plant og eventuelt stivt fibrøst element med en tykkelse på ca. 20 mm være fiksert i en ramme av cellegummi med ca. 10 - 50 mm bredde, hvilken ramme er innfestet lufttett mot chassiset. En alternativ innfestingsvariant som med fordel kan anvendes for montering av et tynt og vesentlig svingnings-stivt plast- eller plateelement, kan bestå av en tynn neopren-gummiramme, hvilken hensiktsmessig strekkes i elementets plan til en viss innspenning mellom svingningselementet og chassiset, når den monteres i elementets forlengelse til chassiset. Kant-opphengningens innspenning og utstrekning i planet kan da trimmes til å bestemme et stivt elements mekaniske resonansfrekvens i anordningen 10.- Gummirammen kan da være 10 - 50 mm bred og ca. 0,5 - 2 mm tykk. Elementets 14 eller 15 mekaniske masse og den siderettede kraft med hvilken elementene er inn-spent i rammen, bestemmer den resonansfrekvens ved hvilken elementet svinger som stempel i anordningens 10 chassis. Når luftens volum koples til elementet, oppnås som funksjon derav en akustisk resonansfrekvens der utsvingningen av elementets flate utgjør maksimum.

Når ingen av svingningselementene omfatter strømningsresistans som forbinder det indre volum med omgivelsene, forsynes anordningen 10 med en av de øvrige angitte organer som med-fører svingningsdempende virkning for elementene. Når dempningen i det omsluttede akustiske kammer 16 ønskes regulert til en viss dempningseffekt, eller for endring og kontroller-ing av absorpsjonsanordningens resulterende absorpsjonskarakteristikk eller akustiske variasjoner i en serieproduksjon av ekvivalente enheter, som f.eks. forskyvning av anordningens resonansfrekvens, lydreduksjonstall i et gitt frekvensområde m.m., så kan absorberende skiveelementer innsettes mellom det hovedsakelig lydopptagende element 14 og den motstående flate til elementet 15. Det kan være nødvendig å gripe til denne fremgangsmåte for å.oppnå et bredt absorpsjonsområde når det anvendes svingningselementer med lav-absorberende egendempning. I slike utførelser kommer svingningselementets 14 absorpsjonsevne til å avta mot høyere frekvenser, hvorfor en innsetting av absorberende skillevegg i kammeret 16 medfører at den opp-tatte akustiske energi overføres til skilleveggens flate og absorberes i skilleveggen. Skilleveggen kan omfatte perforerte hull eller spalter, som regulerer luftstrømningen i det indre av anordningen 10.

Figur 2 viser en hensiktsmessig utførelse av et chassis av aluminium- eller plastprofiler, og viser et hjørneparti av en anordning som fungerer i overensstemmelse med prinsippet beskrevet med henvisning til figur 1. Figur 3 viser et snitt gjennom det i figur. 2 viste hjørnepartiet med et innsatt fiber-element 14, som er forsynt med pålimte flatesjikt 18 av f.eks.

stabelfibre eller plastfilm. Figur 3 viser en halvdel av en differensialkonstruksjon med to motstående svingningselementer, eller av en konstruksjon med et svingende og et vesentlig passivt absorpsjonselement. Seksjonen omkring kanten 19 nederst i figur 3 kan lett tilpasses for montering av anordningen på en vegg, der veggen som sådan får understøtte en hensiktsmessig, passiv absorbent, når en slik anvendes. Det sees at fiberabsorbenten 14 vist ved toppen av figur 3, er fast festet til en gaffel-lignende absorbentholder 20 anordnet i en aluminium- eller plastprofil og er hensiktsmessig fiksert mot bevegelse og tettet ved hjelp av kontinuerlige gummilim-strenger 21 påført ved absorbentens 14 kanter innved profilens gaffellignende flater. Denne monteringsfremgangsmåte er vesentlig for å unngå kantsvingninger av absorbenten 14; for å oppnå lufttetting samt å sikre at absorpsjonselementet 14 kan eksiteres av lydenergi og svare med en svingningsbevegelse lineært og uten unødig endring av kantspenningen i planet for absorpsjonsflaten og uten frembringelse\av mekanisk sekundær-lyd fra profil-absorbent-forbindelsen. Ved å fiksere et fibrøst absorpsjonselement 14 mot chassiskanten på den grundige og lufttette måte som er beskrevet, sikres så langt som mulig at vibrasjonsamplituden i forbindelsen blir null, hvorved svingningsenergien bringes til å virke konsentrert i selve absorbenten og ikke i chassisstrukturen. Videre bør det påses at fiberelementene 14 blir montert i en spenningsfri plan til-stand i chassiset før de limes til dette. De til venstre i figur 3 viste deler 22 på chassisets vegg 11 utgjøres av pålimte fiberabsorbenter som minsker indre refleksjoner i kammeret 16, bidrar til absorpsjonsdempning i kammeret og reduserer uønskede vibrasjoner i chassiset. Når absorpsjons-elementer 14 anvendes som anordningens absorpsjonsflate mot lydkilden og de har god egenabsorpsjon, kan chassiset være udempet, ettersom svingningselementet 14 da utgjør en utmerket demper for resonansfenomen og dannelse av stående bølger i kammeret 16. Den. i figur 2 viste sammensetning av hjørnet bør skje slik at en lufttett forbindelse sikres og også for å sikre at mekaniske forskyvninger unngås i et for-

øvrig stabilt chassis; Den i figur 3 viste midtbjelke 23 i chassisprofilen 24 er beregnet for mekanisk stabilisering mot svingninger i profilen. Det er vesentlig at anordningen som helhet utføres med tanke på at chassiset blir akustisk ledende, hvis det får vibrere utilbørlig, i hvilket tilfelle det kan oppstå meget kraftig støy fra absorbenten ved diskrete frekvenser. Av samme grunn bør anordningen monteres mot en anvendt opphengningsstruktur, f.eks. av aluminiumprofiler,

slik at anordningens chassis isoleres noe mot vibrasjons-effekter ved f.eks. å forsyne enten den bærende profil eller anordningens monteringskant mot profilen, med et tynt plast-eller gummisjikt. Fra et akustisk synspunkt bør anordningen monteres slik at den lydopptagende flate vendes mot lydkilden og perpendikulært mot denne. Anordninger av differensialtypen bør monteres motsvarende, men med en viss luftspalte mellom enhetene 10, slik at lyden kommer til å virke på begge elementer 14,15. Luftspalten kan da være f.eks. 50 mm. Den jevneste lydabsorpsjon i spekteret oppnås generelt med differensialtypen, hvis annenhver enhetsflate får være fri, slik at kun 50% av montasjeflaten utnyttes. Henvisningene 25 og 26 viser til i spor i profilene fastlimte sammenholdende resp. av-stivende forbindelseselementer.

Figur 4 og 5 viser en dynamisk virkende ventilanordning 27 for innsetting i et svingningselement 14 eller eventuelt i et vesentlig passivt element ifølge oppfinnelsen. Er ventilanordningen 27 forsynt med akustisk resistans og/eller strømnings-resistans, så bør denne resistive komponent 28 plasseres i munningen av den rørformede delen 29, og slik at resistansen virker i elementets 14 flate mot lydkilden. Videre bør ventilanordningen 27 monteres.i svingningselementets 14 geometriske sentralpunkt, ettersom den dempning av elementet som oppnås med ventilanordningen da får en maksimal virkning samt virker symmetrisk. Ventilanordningens 27 dimensjonering bestemmes av hvorvidt noen annen forbindelse med omgivelsene for den akustiske krets anvendes eller ikke, og hvorvidt svingningselementet eller hvert svingningselement er helt tett eller omfatter en av elementets densitet, tykkelse og areal bestemt strømnings-resistans. Ved at den rørformede del 29 strekker seg i elementets 14 svingningsretning, kan variasjon av den viskøse strøm-ningsfriksjonen for anordningen oppnås, hvilken friksjon øker med lengden av den rørformede del 29. Således kan ventilanordningen 27 utføres med et munningsareal, som er helt åpent og f.eks. har et område på ca. 5-20 cm , og f.eks. kan ha en ca. 10-potens større volumparameter (50 - 200 cm ), hvorved hovedsakelig viskøs dempning av svingningselementet 14 oppnås. Denne viskøse dempning kan gis et tilskudd av en rent resistiv og dempningsøkende friksjonsparameterkomponent ved over munningen mot omgivelsene å strekke et tynt og finmasket nett 30, f.eks. et metallnett med maskestørrelse 100 - 400 mesh, eller f.eks. stabelfibre med 50 g/m densitet, dvs. ca. 0,3 mm tykt. Det er vesentlig at nettstrukturen 30 ikke tillates å vibrere. Glassfibre kan f.eks. bli montert i selve røret 29, hvorved en ytterligere friksjonsdempning oppnås. Strømnings-resistansen må selvsagt ikke bli så stor at ventilanordningen 27 opphører å virke.

Figur 6 og 7 viser en dynamisk virkende ventilanordning hensiktsmessig for bruk når et porøst eller fibrøst passivt element eller svingningselement 14 anvendes. Elementet kan f.eks. ha så o lav densitet som 20 kg/m 3, og være 20 mm tykt, hvorfor dets totale strømningsresistans regnet over svingningsflaten, kan ønskes endret. Dette kan skje ved å belegge den ene flate,

helst den som grenser mot kammeret 16, med et for luft ugjennomtrengelig og tynt samt elastisk materiale, f.eks. plastfilm 32, eller alternativt kan elementets begge flater dekkes med nevnte materiale. Ved å la elementets 14 sentrale område 31 være åpent for strømning derigjennom, kan det.oppnås en funksjon lignende den som oppnås med anordningen ifølge figur 4 og 5, hvorved samtidig en konsentrasjon av de strømningsresistive egenskapene for det anvendte fibrøse svingningselement 14 skjer pg bringes til å virke dempende i elementets sentralpunkt. Det hull 31 som opptas i det. f.eks. som plastfilm utformede sjikt 32, kan gjøres noe større enn det området som anvendes

for anordningen ifølge figur 4 og 5, f.eks. 50 - 100 cm 2.

Det i figur 7 viste tverrsnitt for et svingningselement 14 av fibrøst materiale omfatter, som vist, to tynne flatebelegg 18, 32. Disse kan være utført som homogen film eller som forholdsvis tette fiberstrukturer, f.eks. stabelfiberstrukturer, og virker ved å avstive en fiberkjerne 33, når denne utføres med lav densitet og egenstabilitet i planet. Flatesjiktene 18,32 virker som svingningsdempere for kjernen 33 og dermed sikres at svingningselementets 14 flaters oppbryting i randomsving-ninger, reduseres. Ved å . velge et f latesjikt 18 av f.eks. stabelfibre, som er limt på kjernen 33, oppnås også en forbedret høyfrekvensabsorpsjon. Dette beror på at stabelfiber-sjiktet 18 mekanisk kan frikoples fra kjernen 33 når bølge-lengden for den innfallende lyd nærmer seg sjiktets 18 tykkelse. Med tykkelse 20 mm for kjernen 33 og 0,3 mm for stabelfiber-sjiktet 18, oppnås følgende maksimalt oppnåelige svingnings-absorpsjon som funksjon av frekvensens bølgelengde. For kjernen 33 teoretisk 9 kHz og for sjiktet 18 575 kHz, hvilke verdier gjelder for null-masse på sjiktet 18 og kjernen 33 respektive, og utbredningshastigheten i materialet beregnet til halve lydhastigheten i luft. Reaksjonstiden for denne teoretiske krets blir 0,12 m/sekund resp. 1,75 us. Er massen kjent, kan den praktisk oppnådde reaksjonstid bestemmes, hvilken blir lengre jo større massen er. Absorpsjonen kan anses å skje som funksjon av massens treghet i den flate som lydbølgen angriper. Er denne treghet ikke tilstrekkelig stor. for å hindre flaten som omfatter massen, fra lineært å følge den akselerasjon a som lydtrykket p a(Nm<-2>) medfører for flatens masse M ifølge formelen a = p cl . S/M, hvor S ter flaten som lydtrykket virker på, så oppnås'absorpsjon. Er massen større, så avtar absorpsjonen. Ettersom absorpsjonsflaten til svingningselementet 14 ifølge oppfinnelsen forutsettes å være optimalt akustisk belastet som funksjon av den luftfjær som kammerets 16 volum danner, følger at den mekaniske kretsens massetreghet blir mindre i den akustisk eksiterte svingning enn den skulle ha vært om luftfjæren ikke fantes. På grunn av at den akustiske krets også omfatter dynamisk strømnings-resistans samt statisk strømningsresistans, oppnås en ytterligere dynamisk virksom endring av massen i det svingende element 14, hvorved en betydelig linearisering av svingnings-bevegelsen oppnås som funksjon av den dynamiske dempning av elementet. Den dynamiske dempning,anbringes direkte mekanisk på svingningselementet 14 når dette omfatter gjennomstrømnings-resistans, eller virker indirekte på svingningselementet ved at den akustiske krets utføres med kommunikasjon til omgivelsene og denne kommunikasjon er utført slik at viskøs resistiv endring av trykkforskjellen mellom omgivelsene og luftkammeret 16 kan skje. Akustiske pulser, dvs. hurtige, kortvarige trykkendringer, påvirker svingningselementet 14, som forskyves og derved endrer trykknivået i anordningens indre. Forskyvningsbevegelsen dempes ved hjelp av arrangementene ifølge oppfinnelsen, hvorved både start- og stopptid for den forskjøvne svingningsmasse blir endret, hvilken masse kommer hurtigere igang og bremses hurtigere opp, når endringskraften har opphørt å virke på svingningselementet. Absorpsjonsevnen for anordningen ifølge oppfinnelsen påvirkes derved også fordelaktig såvel for.stasjonær som transient akustisk lydenergi. Ettersom den dynamiske dempning for anordningen er relatert både til forskyvningsendringshastighet og til forskyv-ningens amplitude, justeres dempningens verdi automatisk i den akustiske krets slik at den alltid nærmer seg en optimal verdi

- dvs. nær kritisk dempning. Dempningens effekt blir maksimal ved anordningens akustiske resonansfrekvens, hvilken oppnås som funksjon av den mekaniske kretsens resonansfrekvens og området og den volumparameter som anvendes, samt den grad av resistiv dempning som anvendes. Hvis den svingende kretsens mekaniske del 14,15 er helt utdempet av kontaktmåteriale som kortslutter svingningene for elementet 14, opphører den akustiske krets å fungere som resonanskrets, hvorved.den akustiske absorpsjonen avtar i verdi mot lave frekvenser. Det er derfor viktig å utføre den mekaniske svingningskretsen som vesentlig fr.ittsvingende og kun anvende et ytterst lett og ettergivelig fibermateriale, hvis anordningen for oppnåelse av dynamisk

stabilitet må forsynes med kontaktdempende materiale anbragt direkte på svingningselementet. Velges fibrøse og strømnings-messig åpne svingningselementer, er det vesentlig å påse at strømningsresistansen er tilstrekkelig høy. Derved dannes en markant akustisk resonansfrekvens for anordningen, der svingningsamplituden blir maksimal ved konstant tilført eksiteringskraft - dvs. den akustiske impedans for anordningen blir minimal. Hvis strømningsresistansen er utilstrekkelig, opphører kretsen å fungere korrekt, og den akustiske virkningsgrad synker mot lave frekvenser.

Figur 8 viser en variant 10a av prinsipputførelsen ifølge figur 1, der spalter ifølge figur 9 og 10 og/eller figur 11

og 12 kan anvendes for å endre dempningsforholdene og total strømningsresistans for anordningen, spesielt når arrangementer ifølge figur 4 og 5 eller figur 6 og 7 ikke anvendes, eller når svingningselementet eller -elementene 14,15 utgjøres av organer som ikke har strømningskommunikasjon med omgivelsene.

Figur 9 og 10 viser en port eller spalte 34 for forbindelse av kammerets 16 indre med omgivelsene, hvor den viste strøm-ningsresistans 35 kan være så liten at spaltens areal kan virke vesentlig induktivt belastende på svingningselementenes 14,15 flate ettersom spaltearealet akustisk åpner det indre kammer 16 til en liten og kontrollert grad, hvorved hovedsakelig viskøs svingningsdempning kan oppnås for å forhindre at kammerets trykkfunksjon kortsluttes av spaltens 34 område

i så stor utstrekning at anordningen 10a opphører å være vesentlig akustisk lukket i det frekvensområde som anordningen 10a er beregnet å fungere i. Betydelig viskøs svingningsdempning kan oppnås ved å utstrekke åpningens 34 areal i strømningsretningen, for derved å danne en tunnel for luften, samt ved å utføre spalten 34 med en avlang rektangulær form, helst med forholdet .1 til .8 eller mer mellom kort- og langside. Den vesentlig åpne spalten 34 utgjør, uten tilskudd av mekanisk strømningsresistans i munningen eller i tunnelen, en typisk Helmholzresonatorport i chassiset, hvis arbeidsfrekvens bør

være tilpasset til elementets 14 resonansfrekvens i fri luft, og hvilken kan beregnes ved hjelp av formelen

der f er portens resonansfrekvens i volum V, , som er kammerets 16 volum, c er lydhastigheten i luft, 344,8 ms ,

V P er portens volum (tunnelen), og t P er portens tunnellengde. Når samtlige størrelser uttrykkes i dm og portens areal går

opp til 0,2 x 1,6 = 0,32 dm 2, og chassisets tykkelse er 0,01

dm, blir resonansfrekvensen f p med V, b = 100 dm 3, ca. 42 Hz, hvilken verdi tilnærmet utgjør anordningens 10a nedre absorp-sjonsgrensefrekvens i stedet for null Hz, som teoretisk skulle utgjøre grensef rekvensen f or... absorps jon, hvis konstruksjonen var helt akustisk lukket, dvs. ikke hadde noen port eller spalte 34. Hvis en tunnel med lengde 1 dm koples til porten, fås en resonansfrekvens på ca. 25 Hz. Med innsetting ' av den ovenfor beskrevne port, kan det akustiske systemets dynamiske egenskaper påvirkes og dempningen i systemet endres. Når en slik port er innsatt, blir svingningselementenes trinn-funksjon generelt hurtigere, men samtidig kan ukontrollerte svingninger som følge av svekket dempning av svingnings-bevegelsen eventuelt.oppstå, når den påtrykte akustiske energi opphører, spesielt hvis porten er stor og dermed portresonansen høy i frekvens. Det er derfor hensiktsmessig å forbinde en tunnel til porten samt å holde portens.resonansfrekvens f pså lav at den ligger under eller i det minste ikke vesentlig overstiger svingningselementets 14 egenresonansfrekvens. Hvis det er ønskelig å aksentuere den virkningsgradsforhøyning ved portens 34 resonansfrekvens som kan oppnås på den ovenfor beskrevne måte ved innsetting av en resonatorport i. chassiset for et visst frekvensområde, så kan portens 34 areal gjøres større og en resistiv friksjonsdempning av den ved portens resonansfrekvens oppnådde, akustiske Q-verdi for anordningen 10a, kan oppnås gjennom innsetting av en ytterligere spalte- eller portåpning 36 i samsvar med figur 11 og 12 (denne åpning vises skjematisk i nedre del av figur 8). Som vist er denne port 36

forsynt med akustisk strømningsresistans 37, som helt dekker portåpningen og derved kortslutter dens resonansvirkning med kammervolumet V, i en utstrekning som bestemmes av strømnings-resistansen 37 over portens 36 areal. Denne anordning samvirker da med den åpne akustiske port 34 på en måte slik at avstemmingsbrattheten for porten 3 4 ifølge figur 9 og 10 reduseres ved tilstedeværelsen av den resistive port 36 ifølge . figur 11 og 12.

Porten ifølge figur 11 og 12 kan med fordel anvendes som trykk-utjevnende ventil for det akustiske kammer 16 i en anordning ifølge oppfinnelsen, som ikke omfatter strømningsresistans i svingningselementene- 14,15 og som ikke er ventilert på annen måte.

Figur 13 og 14 viser en horisontalprojeksjon resp. et vertikal-snitt av en anordning 10b ifølge oppfinnelsen, utstyrt med en akustisk port 38 med resistanstilpassing til kammeret 16 og det mot lydkilden rettede svingningselement 14, hvilket element på vist måte, kan være forsynt med en dynamisk demp-ningsanordning 27,<*>vesentlig ifølge figur 4 og 5. Porten 38 understøttes av en begrensningsvegg 15, som er rettet mot svingningselementet 14. Veggen 15 bør være vesentlig sving-ningspassiv, ha en forholdsvis høy densitet og kan. være akustisk absorberende. Porten 38 har til oppgave å påvirke lyd-opptagningskarakteristikken for anordningen 10b på en slik måte at denne karakteristikk hovedsakelig opptrer for lyd som bare virker på svingningselementet 14, og absorpsjonen skjer med en vinkelkarakteristikk som vesentlig nærmer seg en cardioid - form. Absorpsjonen ved innfallsvinkler med stor verdi i forhold til elementets 14 svingningsretning blir derfor gjennom denne anordning vesentlig forbedret, og de resistive dempningsegenskapene blir gode for svingningselementet 14, ettersom den vinkelkontrollerende port 38 motsetter seg lyd-utstråling fra denne gjennom dens akustiske plassering og gjennom forekomsten av akustisk resistans 39 i portens munning mot omgivelsene. Porten 38 bør derved gis så stort areal at dennes resonansfrekvens med volumet i kammeret 16 vesentlig overstiger den akustiske resonansfrekvens, som samme anordning skulle ha hatt uten porten 38. Ved anvendelse av den med henvisning til figur 9 og 10 angitte formel og kammervolum V,

ca. 100 dm 3 fås med et portareal på ca. 2,5 dm 2, en port-resonansfrekvens på ca. 70 Hz, idet portens 38 areal er ca. halvparten av elementets 15 opprinnelige, hele areal. Den akustiske resistans i porten 38 bør virke i portens munnings-del samt være slik tilpasset at anordningens 10b resonansfrekvens med den resistans 39 som porten 38 fremviser, føres tilbake til tilnærmet resonansfrekvensen for en ekvivalent anordning uten arrangementet 38,39. I denne konstruksjonsvariant kan det være av spesiell interesse å.sikre en effektiv, dynamisk virksom svingningsdempning for svingningselementet 14 ved å forsyne dette, som vist i figur 13 og 14, med en dynamisk strømningsventil 27 og eventuelt også med en vegg 40, som kan være absorberende og akustisk resistiv og som hensiktsmessig er utført med en spalte 41 eller perforeringer, -for. å mulig-gjøre ubrutt luftstrømning gjennom veggen 40, hvilken vegg er vist plassert symmetrisk i anordningens 10b midtparti.

Figur 15 viser et diagram for et frekvensspektrum med 50 dB dynamikk-område og med nedre grensefrekvens satt til 20 Hz.

I diagrammet forutsettes at lydtrykknivået er konstant når frekvensen varierer. Derved oppnås den viste forbindelse mellom lydbølgens amplitude A (heltrukket linje) og dens akselerasjonsnivå a (brutt linje), der hellingen for hver funksjon utgjør 6 dB pr. oktav. Den geometriske middelfrekvens for spekteret oppnås ved skjæringspunktet for funksjonene,

dvs. ved 360 Hz. Det sees at akselerasjonsnivået går mot null når amplitudenivået går mot.uendelig, samt at amplituden er større enn akselerasjonen for lydbølgen i det frekvensområde, hvor frekvensen avtar fra 360 Hz, og at akselerasjonen er større enn amplituden i det frekvensområde hvor frekvensen stiger fra 360 Hz. Ved betraktning av et.frekvensspektrum med en høyere grensefrekvens enn 20 Hz, vil middelfrekvenspunktet

ligge på en tilsvarende høyere frekvens. I det frekvensområdet der amplituden dominerer må også svingningsamplituden for en.absorberende flate stige med 6 dB pr. oktav når frekvensen avtar - dvs. fordobles med hver halvering av frekvensen - for at absorpsjonen ved flaten skal være konstant. Derav følger at den lineære vibrasjonsamplitude for absorpsjonsflaten må kunne bli stadig større jo lavere nedre grensefrekvens (resonansfrekvens) anordningen konstrueres for. Settes f.eks. som nedre grensefrekvens 40 Hz, så må den mekaniske resonansfrekvensen for svingningselementet i friluft ligge noe lavere i frekvens, f.eks. 20 Hz, for at den fjær-kraft som representeres av volumparameteren for anordningen skal kunne forhøye den mekaniske resonansfrekvensen i forhold til svingningselementets mekaniske komplians og luftens fjæringsstivhet og slik at den resulterende akustiske resonansfrekvens ligger ved 40 Hz. Matematisk kan dette tilnærmet uttrykkes som fa = fmechV s + 1, hvor f' utgjør den akustiske

resonansfrekvensen, f , den mekaniske resonansfrekvensen,

mecn

og s betegner kompliansforholdet til volumparameteren V^. Kompliansforholdet s kan beregnes av ligningen s = (fa/fmech)<2>

-1 og den oppnådde dempning ved resonansfrekvensen kan beregnes fra forholdende n = Q samt Q = f /(f - f,), der f utgjør den frekvens som er høyere enn resonansfrekvensen f og har 3 dB lavere amplitude, resp. f, utgjør den frekvens som er lavere enn resonansfrekvensen med 3 dB lavere amplitude. Når Q når 1,0, er en akustisk lukket krets

(resonansfrekvensen vesentlig bestemt av en trykkfunksjon)

optimalt dempet, hvilken verdi i praksis er vanskelig å nå.

Figur 16 viser teoretisk forskjellige funksjoner for et akustisk absorberende system ifølge oppfinnelsen. Øverst i figuren vises den totalt oppnådde akustiske absorpsjon a (ubrutt linje); til venstre vises med brutt linje svingningsfunksjonen avibr og til høyre med strekpunktert linje den resistive absorpsjonsfunksjonen afrj_ c hos en i anordningen 10 anvendt mineralfiberabsorbent 14 med f.eks. stabelfiber-flatesj.ikt og en kjerne med ca. 20 mm tykkelse og 20 kg/m

densitet.

Velges absorbentens 14 areal til ca. 0,5 m 2 og kammerets 16 volum til ca. 50 dm 3, kan resonansfrekvensen f for absorben-

a

ten og volumet ligge på ca. 50 Hz, som vist i figuren. Absorpsjonsfunksjonen for elementet 14 kan anses.representert av et område med 100% absorpsjon, som strekker seg fra ca. 1000 Hz, ffr/og til ca. 4000 Hz, ffc/når absorbenten måles uten luftspalte på vanlig måte i etterklangrom. Som det sees, oppnås hver for seg en svingningskrets og en resistiv krets ved anordningen, hvis effekter kombineres i et frekvensområde som strekker seg fra 50 Hz og til 1 kHz, hvor begge funksjonene er avtagende. Ifølge den teoretiske modell som fremgår av figur 16, gjelder nedenstående. I det frekvensområde som faller under resonansfrekvensen 50 Hz avtar absorpsjonen med omkring 12 dB pr. oktav. I den første oktaven over resonansfrekvensen stiger absorpsjonen med ca. 3 dB for å være konstant i et perfekt system inntil 4 kHz, der den atter avtar. Den induktive absorpsjonen for systemet kan maksimalt gå opp til 100% og ligger ved resonansfrekvensen 50 Hz. Den resistive absorpsjon kan heller aldri bli større enn 100%, hvilket er tilfelle mellom 1000 Hz og 4000 Hz. Imidlertid utgjør absorpsjonsan-ordningen ifølge oppfinnelsen en vesentlig, tilpasset akustisk impedans, hvorfor den resulterende absorpsjon av lydenergi alltid må overstige den absorpsjon som resistivt råder for det anvendte svingningselement 14 alene og som i det skisserte tilfellet er større enn 100% for frekvenser som ligger mellom 50 Hz (resonansfrekvensen for systemet) og den resistive avskjæringsfrekvens 4 kHz, hvilket er markert som 3 dB for-høyelse øverst i figur 16 og som praktisk kan gå opp til omtrent dobbelt så høy absorpsjon som den som gjelder for svingningselementet 14 alene.

Velges en differensialutførelse av den akustiske anordning ifølge oppfinnelsen, så fordobles svingningsflaten og den oppnådde absorpsjon kan øke.med ca. 2 - 4 ganger den anvendte svingningsflate på grunn av akustisk kopling mellom de mot stående elementer 14,15. Videre blir den akustiske resonansfrekvens omtrent halvert ved samme volumparameter som for en enkeltutførelse på grunn av at den ene masse, (elementet 14) belaster den andre (elementet 15) gjennom koplingen via luften i kammeret 16.

For beste utnyttelse av oppfinnelsen bør ved konstruksjon av anordningen ifølge oppfinnelsen, påses at god linearitet oppnås i det følsomme området ved og over resonansfrekvensen f cl, der de samvirkende funksjoner a ., og at , , begge er

J vibr. ^ frie r3 avtagende.

Gjennom oppfinnelsen oppnås høyeffektive lydabsdrberende anordninger med et meget bredt absorpsjonsområde. De beskrevne konstruksjonsprinsipper gir en rikholdig variasjon av frekvensomfang, absorpsjonsretning, korreksjoner for vinkel-innfallende lydenergi samt meget god amplitudelinearitet, hvilket sistnevnte har meget stor betydning for å unngå uønskede bieffekter, slik som f.eks. generering av distorsjons-komponenter, randomlyd. samt besværende akustiske reflekser. Anordningene ifølge oppfinnelsen har en ekstremt hurtig puls-svar og frembyr lite hinder for lydbølgens utbredning inne ved deres svingningselementer, hvorved direkte refleksjoner under-trykkes effektivt og den akustiske dempningseffekt, spesielt for utdempning av transient lyd, blir ekstremt høy. De beskrevne såkalte differensialsystemer.er spesielt hensikts-messige for anvendelse for almen romakustikkregulering og støydemping i et meget bredt frekvensområde, og endog med rikholdig innhold, av kraftig, transient støy i det lavfrekvente område ettersom differensialsystemene absorberer fra begge sider og fremviser spesiell høy akustisk.dempningseffekt. Spesielt karakteristisk for oppfinnelsen er videre god reproduserbarhet, muligheten til å bruke modulformater, samt en innsettingseffekt, som er vesentlig additiv og muliggjør.meget høyere totaldempning i et gitt rom og i et meget bredere frekvensområde, enn det som kan oppnås med konvensjonelle absorpsjonskonstruksjoner.

Claims (10)

1. Akustisk anordning for dempning av lyd og omfattende et av platemateriale dannet element (14), som gjennom lyd kan settes i på tvers av dettes geometriske utbredelse, rettet svingningsbevegelse og som danner i det minste ét parti av begrensningsveggene i et kammer (16), karakterisert ved kombinasjonen av at elementet (14) er vesentlig frittsvingende; at kammeret (16) er akustisk, i det minste vesentlig, lukket; og at anordningen omfatter middel for å dempe forskyvning av elementet på tvers av nevnte geometriske utbredelse i forhold til endringer av forskyvningshastigheten.

2. Anordning ifølge krav 1, karakterisert ved at elementet (14) utgjøres av en forholdsvis tynn, vesentlig plan, porøs, eller perforert plate, som er vesentlig fiksert mot svingningsbevegelse langsmed sine begrensningskantområder og som ved svingning samvirker med en av et bakenfor-liggende luftfylt kammerrom (16) dannet luftfjær, idet volumet av det luftfylte rom som danner luftfjæren,. er slik valgt i forhold til elementets densitet, masse og strømningsresistans, at elementets (14) svingningsbevegelse danner et maksimum ved anordningens resonansfrekvens, hvilket maksimum er lokalisert i området for elementets midtpunkt og.blir dempet av strøm-ningsresistans.

3. Anordning ifølge krav 1 eller 2, karakterisert ved at elementet (14) har minst et vesentlig symmetrisk i forhold til dets geometriske sentrum beliggende område (27;31) med en i forhold til elementet forøvrig, økt luftgjennomslip-pelighet.

4. Anordning ifølge krav 3., karakterisert ved at nevnte område (27) er omgitt av en i elementets (14) svingningsretning anordnet rørformet del (29).

5. Anordning ifølge hvilket som helst av kravene 1-4, karakterisert ved at anordningen er utstyrt med i det minste en åpning (36) som etablerer en forbindelse mellom det av kammeret (16) omsluttede volum og det volum som omgir anordningen, og i hvilken åpning det er anordnet en strømnings-resistans (37) av en slik størrelsesorden at amplituden til elementets (14) svingningsbevegelse dempes vesentlig ved anordningens resonansfrekvens.

6. Anordning ifølge hvilke som helst av kravene 1-5, karakterisert ved at den omfatter i det minste en akustisk åpning (34) som etablerer en forbindelse mellom det av kammeret (16) omsluttede volum og det volum som omgir anordningen, og som vesentlig akustisk belaster elementet (14) for vesentlig induktivt å øke anordningens akustiske virkningsgrad omkring resonansfrekvensen for den av åpningen (34) og det omsluttede volum, dannede krets.

7. Anordning ifølge krav 6, karakterisert ved at åpningen (34) også fremviser resistans (35) for resistivt å redusere den akustiske kopling mellom åpningen og elementet.

8. Anordning ifølge hvilke som helst av kravene 1-7, karakterisert ved at den fremviser minst et akustisk resistivt element (40), som endog kan innbefatte betydelig strømningsresistans, mellom elementet (14) og den til elementet motstående begrensningsside (15) av kammeret (16).

9. Anordning ifølge hvilke som helst av kravene 1-8, karakterisert ved at den til elementet (14) motstående kammerside (15) utgjøres av et vesentlig identisk element.

10. Anordning ifølge hvilke som helst av kravene 1-8, karakterisert ved at anordningen har en port (38) i den kammerbegrensende, side (15) motstående til elementet (14), hvilken port (38) har en betraktelig størrelse i forhold til nevnte elements areal, i hvilken port det er anordnet en akustisk resistans (39) for generering av et lydtrykk ved portens munning, hvilket er motsatt rettet det fra omgivelsene kommende lydtrykk.