SE525807C2

SE525807C2 - Noise reduction structure for air supply piping, has holes which are formed between each perforated panel at flow path side

Info

Publication number: SE525807C2
Application number: SE0401313A
Authority: SE
Inventors: Hideo Utsuno; Zenzo Yamaguchi; Kazuki Tsugihashi; Kazyo Komura; Yasumasa Kimura; Koichi Honke
Original assignee: Kobe Steel Ltd Kabushiki Kaish
Priority date: 2003-05-23
Filing date: 2004-05-24
Publication date: 2005-05-03
Also published as: SE0401313L; CN1573199A; CN1311186C; SE0401313D0

Abstract

The holes (46,46') are formed between each perforated panel (42,42') at the flow path side. The perforated panels are extended to the axial direction of a cylindrical piping path (41). The partition plate (43,43') divides the axial direction of the piping path into number of closets (44,44').

Description

20 25 525 887 2 En perforerad ljudsäker struktur C, som visas i ﬁg. 3, beskrives i litteratur 2. Denna perforerade ljudsäkra struktur C formas av att mitt emot varandra anordna en yttre platta 31 och en inre platta 32, som har ett antal genomgående hål 32a. Plattjock- leken, håldiametem och graden av öppen yta hos den inre plattan 32 är satta för att tillfredsställa konstruktionsvillkor, som ger upphov till en viskositetseffekt i luften, som går igenom de genomgående hålen 32a och energin hos ljudvågoma upptas av denna viskositetseffekt. l strukturen hos den ljuddämpande ledningen A enligt litteratur 1 orsakar emellertid det porösa ljuddämpande materialet inte enbart en långsam förändring eller förstö- relse orsakad av strömningshastighetsförändring, temperaturtörändring eller dagg- kondensation hos rörpassagen eller liknande, följt av spridning för att förstöra dess egna ljuddåmpningsfönnåga, utan också ínträngande i en anordning såsom en kompressor, turbin eller pump för att noterbart förstöra prestationsförmågan hos en sådan anordning eller förstöra den. Vidare, när man skall göra sig av med den ljud- dämpande ledningen, genereras en extra kostnad för separat bortkastande av poröst ljuddämpande material, såsom glasull, eftersom detta är ett industriavfall. I struktu- ren hos resonansljuddämparen B enligt litteratur 1 måste, på grund av att enbart ett ljud med specificerad frekvens kan tystas, ett flertal resonansljuddämpare inställda för olika frekvenser anslutas för att erhålla en ljuddåmpande effekt i ett brett frek- vensband, och det är också nödvändigt att åstadkomma en förstorad kammare för att innesluta det lilla hålet hos rörpassagen på utsidan av rörpassagen, vilket resulterar i en förstoring av ljuddämparstrukturen som helhet. I strukturen hos den hâlförsedda ljudsäkra strukturen C enligt litteratur 2 ökar sannolikheten för blockering av dess smala öppning med sot, damm, oljedroppar eller vätskedroppar vid tillämpning på en kompressor eller liknande så att ljuddämpningsförmågan förstöres, även om ljuddåmpningsförrnågan generellt sett är högre ju smalare öppningen är. 10 15 20 25 30 525 807 3 Sammanfattning av uppfinningen Föreliggande uppfinning har således åstadkommits för att lösa ovannämnda problem. 20 25 525 887 2 A perforated soundproof structure C, shown in ﬁ g. 3, is described in literature 2. This perforated soundproof structure C is formed by arranging opposite each other an outer plate 31 and an inner plate 32, which have a number of through holes 32a. The plate thickness, the hole diameter and the degree of open surface of the inner plate 32 are set to satisfy design conditions which give rise to a viscosity effect in the air passing through the through holes 32a and the energy of the sound waves is absorbed by this viscosity effect. In the structure of the sound-absorbing line A according to literature 1, however, the porous sound-absorbing material not only causes a slow change or destruction caused by flow rate change, temperature change or dew condensation of the pipe passage or the like, followed by scattering to destroy its own sound damping ability, but also penetrating a device such as a compressor, turbine or pump to noticeably destroy or destroy the performance of such a device. Furthermore, when disposing of the sound-absorbing line, an extra cost is generated for the separate disposal of porous sound-absorbing material, such as glass wool, as this is an industrial waste. In the structure of the resonant muffler B according to literature 1, because only a sound of specified frequency can be muted, a plurality of resonant mufflers set for different frequencies must be connected to obtain a sound-absorbing effect in a wide frequency band, and it is also necessary to provide an enlarged chamber to enclose the small hole of the pipe passage on the outside of the pipe passage, resulting in an enlargement of the muffler structure as a whole. In the structure of the half-soundproof structure C according to literature 2, the probability of blocking its narrow opening with soot, dust, oil droplets or liquid droplets when applied to a compressor or the like increases so that the sound attenuation ability is destroyed, although the narrower aperture is generally higher. . SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has thus been accomplished to solve the above problems.

Föreliggande uppfinning åstadkommer en ljuddämparstruktur, som innefattar en rörpassage, en första skiljeväggsdel, som sträcker sig i axialriktningen av rörpas- sagen, och en andra skiljeväggsdel, som uppdelar den axiala riktningen hos rörpas- sagen, som uppdelas av den första skiljeväggen, i ett ﬂertal små kammare, varvid porer är helt eller delvis formade i den del, som vetter mot passagen av den första skiljeväggsdelen.The present invention provides a muffler structure comprising a pipe passage, a first partition portion extending in the axial direction of the pipe passage, and a second partition portion dividing the axial direction of the pipe passage divided by the first partition into a number small chambers, the pores being completely or partially formed in the part facing the passage of the first partition part.

Eftersom denna struktur innefattar rörpassagen, vid vilken den första skiljeväggs- delen sträcker sig i axialriktningen av rörpassagen, varvid den andra skiljeväggs- delen uppdelar axialriktningen hos rörpassagen avskild av den första skilj eväggs- delen i ett ﬂertal små kammare, och porema är helt eller delvis formade på den del hos den första skiljeväggsdelen som vetter mot passagen, kan en periodisk tryck- fluktuation konverteras till en fram- och återgående rörelse genom pordelen av den perforerade plattan utan att påverka den jämna strömningen i rörpassagen så att tryckﬂuktuationsenergin upptas i form av en tryckförlust för att dämpa ljud. Efter- som ljuddämparstrukturen är anordnad i den inre delen av rörpassagen utan krav att tillsätta en ytterligare anordning eller liknande utanför rörpassagen, kan i denna ut- föringsform förstoring av utrustningen förhindras. Eftersom inget poröst ljuddämp- ningsmaterial, såsom glasull, användes är denna struktur vidare fri från förstörelse av sin egen ljuddämpningsförrnåga hos det porösa ljuddämpningmaterialet orsakat av spridande genom långsam förändring eller förstörelse eller problemet att det spridda porösa ljuddämpningsmaterialet tränger in i en anordning, såsom en kom- pressor, turbin eller pump, för att notabelt förstöra prestationsförmågan hos anord- ningen eller förstöra denna. Denna struktur har också fördelen av att inte generera någon kostnad för själva det porösa ljuddämpningsmaterialet eller för ett skyddande 10 15 20 25 30 525 807 4 ytmaterial för att skydda det porösa ljuddämpningsmaterialet och tillverkningskost- naden kan minskas jämfört med användningen av ett poröst ljudabsorberande mate- rial.Since this structure comprises the pipe passage, in which the first partition part extends in the axial direction of the pipe passage, the second partition part dividing the axial direction of the pipe passage separated by the first partition part into a number of small chambers, and the pores are wholly or partly formed on the part of the first partition wall facing the passage, a periodic pressure fluctuation can be converted to a reciprocating movement through the pore part of the perforated plate without affecting the even flow in the pipe passage so that the pressure ﬂuctuation energy is absorbed in the form of a pressure loss to mute sounds. Since the muffler structure is arranged in the inner part of the pipe passage without the requirement to add an additional device or the like outside the pipe passage, enlargement of the equipment can be prevented in this embodiment. Furthermore, since no porous sound-absorbing material, such as glass wool, is used, this structure is free from destruction of its own sound-absorbing ability of the porous sound-absorbing material caused by spreading by slow change or destruction or the problem of the scattered porous sound-absorbing material penetrating a device such as a grain presses, turbine or pump, to notably destroy or destroy the performance of the device. This structure also has the advantage of not generating any cost for the porous sound-absorbing material itself or for a protective surface material to protect the porous sound-absorbing material, and the manufacturing cost can be reduced as compared with the use of a porous sound-absorbing material. rial.

Ljuddämpningsstrukturen enligt föreliggande uppﬁnning tillfredsställer relationen b heten hos ett medium och b är avståndet mellan skiljeväggsplattoma.The sound attenuation structure according to the present invention satisfies the relationship b the heat of a medium and b is the distance between the partition plates.

I enlighet med denna struktur kan en periodisk tryckﬂuktuation säkert konverteras till en fram- och återgående rörelse genom pordelen hos den perforerade plattan utan att påverka den stadiga strömningen i rörpassagen så att tryckﬂuktuationsenergin skingras i fonn av en tryckförlust för att tysta ljudet.According to this structure, a periodic pressure ktuctuation can be safely converted to a reciprocating motion through the pore portion of the perforated plate without affecting the steady flow in the tube passage so that the pressure ﬂuctuation energy is dissipated in the form of a pressure loss to silence the sound.

Graden av öppen area hos den perforerade plattan är inställd till 1-10 %. I enlighet med detta kan en hög ljuddämpningseffekt uppnås även i ett område, som sträcker sig till 130-180 dB.The degree of open area of the perforated plate is set to 1-10%. Accordingly, a high sound attenuation effect can be achieved even in a range extending to 130-180 dB.

Graden av öppen area hos den perforerade plattan minskas från uppströms om pas- sagen mot nedströms. I enlighet med denna struktur kan luftvibrationshastigheten i pordelen genom att gradvis minska graden av öppen area ökas under ett minskat ljudtryck på nedströmssidan för att erhålla ett värde, som är mest lämpligt för ljud- absorption, och ljuddämpningsfönnågan kan ökas.The degree of open area of the perforated plate is reduced from upstream of the passage to downstream. According to this structure, by gradually reducing the degree of open area, the air vibration speed in the porcelain can be increased under a reduced sound pressure on the downstream side to obtain a value most suitable for sound absorption, and the sound attenuation ability can be increased.

Kort beskrivning av ritningarna Fig. 1 är en vy, som visar en konventionell ljuddämpningsledning; ﬁg. 2 är en vy, som visar en konventionell resonansljuddämpare; ﬁg. 3 är en vy, som visar en konventionell perforerad ljudsäker struktur; ﬁg. 4 är en vy, som visar en ljuddämpande struktur enligt en första utföringsform av föreliggande uppfinning; 10 15 20 25 30 fig. 5 fig. 6 fig. 7 fig. 8 fig. 9 fig. 10 ﬁg. ll fig. 12 ﬁg. 13 fig. 14 fig. 15 525 807 s är en vy, som visar en ljuddämpande struktur enligt en andra utföringsform av föreliggande uppﬁnning; är en vy, som visar en ljuddämpande struktur enligt en tredje utföringsform av föreliggande uppfinning; är en vy för att veriﬁera ljuddämpningsteorin för en perforerad platta; är ett diagram, som visar frekvensanalysresultat för tryckﬂuktuationerna i en avgasrörpassageutloppsdel under förhållandena G) och ® i experiment 1; är ett diagram, som visar de experimentella resultaten i experiment 3; är en vy, som visar ett modifierat exempel av den tredje utföringsfonnen av föreliggande uppfinning; är ett diagram, som visar de experimentella resultaten i experiment 4; är en delvis skuren sidovy av ett modifierat exempel av den tredje utförings- formen enligt föreliggande uppﬁnning; är en tvärsnittsvy av en ljuddämpningsstruktur enligt en fjärde utförings- form av föreliggande uppﬁnning; är en tvärsnittsvy av ett modifierat exempel av den fjärde utföringsformen enligt föreliggande uppﬁnning; och är en tvärsnittsvy av en ljuddämpande struktur enligt en femte utföringsform av föreliggande uppfinning.Brief Description of the Drawings Fig. 1 is a view showing a conventional sound attenuation line; ﬁ g. 2 is a view showing a conventional resonant muffler; ﬁ g. 3 is a view showing a conventional perforated soundproof structure; ﬁ g. 4 is a view showing a sound-absorbing structure according to a first embodiment of the present invention; 10 15 20 25 30 Fig. 5 Fig. 6 Fig. 7 Fig. 8 Fig. 9 Fig. 10 ﬁ g. ll Fig. 12 ﬁ g. Fig. 14 Fig. 15 525 807 s is a view showing a sound-absorbing structure according to a second embodiment of the present invention; is a view showing a sound-absorbing structure according to a third embodiment of the present invention; is a view to veri ﬁ your sound attenuation theory for a perforated plate; is a diagram showing frequency analysis results for the pressure ﬂuctuations in an exhaust pipe passage outlet section under conditions G) and ® in experiment 1; is a graph showing the experimental results in Experiment 3; is a view showing a modified example of the third embodiment of the present invention; is a graph showing the experimental results in Experiment 4; is a partially cut-away side view of a modified example of the third embodiment of the present invention; is a cross-sectional view of a sound attenuation structure according to a fourth embodiment of the present invention; is a cross-sectional view of a modified example of the fourth embodiment of the present invention; and is a cross-sectional view of a sound-absorbing structure according to a fifth embodiment of the present invention.

Beskrivning av föredragna utföringsforrner Föredragna utföringsformer av föreliggande uppfinning kommer att beskrivas med hänvisning till ritningarna. Fig. 4 visar en första utföringsform av föreliggande upp- ﬁnning. En ljuddämpningsstruktur D i fig. 4 innefattar en cylindrisk röipassage 41, en perforerad platta 42, som sträcker sig i rörpassagen 41 i axialriktningen av rör- passagen 41 och som är anordnad för att uppdela passagesektionen hos rörpassagen 41, och en skiljeväggsplatta 43, som uppdelar rörpassagen 41, som är uppdelad av den perforerade plattan 41, i ett ﬂertal små kammare 44 i rörpassagens axialriktning. 10 15 20 25 30 525 807 6 Rörpassagen 41 är formad i mitten av lufttillförsel- eller avgasrörpassagen hos en kompressor, en turbin, en pump, en drivmotor eller liknande. Denna rörpassage 41 har en långsträckt form med ett cirkulärt tvärsnitt. I rörpassagen 41 passerar en gas, som emitterar en stöt i enlighet med lufttillförsel eller avgasutsläpp. Den perforerade plattan 42, som har en arkliknande form, är anordnad parallellt med axialriktningen hos rörpassagen 41. Enligt detta arrangemang uppdelar den perforerade plattan 42' sektionen hos rörpassagen 41 i ett utrymme, som gas kan passera i, och ett för gas oframkomli gt utrymme. Den perforerade plattan 42 har ett antal porer, med graden av öppen area för porema företrädesvis inställd till 1-10 %. Skiljeväggsplattan 43 uppdelar axiellt det gasoframkomliga utrymmet, som åtskiljs av den perforerade plattan 42. Skilj eväggsplattan 43 är anordnad att ha ett föreskrivet avstånd b i axial- riktningen, och b representeras av b som skall dämpas och c är ljudhastigheten hos ett medium.Description of Preferred Embodiments Preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Fig. 4 shows a first embodiment of the present invention. A sound-absorbing structure D in Fig. 4 comprises a cylindrical pipe passage 41, a perforated plate 42, which extends in the pipe passage 41 in the axial direction of the pipe passage 41 and which is arranged to divide the passage section of the pipe passage 41, and a partition plate 43, which divides the pipe passage 41, which is divided by the perforated plate 41, into a number of small chambers 44 in the axial direction of the pipe passage. The pipe passage 41 is formed in the middle of the air supply or exhaust pipe passage of a compressor, a turbine, a pump, a drive motor or the like. This pipe passage 41 has an elongate shape with a circular cross section. A gas passes in the pipe passage 41, which emits an impact in accordance with air supply or exhaust emissions. The perforated plate 42, which has a sheet-like shape, is arranged parallel to the axial direction of the pipe passage 41. According to this arrangement, the perforated plate 42 'divides the section of the pipe passage 41 into a space through which gas can pass, and a space inaccessible to gas. . The perforated plate 42 has a number of pores, with the degree of open area of the pores preferably set to 1-10%. The partition plate 43 axially divides the gas-impermeable space separated by the perforated plate 42. The partition plate 43 is arranged to have a prescribed distance b in the axial direction, and b is represented by b to be damped and c is the speed of sound of a medium.

Uppförandet hos ljudvågor i rörpassagen 41 i denna utföringsform beskrives sedan.The behavior of sound waves in the pipe passage 41 in this embodiment is then described.

Ljudvågoma, som går igenom en huvudpassage 45, kommer in i de små karnrarna 44 genom pordelama 46 hos den perforerade plattan 42, reflekteras inuti de små kamrama 44 och passerar igen igenom pordelarna 46. Detta infallande och reﬂek- terande av ljudvågor repeteras i varje liten kammare 44 igenom pordelama 46 hos den perforerade plattan 42.The sound waves, which pass through a main passage 45, enter the small chambers 44 through the portholes 46 of the perforated plate 42, are reflected inside the small chambers 44 and pass again through the portholes 46. This incident and re-reflection of sound waves is repeated in each small chamber 44 through the port portions 46 of the perforated plate 42.

Eftersom periodiska tryckﬂuktuationer i denna utföringsform kan konverteras till fram- och återgående rörelse genom pordelama hos den perforerade plattan utan att påverka den stadiga strömningen i rörpassagen kan tryckfluktuationsenergin upptas i form av tryckförlust för att dämpa ljudet. Eftersom graden av öppen area hos den perforerade plattan är inställd till 1-10 % kan i synnerhet en hög ljuddämpnings- effekt uppvisas i ett område, som sträcker sig från 130-180 dB. Eftersom ljuddämp- ningsstrukturen är anordnad i den inre delen hos rörpassagen i denna utföringsform utan insättning av ytterligare anordning eller liknande utanför rörpassagen kan vidare förstoring av utrustningen förhindras. 10 15 20 25 525 807 7 Eftersom inte något poröst ljuddämpningsmaterial, såsom glasull, används i denna utföringsform, är strukturen vidare fri från förstörelse av dess egen ljuddämpnings- förmåga hos det porösa ljuddämpningsmaterialet genom sönderdelning orsakad av långsamma förändringar eller förstörelse eller problemet att det skingrade porösa ljuddämpningsmaterialet tränger in i en anordning, såsom en kompressor, turbin eller pump, för att noterbart försämra förmågan hos en sådan anordning eller för- störa denna. Vidare har den också fördelen av att inte generera någon kostnad för själva det porösa ljuddämpningsmaterialet eller för ett ytskyddande material för att skydda det porösa ljuddämpningsmaterialet och tillverkningskostnaden kan därmed undertryckas.Since periodic pressure actuations in this embodiment can be converted to reciprocating motion through the portholes of the perforated plate without affecting the steady flow in the tube passage, the pressure fluctuation energy can be absorbed in the form of pressure loss to attenuate the sound. In particular, since the degree of open area of the perforated plate is set to 1-10%, a high sound attenuation effect can be exhibited in a range ranging from 130-180 dB. Furthermore, since the sound attenuation structure is arranged in the inner part of the pipe passage in this embodiment without insertion of additional device or the like outside the pipe passage, enlargement of the equipment can be prevented. Furthermore, since no porous sound-absorbing material, such as glass wool, is used in this embodiment, the structure is free from destruction of its own sound-absorbing ability of the porous sound-absorbing material by decomposition caused by slow changes or destruction or the problem that it dispersed The porous sound attenuation material penetrates a device, such as a compressor, turbine or pump, to noticeably impair the ability of such a device or destroy it. Furthermore, it also has the advantage of not generating any cost for the porous sound attenuation material itself or for a surface protective material to protect the porous sound attenuation material and the manufacturing cost can thus be suppressed.

Den perforerade plattan 42 i ovannämnda utföringsform kan insättas exempelvis nära innerväggen hos rörpassagen 41 när en stor area för huvudpassagen 45 skall säkerställas eller inställas i en valfri position om ytan hos huvudpassagen 45 inte insisteras på. Även om den perforerade plattan 42 är inställd parallellt med passagen hos rörpassagen 41 i utföringsformen ovan behöver den inte nödvändigtvis inställas parallellt med passagen hos rörpassagen 41 om arean hos huvudpassagen 45 inte insisteras på och kan inställas med en lutning av valfn' vinkel. Samma kan sägas för följ ande utföringsformen Fig. 5 visar en andra utföringsform av föreliggande uppfinning. I en ljuddämpande struktur E enligt ﬁg. 5 är ett ﬂertal små kammare 44' liknande de små kamrama 44 hos ljuddämpningsstrukturen D i den första utföringsfonnen anordnade i rörpas- sagen 41 symmetriskt relativt de små kamrarna 44 över axeln för rörpassagen 41.The perforated plate 42 in the above-mentioned embodiment can be inserted, for example, near the inner wall of the pipe passage 41 when a large area of the main passage 45 is to be secured or set in an optional position if the surface of the main passage 45 is not insisted on. Although the perforated plate 42 is set parallel to the passage of the pipe passage 41 in the above embodiment, it does not necessarily have to be set parallel to the passage of the pipe passage 41 if the area of the main passage 45 is not insisted on and can be adjusted with an inclined angle. The same can be said for the following embodiment. Fig. 5 shows a second embodiment of the present invention. In a sound-absorbing structure E according to ﬁ g. 5, a number of small chambers 44 'similar to the small chambers 44 of the sound attenuation structure D in the first embodiment are arranged in the pipe passage 41 symmetrically relative to the small chambers 44 over the axis of the pipe passage 41.

Närmare bestämt innefattar ljuddämpningsstrukturen E hos denna utföringsform ljuddämpningsstrukturen D, en perforerad platta 42', som sträcker sig inuti rörpas- sagen 41 i axialriktningen av rörpassagen 41 och är anordnad för att uppdela pas- sagesektionen hos rörpassagen 41, och en skiljeväggsplatta 43', som uppdelat axial- 10 15 20 25 30 525 807 s riktningen hos rörpassagen 41, som uppdelas av den perforerade plattan 42', i ett ﬂertal små kammare 44'.More specifically, the sound attenuation structure E of this embodiment comprises the sound attenuation structure D, a perforated plate 42 ', which extends inside the pipe passage 41 in the axial direction of the pipe passage 41 and is arranged to divide the passage section of the pipe passage 41, and a partition plate 43', which divided axially in the direction of the pipe passage 41, which is divided by the perforated plate 42 ', into a number of small chambers 44'.

Rörpassagen 41 är formad i mitten av lufttillfórselledningen eller avgasröret hos en kompressor, en turbin, en pump, en drivmotor eller liknande. Rörpassagen 41 har en långsträckt skepnad med cirkulärt tvärsnitt. I rörledningen 41 passerar en gas som avger en stöt i enlighet med lufttillfórsel eller avgasutsläpp. Den perforerade plattan 42', som har en arkliknande form, är anordnad parallellt med axialriktningen hos rörpassagen 41. I denna utfóringsfonn uppdelar den perforerade plattan 42' tvär- snittet hos rörpassagen 41 i ett gasframkomligt utrymme och ett gasoframkomligt utrymme. Den perforerade plattan 42' har ett antal porer med graden av öppen area hos porema företrädesvis inställd till 1-10 %. Skiljevâggsplattan 43' uppdelar axiellt den gasoframkomliga delen, som uppdelas av den perforerade plattan 42'. Skilje- väggsplattan 43' är anordnad att ha ett föreskrivet avstånd b i axialriktningen, och b representeras av b pas, och c är ljudhastigheten i ett medium.The pipe passage 41 is formed in the middle of the air supply line or the exhaust pipe of a compressor, a turbine, a pump, a drive motor or the like. The pipe passage 41 has an elongated shape with a circular cross-section. In the pipeline 41 passes a gas which emits an impact in accordance with air supply or exhaust emissions. The perforated plate 42 ', which has a sheet-like shape, is arranged parallel to the axial direction of the pipe passage 41. In this embodiment, the perforated plate 42' divides the cross-section of the pipe passage 41 into a gas-passable space and a gas-passable space. The perforated plate 42 'has a number of pores with the degree of open area of the pores preferably set to 1-10%. The partition plate 43 'axially divides the gas-impermeable part which is divided by the perforated plate 42'. The partition plate 43 'is arranged to have a prescribed distance b in the axial direction, and b is represented by b pas, and c is the speed of sound in a medium.

Varje liten kammare 44' är omsluten av innerväggen hos rörpassagen 41 hos den gasoframkomliga delen uppdelad av den perforerade plattan 42 och skiljeväggs- plattan 43' närmast den perforerade plattan 42' med avståndet b.Each small chamber 44 'is enclosed by the inner wall of the pipe passage 41 of the gas-impermeable part divided by the perforated plate 42 and the partition plate 43' closest to the perforated plate 42 'with the distance b.

Den perforerade plattan 42, skilj eväggsplattan 43 och den lilla kammaren 44 år likadana som de i ljuddämpningsstrukturen D i den forsta utﬁñringsformen.The perforated plate 42, separate the wall plate 43 and the small chamber 44 are the same as those in the sound attenuation structure D in the first embodiment.

Uppforandet av ljudvågor i rörpassagen 41 i denna utfóringsfonn beskrives sedan.The behavior of sound waves in the pipe passage 41 in this embodiment is then described.

Ljudvågoma, som passerar in i huvudpassagen 55, kommer in i de små karnrama 44, 44' genom respektive pordelar 46, 46' hos de perforerade plattorna 42, 42', reﬂekteras inuti de små kamrama 44, 44' och passerar återigen genom pordelarna 46, 46'. Detta infallande och reﬂekterande av ljudvågor repeteras i varje liten kam- mare 44, 44' igenom pordelama 46, 46' hos de perforerade plattorna 42, 42'. 10 15 20 25 525 807 9 Denna utföringsform kan åstadkomma samma effekt som den forsta utföringsfor- men .The sound waves passing into the main passage 55 enter the small chambers 44, 44 'through the respective portholes 46, 46' of the perforated plates 42, 42 ', are reflected inside the small chambers 44, 44' and again pass through the portholes 46 , 46 '. This incident and refracting of sound waves is repeated in each small chamber 44, 44 'through the portholes 46, 46' of the perforated plates 42, 42 '. 10 15 20 25 525 807 9 This embodiment can produce the same effect as the first embodiment.

Som ett modiﬁerat exempel av denna utföringsform kan graden av öppen area hos de perforerade plattorna 42, 42' reduceras från uppströms om passagen 55 mot ned- ströms därom. Konkret varieras graden av öppen area hos de perforerade plattoma 42, 42' i varje område, som vetter mot varje liten kammare 44, 44' och reduceras i nedströmsriktningen. Exempelvis är graden av öppen area hos den perforerade plattan i området, som vetter mot en liten kammare formad på uppströmssidan av passagen 55 inställd till 8 %. Graden av öppen area hos den perforerade plattan i området som vetter mot nedströms belägna små kammare intill plattan är inställt till 5 %. Samma procedur âterupprepas för att minska graden av öppen area hos varje liten kammare i riktning mot nedströmssidan.As a modified example of this embodiment, the degree of open area of the perforated plates 42, 42 'can be reduced from upstream of the passage 55 towards downstream thereof. Specifically, the degree of open area of the perforated plates 42, 42 'in each area facing each small chamber 44, 44' is varied and reduced in the downstream direction. For example, the degree of open area of the perforated plate in the area facing a small chamber formed on the upstream side of the passage 55 is set to 8%. The degree of open area of the perforated plate in the area facing downstream small chambers adjacent to the plate is set to 5%. The same procedure is repeated to reduce the degree of open area of each small chamber toward the downstream side.

Vibrationshastigheten hos gasen i pordelarna 46, 46' hos de perforerade plattorna 42, 42' bestäms beroende på ljudtrycket hos ljudvågorna, som pålägges pordelama 46, 46' och graden av öppen area. Eftersom ljudtrycket uppströms är högre än ljud- trycket nedströms i passagen 55, minimeras graden av öppen area hos de perfore- rade plattorna 42, 42' nedströms, varvid vibrationshastigheten hos gasen, som går igenom pordelama 46, 46' kan ökas for att förbättra ljuddämpningsförrnågan.The vibration velocity of the gas in the pore portions 46, 46 'of the perforated plates 42, 42' is determined depending on the sound pressure of the sound waves applied to the pore portions 46, 46 'and the degree of open area. Since the upstream sound pressure is higher than the downstream sound pressure in the passage 55, the degree of open area of the perforated plates 42, 42 'downstream is minimized, whereby the vibration velocity of the gas passing through the port parts 46, 46' can be increased to improve the sound attenuation performance. .

Samma sak kan sägas för den första utföringsforrnen och följande utfóringsforrner.The same can be said for the first embodiment and the following embodiments.

Graden av öppen area kan gradvis minskas oavsett arean, som vetter mot de små kamrarna 44, 44'.The degree of open area can be gradually reduced regardless of the area facing the small chambers 44, 44 '.

Fig. 6 visar en tredje utföringsforrn av föreliggande uppfinning. En ljuddâmpande struktur F i fr g. 6 innefattar en rörpassage 4l, en perforerad cylinder 62, som sträc- ker sig inuti rörpassagen 41 i axialriktningen av rörpassagen 41 for att uppdela tvär- snittet hos rörpassagen 41, och ett ﬂertal av skiljeväggsplattor 63 är ringformigt in- 10 15 20 25 30 525 807 10 satta för att uppdela utrymmet mellan ytterväggen av den perforerade cylindern 62 och innerväggen av rörpassagen 41 i den axiala riktningen hos rörpassagen 41.Fig. 6 shows a third embodiment of the present invention. A sound-absorbing structure F in fr g. 6 comprises a pipe passage 41, a perforated cylinder 62, which extends inside the pipe passage 41 in the axial direction of the pipe passage 41 to divide the cross-section of the pipe passage 41, and a number of partition plates 63 are annular inserted to divide the space between the outer wall of the perforated cylinder 62 and the inner wall of the tube passage 41 in the axial direction of the tube passage 41.

Rörpassagen 41 är fonnad i mitten av lufttillförselledningen eller avgasröret hos en kompressor, en turbin, en pump, en drivmotor eller liknande. Denna rörledningspas- sage 41 har en långsträckt skepnad med cirkulärt tvärsnitt. I rörledningen 41 passe- rar en gas, som ger en stöt i enlighet med lufttillfórsel eller avgasutsläpp. Den perfo- rerade cylindern 62, som har cylinderform med ett antal porer 66, är anordnad paral- lellt med axialriktningen hos rörpassagen 41. I detta arrangemang uppdelat den per- forerade cylindem 62 tvärsnittet hos rörpassagen 41 i ett gasframkomligt utrymme och ett gasoframkomligt utrymme. Den perforerade cylindem 62 har ett antal porer, varvid porernas grad av öppen area företrädesvis är inställd till 1-10 %. Skiljeväggs- plattan 63 uppdelar den gasoframkomliga delen, som uppdelas av den perforerade cylindern 62, axiellt. Avskiljningsplattan 63 är anordnad att ha ett föreskrivet av- stånd b i axialriktningen, och b representeras av b vensen hos ett ljud som skall dämpas, och c är ljudhastigheten i ett medium.The pipe passage 41 is formed in the middle of the air supply line or the exhaust pipe of a compressor, a turbine, a pump, a drive motor or the like. This pipeline passage 41 has an elongated shape with a circular cross-section. A gas passes in the pipeline 41, which produces a shock in accordance with the air supply or exhaust emissions. The perforated cylinder 62, which has a cylindrical shape with a number of pores 66, is arranged parallel to the axial direction of the pipe passage 41. In this arrangement, the perforated cylinder 62 divides the cross section of the pipe passage 41 into a gas-passable space and a gas-passable space. The perforated cylinder 62 has a number of pores, the degree of open area of the pores being preferably set to 1-10%. The partition plate 63 divides the gas-passable part, which is divided by the perforated cylinder 62, axially. The partition plate 63 is arranged to have a prescribed distance b in the axial direction, and b is represented by the b vence of a sound to be attenuated, and c is the speed of sound in a medium.

Varje liten kammare 64 är innesluten av innerväggen hos rörpassagen 41 hos den gasoframkomliga delen uppdelad av den perforerade cylindern 62 och skiljeväggs- plattan 63 angränsande till den perforerade cylindem 62 med avståndet b.Each small chamber 64 is enclosed by the inner wall of the tube passage 41 of the gas-impermeable portion divided by the perforated cylinder 62 and the partition plate 63 adjacent to the perforated cylinder 62 by the distance b.

Metoden att tillverka den ljuddämpande strukturen E i denna utfóringsform beskrivs nedan. En cylinder perforeras for att forma den perforerade cylindem 62 och insidan hos den ringfonniga skiljeväggsplattan 63 svetsas till utsidan av den perforerade cylindem 62. Denna procedur repeteras för ett nödvändigt antal stycken under bibe- hållande av avståndet b mellan angränsande skiljeväggsplattor 63. Utsidan av varje skiljeväggsplatta 63 svetsas till insidan av rörpassagen 41, varvid den ljuddämpande strukturen E är färdig. Denna struktur kan även tillverkas genom att perforera själva rörledningen 41 för att använda denna som perforerad cylinder och anordna ett annat yttre rör på utsidan av denna. 10 15 20 25 30 525 807 ll Uppforandet av ljudvågor i rörpassagen 41 hos denna utforingsform beskrivs nedan.The method of manufacturing the sound-absorbing structure E in this embodiment is described below. A cylinder is perforated to form the perforated cylinder 62 and the inside of the annular partition plate 63 is welded to the outside of the perforated cylinder 62. This procedure is repeated for a necessary number of pieces while maintaining the distance b between adjacent partition plates 63. The outside of each partition plate 63 63 is welded to the inside of the pipe passage 41, the sound-absorbing structure E being finished. This structure can also be manufactured by perforating the pipeline 41 itself to use it as a perforated cylinder and arranging another outer pipe on the outside thereof. The behavior of sound waves in the pipe passage 41 of this embodiment is described below.

Ljudvågorna, som passerar i en huvudpassage 65, kommer in i de små kamrarna 64 genom pordelama 66 hos den perforerade cylindern 52, reﬂekteras inuti de små kamrarna 64 och passerar återigen genom pordelarna 66. Detta infallande och reﬂekterande av ljudvågor repeteras i varje liten kammare 64 igenom pordelama 66 hos den perforerade cylindern 62.The sound waves, which pass in a main passage 65, enter the small chambers 64 through the port parts 66 of the perforated cylinder 52, are reflected inside the small chambers 64 and pass again through the port parts 66. This incident and realization of sound waves is repeated in each small chamber 64. through the portholes 66 of the perforated cylinder 62.

Denna utföringsforrn kan åstadkomma samma effekt som den forsta utföringsfor- men. Även om endast en perforerad platta är inlagd i ljuddämpningsstrukturerna enligt de forsta och andra utforingsfonnerna kan en ljuddämpande struktur som har en ljud- dämpande effekt som är lika med eller större än de ljuddämpande strukturerna hos de första och andra utföringsforrnerna utformas genom att ytterligare sätta in en eller ﬂera perforerade plattor och insätta ett nödvändigt antal av skiljeväggsplattor i enlighet med detta for att ytterligare bilda små kammare. Vidare, även om endast en perforerad cylinder är insatt i den ljuddämpande strukturen enligt den tredje utfo- ringsformen, kan en ljuddämpande struktur med en ljuddämpande effekt lika med eller större än ljuddämpningsstrukturen enligt den tredje utforingsformen utformas genom att ytterligare insätta en eller ﬂera perforerade cylindrar med skilda radier och insätta ett nödvändigt antal av skiljeväggsplattor i enlighet med detta for att ytterligare forma små kammare. Vidare kan ljuddämpningsstrukturerna enligt de första till tredje utforingsfonnerna kombineras tillsammans for att konstituera en ljuddämpningsstruktur. Exempelvis kan en sådan ljuddämpande struktur fonnas genom att samtidigt integrera den perforerade cylindem och den perforerade plattan in i rörpassagen och uppdela små kammare genom ett ﬂertal skilj eväggsplattor.This embodiment can produce the same effect as the first embodiment. Although only one perforated plate is inserted into the sound-absorbing structures according to the first and second embodiments, a sound-absorbing structure having a sound-absorbing effect equal to or greater than the sound-absorbing structures of the first and second embodiments can be formed by further inserting a or ﬂ your perforated plates and insert a necessary number of partition plates accordingly to further form small chambers. Furthermore, even if only one perforated cylinder is inserted into the sound-absorbing structure according to the third embodiment, a sound-absorbing structure having a sound-absorbing effect equal to or greater than the sound-absorbing structure according to the third embodiment can be designed by further inserting one or more perforated cylinders with different radii and insert a necessary number of partition plates accordingly to further form small chambers. Furthermore, the sound attenuation structures according to the first to third embodiments can be combined together to constitute a sound attenuation structure. For example, such a sound-absorbing structure can be formed by simultaneously integrating the perforated cylinder and the perforated plate into the pipe passage and dividing small chambers through a number of separate wall plates.

Fig. 10 visar ett modifierat exempel av den tredje uttöringsfonnen. Beskrivning kan utelämnas for samma delar som i den tredje utforingsforrnen. Såsom visas i ﬁg. 10 10 15 20 25 30 525 807 12 skiljer sig en ljuddämpande struktur F 1 enligt det modifierade exemplet av den tredje utföringsformen från ljuddämpningsstrukturen F i den tredje utföringsformen genom att rörledningspassagen 41 a avsmalnar stegvis. Konkret har rörpassagen 41a en form så att ett ﬂertal små kammare 64a av samma storlek är bildade på upp- strömssidan av huvudpassagen 65, och ett ﬂertal små kammare 64b som är mindre än den lilla kammaren 64a i längd (höj d) i tvärsnittsriktningen av rörpassagen bildas på nedströmssidan. Eftersom ljuddämpningsgraden för låga toner kan ökas genom att förstora de små karnrarna kan ljuddämpningsbandet utsträckas genom att stegvis göra de små kamrarna hos ljuddämpningsstrukturen Fl mindre.Fig. 10 shows a modified example of the third desiccation mold. Description can be omitted for the same parts as in the third embodiment. As shown in ﬁ g. A sound attenuating structure F 1 according to the modified example of the third embodiment differs from the sound attenuation structure F in the third embodiment in that the pipeline passage 41a tapers stepwise. Specifically, the pipe passage 41a is shaped so that a number of small chambers 64a of the same size are formed on the upstream side of the main passage 65, and a number of small chambers 64b smaller than the small chamber 64a in length (height d) in the cross-sectional direction of the pipe passage formed on the downstream side. Since the degree of sound attenuation for low tones can be increased by enlarging the small chambers, the sound attenuation band can be extended by gradually making the small chambers of the sound attenuation structure F1 smaller.

Såsom visas i fig. 12 kan strukturen ha en rörstruktur 4l', som gradvis avsmalnar.As shown in Fig. 12, the structure may have a tubular structure 41 ', which gradually tapers.

Eftersom resonansfrekvensen för vaij e uppdelad liten kammare 64 kan ändras genom att gradvis minska rörpassagen 41' hos den ljuddämpande strukturen F2 kan denna struktur svara mot ljudkällor med vidsträckta frekvensband. Eftersom dessa modiﬁeringsexempel har samma verkan som den tredje utföringsforinen kan samma effekt som i den tredje utföringsforrnen uppnås.Since the resonant frequency of each divided small chamber 64 can be changed by gradually reducing the tube passage 41 'of the sound-absorbing structure F2, this structure can respond to sound sources with wide frequency bands. Since these modification examples have the same effect as the third embodiment, the same effect as in the third embodiment can be achieved.

I de första och andra utföringsforinerna kan samma effekt som i ovannämnda modi- ﬁeringsexempel även erhållas genom att göra rörpassagen stegvis eller gradvis av- smalnande på samma sätt, även om detta inte är visat. Samma sak kan sägas för var och en av följ ande utföringsformer eller modifieringar.In the first and second embodiments, the same effect as in the above-mentioned modification examples can also be obtained by making the pipe passage stepwise or gradually tapered in the same way, even if this is not shown. The same can be said for each of the following embodiments or modifications.

Fig. 13 är en tvärsnittsvy i rörledningens axialriktning hos en ljuddämpande struktur enligt den fjärde utföringsforrnen av föreliggande uppfinning. Beskrivningar kan utelämnas för samma del som var och en i ovan beskrivna utföringsformer. En ljud- dämpande struktur H hos fig. 13 innefattar en rörpassage 41, en perforerad cylinder 62', som sträcker sig inuti rörpassagen 41 i axialriktningen av rörpassagen 41 och har ett tvärsnitt uppdelat i sektorer, en skilj eväggsplatta 102, som axiellt uppdelar innerdelen av den perforerade cylindem 62' i ett ﬂertal små kammare 104, och ett stödelement 101 för att fästa och uppbära den perforerade cylindern 62'. 10 15 20 25 525 807 13 Den perforerade cylindern 62' har en cylindrisk form med ett tvärsnitt uppdelat i åtta sektorer av ett ﬂertal skiljeväggsplattor 102 och den är anordnad parallellt med axialriktningen av rörpassagen 41 på samma sätt som i den tredje utföringsformen.Fig. 13 is a cross-sectional view in the axial direction of the pipeline of a sound-absorbing structure according to the fourth embodiment of the present invention. Descriptions can be omitted for the same part as each in the embodiments described above. A sound-absorbing structure H of Fig. 13 comprises a pipe passage 41, a perforated cylinder 62 ', which extends inside the pipe passage 41 in the axial direction of the pipe passage 41 and has a cross-section divided into sectors, a separating wall plate 102, which axially divides the inner part of the perforated cylinder 62 'in a plurality of small chambers 104, and a support member 101 for securing and supporting the perforated cylinder 62'. The perforated cylinder 62 'has a cylindrical shape with a cross section divided into eight sectors by a number of partition plates 102 and it is arranged parallel to the axial direction of the pipe passage 41 in the same way as in the third embodiment.

I detta arrangemang uppdelat den perforerade cylindern 62' tvärsnittet hos rörpas- sagen 41 i en gasframkomlig sektion och en gasoframkomlig sektion. Den perfore- rade cylindern 62' har ett antal porer, vilkas grad av öppen area av porer företrädes- vis är satt till 1-10 %. Den perforerade cylindern 62' är fast och uppburen i rörpas- sagen 41 genom stödelementet 101. Stödelementet 101 kan formas exempelvis i en stångliknande form och monteras enbart i en position som är nödvändig för att fästa och uppbära den perforerade cylindem 62' eller formade i en arkliknande form för att fasta och uppbära den perforerade cylindern 62' till sig.In this arrangement, the perforated cylinder 62 'divides the cross-section of the pipe passage 41 into a gas-passable section and a gas-passable section. The perforated cylinder 62 'has a number of pores, the degree of open area of pores of which is preferably set at 1-10%. The perforated cylinder 62 'is fixed and supported in the pipe passage 41 by the support element 101. The support element 101 can be formed, for example, in a rod-like shape and mounted only in a position necessary to attach and support the perforated cylinder 62' or formed in a sheet-like shape for securing and supporting the perforated cylinder 62 'to it.

Den lilla kammaren 104 är innesluten av innerväggen av den perforerade cylindem 62', två intilliggande skiljeväggsplattor 102 och icke visade skiljeväggsplattor, vilka är belägna på avstånd från varandra med avståndet b.The small chamber 104 is enclosed by the inner wall of the perforated cylinder 62 ', two adjacent partition plates 102 and partition plates (not shown), which are spaced apart by the distance b.

Uppfórandet av ljudvågor i rörpassagen 41 i denna utfóringsform beskrives. Ljud- vågorna som går in i en huvudpassage 105 kommer in i de små kamrama 104 ge- nom respektive pordelar 66 hos den perforerade cylindem 62', reflekteras inuti de små karnrarna 104 och passerar återigen genom pordelarna 66. Detta infallande och reﬂekterande av ljudvågor repeteras i varje liten kammare 104 genom pordelarna 66 hos den perforerade cylindern 62'.The construction of sound waves in the pipe passage 41 in this embodiment is described. The sound waves entering a main passage 105 enter the small chambers 104 through the respective portholes 66 of the perforated cylinder 62 ', are reflected inside the small chambers 104 and pass again through the portholes 66. This incident and refracting of sound waves is repeated in each small chamber 104 through the port portions 66 of the perforated cylinder 62 '.

Denna utföringsform kan åstadkomma samma effekt som den första utföringsfor- men . Även om den perforerade cylindem 62' är uppdelad i åtta sektorer i denna utförings- fonn är föreliggande uppfinning inte begränsad av detta. Samma effekt kan uppnås 10 15 20 25 525 807 14 genom att uppdela den perforerade cylindern i ett ﬂertal sektorer. Varje sektor kan vara ojämn.This embodiment can produce the same effect as the first embodiment. Although the perforated cylinder 62 'is divided into eight sectors in this embodiment, the present invention is not limited thereto. The same effect can be achieved by dividing the perforated cylinder into a number of sectors. Each sector can be uneven.

Fig. 14 visar ett modiﬁerat exempel av den fjärde utföringsformen. Beskrivningar kan utelämnas for samma delar som i den fjärde utföringsformen. En ljuddämp- ningsstruktur H1 i ﬁg. 14 skiljer sig från ljuddämpningsstrukturen G hos den fjärde utforingsformen genom att den har små kammare 114, 115 av olika storlek.Fig. 14 shows a modified example of the fourth embodiment. Descriptions can be omitted for the same parts as in the fourth embodiment. A sound attenuation structure H1 in ﬁ g. 14 differs from the sound attenuation structure G of the fourth embodiment in that it has small chambers 114, 115 of different sizes.

Den lilla kammaren 114 är innesluten av, såsom visas i ﬁg. 14, innerväggen av den perforerade cylindern 62', en skiljeväggsplatta 113 anordnad att uppdela tvärsnittet av den perforerade cylindern 62', en skiljeväggsplatta 112 anordnad vertikalt relativt skiljeväggsplattan 113, och icke visade skiljeväggsplattor, vilka är anordnade intill varandra med avståndet b för att axiellt uppdela den inre delen av den perforerade cylindern 62'.The small chamber 114 is enclosed by, as shown in ﬁ g. 14, the inner wall of the perforated cylinder 62 ', a partition plate 113 arranged to divide the cross section of the perforated cylinder 62', a partition plate 112 arranged vertically relative to the partition plate 113, and not shown partition plates, which are arranged adjacent to each other with spacing b the inner part of the perforated cylinder 62 '.

Den lilla kammaren 115 inneslutes av, såsom visas i ﬁg. 14, innerväggen av den perforerade cylindern 62', skilj eväggsplattan 113 anordnad att uppdela tvärsnittet av den perforerade cylindern 62', skiljeväggsplattor 111, 112, som är anordnade ver- tikalt relativt skiljeväggsplattan 113, och icke visade skiljeväggsplattor, som är anordnade angränsande till varandra med avståndet b från varandra för att axiellt uppdela den inre delen av den perforerade cylindem 62'.The small chamber 115 is enclosed by, as shown in ﬁ g. 14, the inner wall of the perforated cylinder 62 ', separate the wall plate 113 arranged to divide the cross section of the perforated cylinder 62', partition plates 111, 112, which are arranged vertically relative to the partition plate 113, and partition plates, not shown, which are arranged adjacent to each other. with the distance b from each other to axially divide the inner part of the perforated cylinder 62 '.

Uppförandet av ljudvågor i rörpassagen 41 hos denna modifiering beskrives. Ljud- vågorna, som passerar i huvudpassagen 105, kommer in i de små kamrarna 114, 115 genom pordelar 66 hos den perforerade cylindem 62', reflekteras inuti de små kam- rama 114, 115 och passerar igen genom pordelama 66. Detta infallande och reﬂek- terande av ljudvågor repeteras i varje liten kammare genom pordelama 66 hos den perforerade cylindem 62'. 10 15 20 25 30 525 807 15 Denna modiﬁering kan åstadkomma samma effekt som den fjärde utfóringsforrnen.The construction of sound waves in the pipe passage 41 of this modification is described. The sound waves passing in the main passage 105 enter the small chambers 114, 115 through portholes 66 of the perforated cylinder 62 ', are reflected inside the small chambers 114, 115 and pass again through the portholes 66. This incident and recoil sound waves are repeated in each small chamber through the portholes 66 of the perforated cylinder 62 '. 10 15 20 25 30 525 807 15 This modification can produce the same effect as the fourth embodiment.

Eftersom resonansfrekvensen hos varje liten kammare varieras, kan denna struktur svara mot ljudkällor med olika frekvenser.Since the resonant frequency of each small chamber varies, this structure can respond to sound sources with different frequencies.

När en skiljeväggsplatta ytterligare anordnas parallellt med skiljeväggsplattoma 111, 112 i de små kamrarna, som konstitueras enligt ovan i detta modiﬁeringsexem- pel, kan denna struktur svara mot ljudkällor med ytterligare olika frekvenser efter- som de resulterande små kamrarna har skilda resonansfrekvenser.When a partition plate is further arranged parallel to the partition plates 111, 112 in the small chambers, which are constituted as above in this modification example, this structure can correspond to sound sources with further different frequencies as the resulting small chambers have different resonant frequencies.

Fig. 15 är en tvärsnittsvy i rörledningens axialriktning hos en ljuddämpande struktur enligt den femte utfóringsfonnen av föreliggande uppfinning. Beskrivningar kan undvaras för samma del som i var och en av utfóringsforrnema ovan. Ljuddämp- ningsstrukturen I i ﬁg. 15 innefattar en rörpassage 41, en perforerad cylinder 121 med rektangulärt tvärsnitt, som sträcker sig inuti rörpassagen 41 i axialriktningen av rörpassagen 41 och har porer enbart i en yta, och icke visade skiljeväggsplattor, som axiellt uppdelar den inre delen av den perforerade cylindern 12 i ett ﬂertal små kam- mare 124.Fig. 15 is a cross-sectional view in the axial direction of the pipeline of a sound-absorbing structure according to the fifth embodiment of the present invention. Descriptions can be dispensed with for the same part as in each of the embodiments above. The sound attenuation structure I i ﬁ g. Comprises a pipe passage 41, a perforated cylinder 121 of rectangular cross-section, which extends inside the pipe passage 41 in the axial direction of the pipe passage 41 and has pores only in one surface, and partition plates (not shown), which axially divide the inner part of the perforated cylinder 12 into about små ertal small chambers 124.

Den perforerade cylindern 121 har en perforerad platta 122 med rektangulärt tvär- snitt, som har ett antal porer enbart på en yta, som är belägen i sidan mot huvudpas- sagen 125. Den perforerade cylindern 121 är fast, exempelvis, genom att fästa hör- nen 123 hos den perforerade cylindern 121 till rörpassagen 41 genom svetsning eller liknande.The perforated cylinder 121 has a perforated plate 122 with a rectangular cross-section, which has a number of pores only on a surface which is located in the side towards the main passage 125. The perforated cylinder 121 is fixed, for example, by attaching hearing aids. 123 of the perforated cylinder 121 to the pipe passage 41 by welding or the like.

Uppförandet av ljudvågor i rörpassagen 41 hos denna utforingsform beskrives.The construction of sound waves in the pipe passage 41 of this embodiment is described.

Ljudvågorna, som passerar i huvudpassagen 125, kommer in i de små kamrarna 124 genom pordelama 126 hos den perforerade cylindem 121, reﬂekteras i de små kam- rarna 124 och passerar igen genom por-delarna 126. Detta infallande och reﬂekte- rande av ljudvågor repeteras i varje liten kammare 124 genom pordelarna 126 hos den perforerade cylindem 121. 10 15 20 25 30 525 807 16 Denna utföringsform kan åstadkomma samma effekt som den första utföringsfor- men. Även om enbart en perforerad cylinder 121 är anordnad i denna utfóringsform kan samma effekt erhållas genom att anordna ett ﬂertal perforerade cylindrar 121.The sound waves passing in the main passage 125 enter the small chambers 124 through the portholes 126 of the perforated cylinder 121, are reflected in the small chambers 124 and pass again through the pore portions 126. This incident and re-rectification of sound waves is repeated. in each small chamber 124 through the port portions 126 of the perforated cylinder 121. This embodiment can provide the same effect as the first embodiment. Even if only one perforated cylinder 121 is arranged in this embodiment, the same effect can be obtained by arranging a number of perforated cylinders 121.

Vidare anordnas ett ﬂertal perforerade cylindrar 121 med olika tvärsnittsarea, var- igenom strukturen kan svara mot ljudkällor som har olika frekvenser på grund av att deras resonansfrekvenser är olika.Furthermore, a number of perforated cylinders 121 are arranged with different cross-sectional areas, through which the structure can respond to sound sources which have different frequencies due to the fact that their resonant frequencies are different.

En cylindrisk rörpassage är anordnad i var och en av ovannämnda utföringsformer och modiﬁeringsexempel. Emellertid kan samma effekt erhållas även om rörpas- sagens tvärsnittsform förändras till olika polygonformer, såsom fyrkantig, elliptisk och andra. Den perforerade plattan i var och en av utföringsfonnema och modifie- ringsexemplen kan anordnas lutande mot axialriktningen av rörpassagen eller anord- nas i stjärnform. Eftersom resonansfrekvensen hos varje uppdelat utrymme kan fór- ändras genom ett sådant arrangemang kan strukturen svara mot ljudkällor av vitt- sträckta frekvenser. Vidare är i var och en av utföringsformerna och modiﬁerings- exemplen som beskrivits ovan en ﬂäns eller liknande företrädesvis anordnad åt- minstone i en ände av rörpassagen för att bli fästbar och lösgörbar från en annan rörpassage med en ﬂäns eller liknande, som är föremål för ljuddämpning genom en bult eller liknande.A cylindrical pipe passage is provided in each of the above-mentioned embodiments and modification examples. However, the same effect can be obtained even if the cross-sectional shape of the pipe passage changes to different polygonal shapes, such as square, elliptical and others. The perforated plate in each of the embodiments and modification examples can be arranged inclined to the axial direction of the pipe passage or arranged in star shape. Since the resonant frequency of each divided space can be changed by such an arrangement, the structure can correspond to sound sources of far-reaching frequencies. Furthermore, in each of the embodiments and modification examples described above, an ﬂ end or the like is preferably arranged at least at one end of the pipe passage to become attachable and detachable from another pipe passage with a ﬂ end or the like, which is subject to sound attenuation. through a bolt or the like.

(Veriﬁkation 1) Ljuddämpningsförhållandet b första utföringsforrnen enligt ﬁg. 4, exempelvis, inträder ljudvågor in i de små kam- rama 44 genom pordelarna 46 från huvudpassagen 45, där de reﬂekteras av inner- väggen av rörpassagen 41 inuti de små karnrama 44 och sedan återigen går igenom pordelama 46 i motsatt riktning. Vid denna tidpunkt genereras en tryckförlust i 10 15 20 25 30 525 807 17 pordelama 46. När dimensionen hos den lilla kammaren 44 är lång avancerar ljud- vågorna mot riktningen som har den långa dimensionen för att minimera den reﬂek- terade vågen till pordelarna 46. Med andra ord genereras resonansfenomenet i den lilla kammaren 44 vid en frekvens där maximidimensionen hos den lilla kammaren 44 är lika med 1/2 av ljudvågens våglängd och ljudvågen repeterar framåtgående och reﬂektion enbart inuti den lilla kammaren 44 utan att generera den reﬂekterade vågen till pordelen 46. För att begränsa ett sådant oväntat uppförande av ljudvågor inuti den lilla kammaren 44 skall inställningsavståndet mellan skiljeväggsplattoma 43 följaktligen justeras så att b hos ljudet som skall dämpas, c är ljudhastigheten av mediet och b är avståndet mel- lan skiljeväggsplattoma 43. Samma sak gäller för de andra och tredje utföringsfor- 11161118.(Veri ﬁ cation 1) The sound attenuation ratio b first embodiment according to ﬁ g. 4, for example, sound waves enter the small chambers 44 through the port parts 46 from the main passage 45, where they are reflected by the inner wall of the pipe passage 41 inside the small vessel frames 44 and then again pass through the port parts 46 in the opposite direction. At this time, a pressure drop is generated in the portholes 46. When the dimension of the small chamber 44 is long, the sound waves advance toward the long dimension direction to minimize the reflected wave to the portholes 46. In other words, the resonant phenomenon is generated in the small chamber 44 at a frequency where the maximum dimension of the small chamber 44 is equal to 1/2 of the sound wavelength of the sound wave and the sound wave repeats forward and reaction only inside the small chamber 44 without generating the reflected wave portion 46. Accordingly, in order to limit such an unexpected behavior of sound waves inside the small chamber 44, the setting distance between the partition plates 43 must be adjusted so that b of the sound to be attenuated, c is the speed of sound of the medium and b is the distance between the partition plates 43. The same applies to the second and third embodiments.

(Veriﬁkation 2) Förhållandet mellan öppenareagraden hos den perforerade plattan och ljuddämp- ningseffekten i föreliggande uppfinning är verifierad. Mekanismen för att upptaga ljudvågsenergi i ljuddämpning kan grovt klassificeras till viskositeten hos ett gräns- skikt format på ytan av ljuddämparstrukturen och den dynamiska tryckförlusten hos altemerande ström i en strypt passagedel. Vibrationsamplituden är liten i ljudtrycks- nivån i ett utrymme för dagligt boende och den dynamiska tryckförlusten, som är proportionell mot kvadraten av hastigheten, är obetydlig jämfört med viskositeten, som är proportionell mot hastigheten. En allmän ljuddämpningsstruktur har därför en fibrös fonn (glasull, etc.) eller formen av en tunn film (uretan, etc.) för att lösa problemet med att utsträcka ytarean för att öka viskositeten hos gränsskiktet. När tryckpulsationsnivån når 130-180 dB såsom i utloppsrörpassagen hos en kompressor kan den dynamiska tryckförlusten emellertid inte ignoreras. Därför är relationen mellan graden av öppen area hos den perforerade plattan och ljuddämpningseffekten i föreliggande uppfinning verifierad från ljuddämpningsteorin för perforerad platta med hänsyn till viskositet och dynamisk tryckförlust. 10 15 20 25 525 807 18 Fi g. 7 är en tvärsnittsvy av en ljuddämpande struktur G. Ljuddämpningsstrukturen G innefattar en cylinder 71 och en perforerad platta 72. En perforerad platta 72 är in- satt inuti cylindern 71 for att i längsled uppdela den inre delen av cylindem 71.(Verification 2) The relationship between the degree of opening of the perforated plate and the sound attenuation effect of the present invention is verified. The mechanism for absorbing sound wave energy in sound attenuation can be roughly classified as the viscosity of an interface layer formed on the surface of the muffler structure and the dynamic pressure loss of alternating current in a restricted passage section. The vibration amplitude is small in the sound pressure level in a space for daily living and the dynamic pressure loss, which is proportional to the square of the velocity, is insignificant compared to the viscosity, which is proportional to the velocity. A general sound attenuation structure therefore has a fibrous form (glass wool, etc.) or the shape of a thin film (urethane, etc.) to solve the problem of extending the surface area to increase the viscosity of the boundary layer. However, when the pressure pulsation level reaches 130-180 dB as in the outlet pipe passage of a compressor, the dynamic pressure loss cannot be ignored. Therefore, the relationship between the degree of open area of the perforated plate and the sound attenuation effect of the present invention is verified from the sound attenuation theory of perforated plate with respect to viscosity and dynamic pressure loss. Fig. 7 is a cross-sectional view of a sound-absorbing structure G. The sound-absorbing structure G comprises a cylinder 71 and a perforated plate 72. A perforated plate 72 is inserted inside the cylinder 71 to longitudinally divide the inner the part of the cylinder 71.

Ljuddämpningsteorin for perforerad platta beskrives med användning av ﬁg. 7.The sound attenuation theory for perforated plate is described using ﬁ g. 7.

Ljuddämpningsteorin fór perforerad platta representeras av följande ekvation (1), och ekvationen (2) är härledd från ekvationen (1).The sound attenuation theory for perforated plate is represented by the following equation (1), and equation (2) is derived from equation (1).

(Numerisk ekvation 1) líÃHšillåïl W (Numerisk ekvation 2) P . z1=ÜL-=z2+r=-;%5coru+r ...(2) 1 där p] är ljudtrycket på den vänstra sidan av den perforerade plattan 72, p; är ljud- trycket på den högra sidan av den perforerade plattan 72, U; är volymhastigheten på den vänstra sidan av den perforerade plattan 72, U; är volymhastigheten på den högra sidan av den perforerade plattan 72, F är karakteristiken for pordelen, p är tätheten av luft, c är ljudhastigheten, S är tvärsnittsarean hos huvudröret och k är vågantal.(Numerical equation 1) líÃHšillåïl W (Numerical equation 2) P. z1 = ÜL- = z2 + r = -;% 5coru + r ... (2) 1 where p] is the sound pressure on the left side of the perforated plate 72, p; is the sound pressure on the right side of the perforated plate 72, U; is the volume velocity on the left side of the perforated plate 72, U; is the volume velocity on the right side of the perforated plate 72, F is the characteristic of the pore part, p is the density of air, c is the speed of sound, S is the cross-sectional area of the main pipe and k is the number of waves.

Ljuddämpningsgraden maximeras när Im [Zl] = 0 och Re [Zl] = Re [F] = p c/S är tillfredsställd genom att ersätta Zl i ovannämnda ekvation (2). Karakteristiken F hos pordelen representeras av följande ekvation. 10 15 20 25 525 807 19 (Numerisk ekvation 3) Relfl- ålvzl <3) (Numerisk ekvation 4) Imﬁpïåfñiﬁ-É zljﬁ-Ål (4) där t är plattjockleken hos den perforerade plattan, d är pordiametern hos den per- forerade plattan, p är tätheten av luft, u är koefﬁcient för dynamisk viskositet, o) är vinkelfrekvensen, A är totala ytan av porema, Co är tryckförlustkoefﬁcienten, U; är volymhastigheten på den högra sidan av den perforerade plattan 72.The sound attenuation rate is maximized when Im [Z1] = 0 and Re [Z1] = Re [F] = p c / S are satisfied by replacing Z1 in the above equation (2). The characteristic F of the porcelain part is represented by the following equation. 10 15 20 25 525 807 19 (Numerical equation 3) Relfl- ålvzl <3) (Numeric equation 4) Im ﬁ pïåfñi ﬁ- É zlj ﬁ- Ål (4) where t is the plate thickness of the perforated plate, d is the pore diameter of the perforated plate , p is the density of air, u is the coefficient of dynamic viscosity, o) is the angular frequency, A is the total area of the pores, Co is the pressure loss coefficient, U; is the volume velocity on the right side of the perforated plate 72.

Det är känt att ljuddämpningsgraden är teoretiskt maximerad vid Re [F] = p c/ S. För att normalisera detta multipliceras realnummerdelen av I" med arean S for att jäm- föra den första termen (viskositetstennen) med den andra termen (dynamiskt tryck- tenn). Som representativa värden för olika konstanter är följ ande värden använda: t= 1 mm, n= 1,8 E-5,f=11 l U; | = S 1u2|, p = p cu; och u; = 2 >< l0'6 ><10(m°).It is known that the sound attenuation rate is theoretically maximized at Re [F] = pc / S. To normalize this, the real number part of I "is multiplied by the area S to compare the first term (viscosity tin) with the second term (dynamic pressure tin). The following values are used as representative values for different constants: t = 1 mm, n = 1,8 E-5, f = 11 l U; | = S 1u2 |, p = p cu; and u; = 2 > <l0'6> <10 (m °).

Den öppenareagrad, som tillfredsställer ovannämnda ekvation för varje ljudtrycks- nivå L beräknas under två villkor av atmosfär med ordinär temperatur och utlopps- rörpassagen hos en skruvkompressor och summeras i tabell 1. Eftersom en yta som har en öppenareagrad av ﬂera % är målet, används ett fast värde av 2,6 som tryck- förlustkoefﬁcient CO. 525 807 20 (Tabell 1) Motsvarande atmosfär med ordinär temperatur Motsvarande kompressor c = 340 rn/s 376 rn/s p = 1,2 kg/mß 7,9 kg/mß SPL Optimal Re[S*l"] 1:a term 2:a tenn Optimal Re[S*1"] 1:a term 2:a term [dB] ÖPPCH- 1%] 1%] ÖPPCH- 1%] 1%] area- (visko- (dyna- area- (vi sko- (dyna- grad sitets- misk grad sitets- misk A/S [%] term) tryck- A/S [%] term) tryck- tenn) term) 180 40,0 408 1 99 14,20 2970 1 99 170 22,6 408 2 98 8,00 2970 2 98 160 12,8 408 3 97 4,50 2970 3 97 150 7,3 408 5 95 2,57 2970 5 95 140 4,2 408 9 91 1,48 2970 9 91 130 2,4 408 16 84 0,87 2970 16 84 120 1,5 408 26 74 0,52 2970 26 74 110 0,9 408 41 59 0,33 2970 42 58 Såsom framgår av tabell 1 tävlar viskositetstermen och den dynamiska trycktennen ömsesidigt med varandra vid en ljudtrycksnivå av 110 dB i bägge de två förhållan- dena och graden av dynamisk tryckgräns är 74 % vid 120 dB. Det är därför rätt att tro att den dynamiska tryckgränsen är dominerande vid en ljudtrycknivå av 120 dB eller mer för bägge tillstånden. Öppenareagraden vid denna tid är 1,5 %. Det maxi- mala ljudtiycket som observeras i atmosfären är omkring 150 dB vid utloppet av en jetrnotor och öppenareagraden är omkring 7,3 %. Det är följ aktligen önskvärt att använda en perforerad platta med en öppenareagrad av 1-10 % med en tolerans. Den pulserande trycknivån är 130-180 dB i utloppsrörpassagen av en kompressor och 10 15 20 användningen av en perforerad platta med en öppenareagrad av 1-10 % är uppen- 525 807 barligen önskvärd också i detta fall.The open area, which satisfies the above equation for each sound pressure level L, is calculated under two conditions of ordinary temperature atmosphere and the outlet pipe passage of a screw compressor and is summarized in Table 1. Since an area having an open area of ﬂ era% is the target, a fixed value of 2.6 as pressure loss coefficient CO. 525 807 20 (Table 1) Corresponding atmosphere with ordinary temperature Corresponding compressor c = 340 rn / s 376 rn / sp = 1.2 kg / mß 7.9 kg / mß SPL Optimal Re [S * l "] 1st term 2nd tin Optimal Re [S * 1 "] 1st term 2nd term [dB] ÖPPCH- 1%] 1%] ÖPPCH- 1%] 1%] area- (visco- (dyna- area- ( vi sko- (dyna- degree sitets- misk degree sitets- misk A / S [%] term) pressure- A / S [%] term) pressure- tin) term) 180 40.0 408 1 99 14.20 2970 1 99 170 22.6 408 2 98 8.00 2970 2 98 160 12.8 408 3 97 4.50 2970 3 97 150 7.3 408 5 95 2.57 2970 5 95 140 4.2 408 9 91 1.48 2970 9 91 130 2.4 408 16 84 0.87 2970 16 84 120 1.5 408 26 74 0.52 2970 26 74 110 0.9 408 41 59 0.33 2970 42 58 As shown in Table 1, the viscosity term competes and the dynamic pressure tin is mutually reciprocal at a sound pressure level of 110 dB in both the two conditions and the degree of dynamic pressure limit is 74% at 120 dB. It is therefore correct to believe that the dynamic pressure limit is dominant at a sound pressure level of 120 dB or more for both conditions. The openness rate at this time is 1.5%. The maximum sound pressure observed in the atmosphere is about 150 dB at the outlet of a jet notch and the open area is about 7.3%. It is therefore actually desirable to use a perforated plate with an open area of 1-10% with a tolerance. The pulsating pressure level is 130-180 dB in the outlet pipe passage of a compressor and the use of a perforated plate with an open area of 1-10% is obviously desirable also in this case.

(Experiment 1) Experiment i ljuddämpningseffekt utfördes med användning av utloppsrörpassagen hos en skruvkompressor med samma ljuddämpningsstruktur som den forsta utfo- ringsformen. I denna utloppsrörpassage uppmättes tryckpulsationen runt ljuddämp- ningsstrukturen under tre tillstånd av CD användning av både den perforerade plattan och skiljeväggsplattan, ® användning enbart av den perforerade plattan utan skilje- väggsplattan och ® användning av varken den perforerade plattan eller skiljeväggs- plattan, och respektive tryckpulsationsskillnader visas i tabell 2 som ljuddämpnings- 21 mängder.(Experiment 1) Experiments in sound attenuation effect were performed using the outlet pipe passage of a screw compressor with the same sound attenuation structure as the first embodiment. In this outlet pipe passage, the pressure pulsation around the sound attenuation structure was measured under three states of CD use of both the perforated plate and the partition plate, ® use only of the perforated plate without the partition plate and ® use of neither the perforated plate nor the partition plate, and respective pressure pulsations are shown in Table 2 as sound attenuation amounts.

(Tabell 2) Oktavband Tillstånd (1) Tillstånd (2) Tillstånd (3) 250 Hz 169-l61=8 dB 170-165=5 dB l69-170=1 dB 500 Hz 170-154=16 dB 170-162=8 dB 170-170=0 dB 1 kHz 173-150=23 dB 172-l64=8 dB 173-173=0 dB 2 kHz 168-143=25 dB 168-161=7 dB 168-169=-1 dB 4kHz 161-143=18 dB 160-l53=7 dB 161-160=1 dB Ljudtrycksnivâ hos ljuddämparen på framsidan - ljudtrycksnivå hos ljuddämparen på baksidan = ljuddämpningsmängd Det framgår av tabell 2 att ljuddämpningsmängden i tillstånd ® är överväldigande stor och i synnerhet uppnås ljuddämpningsmängden 25 dB i oktavbandet av 1,2 kHz, som är en hög frekvens aggressiv mot örat. Även om en signiﬁkant ljud- 10 15 20 25 525 807 22 dämpningsmängd kunde erhållas även under tillstånd ® kunde tryckpulsen inte tillräckligt dämpas. Detta tillskrevs att tryckﬂuktuationen var diffuserad till hela utrymmet i slutet av den perforerade plattan på grund av frånvaro av skiljeväggs- platta och tryckdifferensen mellan bägge sidor av den perforerade plattan kunde inte formas i enlighet med teorin. Tillstånd ® motsvarar en enkel rörpassage och har naturligtvis inte någon ljuddämpande förmåga.(Table 2) Octave band State (1) State (2) State (3) 250 Hz 169-l61 = 8 dB 170-165 = 5 dB l69-170 = 1 dB 500 Hz 170-154 = 16 dB 170-162 = 8 dB 170-170 = 0 dB 1 kHz 173-150 = 23 dB 172-l64 = 8 dB 173-173 = 0 dB 2 kHz 168-143 = 25 dB 168-161 = 7 dB 168-169 = -1 dB 4kHz 161 -143 = 18 dB 160-l53 = 7 dB 161-160 = 1 dB Sound pressure level of the muffler at the front - sound pressure level of the muffler at the rear = sound attenuation amount It appears from table 2 that the sound attenuation amount in condition ® is overwhelmingly large and in particular m in the octave band of 1.2 kHz, which is a high frequency aggressive towards the ear. Although a significant amount of attenuation could be obtained even under state ®, the pressure pulse could not be sufficiently attenuated. This was attributed to the fact that the pressure uctuation was diffused to the entire space at the end of the perforated plate due to the absence of partition plate and the pressure difference between both sides of the perforated plate could not be formed according to the theory. Condition ® corresponds to a simple pipe passage and of course has no sound-absorbing ability.

Fig. 8 visar frekvensanalysresultaten för tryckﬂuktuationerna i avloppsrörpassagens utloppsdel under tillstånden (D och ®.Fig. 8 shows the frequency analysis results for the pressure ktuctuations in the outlet part of the drain pipe passage during the conditions (D and ®).

I enlighet med ﬁg. 8 har utloppsrörpassagen i tillstånd G) med användning av före- liggande uppfinning uppenbarligen en ljuddämpande effekt i ett vidsträckt band jämfört med utloppsröret i tillstånd ® utan någon tillämpning.In accordance with ﬁ g. 8, the outlet pipe passage in state G) using the present invention apparently has a sound-absorbing effect in a wide band compared to the outlet pipe in state ® without any application.

Från resultaten av experimentet ovan kunde det konﬁrmeras att ljuddämpningsstruk- turen enligt den forsta utföringsformen av föreliggande uppfinning har en tillräcklig ljuddämpande effekt i ett utsträckt band.From the results of the above experiment, it could be inferred that the sound attenuation structure according to the first embodiment of the present invention has a sufficient sound attenuation effect in an extended band.

(Experiment 2) Experiment i ljuddämpningseffekt utfördes med användning av utloppsrörpassagen hos en skruvkompressor med samma ljuddämpande struktur som i den andra utfö- ringsformen. I denna utloppsrörpassage uppmättes tryckpulsationen omkring ljud- dämpningsstrukturen med skruvkompressoms varvtal inställd till två vägar av 3000 rps och 4000 rps och respektive tryckpulsationsskillnader visas i tabell 2 som ljud- dämpningsmängder. 10 15 20 525 807 23 (Tabell 3) 3000 rpm 4000 rpm 1:a 2:a 3:e 4:e l:a 2:a 3:e 4:e 250 Hz 500 Hz 750 Hz 1000 Hz 333 Hz 666 Hz 999 Hz 1333 Hz Ljuddämpa- rens framsida 161 dB 165 dB 166 dB 176 dB 170 dB 162 dB 182 dB 174 dB Ljuddämpa- rens baksida l48dB 148 dB 150dB l59dB 158dB 146 dB 164dB 152dB Reduktions- mängd 13 dB 17 dB 16dB 17 dB 12 dB 16dB 18 dB 22dB Det framgår av tabell 3 att en hög ljuddämpande effekt uppvisades i medeltal i ett vidsträckt band vid både 3000 rps och 4000 rps hos skruvkompressorn. Det kunde följaktligen konﬁrmeras att ljuddämpningsstrukturen enligt den andra utfóringsfor- men av föreliggande uppﬁnning har en tillräcklig ljuddämpningseffekt i ett vid- sträckt band.(Experiment 2) Experiments in sound attenuation effect were performed using the outlet pipe passage of a screw compressor with the same sound attenuation structure as in the second embodiment. In this outlet pipe passage, the pressure pulsation around the sound attenuation structure was measured with the speed of the screw compressor set to two paths of 3000 rps and 4000 rps and the respective pressure pulsation differences are shown in Table 2 as sound attenuation amounts. 10 15 20 525 807 23 (Table 3) 3000 rpm 4000 rpm 1st 2nd 3rd 4th 4th 2nd 2nd 4th 250 Hz 500 Hz 750 Hz 1000 Hz 333 Hz 666 Hz 999 Hz 1333 Hz Front of the muffler 161 dB 165 dB 166 dB 176 dB 170 dB 162 dB 182 dB 174 dB Back of the muffler l48dB 148 dB 150dB l59dB 158dB 146 dB 164dB 152dB Reduction amount 13 dB 17 dB 17BB 18 dB 22dB It can be seen from Table 3 that a high sound-absorbing effect was shown on average in a wide band at both 3000 rps and 4000 rps of the screw compressor. Consequently, it could be confirmed that the sound attenuation structure according to the second embodiment of the present invention has a sufficient sound attenuation effect in a wide band.

(Experiment 3) Med användning av utloppsrörpassagen hos en skruvkompressor med en ljuddäm- pande struktur enligt den andra utföringsfonnen utfördes experiment i ljuddämp- ningseffekt med inställningen av en konstant öppenareagrad hos den perforerade plattan och med gradvis reducering av öppenareagraden från uppströms av passagen till nedströms därav såsom i modiﬁeringsexemplet av den andra utföringsfonnen. I ﬂg. 5 har de mitt emot varandra belägna små kamrama 44, 44' samma storlek. För ljuddämpningsstrukturen med konstant öppenareagrad utfördes experimenten med parametrarna av axiell rörpassagelängd av 1,2 m, sektionslängd (höjd) hos små kammare av 10 mm och öppenareagrad av 5 %. Fyra små kamrar inkluderas i rör- passagelängden av 1,2 m. Ljuddämpningsstrukturen med ändrad öppenareagrad har 10 15 20 25 30 525 807 24 samma förlängd och samma höjd och antal små kammare som ovan. Experimenten utfördes med öppenareagrad hos den perforerade plattan i området, som vetter mot de små kamrarna inställda till 8 %, 8 %, 5 % och 3 % i ordning från den lilla kam- maren belägen på uppströmssidan av passagen.(Experiment 3) Using the outlet pipe passage of a screw compressor with a sound-absorbing structure according to the second embodiment, experiments were performed in sound-damping effect with the setting of a constant open area of the perforated plate and with gradual reduction of the open area from upstream of the passage to downstream as in the modification example of the second embodiment. I ﬂ g. 5, the small chambers 44, 44 'located opposite each other have the same size. For the constant open area sound attenuation structure, experiments were performed with the parameters of axial pipe passage length of 1.2 m, section length (height) of small chambers of 10 mm and open area of 5%. Four small chambers are included in the pipe passage length of 1.2 m. The sound attenuation structure with changed open area has the same length and the same height and number of small chambers as above. The experiments were performed with the open area of the perforated plate in the area facing the small chambers set to 8%, 8%, 5% and 3% in order from the small chamber located on the upstream side of the passage.

F ig. 9 är ett diagram, som visar ljuddämpningsmängden som funktion av frekvensen hos ljudvågoma i ljuddämpningsstrukturer med en konstant öppenareagrad och med en öppenareagrad, som gradvis reduceras. Ljuddämpningsmängden är ett numeriskt värde erhållet genom att dra ifrån nedströmsljudvolymen från uppströmsvolyrnen hos passagen (enhet: dB) och den innebär att ju högre värdet är, desto högre är ljud- dämpningseffekten. Det kunde konﬁrmeras från ﬂg. 9 att ljuddämpningsstrukturen med en öppenareagrad, som gradvis reducerats, har en stor ljuddämpningsmängd eller en hög ljuddämpningseffekt jämfört med den som har konstant öppenareagrad.F ig. 9 is a diagram showing the amount of sound attenuation as a function of the frequency of the sound waves in sound attenuation structures with a constant open area and with an open area which is gradually reduced. The amount of sound attenuation is a numerical value obtained by subtracting the downstream sound volume from the upstream volumes of the passage (unit: dB) and it means that the higher the value, the higher the sound attenuation effect. It could be confirmed from ﬂ g. 9 that the sound attenuation structure with an open area, which has been gradually reduced, has a large amount of sound attenuation or a high sound attenuation effect compared to that having a constant open area.

(Experiment 4) Jämförande experiment på ljuddämpningsmängden av ljud utfördes for samma ljud- dämpningsstruktur F som i den tredje utföringsformen och ljuddämpningsstrukturen Fl som ett modifierat exempel av denna, som visas i ﬁg. 10. Parametrama för expe- rimenten var satta till en öppenareagrad hos den perforerade cylindern 62 av 5 %, höjd hos de små kamrama 64 i ljuddämpningsstrukturen F av 10 mm, axial förpas- sagelängd i strukturen F av 1,2 m, höjd hos de små kamrama 64a och små karnrama 64b i ljuddämpningsstrukturen F 1 av 10 mm och 5 mm, och en axialrörpassagelängd av 1,2 m i strukturen F 1. I bägge strukturerna inkluderas fyra små kammare i rör- längdspassagen av 1,2 m och ljuddämpningsstrukturen F 1 innefattar två små kam- mare 64a och två små kammare 64b. F ig. ll är ett diagram, som visar ljuddämp- ningsmängden som funktion av frekvensen hos ljudvågor. Det kunde konﬁrmeras av tabellen att ljuddämpningsstrukturen Fl med de små kamrama stegvis förändrade har den större ljuddämpningsmångden med ett brett ljudreducerande frekvensband när frekvensen av ljudvågoma överskrider 2500 Hz.(Experiment 4) Comparative experiments on the sound attenuation amount of sound were performed for the same sound attenuation structure F as in the third embodiment and the sound attenuation structure F1 as a modified example thereof, shown in ﬁ g. 10. The parameters of the experiments were set to an open area of the perforated cylinder 62 of 5%, height of the small chambers 64 in the sound attenuation structure F of 10 mm, axial pre-passage length in the structure F of 1.2 m, height of the small chambers 64a and small tubular frames 64b in the sound attenuation structure F 1 of 10 mm and 5 mm, and an axial tube passage length of 1.2 m in the structure F 1. Both structures include four small chambers in the tube length passage of 1.2 m and the sound attenuation structure F 1 comprises two small chambers 64a and two small chambers 64b. F ig. ll is a diagram showing the amount of sound attenuation as a function of the frequency of sound waves. It could be confirmed by the table that the sound attenuation structure F1 with the small chambers gradually changed has the larger amount of sound attenuation with a wide sound-reducing frequency band when the frequency of the sound waves exceeds 2500 Hz.

Claims

10 15 525 807 25 Patent claims

A sound-absorbing structure comprising a pipe passage, a first partition portion extending in the axial direction of the pipe passage and a second partition portion axially dividing the inner part of the pipe passage divided by the first partition part into a plurality of small chambers, wherein the pores are completely or partially formed in the part facing the passage side of the first partition part.

A sound attenuation structure according to claim 1, in which the relation b when the highest frequency of sound to be attenuated is f, the sound velocity of a medium is c, and the distance between partition wall plates is b.

A sound attenuation structure according to claim 1 or 2, in which the opening area of the perforated plate is set to 1-10%.

A sound attenuation structure according to any one of claims 1-3, in which the degree of opening of the perforated plate is reduced from the upstream direction of the passage towards the downstream direction.