WO2020080040A1 - 防音システム - Google Patents

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WO2020080040A1
WO2020080040A1 PCT/JP2019/037067 JP2019037067W WO2020080040A1 WO 2020080040 A1 WO2020080040 A1 WO 2020080040A1 JP 2019037067 W JP2019037067 W JP 2019037067W WO 2020080040 A1 WO2020080040 A1 WO 2020080040A1
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WO
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sound
space
silencer
frequency
impedance space
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/037067
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English (en)
French (fr)
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美博 菅原
昇吾 山添
真也 白田
暁彦 大津
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富士フイルム株式会社
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Publication date
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    • G10K11/172—Methods or devices for protecting against, or for damping, noise or other acoustic waves in general using resonance effects
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L55/00—Devices or appurtenances for use in, or in connection with, pipes or pipe systems
    • F16L55/02—Energy absorbers; Noise absorbers
    • F16L55/033—Noise absorbers

Definitions

  • the present invention relates to a soundproof system.
  • a fan is used to exhaust the heated air in the device.
  • the noise generated from such a cooling fan the noise whose frequency is determined by the number of blades and the rotation speed has a high sound pressure at a specific frequency, has a very pure tone component, and becomes a problem for the ears. ing.
  • An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems of the prior art and to provide a soundproof system having a high sound deadening performance at a specific frequency while ensuring air permeability.
  • the present invention solves the problems by the following configurations.
  • a soundproof system for silencing sound generated from a sound source arranged in a ventilation member having a ventilation path The sound generated by the sound source is at least one predominant sound whose sound pressure at a specific frequency has a maximum value, At least a part of the high impedance space, in which the acoustic impedance is higher than the average value of the acoustic impedance of the flow passage, within a distance of ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ of the sound source in the flow direction of the ventilation passage, Having a muffler that is arranged in the ventilation member to mute sound in the frequency band including the frequency of the dominant sound,
  • the silencer forms a low impedance space whose acoustic impedance is lower than the average value of the impedance of the flow passage,
  • the distance L between the high-impedance space and the low-impedance space is ⁇ , where ⁇ is the central wavelength of the dominant sound, and m is a positive integer.
  • the sound source generates two or more prominent sounds with different frequencies
  • the sound source is an axial fan
  • a rectifier is formed on the exhaust side of the axial fan.
  • a numerical range represented by “to” means a range including the numerical values before and after “to” as a lower limit value and an upper limit value.
  • the terms “orthogonal” and “parallel” include the range of error allowed in the technical field to which the present invention belongs. For example, “orthogonal” and “parallel” mean that the angle is within ⁇ 10 ° with respect to the exact orthogonal or parallel, and the error with respect to the exact orthogonal or parallel is 5 ° or less.
  • “identical” and “identical” include an error range generally accepted in the technical field. Further, in the present specification, when referring to “all”, “any” or “entire surface” and the like, in addition to the case of 100%, the error range generally accepted in the technical field is included, for example, 99% or more, The case where it is 95% or more, or 90% or more is included.
  • the soundproof system of the present invention is A soundproof system for silencing the sound generated from a sound source arranged in a ventilation member having a ventilation path,
  • the sound generated by the sound source is at least one predominant sound whose sound pressure at a specific frequency has a maximum value, At least a part of the high impedance space in which the acoustic impedance is higher than the average value of the acoustic impedance of the flow passage at a distance within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ from the sound source in the ventilation direction, Arranged, having a silencer that silences the sound of the frequency band including the frequency of the dominant sound,
  • the muffler forms a low-impedance space whose acoustic impedance is lower than the average value of the impedance of the flow passage, thereby forming a low-impedance interface where sound waves are reflected,
  • the distance L between the high-impedance space and the low-impedance space is ⁇ , where ⁇ is the central wavelength of the
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing an example of a preferred embodiment of the soundproofing system of the present invention.
  • the soundproof system 10 shown in FIG. 1 includes a ventilation member 12 having a ventilation path 12 a, a fan 60 arranged inside the ventilation member 12, and a silencer 22 arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12.
  • the ventilation member 12 is a tubular member whose both ends are open, and the gas (air) is used as one of the openings (hereinafter referred to as the air supply opening 12b) as the internal air passage 12a. It is taken in from the other opening (hereinafter referred to as the exhaust opening 12c).
  • the fan 60 is arranged inside the ventilation member 12, that is, in the ventilation path 12a, and blows gas from the air supply opening 12b side to the exhaust opening 12c side.
  • the fan 60 rotates an impeller having a plurality of blades to give kinetic energy to the gas and blow the gas in the axial direction. Therefore, the fan 60 generates a sound having a maximum sound pressure at a specific frequency determined according to the rotation speed and the number of wings. That is, the fan 60 is the sound source SS in the present invention.
  • a sound that has a maximum sound pressure at a specific frequency is called an outstanding sound.
  • the silencer 22 is arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12 and silences the sound of the frequency including the dominant sound generated by the sound source SS.
  • the muffler 22 is a Helmholtz resonator, and has a cavity 30 and an opening 32 that communicates the cavity 30 with the inside of the ventilation member 12 (ventilation passage 12a).
  • the Helmholtz resonator can mute the sound of that frequency by adjusting the resonance frequency of the Helmholtz resonator to the frequency of the sound (predominant sound) to be muffled.
  • the opening 32 is formed between the fan 60 and the exhaust opening 12c in the flow direction of the ventilation passage 12a. That is, the muffler 22 is arranged on the downstream side of the fan 60 and silences the dominant sound generated by the fan 60.
  • the region where the fan 60 is arranged corresponds to the high impedance space VH in the present invention
  • the region where the opening 32 of the silencer 22 is arranged is the low impedance space VL.
  • the high impedance space is a space (region) whose acoustic impedance is higher than the average value of the acoustic impedance of the flow passage 12a.
  • the low impedance space is a space (region) whose acoustic impedance is lower than the average value of the acoustic impedance of the flow passage 12a.
  • ⁇ is the air density
  • c is the speed of sound
  • S is the cross-sectional area of the conduit.
  • the duct cross-sectional area S is small, and the acoustic impedance is high.
  • the air in the pipeline can move into the muffler 22, so that the same effect as the reduction of the air density ⁇ occurs. Therefore, the acoustic impedance becomes low.
  • the average value of the acoustic impedance of the ventilation passage can be obtained by ⁇ ⁇ c / (average cross-sectional area of the normal portion of the ventilation passage).
  • the high impedance space VH is a space having an acoustic impedance higher than the average value of the acoustic impedance of the ventilation passage by 20% or more. That is, the high impedance space has an average cross-sectional area narrower than 20% with respect to the ventilation passage. Therefore, by determining the opening cross-sectional area in the ventilation passage, it is possible to determine whether or not the space is a high impedance space.
  • the low impedance space VL is a space having a silencer (resonator, expanded silencer). Therefore, it is possible to determine whether the space is a low impedance space or not depending on the presence or absence of the silencer.
  • the boundary between the high-impedance space VH and the low-impedance space VL and the ventilation path is an interface where a change in acoustic impedance of 20% occurs within ⁇ / 20.
  • the side surface of the ventilation member has a through hole, it is considered that there is no through hole (the side surfaces of the through hole portion are smoothly connected), and the average value of the acoustic impedance of the ventilation passage may be obtained.
  • the expanded silencer is to expand the cross-sectional area of the ventilation passage or to install a sound absorbing material on at least a part of the expanded portion to silence the sound, and the structure shown in FIG.
  • the high impedance space VH exists close to the intake opening 12b side of the sound source SS in the flow direction of the ventilation passage 12a (left and right direction in FIG. 1), and the low impedance space VL is present.
  • the muffler 22 that forms is present on the downstream side (exhaust opening 12c side) of the high impedance space VH and the sound source SS.
  • the distance L between the high impedance space VH and the low impedance space VL is ⁇ with the central wavelength of the predominant sound and m is a positive integer, (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m + 0.2 ⁇ ⁇ ) It exists in the range that satisfies.
  • FIGS. 2 and 3 are cross-sectional views schematically showing the positional relationship among the high impedance space VH, the sound source SS, and the low impedance space VL in the ventilation passage 12a.
  • illustration of the muffler 22 is omitted in FIGS. 2 and 3, the muffler 22 is arranged at the position of the low impedance space VL in the flow direction of the ventilation passage 12a.
  • a silencer 22 is arranged between the sound source SS and the exhaust opening 12c in order to muffle the dominant sound radiated from the exhaust opening 12c to the outside of the ventilation passage 12a. At that time, as shown in FIG.
  • the range in which resonance does not occur in the space between the high impedance space VH and the low impedance space VL and the silencing effect of the silencer 22 is sufficiently obtained is shown in FIG. As shown, the range was 0.5 ⁇ ⁇ ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ .
  • the soundproof system of the present invention has a high impedance space in which the acoustic impedance is higher than the average value of the acoustic impedance of the flow passage at a distance within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ of the sound source in the flow direction of the ventilation passage.
  • a muffler that exists in the ventilation member and muffles the predominant sound, and the muffler forms a low impedance space having a lower acoustic impedance than the average value of the impedance of the flow passage, and a high impedance.
  • the distance L between the space and the low impedance space is ⁇ , where ⁇ is the central wavelength of the dominant sound, and m is a positive integer.
  • the soundproof system of the present invention can improve the sound deadening performance for a specific frequency while ensuring air permeability.
  • the distance L between the high impedance space and the low impedance space is (0.5 ⁇ ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ (0.5 ⁇ ⁇ + 0.2 ⁇ ⁇ ) It is more preferable to satisfy.
  • the distance L between the high-impedance space and the low-impedance space is based on the position where the cross-sectional area of the high-impedance space begins to change, and the low-impedance space is defined by the opening or the center position of vibration (the vibration center position of the particle velocity). It can be obtained as a reference. If the silencer forming the low impedance space is a membrane resonator and there are a plurality of vibration points in the higher-order vibration mode, the center position of the vibration is used as a reference.
  • the high impedance space and the sound source are arranged close to each other, but the present invention is not limited to this, and the distance between the high impedance space and the sound source is within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ . Good.
  • the distance between the high-impedance space and the sound source is within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ , the sound wave immediately after being generated from the sound source propagates to the high-impedance space, but at that time, the sound wave becomes a plane wave in the near-field state.
  • the influence of reflection due to the high impedance space is small.
  • the influence of the interference effect depending on the positional relationship between the sound source and the high impedance space is small, and when the distance between the high impedance space and the sound source is within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ , the high impedance space and the low impedance space are
  • the effect of the silencer can be enhanced by considering the positional relationship of. That is, when the distance between the high impedance space and the sound source is within ⁇ 0.25 ⁇ ⁇ , the performance of the silencer can be exhibited by setting the distance L between the high impedance space and the low impedance space within the above range. it can.
  • the state where the sound wave is in the near field is as follows.
  • the sound wave eventually propagates in the axial direction of the duct. That is, the sound wave has directionality.
  • the directionality of a sound wave generated from a sound source that is not a flat surface in the entire duct cross section is not defined immediately after the sound wave is generated, and becomes a plane wave after propagating for a certain distance or more, and the directionality is determined.
  • a sound wave whose directionality is not determined immediately after the sound wave is generated is called a near-field state.
  • the sound source may be arranged in a high impedance space.
  • a rectifying member that rectifies the airflow is provided on the surface of the fan, the space where the fan and the rectifying member are arranged becomes a high impedance space, and the fan that is the sound source is arranged in the high impedance space.
  • the prominent sound is a sound having a TNR (tone-to-noise ratio) defined by the Prominent discrete tone in the European standard ECMA-74, or a sound having a PR (Prominence ratio) of 3 dB or more.
  • TNR tone-to-noise ratio
  • PR Prominence ratio
  • the ventilation member 12 has a ventilation path 12a for flowing gas (air) in a predetermined direction.
  • the ventilation member 12 is a cylindrical member whose both ends are open, but the invention is not limited to this, and an opening (through hole) is formed in a part of the peripheral surface of the cylindrical member. You may have.
  • the ventilation passage 12a of the ventilation member 12 has a linear shape, but is not limited to this, and may have a bent portion.
  • the cross-sectional shape of the ventilation passage 12a may be various shapes such as a circular shape, a square shape, and a triangular shape.
  • the cross-sectional shape and cross-sectional area of the ventilation passage 12a are uniform in the flow direction, the present invention is not limited to this, and the cross-sectional shape and cross-sectional area of the ventilation passage 12a may change in the flow direction.
  • the cross-sectional area and the length of the ventilation passage 12a may be set according to the size of the information device in which the soundproof system is used, the required cooling performance, and the like.
  • the cross-sectional area of the ventilation passage 12a is preferably 0.7 to 1.5 times, and preferably 0.8 to 1.4 times the cross-sectional area of the fan blade. , 1.0 to 1.2 times is more preferable.
  • the length of the ventilation passage 12a is preferably 0.01 to 1 m, preferably 0.03 to 0.5 m, and more preferably 0.05 to 0.3 m.
  • the ventilation member 12 may be formed using a part of the housing of the device.
  • the sound source SS exists in the ventilation path 12a.
  • a wind noise is generated by the flow of gas (air) when there is an opening and / or a protrusion on the side surface of the ventilation passage 12a in addition to the fan 60 described above.
  • Such openings and / or protrusions can also be the sound source SS.
  • Such wind noise is also an outstanding sound in which the sound pressure at a specific frequency has a maximum value.
  • the soundproofing system of the present invention is preferably applied to the predominant sound generated by the fan used for cooling the inside of the information equipment or the like.
  • the fan 60 is not particularly limited as long as the inside of the device can be cooled, and various fans such as an axial fan, a propeller fan, a blower fan, a sirocco fan, and a cross flow fan can be used. Above all, it is preferably applicable to the case of using an axial fan capable of blowing air in a direction parallel to the rotation axis of the fan.
  • the high impedance space VH is a space (region) whose acoustic impedance is higher than the average value of the acoustic impedance of the ventilation path 12a.
  • the high impedance space VH is formed by reducing the duct cross-sectional area in the region where the fan 60 is arranged, but the present invention is not limited to this.
  • the high impedance space VH may be formed by having a region in which the cross-sectional area of the ventilation passage 12a becomes narrow in the middle of the flow direction.
  • the high impedance space VH is configured as a structure having a region where the cross-sectional area of the ventilation passage 12a narrows in the middle of the flow direction, as described above. Should be formed. In such a case, the position of the sound source SS and the position of the high impedance space VH in the distribution direction may be separated from each other.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the frequency of the fan used in the experiment and the measured sound pressure level.
  • the fan has a maximum sound pressure at 1300 Hz, 2600 Hz, and 3900 Hz. That is, the sounds of 1300 Hz, 2600 Hz, and 3900 Hz are the predominant sounds generated by the fan.
  • FIG. 6 is a diagram visualizing the sound pressure distribution in the space around the fan.
  • the frequency for obtaining the sound pressure distribution was 1300 Hz.
  • the fan is arranged so as to blow air from left to right in FIG.
  • the sound pressure at the frequency of 1300 Hz is high in the space on the right side of the fan, that is, the space on the exhaust side. This is because the position where the fan is arranged becomes the high impedance space VH, so that the sound generated from the fan that is the sound source SS is emitted in the direction opposite to the high impedance space VH.
  • the high impedance space exists on one side of the sound source SS, the sound is strongly radiated in the direction opposite to the high impedance space.
  • the silencer 22 is arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12 and silences the sound of the frequency including the dominant sound generated by the sound source SS. Further, the muffler 22 forms the low impedance space VL.
  • the muffler 22 is not particularly limited as long as it can mute a sound having a frequency including an excellent sound and can form the low impedance space VL.
  • Examples of silencers capable of forming a low impedance space include Helmholtz resonators, air column resonators, membrane resonators, and non-resonant silencers.
  • FIG. 7 shows an example of a soundproof system in which a Helmholtz resonator 22a is arranged as a silencer on the outer peripheral portion of the ventilation member 12.
  • Helmholtz resonance is a phenomenon in which air in the cavity 30 communicating with the outside at the opening 32 acts as a spring and resonates.
  • the air in the opening 32 functions as a mass (mass)
  • the air in the cavity 30 functions as a spring.
  • the mass spring resonates, and the viscous friction near the wall of the opening 32 is generated. It is a structure that absorbs sound.
  • the opening 32 of the Helmholtz resonator 22a is provided so as to communicate with the inside of the ventilation member 12 (the ventilation passage 12a), and with respect to the predominant sound generated by the sound source SS in the ventilation member 12, By utilizing the resonance phenomenon, at least one function of sound absorption and reflection is developed, and the dominant sound is selectively silenced.
  • the resonance frequency of the Helmholtz resonance may be appropriately set so as to mute the dominant sound generated by the sound source SS.
  • the resonance frequency of the Helmholtz resonance is determined by the inner volume of the cavity 30, the area of the opening 32, and the like. Therefore, the frequency of the resonating sound can be appropriately set by adjusting the internal volume of the cavity 30 of the Helmholtz resonator 22a, the area of the opening 32, and the like.
  • FIG. 8 is an example of a soundproof system in which an air column resonator 22b is arranged as a silencer on the outer peripheral portion of the ventilation member 12. Air column resonance occurs when a standing wave is generated in the resonance tube (cavity 30) that is a closed tube.
  • the opening portion 32 of the air column resonator 22b is provided so as to communicate with the inside of the ventilation member 12 (ventilation path 12a), and with respect to the predominant sound generated by the sound source SS in the ventilation member 12, Then, by utilizing the resonance phenomenon, at least one function of sound absorption and reflection is expressed, and the dominant sound is selectively silenced.
  • the resonance frequency of the air column resonance may be appropriately set so as to mute the dominant sound generated by the sound source SS.
  • the resonance frequency of the air column resonance is determined by the length of the resonance tube (the depth from the opening 32 of the cavity 30) and the like. Therefore, by adjusting the depth of the cavity 30 and the size of the opening 32, the frequency of the resonating sound can be set appropriately.
  • the resonance structure in which air column resonance occurs or the Helmholtz resonance occurs is determined by the size and position of the opening and the cavity 30. Determined by size etc. Therefore, by appropriately adjusting these, it is possible to select which of the resonance structure of the air column resonance and the Helmholtz resonance is to be adopted.
  • the opening is wide to some extent, because if the opening is narrow, the sound wave is reflected by the opening and it is difficult for the sound wave to enter the cavity.
  • the length of the short side is preferably 1 mm or more, more preferably 3 mm or more, and further preferably 5 mm or more.
  • the diameter is preferably within the above range.
  • the length of the short side is preferably 0.5 mm or more and 20 mm, more preferably 1 mm or more and 15 mm or less, and further preferably 2 mm or more and 10 mm or less.
  • the diameter is preferably within the above range.
  • FIG. 9 is an example of a soundproof system in which a membrane resonator 22c is arranged as a silencer on the outer peripheral portion of the ventilation member 12.
  • the membrane 36 vibratably supported causes the membrane to vibrate to cause resonance.
  • the membrane 36 of the membrane resonator 22c is provided so as to face the inside of the ventilation member 12 (the ventilation passage 12a), and with respect to the predominant sound generated by the sound source SS in the ventilation member 12, Utilizing the resonance phenomenon, at least one function of sound absorption and reflection is expressed, and the dominant sound is selectively silenced.
  • the resonance frequency of the membrane vibration may be appropriately set so as to mute the dominant sound generated by the sound source SS.
  • the resonance frequency of the film vibration is determined by the size of the film 36 (size of the vibrating surface), thickness, hardness, and the like. Therefore, the frequency of the resonating sound can be appropriately set by adjusting the size, thickness, hardness, etc. of the film 36.
  • the membrane resonator 22c has a cavity portion 30 (hereinafter, also referred to as a back space) on the back surface side of the film 36 (the side opposite to the ventilation passage 12a). Since the cavity 30 is closed, sound absorption occurs due to the interaction between the membrane vibration and the back space.
  • membrane vibration has a frequency band of a fundamental vibration mode and a higher-order vibration mode that are determined by the conditions of the film (thickness, hardness, size, fixing method, etc.), and the frequency depending on which mode is strong. Whether it is excited and contributes to sound absorption is determined by the thickness of the back space and the like. If the thickness of the back space is thin, qualitatively, the back space is hardened, so that the higher-order vibration modes of the membrane vibration are easily excited.
  • the membrane 36 of the membrane resonator 22c arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12 causes membrane vibration, which has the same effect as the density ⁇ of the air in the ventilation passage 12a decreases. Therefore, the acoustic impedance of the region where the membrane resonator 22c is arranged becomes low.
  • FIG. 10 shows an example of a soundproofing system in which a non-resonance type silencer 22d that does not use resonance is arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12 as a silencer.
  • the non-resonance silencer 22d shown in FIG. 10 has a cavity 30, an opening 32 communicating with the ventilation passage 12a, and a porous sound absorbing material 24 arranged in the cavity 30.
  • the non-resonance silencer 22d silences sound by converting sound energy into heat energy by the porous sound absorbing material 24.
  • the porous sound absorbing material 24 is not particularly limited, and a known porous sound absorbing material can be appropriately used.
  • foam materials such as urethane foam, soft urethane foam, wood, sintered ceramic particles, phenol foam, etc. and materials containing minute air; glass wool, rock wool, microfiber (thin-slate etc. manufactured by 3M), floor mat, carpet.
  • Porous sound absorbing materials are available.
  • the flow resistance of the porous sound absorbing material is not particularly limited, but is preferably 1000 to 100000 (Pa ⁇ s / m 2 ), more preferably 5000 to 80000 (Pa ⁇ s / m 2 ), and 10000 to 50000 ( Pa ⁇ s / m 2 ) is more preferable.
  • the flow resistance of the porous sound absorbing material was measured by measuring the normal incidence sound absorption coefficient of the porous sound absorbing material having a thickness of 1 cm, and the Miki model (J. Aust. Soc. Jpn., 11 (1) pp. 19-24 (1990)). It can be evaluated by fitting with. Alternatively, it may be evaluated according to "ISO 9053". Further, a plurality of porous sound absorbing materials having different flow resistances may be laminated.
  • a resonance silencer that is, a Helmholtz resonator, an air column resonator, or a membrane resonator as the silencer 22.
  • the dominant sound can be muted selectively to reduce the sound pressure difference with other wavelength bands.
  • the soundproofing system of the present invention may have one silencer 22 or a plurality of silencers 22.
  • a plurality of silencers 22 may be provided, different types of silencers 22 may be provided.
  • the configuration may include the Helmholtz resonator 22a and the air column resonator 22b.
  • each silencer 22 when the sound source SS generates two or more dominant sounds, it may be configured to include two or more silencers 22 that mute the frequency band of each dominant sound. In that case, for each center wavelength of each predominant sound, each silencer 22 has (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m + 0.2 ⁇ ⁇ ) It suffices to dispose it at a position that satisfies (see FIGS. 18 and 26).
  • the silencer 22 is arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member 12, but the present invention is not limited to this, and the silencer 22 is provided inside the ventilation member 12 (ventilation passage 12a). It may be placed at.
  • the silencer is a resonance type silencer (Helmholtz resonator, air column resonator, membrane resonator) or expansion. It is preferably a type silencer.
  • 11 to 14 show schematic diagrams of other examples of the soundproofing system of the present invention.
  • 11 to 14 are cross-sectional views perpendicular to the flow direction at the position where the silencer 22 is arranged.
  • one silencer 22 is arranged in the ventilation passage 12a.
  • the muffler 22 is arranged so as not to completely block the cross section of the ventilation passage 12a.
  • the acoustic impedance in this region changes in the direction in which the acoustic impedance decreases due to the action of the silencer 22, while the cross-sectional area of the ventilation passage 12a is reduced. Becomes smaller, the acoustic impedance changes in the direction of increasing.
  • the silencer 22 when the silencer 22 is arranged in the ventilation passage 12a, the cross-sectional area of the ventilation passage 12a, the cross-sectional area of the silencer 22, and the resonance strength and frequency in the case of the resonator, and the expansion silencer in the case of the expansion silencer It is necessary to appropriately set the cross-sectional area, the width, the type of the porous sound absorbing material arranged inside, and the like so that the acoustic impedance of the region where the silencer 22 is arranged becomes low.
  • the silencer 22 in the case where the silencer 22 is arranged in the ventilation passage 12a, the silencer 22 can be arranged in the existing ventilation member 12 without redesigning or processing the ventilation member 12. Therefore, the silencing effect can be easily obtained.
  • the muffler 22 may be configured to have two or more mufflers 22.
  • four silencers 22 are arranged in the ventilation passage 12a in rotational symmetry with respect to the center of the ventilation passage 12a.
  • the silencer 22 may be arranged at the outer peripheral portion of the ventilation member 12 and inside (the ventilation passage 12a).
  • FIG. 14 it may have a hole penetrating the side surface of the ventilation member 12. Since the side surface has a hole, the muffler 22 can be inserted and arranged in the air passage 12a through the hole.
  • ⁇ Simulation> an acoustic module of the finite element method calculation software COMSOL ver5.3 (COMSOL) was used.
  • the high impedance space VH and the sound source SS (8 point sound sources) are arranged adjacent to each other inside the ventilation member 12, and further, the outer periphery of the ventilation member 12 is arranged.
  • the silencer 22 is arranged in the part.
  • the sound source SS is composed of eight point sound sources, and the eight point sound sources are arranged on the interface of the high impedance space VH.
  • the distance between the high impedance space VH and the silencer 22 was changed variously, and the transmission loss was obtained by simulation.
  • the high impedance space VH exists at a position 0 cm from the air supply opening 12b side of the ventilation member 12, has a thickness of 5 mm, and has a cross-sectional area of 78.5 cm 2 .
  • a high impedance space was obtained by setting the air density to 51.6 kg / m 3 .
  • the sound source SS is located on the exhaust opening 12c side of the high impedance space VH, and the frequency of the generated sound (predominant sound) is 2150 Hz.
  • the central wavelength ⁇ at this time is 158 mm.
  • the muffler 22 is an air column resonator that has a cavity (that is, an annular shape) that extends in the circumferential direction of the ventilation path, generates vibration of sound waves in the radial direction of the ventilation member 12, and has a high impedance space VH. And the exhaust opening 12c.
  • the air column resonator had a radial depth of 32 mm, an opening width of 5 mm, and an opening area of 15.7 cm 2 . This air column resonator resonates at 2150 Hz.
  • the sound wave was emitted from the sound source SS and the amplitude per unit volume of the sound wave reaching the exhaust opening 12c was obtained.
  • the incident sound wave had an amplitude of 1 per unit volume.
  • the transmission loss was obtained from the ratio of the amplitude of the sound wave emitted from the sound source SS and the amplitude of the sound wave reaching the exhaust opening 12c.
  • FIG. 16 shows a case where the distance L between the high impedance space VH and the silencer 22 is 0.25 ⁇ ⁇ (calculation comparative example 1), and the distance L between the high impedance space VH and the silencer 22.
  • 6 is a graph showing the relationship between the frequency and the transmission loss in the case where is set to 0.5 ⁇ ⁇ (calculation example 1).
  • FIG. 17 is a graph showing the relationship between the distance L between the high impedance space VH and the silencer 22 and the transmission loss at a frequency of 2150 Hz.
  • the transmission loss is significantly higher than that in the calculation comparative example 1 in which the distance L is 0.25 ⁇ ⁇ . It can be seen that the sound deadening effect is high. Further, from FIG. 17, the transmission loss becomes high in the range of the distance L of (0.5 ⁇ ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ (0.5 ⁇ ⁇ + 0.2 ⁇ ⁇ ), and It can be seen that the sound deadening effect is high.
  • FIG. 19 is a graph showing the relationship between frequency and sound pressure, which is the result of measurement of the rotational noise of a fan used in Examples described later. As can be seen from FIG. 19, the fan generates a predominant sound having a maximum sound pressure at a plurality of frequencies. Also, it can be seen that the frequencies of these dominant sounds occur at equal intervals.
  • the silencer may be arranged in accordance with each predominant sound.
  • film type resonators 22c1 to 22c3 for silencing the superior sound frequency bands of the frequencies f1, f2, and f3 in FIG. 18 are arranged on the outer peripheral portion of the ventilation member.
  • the membrane resonator 22c1 is a silencer that silences the sound of the frequency f1. Since the wavelength at the frequency f1 is represented by v / f1, the membrane resonator 22c1 is arranged at a position of 0.5 ⁇ v / f1 from the high impedance space VH. Note that v is the speed of sound.
  • the low impedance space VL 1 is formed in the region where the membrane resonator 22c1 is arranged.
  • the membrane resonator 22c2 is a silencer that silences the sound of the frequency f2. Since the wavelength at the frequency f2 is represented by v / f2, the membrane resonator 22c2 is arranged at a position of 0.5 ⁇ v / f2 from the high impedance space VH. A low impedance space VL 2 is formed in the region where the membrane resonator 22c2 is arranged.
  • the membrane resonator 22c3 is a silencer that silences the sound of the frequency f3. Since the wavelength at the frequency f3 is represented by v / f3, the membrane resonator 22c3 is arranged at a position of 0.5 ⁇ v / f3 from the high impedance space VH. The low impedance space VL 3 is formed in the region where the membrane resonator 22c2 is arranged.
  • a silencer that silences each predominant sound has a distance L from the high impedance space of (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ ( 0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m + 0.2 ⁇ ⁇ ) is arranged in a range satisfying the relationship of 0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m + 0.2 ⁇ ⁇ ), whereby each superior sound can be appropriately silenced.
  • one silencer corresponding to one predominant sound is arranged, but the present invention is not limited to this, and one silencer silences a plurality of predominant sounds.
  • the frequencies of the dominant sound generated by the fan are in a regular interval, and the frequency of the dominant sound is an integer multiple of the frequency of the lowest-order dominant sound. Therefore, a muffler is installed at a position that satisfies the relationship of (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m ⁇ 0.2 ⁇ ⁇ ) ⁇ L ⁇ (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m + 0.2 ⁇ ⁇ ) for a plurality of superior sounds. It may be arranged to be arranged.
  • the example shown in FIG. 20 uses an air column resonator 22b as a silencer.
  • the depth of the air column resonator 22b resonates in the relationship of 1/2 wavelength with respect to the dominant sound of the frequency f1, and resonates in the relationship of 3/4 wavelength with respect to the dominant sound of the frequency f3.
  • the air column resonator 22b is arranged at a position where the distance L from the high impedance space is 0.5 ⁇ v / f1. This position also satisfies the relationship of 3 ⁇ 0.5 ⁇ v / f3. Therefore, the air column resonator 22b resonates at a plurality of frequencies, and the superior sound of each frequency can be appropriately silenced.
  • FIG. 21 uses a film resonator 22c as a silencer.
  • 22 and 23 are views of the membrane resonator 22c viewed from the membrane 36 side.
  • the membrane resonator 22c vibrates in a vibration mode having the maximum amplitude at the center of the membrane 36 (vibration point in FIG. 22) as shown in FIG.
  • the film 36 vibrates in the vibration mode having the maximum amplitude at two points (two vibration points in FIG. 23).
  • the sound of the frequency f2 is silenced.
  • the soundproofing system of the present invention may have a plurality of silencers, and at least one silencer may silence two or more dominant sounds.
  • the example shown in FIG. 24 has two air column resonators 22b1 and 22b2 as silencers.
  • each air column resonator 22b silences a plurality of dominant sounds.
  • each dominant sound (0.5 ⁇ ⁇ ⁇ m ⁇ 0.2)
  • Example 2 and Comparative Example 2 A soundproofing system schematically shown in FIG. 25 was produced.
  • the ventilation member 12 was formed by laminating a plurality of acrylic plates having a thickness of 10 mm and having openings of 60 mm ⁇ 60 mm. As shown in FIG. 25, an acrylic plate was laminated on both sides of the fan so as to sandwich the fan (SanAce 60 manufactured by Sanyo Electric Co., Ltd., thickness 38 mm, model number 9GA0612P1J03) to form the ventilation member 12.
  • the length of the ventilation member 12 was 145 mm.
  • a urethane sponge (sound absorbing material Calflex F-2, manufactured by Inoac Corporation) 38 was attached to the inner surface of the ventilation member 12 on the air supply opening 12b side. As a result, the sound radiated from the intake opening 12b is reduced, and the sound radiated from the exhaust opening 12c can be measured more accurately.
  • the membrane silencer 22c As a silencer, we made a membrane silencer 22c. As shown in FIG. 27, the membrane silencer 22c has a cubic shape of 6 cm ⁇ 3 cm ⁇ 1 cm, and has an elliptical shape (long axis 5.6 cm ⁇ single axis 2.6 cm) with a size of 6 cm ⁇ 3 cm. It is assumed that the film 36 has a portion and the membrane 36 is vibratably fixed to the opening.
  • the frame of the film silencer 22c was manufactured by combining acrylic plates having a thickness of 2 mm.
  • the film 36 was a PET (polyethylene terephthalate) film having a thickness of 125 ⁇ m.
  • the membrane silencer 22c By replacing the produced membrane silencer 22c with a part of the acrylic plate constituting the ventilation member 12, the membrane silencer 22c is provided on the three outer peripheral surfaces of the ventilation member 12, and the surface of the membrane 36 is the ventilation passage 12a. It was placed so as to face (FIG. 26). The position of the film silencer 22c can be changed by changing the position of the acrylic plate to be replaced.
  • the relationship between the frequency and the absorptance of the membrane silencer 22c alone was measured by the 4-microphone method using an acoustic tube. This sound absorption coefficient is measured according to JIS A1405-2, and WinZac MTX manufactured by Nippon Onkyo Engineering can be used for the same measurement.
  • the relationship between the frequency and the absorption rate of the film silencer 22c is shown in FIGS. 28 and 29. As can be seen from FIG. 28, the film silencer 22c has a high absorption rate for the frequency of the dominant sound (about 1150 Hz).
  • the microphone MP After supplying electricity to the fan and rotating the fan, the sound pressure was measured by the microphone MP.
  • the microphone MP was arranged at a position displaced from the exhaust opening 12c of the ventilation member 12 by 20 cm in the direction parallel to the flow direction and 14 cm in the direction orthogonal thereto.
  • a current of 1.1 A is applied to the fan, and one of the frequencies of the dominant sound generated by the current is 1150 Hz.
  • the fan In this soundproof system, the fan is the sound source SS, and the area where the fan is arranged is the high impedance space VH.
  • FIG. 28 shows the relationship between frequency and sound pressure when the membrane silencer 22c is placed at a position of 0.5 ⁇ ⁇ from the fan (high impedance space) (Example 2). Note that FIG. 28 also shows the relationship between frequency and sound pressure when the film silencer 22c is not arranged as a reference.
  • FIG. 29 shows the relationship between frequency and sound pressure when the film silencer 22c is arranged at a position of 0.25 ⁇ ⁇ from the fan (high impedance space) (Comparative Example 2). Note that FIG. 29 also shows the relationship between the reference frequency and the sound pressure.
  • FIG. 30 is a graph showing the relationship between the position of the film silencer 22c and the transmission loss for the sound having the frequency of 1150 Hz. From FIG. 30, it can be seen that the transmission loss is increased by disposing the membrane silencer 22c near the position where the distance L from the high impedance space is 0.5 ⁇ ⁇ .
  • FIGS. 31 and 32 a soundproof system having the same configuration as in Example 2 except that the shape of the membrane resonator 22c is changed and the membrane resonator is arranged inside the ventilation member 12.
  • FIG. 32 is a schematic sectional view of the ventilation member 12 at the position of the membrane resonator 22c.
  • four membrane type resonators 22c are arranged to be rotated at the center of the air passage 12a.
  • the film surface of the film resonator 22c was arranged so as to be parallel to the flow direction.
  • the shape of the membrane resonator 22c in Example 3 and Comparative Example 3 is shown in FIG.
  • the membrane silencer 22c has a cubic shape of 3.4 cm ⁇ 2.5 cm ⁇ 1 cm, a size of 3.4 cm ⁇ 2.5 cm, a rectangular shape (3.0 cm ⁇ 2.1 cm) on one side, and a rounded corner portion. (0.5 cm) is attached to the opening, and the film 36 is oscillatably fixed to the opening.
  • the frame of the film silencer 22c was manufactured by combining acrylic plates having a thickness of 2 mm.
  • the film 36 was a PET (polyethylene terephthalate) film having a thickness of 125 ⁇ m.
  • FIG. 34 shows the relationship between the sound pressure and the frequency (difference from the peak noise frequency of the fan) when the membrane silencer 22c is arranged at a position of 0.5 ⁇ ⁇ from the fan (high impedance space) (Example 3). Shown in. Note that FIG. 34 also shows the relationship between the frequency and the sound pressure when the film silencer 22c is not arranged as a reference.
  • the horizontal axis represents the difference from the frequency at which the noise peak occurs, with reference to the frequency at which the noise peak occurs (peak noise frequency of the fan) for Example 3 (Comparative Example 3) and the reference, respectively.
  • the sound pressure is plotted as.
  • FIG. 35 also shows the relationship between the reference frequency and the sound pressure.
  • FIG. 36 is a graph showing the relationship between the position of the film silencer 22c and the transmission loss for the sound of frequency 1376 Hz. It can be seen from FIG. 36 that the transmission loss is increased by disposing the membrane silencer 22c near the position where the distance L from the high impedance space is 0.5 ⁇ ⁇ . From the above results, the effect of the present invention is clear.

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Abstract

通気性を確保しつつ、特定周波数の消音性能が高い防音システムを提供する。通風路を有する通気部材内に配置される音源から発生する音を消音する防音システムであって、音源が発生する音は、特定の周波数についての音圧が極大値となる、少なくとも１つの卓越音であり、通風路の流通方向において、音源の±０．２５×λ以内の距離に、流通路の音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い、高インピーダンス空間の少なくとも一部が存在し、通気部材内に配置される、卓越音の周波数を含む周波数帯域の音を消音する消音器を有し、消音器は、流通路のインピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い、低インピーダンス空間を形成し、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）を満たす。

Description

防音システム
　本発明は、防音システムに関する。
　パーソナルコンピュータ（ＰＣ）、および、複写機等の情報機器などにおいて、機器内を冷却するために、ファンを用いて機器内の加熱された空気を排気することが行われている。
　このような冷却用のファンから発生する騒音のうち、羽根の枚数と回転速度で周波数が決まる騒音は、特定周波数で音圧が高く、純音（トーン）成分が非常に強く、耳障りとなり問題となっている。
　このような騒音の低減のために、一般的に消音に用いられる多孔質吸音材を用いても広い周波数帯域で一様に音量を下げるため、上記のような特定周波数だけ音圧が高い場合に、その特定周波数の音圧を相対的に下げることは難しい。
　また、多孔質吸音材を用いる場合、十分な消音効果を得るためには体積を大きくするが必要であるが、通風路の通気性を確保する必要があるため、多孔質吸音材の大きさには限度があり、高い通気性と防音性能とを両立することが難しいという問題があった。
　このような特定周波数の騒音を消音するために、共鳴型の消音器を用いることが提案されている。
　例えば、特許文献１には、扁平筐体形状を有し、内部に消音処理を行うための通路が形成されるハウジングと、このハウジングに通路と連通するように形成されており、騒音となる音波が導入される孔部とを設けてなり、この孔部をハウジングの外周辺よりに形成し、騒音となる音波がハウジングの面方向に進むように構成した消音器が記載されている。また、この消音器は共鳴吸音を行うことが記載されている。
国際公開ＷＯ２００４／０６１８１７号
　上述のようなファンの騒音を低減するためには、冷却性能に関わる通風性を落とさずに、特定の狭帯域な周波数音を、防音することが求められる。
　しかしながら、本発明者らの検討によれば、通気性を確保しつつ消音器を設置した場合には、場所によっては消音性能が悪化する場所があることがわかった。
　本発明の課題は、上記従来技術の問題点を解消し、通気性を確保しつつ、特定周波数の消音性能が高い防音システムを提供することを課題とする。
　本発明は、以下の構成によって課題を解決する。
　［１］　通風路を有する通気部材内に配置される音源から発生する音を消音する防音システムであって、
　音源が発生する音は、特定の周波数についての音圧が極大値となる、少なくとも１つの卓越音であり、
　通風路の流通方向において、音源の±０．２５×λ以内の距離に、流通路の音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い、高インピーダンス空間の少なくとも一部が存在し、
　通気部材内に配置される、卓越音の周波数を含む周波数帯域の音を消音する消音器を有し、
　消音器は、流通路のインピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い、低インピーダンス空間を形成し、
　高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、
　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
を満たす防音システム。
　［２］　音源が、高インピーダンス空間内に位置する［１］に記載の防音システム。
　［３］　高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌが、
　　（０．５×λ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ＋０．２×λ）
を満たす［１］または［２］に記載の防音システム。
　［４］　音源が周波数の異なる２以上の卓越音を発生し、
　２以上の卓越音をそれぞれ消音する２つ以上の消音器を有する［１］～［３］のいずれかに記載の防音システム。
　［５］　音源が、軸流ファンであり、
　軸流ファンにより高インピーダンス空間が形成されている［１］～［４］のいずれかに記載の防音システム。
　［６］　軸流ファンの排気側に整流器が形成されている［５］に記載の防音システム。
　［７］　消音器が共鳴器である［１］～［６］のいずれかに記載の防音システム。
　［８］　消音器が多孔質吸音材を有する［１］～［７］のいずれかに記載の防音システム。
　本発明によれば、通気性を確保しつつ、特定周波数の消音性能が高い防音システムを提供することができる。
本発明の防音システムの一例を概念的に示す断面図である。 本発明の防音システムの作用を説明するための模式図である。 本発明の防音システムの作用を説明するための模式図である。 高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌの範囲を説明するための模式図である。 周波数とマイク音圧レベルと関係を表すグラフである。 ファン周辺の音圧を可視化した図である。 本発明の防音システムの一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 シミュレーションモデルを説明するための図である。 周波数と透過損失との関係を表すグラフである。 距離Ｌと透過損失との関係を表すグラフである。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 周波数と音圧との関係を表すグラフである。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 膜振動の振動モードを説明するための模式図である。 膜振動の振動モードを説明するための模式図である。 本発明の防音システムの他の一例の模式図である。 実施例の構成を説明するための模式図である。 図２５の膜型共鳴器の位置における断面図である。 膜型共鳴器の構成を説明するための模式図である。 周波数と音圧との関係および周波数と吸収率との関係を表すグラフである。 周波数と音圧との関係および周波数と吸収率との関係を表すグラフである。 距離Ｌと透過損失との関係を表すグラフである。 実施例の構成を説明するための模式図である。 図３１の膜型共鳴器の位置における断面図である。 膜型共鳴器の構成を説明するための模式図である。 ファンのピーク騒音周波数からの差分と音圧との関係を表すグラフである。 ファンのピーク騒音周波数からの差分と音圧との関係を表すグラフである。 距離Ｌと透過損失との関係を表すグラフである。
　以下、本発明について詳細に説明する。
　以下に記載する構成要件の説明は、本発明の代表的な実施態様に基づいてなされるが、本発明はそのような実施態様に限定されるものではない。
　なお、本明細書において、「～」を用いて表される数値範囲は、「～」の前後に記載される数値を下限値および上限値として含む範囲を意味する。
　また、本明細書において、「直交」および「平行」とは、本発明が属する技術分野において許容される誤差の範囲を含むものとする。例えば、「直交」および「平行」とは、厳密な直交あるいは平行に対して±１０°未満の範囲内であることなどを意味し、厳密な直交あるいは平行に対しての誤差は、５°以下であることが好ましく、３°以下であることがより好ましい。
　本明細書において、「同一」、「同じ」は、技術分野で一般的に許容される誤差範囲を含むものとする。また、本明細書において、「全部」、「いずれも」または「全面」などというとき、１００％である場合のほか、技術分野で一般的に許容される誤差範囲を含み、例えば９９％以上、９５％以上、または９０％以上である場合を含むものとする。
［防音システム］
　本発明の防音システムは、
　通風路を有する通気部材内に配置される音源から発生する音を消音する防音システムであって、
　音源が発生する音は、特定の周波数についての音圧が極大値となる、少なくとも１つの卓越音であり、
　通風路の流通方向において、音源から±０．２５×λ以内の距離に、流通路の音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い、高インピーダンス空間の少なくとも一部が存在し、通気部材内に配置される、卓越音の周波数を含む周波数帯域の音を消音する消音器を有し、
　消音器は、流通路のインピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い、低インピーダンス空間を形成し、これにより音波が反射される低インピーダンス界面を形成し、
　高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、
　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
を満たす防音システムである。
　本発明の防音システムの構成について、図面を用いて説明する。
　図１は、本発明の防音システムの好適な実施態様の一例を示す模式的な断面図である。
　図１に示す防音システム１０は、通風路１２ａを有する通気部材１２と、通気部材１２の内部に配置されるファン６０と、通気部材１２の外周部に配置される消音器２２とを有する。
　図１に示す防音システム１０において、通気部材１２は、両端が解放された筒状の部材であり、内部の空間を通風路１２ａとして、気体（空気）を一方の開口（以下、給気開口１２ｂという）から取り込み、他方の開口（以下、排気開口１２ｃという）から排気するものである。
　ファン６０は、通気部材１２の内部、すなわち、通風路１２ａに配置され、給気開口１２ｂ側から排気開口１２ｃ側に気体を送風するものである。
　周知のとおり、ファン６０は複数の羽を有する羽根車を回転させて気体に運動エネルギーを与えて気体を軸方向に送風する。従って、ファン６０は、回転数および羽の数に応じて決まる特定の周波数で音圧が極大値となる音を発生する。すなわち、ファン６０は、本発明における音源ＳＳである。以下、特定の周波数で音圧が極大値となる音を卓越音という。
　消音器２２は、通気部材１２の外周部に配置され、音源ＳＳが発生する卓越音を含む周波数の音を消音するものである。
　図１に示す例では、消音器２２は、ヘルムホルツ共鳴器であり、空洞部３０と、空洞部３０と通気部材１２（通風路１２ａ）内とを連通する開口部３２とを有する。周知のとおり、ヘルムホルツ共鳴器は、ヘルムホルツ共鳴器の共鳴周波数を消音したい音（卓越音）の周波数に合わせることで、その周波数の音を消音することができる。
　また、開口部３２は、通風路１２ａの流通方向において、ファン６０と排気開口１２ｃとの間に形成されている。すなわち、消音器２２は、ファン６０よりも下流側に配置されてファン６０が発生する卓越音を消音する。
　ここで、図１に示す例において、ファン６０が配置された領域は、本発明における高インピーダンス空間ＶＨに相当し、また、消音器２２の開口部３２が配置された領域は低インピーダンス空間ＶＬに相当する。
　本発明において、高インピーダンス空間とは、流通路１２ａの音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い空間（領域）である。
　また、低インピーダンス空間とは、流通路１２ａの音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い空間（領域）である。
　一般に、管路の音響インピーダンスＺ0は、Ｚ0＝ρ×ｃ／Ｓで表される。ここで、ρは空気密度、ｃは音速、Ｓは管路断面積である。
　ファン６０が配置された領域では管路断面積Ｓが小さくなるため、音響インピーダンスが高くなる。
　一方、消音器２２の開口部３２が配置された領域では、管路中の空気が消音器２２内に移動可能となるため、空気密度ρが小さくなるのと同様の作用が生じる。そのため、音響インピーダンスが低くなる。
　具体的には、通風路の音響インピーダンスの平均値は、ρ×ｃ/（通風路通常部の平均断面積）により求めることができる。
　また、高インピーダンス空間ＶＨは、通風路の音響インピーダンスの平均値よりも２０％以上高い音響インピーダンスを有する空間である。すなわち、高インピーダンス空間は通風路に対して平均断面積が２０％以上狭くなっている。従って、通風路中の開口断面積を求めることで、高インピーダンス空間であるか否かを判別することができる。
　また、低インピーダンス空間ＶＬは消音器（共鳴体、拡張サイレンサー）を有する空間である。従って、消音器の有無によって低インピーダンス空間か否かを判別することができる。
　なお、高インピーダンス空間ＶＨおよび低インピーダンス空間ＶＬと通風路との境界は、音響インピーダンスの２０％の変化がλ／２０以内に発生している界面とする。
　また、通気部材の側面等に貫通孔を有する場合は、貫通孔がない状態とみなして（貫通孔部分の側面を滑らかにつないで）、通風路の音響インピーダンスの平均値を求めればよい。
　また、拡張型サイレンサーとは通風路の断面積を拡大したり、その拡大部の少なくとも一部に吸音材を設置したりして消音するものであり、後述の図１０に示す構成が該当する。
　従って、図１に示す消音システム１０においては、通風路１２ａの流通方向（図１中左右方向）において、高インピーダンス空間ＶＨは音源ＳＳの吸気開口１２ｂ側に近接して存在し、低インピーダンス空間ＶＬを形成する消音器２２が高インピーダンス空間ＶＨおよび音源ＳＳよりも下流側（排気開口１２ｃ側）に存在する。
　ここで、本発明においては、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの距離Ｌが、卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、
　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
を満たす範囲に存在する。
　この点について以下、図２および図３を用いて説明する。
　図２および図３は通風路１２ａ中における高インピーダンス空間ＶＨと、音源ＳＳと、低インピーダンス空間ＶＬとの位置関係を模式的に表す断面図である。なお、図２および図３において消音器２２の図示は省略しているが、通風路１２ａの流通方向において、消音器２２は低インピーダンス空間ＶＬの位置に配置されている。
　まず、高インピーダンス空間ＶＨが音源ＳＳの近傍に存在すると、音源ＳＳが発生した卓越音は排気開口１２ｃ側により強く放射される。そのため、排気開口１２ｃから通風路１２ａの外部に放射される卓越音を消音するために、音源ＳＳと排気開口１２ｃとの間に消音器２２を配置する。
　その際、図２に示すように、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの距離Ｌを、音源が発生する卓越音の中心波長λの１／４の位置に配置した場合には、高インピーダンス空間ＶＨは音圧の自由端、低インピーダンス空間ＶＬは音圧の固定端であることから、λ／４共鳴の共鳴条件が成立し、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの間の空間でλ／４共鳴が生じる。これによって、低インピーダンス空間ＶＬでは音圧の節となり音圧値が小さくなるため、消音器への作用が弱くなり、共鳴器２２による消音の効果が十分に得られない。
　このような作用はλ／４＋ｍ×λ／２の位置で同様に発生する（ｍは正の整数）。すなわち、低インピーダンス空間ＶＬの位置が、卓越音の節の位置と一致する場合に上記のように高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの間の空間で共鳴が生じて共鳴器位置での音圧が小さくなるため、共鳴器２２による消音の効果が十分に得られない。
　これに対して、図３に示すように、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの距離Ｌを、音源が発生する卓越音の中心波長λの１／２の位置に配置した場合には、高インピーダンス空間ＶＨは音圧の自由端、低インピーダンス空間ＶＬは音圧の固定端であることから、λ／２共鳴の共鳴条件が成立せず、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの間の空間で共鳴が生じない。従って、低インピーダンス空間ＶＬの位置にある消音器２２による反射および吸収により消音の効果が十分に得られる。
　また、このような作用はλ／２×ｍの位置で同様に発生する（ｍは正の整数）。すなわち、低インピーダンス空間ＶＬの位置が、卓越音の腹の位置と一致する場合に上記のように高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの間の空間で共鳴が生じないため、共鳴器２２による消音の効果が十分に得られる。
　本発明者らの検討によれば、このように、高インピーダンス空間ＶＨと低インピーダンス空間ＶＬとの間の空間で共鳴が生じず、消音器２２による消音効果が十分に得られる範囲は図４に示すように、０．５×λ±０．２×λの範囲であった。
　前述のとおり、情報機器などにおいて、機器内を冷却するために用いられているファンの騒音を低減するためには、冷却性能に関わる通風性を落とさずに、特定の狭帯域な周波数音を、防音することが求められる。
　しかしながら、本発明者らの検討によれば、通気性を確保しつつ消音器を設置した場合には、上述のとおり、場所によっては消音性能が悪化する場所があることがわかった。
　これに対して、本発明の防音システムは、通風路の流通方向において、音源の±０．２５×λ以内の距離に、流通路の音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い、高インピーダンス空間が存在し、通気部材内に配置される、卓越音を消音する消音器を有し、消音器は、流通路のインピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い、低インピーダンス空間を形成し、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、
　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
を満たすので、上述のとおり、消音器による消音効果を十分に発揮することができる。従って、本発明の防音システムは、通気性を確保しつつ、特定周波数に対する消音性能を高くすることができる。
　また、防音システムの小型化等の観点から、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、
　　（０．５×λ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ＋０．２×λ）
を満たすのがより好ましい。
　なお、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌは、高インピーダンス空間は、断面積が変わり始める位置を基準とし、低インピーダンス空間は、開口あるいは振動の中心位置（粒子速度の振動中心位置）を基準として求めればよい。また、低インピーダンス空間を形成する消音器が膜型共鳴器であり、高次振動モードでの振動箇所が複数ある場合には、その振動の中心位置を基準とする。
　また、図示例において、高インピーダンス空間と音源とが近接して配置される構成としたが、これに限定はされず、高インピーダンス空間と音源との距離が±０．２５×λ以内であればよい。高インピーダンス空間と音源との距離が±０．２５×λ以内の場合には、音源から発生した直後の音波が高インピーダンス空間に伝搬するが、その際、音波はまだ近接場の状態で平面波になっておらず、高インピーダンス空間による反射の影響が小さい。そのため、音源と高インピーダンス空間との位置関係に依存した干渉効果の影響が小さく、高インピーダンス空間と音源との距離が±０．２５×λ以内の場合には、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との位置関係を考慮することで、消音器の効果を高くすることができる。
　すなわち、高インピーダンス空間と音源との距離が±０．２５×λ以内の場合に、高インピーダンス空間と低インピーダンス空間との距離Ｌを上記範囲とすることで、消音器の性能を発揮することができる。
　なお、音波が近接場の状態とは、以下のようなものである。
　ダクト内では、音波はいずれダクトの軸方向に向かって伝播していく。すなわち、音波は方向性をもつ。しかしながら、ダクト断面全域で平面ではない音源から発生した音波の方向性は、音波発生直後は定義されず、ある距離以上、伝播してから平面波的になり方向性が決定される。この音波発生直後の方向性が決まっていない音波を近接場の状態という。
　また、音源は高インピーダンス空間内に配置される構成としてもよい。例えば、ファンの表面に気流を整流する整流部材が設けられている場合には、ファンおよび整流部材が配置された空間が高インピーダンス空間となり、音源であるファンが高インピーダンス空間内に配置される構成となる。
　また、本発明において卓越音とは、欧州規格　ＥＣＭＡ－７４におけるProminent discrete toneの定義のＴＮＲ（tone-to-noise ratio）、または、ＰＲ（Prominence ratio）で３ｄＢ以上の音である。
　以下、本発明の防音システムの各構成要素について詳細に説明する。
　＜通気部材＞
　通気部材１２は気体（空気）を所定の方向に流す通風路１２ａを有するものである。
　図１に示す例においては、通気部材１２は、両端が解放された筒状の部材としたが、これに限定はされず、筒状の部材の周面の一部に開口（貫通孔）を有していてもよい。
　また、図１に示す例においては、通気部材１２の通風路１２ａは直線状としたが、これに限定はされず、折れ曲がり部を有していてもよい。
　また、通風路１２ａの断面形状は円形状、四角形状、三角形状等の種々の形状であってもよい。
　また、通風路１２ａの断面形状および断面積は、流通方向において一様としたが、これに限定はされず、通風路１２ａの断面形状および断面積は、流通方向において変化していてもよい。
　通風路１２ａの断面積および長さは、防音システムが用いられる情報機器の大きさ、必要とされる冷却性能等に応じて設定すればよい。防音システムがファンを有する構成の場合には、通風路１２ａの断面積はファンの羽がある部分の断面積の０．７～１．５倍が好ましく、０．８～１．４倍が好ましく、１．０～１．２倍がより好ましい。通風路１２ａの長さは、０．０１～１ｍが好ましく、０．０３～０．５ｍが好ましく、０．０５～０．３ｍがより好ましい。
　また、通気部材１２（通風路１２ａ）は、機器の筐体の一部を用いて形成してもよい。
　＜音源＞
　音源ＳＳは、通風路１２ａに存在するものである。
　通風路１２ａに存在する音源ＳＳとしては、上述のファン６０の他、通風路１２ａの側面に開口部および／または突起部が存在する場合に気体（空気）の流れによって風切り音が生じるため、このような開口部および／または突起部も音源ＳＳとなり得る。このような風切り音も特定の周波数についての音圧が極大値となる卓越音である。
　本発明の防音システムは、情報機器などにおいて、機器内を冷却するために用いられているファンが発生する卓越音に対して適用するのが好ましい。
　（ファン）
　ファン６０としては、機器内の冷却ができれば特に限定はなく、軸流ファン、プロペラファン、ブロアファン、シロッコファン、クロスフローファン等の種々のファンを用いることができる。中でもファンの回転軸に平行な方向に送風可能な軸流ファンを用いる場合に好適に適用可能である。
　〔高インピーダンス空間〕
　前述のとおり、高インピーダンス空間ＶＨは、通風路１２ａの音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い空間（領域）である。
　図１に示す例では、ファン６０が配置された領域で管路断面積が小さくなることで高インピーダンス空間ＶＨが形成されているがこれに限定はされない。例えば、通風路１２ａの断面積が流通方向の途中で狭くなる領域を有していることで高インピーダンス空間ＶＨを形成してもよい。
　音源ＳＳがファン６０の場合には、ファン６０の位置に高インピーダンス空間ＶＨが形成されるため、別途、高インピーダンス空間を形成する必要はない。
　一方、音源ＳＳが風切り音を発生する開口部および／または突起部の場合には、上述のように、通風路１２ａの断面積が流通方向の途中で狭くなる領域を有する構成として高インピーダンス空間ＶＨを形成すればよい。このような場合には、流通方向における音源ＳＳの位置と高インピーダンス空間ＶＨの位置とを離間した構成とすることもできる。
　ここで、音源ＳＳと高インピーダンス空間ＶＨにより音源ＳＳから発生する音に方向性が生じる点について、図５および図６を用いて説明する。
　図５は、実験に用いたファンの周波数と測定した音圧レベルとの関係を示すグラフである。図５に示すように、ファンは１３００Ｈｚ、２６００Ｈｚ、３９００Ｈｚで音圧が極大値を示している。すなわち、１３００Ｈｚ、２６００Ｈｚ、３９００Ｈｚの音がファンが発生する卓越音である。
　図６はファンの周辺の空間における音圧分布を可視化した図である。音圧分布を求める周波数は１３００Ｈｚとした。また、図６に矢印で示すように、ファンは図６中、左から右に送風するように配置されている。
　図６に示すように、周波数１３００Ｈｚの音圧は、ファンの右側の空間、すなわち、排気側の空間で高くなっていることがわかる。これは、ファンを配置した位置が高インピーダンス空間ＶＨとなるため、音源ＳＳであるファンから発生した音は高インピーダンス空間ＶＨとは反対側の方向に放射されるためである。
　このように、音源ＳＳの一方の側に高インピーダンス空間が存在すると、音は高インピーダンス空間とは反対側の方向に強く放射される。
　＜消音器＞
　消音器２２は、通気部材１２の外周部に配置され、音源ＳＳが発生する卓越音を含む周波数の音を消音するものである。また、消音器２２は、低インピーダンス空間ＶＬを形成する。
　消音器２２としては、卓越音を含む周波数の音を消音することができ、また、低インピーダンス空間ＶＬを形成することができれば特に限定はない。低インピーダンス空間を形成可能な消音器としては、ヘルムホルツ共鳴器、気柱共鳴器、膜型共鳴器、および、非共鳴型の消音器が挙げられる。
　（ヘルムホルツ共鳴器）
　図７は、消音器としてヘルムホルツ共鳴器２２ａを通気部材１２の外周部に配置した防音システムの例である。
　ヘルムホルツ共鳴は、開口部３２で外部と連通している空洞部３０にある空気がバネとしての役割を果たし、共鳴する現象である。ヘルムホルツ共鳴器２２ａは、開口部３２の空気が質量（マス）として、空洞部３０にある空気がばねとしての役割を果たし、マスバネの共鳴をし、開口部３２の壁近傍部での熱粘性摩擦により吸音する構造である。
　図７に示すようにヘルムホルツ共鳴器２２ａの開口部３２は通気部材１２の内部（通風路１２ａ）と連通するように設けられており、通気部材１２内の音源ＳＳが発生した卓越音に対して、共鳴現象を利用して、吸音および反射の少なくとも一方の機能を発現し、卓越音を選択的に消音する。
　消音器２２としてヘルムホルツ共鳴器を用いる場合には、ヘルムホルツ共鳴の共鳴周波数を、音源ＳＳが発生する卓越音を消音するように適宜設定すればよい。ヘルムホルツ共鳴の共鳴周波数は、空洞部３０の内容積および開口部３２の面積等によって決まる。従って、ヘルムホルツ共鳴器２２ａの空洞部３０の内容積および開口部３２の面積等を調整することで、共鳴する音の周波数を適宜設定することができる。
　（気柱共鳴器）
　図８は、消音器として気柱共鳴器２２ｂを通気部材１２の外周部に配置した防音システムの例である。
　気柱共鳴は、閉管である共鳴管内（空洞部３０）に定在波が生じることで共鳴が起こる。
　図８に示すように気柱共鳴器２２ｂの開口部３２は通気部材１２の内部（通風路１２ａ）と連通するように設けられており、通気部材１２内の音源ＳＳが発生した卓越音に対して、共鳴現象を利用して、吸音および反射の少なくとも一方の機能を発現し、卓越音を選択的に消音する。
　消音器２２として気柱共鳴器を用いる場合には、気柱共鳴の共鳴周波数を、音源ＳＳが発生する卓越音を消音するように適宜設定すればよい。気柱共鳴の共鳴周波数は、共鳴管の長さ（空洞部３０の開口部３２からの深さ）等によって決まる。従って、空洞部３０の深さ、開口部３２の大きさ等を調整することで、共鳴する音の周波数を適宜設定することができる。
　なお、開口部３２と空洞部３０を有する消音器２２において、気柱共鳴が生じる共鳴構造となるか、ヘルムホルツ共鳴が生じる共鳴構造となるかは、開口部の大きさ、位置、空洞部３０の大きさ等によって決まる。従って、これらを適宜調整することで、気柱共鳴とヘルムホルツ共鳴のいずれの共鳴構造とするかを選択できる。
　気柱共鳴の場合は、開口部が狭いと音波が開口部で反射して空洞部内に音波が侵入し難くなるため、開口部がある程度広いことが好ましい。具体的には、開口部が長方形状の場合には、短辺の長さが１ｍｍ以上であるのが好ましく、３ｍｍ以上であるのがより好ましく、５ｍｍ以上であるのがさらに好ましい。開口部が円形状の場合には、直径が上記範囲であるのが好ましい。
　一方、ヘルムホルツ共鳴の場合は、開口部において熱粘性摩擦を生じる必要があるため、ある程度狭いことが好ましい。具体的には、開口部が長方形状の場合には、短辺の長さが０．５ｍｍ以上２０ｍｍが好ましく、１ｍｍ以上１５ｍｍ以下がより好ましく、２ｍｍ以上１０ｍｍ以下がさらに好ましい。開口部が円形状の場合には、直径が上記範囲であるのが好ましい。
　（膜型共鳴器）
　図９は、消音器として膜型共鳴器２２ｃを通気部材１２の外周部に配置した防音システムの例である。
　膜型共鳴器２２ｃは、振動可能に支持された膜３６が膜振動することで共鳴が起こる。
　図９に示すように膜型共鳴器２２ｃの膜３６は通気部材１２の内部（通風路１２ａ）に面して設けられており、通気部材１２内の音源ＳＳが発生した卓越音に対して、共鳴現象を利用して、吸音および反射の少なくとも一方の機能を発現し、卓越音を選択的に消音する。
　膜振動を利用する膜型共鳴器２２ｃにおいては、膜振動の共鳴周波数を、音源ＳＳが発生する卓越音を消音するように適宜設定すればよい。膜振動の共鳴周波数は、膜３６の大きさ（振動面の大きさ）、厚み、硬さ等によって決まる。従って、膜３６の大きさ、厚み、硬さ等を調整することで、共鳴する音の周波数を適宜設定することができる。
　また、図９に示すように、膜型共鳴器２２ｃは、膜３６の背面側（通風路１２ａとは反対側）に空洞部３０（以下、背面空間ともいう）を有する。空洞部３０は閉じられているため、膜振動と背面空間との相互作用によって吸音が生じる。
　具体的には、膜振動には、膜の条件(厚み、硬さ、大きさ、固定方法等)によって決定される基本振動モードと高次振動モードの周波数帯があり、どのモードによる周波数が強く励起されて吸音に寄与するかが背面空間の厚み等によって決定される。背面空間の厚みが薄いと、定性的には背面空間が固くなる効果などが生じるため、膜振動の高次振動モードを励起しやすくなる。
　ここで、通気部材１２の外周部に配置した膜型共鳴器２２ｃの膜３６が膜振動することで、通風路１２ａ内の空気の密度ρが小さくなるのと同様の作用が生じる。そのため、膜型共鳴器２２ｃを配置した領域の音響インピーダンスが低くなる。
　（非共鳴型消音器）
　図１０は、消音器として共鳴を用いない非共鳴型の消音器２２ｄを通気部材１２の外周部に配置した防音システムの例である。
　図１０に示す非共鳴型消音器２２ｄは、空洞部３０と、通風路１２ａに連通する開口部３２と、空洞部３０内に配置される多孔質吸音材２４とを有する。
　非共鳴型消音器２２ｄは多孔質吸音材２４によって音エネルギーを熱エネルギーに変換することで消音する。
　多孔質吸音材２４としては特に限定はなく、公知の多孔質吸音材を適宜利用することが可能である。例えば、発泡ウレタン、軟質ウレタンフォーム、木材、セラミックス粒子焼結材、フェノールフォーム等の発泡材料及び微小な空気を含む材料；グラスウール、ロックウール、マイクロファイバー（３Ｍ社製シンサレートなど）、フロアマット、絨毯、メルトブローン不織布、金属不織布、ポリエステル不織布、金属ウール、フェルト、インシュレーションボード並びにガラス不織布等のファイバー及び不織布類材料、木毛セメント板、シリカナノファイバーなどのナノファイバー系材料、石膏ボードなど、種々の公知の多孔質吸音材が利用可能である。
　また、多孔質吸音材の流れ抵抗には特に限定はないが、１０００～１０００００（Ｐａ・ｓ／ｍ2）が好ましく、５０００～８００００（Ｐａ・ｓ／ｍ2）がより好ましく、１００００～５００００（Ｐａ・ｓ／ｍ2）がさらに好ましい。
　多孔質吸音材の流れ抵抗は、１ｃｍ厚の多孔質吸音材の垂直入射吸音率を測定し、Ｍｉｋｉモデル（Ｊ．　Ａｃｏｕｓｔ．　Ｓｏｃ．　Ｊｐｎ．，　１１（１）　ｐｐ．１９－２４　（１９９０））でフィッティングすることで評価することができる。または「ＩＳＯ　９０５３」に従って評価してもよい。
　また、異なる流れ抵抗の多孔質吸音材が複数積層されていてもよい。
　なお、音源ＳＳが発生する卓越音を選択的に消音する観点から、消音器２２としては、共鳴型の消音器、すなわち、ヘルムホルツ共鳴器、気柱共鳴器、膜型共鳴器を用いることが好ましい。卓越音を選択的に消音して、他の波長域との音圧差を小さくすることができる。
　なお、本発明の防音システムにおいて、消音器２２を１つ有する構成であってもよいし、複数有する構成であってもよい。また、複数の消音器２２を有する場合には、種類の異なる消音器２２を有する構成としてもよい。例えば、ヘルムホルツ共鳴器２２ａと気柱共鳴器２２ｂとを有する構成であってもよい。
　また、音源ＳＳが２以上の卓越音を発生する場合には、各卓越音の周波数帯域を消音する２つ以上の消音器２２を有する構成としてもよい。
　その場合、各卓越音の中心波長に対して、それぞれの消音器２２が
　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
を満たす位置に配置されればよい（図１８、図２６参照）。
　また、図７～図１０に示す例では、消音器２２を通気部材１２の外周部に配置する構成としたが、これに限定はされず、消音器２２を通気部材１２内（通風路１２ａ）に配置してもよい。消音器２２を通気部材１２内（通風路１２ａ）に配置する構成の場合には、消音器は、共鳴型の消音器（ヘルムホルツ共鳴器、気柱共鳴器、膜型共鳴器）、あるいは、拡張型サイレンサーであることが好ましい。
　図１１～図１４に本発明の防音システムの他の一例の模式図を示す。図１１～図１４は、それぞれ、消音器２２の配置位置における流通方向に垂直な断面図である。
　図１１に示す例は、通風路１２ａに１つの消音器２２が配置されている。図１１に示すように、消音器２２は通風路１２ａの断面を全面的に塞がないように配置される。
　このように通風路１２ａに消音器２２を配置する場合には、この領域の音響インピーダンスは、消音器２２の作用によって音響インピーダンスが低くなる方向に変化するが、一方で、通風路１２ａの断面積が小さくなることによって、音響インピーダンスが高くなる方向に変化する。
　従って、通風路１２ａに消音器２２を配置する場合には、通風路１２ａの断面積、消音器２２の断面積、および、共鳴器の場合にはその共鳴の強さや周波数、拡張サイレンサーの場合はその断面積、幅、内部に配置する多孔質吸音材の種類等を適宜設定して消音器２２を配置した領域の音響インピーダンスが低くなるようにする必要がある。
　一方で、通風路１２ａに消音器２２を配置する構成の場合には、既存の通気部材１２内に、通気部材１２を再設計したり加工したりすることなく、消音器２２を配置することができるため、容易に消音効果を得ることができる。
　また、通風路１２ａに消音器２２を配置する場合においても、２以上の消音器２２を有する構成としてもよい。
　例えば、図１２に示す例は、通風路１２ａに４つの消音器２２が、通風路１２ａの中心に対して回転対称に配置されている。
　また、図１３に示すように、消音器２２を通気部材１２の外周部、および、内部（通風路１２ａ）に配置する構成としてもよい。
　また、図１４に示すように、通気部材１２の側面を貫通する孔を有していてもよい。側面に孔を有することで、この孔から消音器２２を通風路１２ａに挿入して配置することができる。
　＜シミュレーション＞
　以下、本発明の防音システムの作用について、シミュレーションを用いて説明する。
　シミュレーションは、有限要素法計算ソフトCOMSOL ver5.3（ＣＯＭＳＯＬ社）の音響モジュールを用いた。図１５に示すように、シミュレーションを行う防音システムのモデルは、通気部材１２の内部に高インピーダンス空間ＶＨおよび音源ＳＳ（点音源が８つ）が隣接して配置され、さらに、通気部材１２の外周部に消音器２２が配置される構成とした。なお、音源ＳＳは８つの点音源とし、８つの点音源が高インピーダンス空間ＶＨの界面上に配列されるものとした。
　このようなシミュレーションモデルにおいて、高インピーダンス空間ＶＨと消音器２２（すなわち、低インピーダンス空間）との間の距離を種々、変更してシミュレーションにより透過損失を求めた。
　シミュレーションモデルにおいて、通気部材１２の形状は円筒形とし、長さは２５ｃｍとし、通風路１２ａの半径５ｃｍ、断面積は７８．５ｃｍ2とした。また、空気密度ρ＝１．２９ｋｇ／ｍ3、音速ｃ＝３４０ｍ／ｓとした。
　高インピーダンス空間ＶＨは、通気部材１２の給気開口１２ｂ側から０ｃｍの位置に存在し、厚み５ｍｍとし、断面積を７８．５ｃｍ2とした。また、空気密度を５１．６ｋｇ／ｍ3とすることで高インピーダンス空間とした。
　音源ＳＳは、高インピーダンス空間ＶＨの排気開口１２ｃ側に位置するものとし、発生する音（卓越音）の周波数は２１５０Ｈｚとした。このときの中心波長λは１５８ｍｍである。
　消音器２２は、通風路の周方向に延在する（すなわち円環形状の）空洞部を有し、通気部材１２の半径方向に音波の振動を発生させる気柱共鳴器とし、高インピーダンス空間ＶＨと排気開口１２ｃとの間に配置した。気柱共鳴器の半径方向の深さは３２ｍｍ、開口部の幅は５ｍｍ、開口面積は１５.７ｃｍ2とした。この気柱共鳴器は、２１５０Ｈｚで共鳴する。
　このようなシミュレーションモデルを用いて、音源ＳＳから音波を出射し、排気開口１２ｃに到達する音波の単位体積あたりの振幅を求めた。入射させる音波は単位体積あたりの振幅を１とした。音源ＳＳが出射する音波の振幅と、排気開口１２ｃに到達する音波の振幅の比から、透過損失を求めた。
　図１６に、高インピーダンス空間ＶＨと消音器２２との間の距離Ｌを０．２５×λとした場合（計算比較例１）、および、高インピーダンス空間ＶＨと消音器２２との間の距離Ｌを０．５×λとした場合（計算実施例１）の周波数と透過損失との関係を表すグラフを示す。
　また、図１７には、高インピーダンス空間ＶＨと消音器２２との間の距離Ｌと、周波数２１５０Ｈｚにおける透過損失との関係を表すグラフを示す。
　図１６から、距離Ｌを０．５×λとした計算実施例１は、距離Ｌを０．２５×λとした計算比較例１に比べて透過損失が大幅に高くなっており卓越音に対して消音効果が高いことがわかる。
　また、図１７から、距離Ｌが、（０．５×λ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ＋０．２×λ）の範囲で透過損失が高くなり、卓越音に対して消音効果が高いことがわかる。
　ここで、前述のとおり、音源ＳＳが卓越音を複数発生する場合には、各卓越音の周波数帯域を消音する２つ以上の消音器２２を有する構成としてもよい。この点について、図１８～図２４を用いて説明する。
　図１９は、後述する実施例で用いるファンの回転騒音を測定した結果を周波数と音圧との関係で示すグラフである。図１９からわかるように、ファンは、音圧が極大値となる卓越音を複数の周波数で発生している。また、これらの卓越音の周波数は等間隔に発生することがわかる。
　このように音源ＳＳが複数の卓越音を発生する場合には、消音器をそれぞれの卓越音に合わせて配置すればよい。
　例えば、図１８に示す例は、図１８のｆ１、ｆ２およびｆ３の周波数の卓越音の周波数帯域をそれぞれ消音する膜型共鳴器２２ｃ１～２２ｃ３を通気部材の外周部に配置している。
　膜型共鳴器２２ｃ１は、周波数ｆ１の音を消音する消音器である。周波数ｆ１の時の波長は、ｖ／ｆ１で表されるため、膜型共鳴器２２ｃ１は、高インピーダンス空間ＶＨから０．５×ｖ／ｆ１の位置に配置される。なお、ｖは音速である。
　膜型共鳴器２２ｃ１が配置された領域には低インピーダンス空間ＶＬ1が形成される。
　膜型共鳴器２２ｃ２は、周波数ｆ２の音を消音する消音器である。周波数ｆ２の時の波長は、ｖ／ｆ２で表されるため、膜型共鳴器２２ｃ２は、高インピーダンス空間ＶＨから０．５×ｖ／ｆ２の位置に配置される。
　膜型共鳴器２２ｃ２が配置された領域には低インピーダンス空間ＶＬ2が形成される。
　膜型共鳴器２２ｃ３は、周波数ｆ３の音を消音する消音器である。周波数ｆ３の時の波長は、ｖ／ｆ３で表されるため、膜型共鳴器２２ｃ３は、高インピーダンス空間ＶＨから０．５×ｖ／ｆ３の位置に配置される。
　膜型共鳴器２２ｃ２が配置された領域には低インピーダンス空間ＶＬ3が形成される。
　このように、複数の卓越音に対して、各卓越音を消音する消音器を、高インピーダンス空間からの距離Ｌが、（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）の関係を満たす範囲に配置することで、各卓越音を好適に消音することができる。
　また、図１８に示す例では、１つの卓越音に対して対応する１つの消音器を配置する構成としたが、これに限定はされず、１つの消音器で複数の卓越音を消音する構成としてもよい。
　前述のとおり、ファンは発生する卓越音の周波数は等間隔の関係であり、卓越音の周波数は最低次の卓越音の周波数の整数倍となる。そこで、複数の卓越音に対して、（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）の関係を満たす位置に消音器を配置する構成としてもよい。
　例えば、図２０に示す例は、消音器として気柱共鳴器２２ｂを用いるものである。この気柱共鳴器２２ｂの深さは、周波数ｆ１の卓越音に対して、１／２波長の関係で共鳴し、また、周波数ｆ３の卓越音に対して、３／４波長の関係で共鳴する。
　この気柱共鳴器２２ｂは、高インピーダンス空間からの距離Ｌが０．５×ｖ／ｆ１の位置に配置されている。この位置は、３×０．５×ｖ／ｆ３の関係も満たす。
　従って、気柱共鳴器２２ｂが複数の周波数で共鳴を行って、各周波数の卓越音を好適に消音することができる。
　また、図２１に示す例は、消音器として膜型共鳴器２２ｃを用いるものである。
　図２２および図２３は膜型共鳴器２２ｃを膜３６側から見た図である。この膜型共鳴器２２ｃは、最低次の共鳴モードでは、図２２に示すように、膜３６の中央（図２２中振動点）で最大の振幅を示す振動モードで振動する。このときの膜振動の周波数を卓越音の周波数ｆ１に合わせることで周波数ｆ１の音を消音する。
　一方、２次の共鳴モードでは、図２３に示すように、膜３６の２点（図２３中２つの振動点）で最大の振幅を示す振動モードで振動する。このときの膜振動の周波数を卓越音の周波数ｆ２に合わせることで周波数ｆ２の音を消音する。
　ここで、図２１に示すとおり、膜型共鳴器２２ｃの、高インピーダンス空間ＶＨからの距離Ｌは、Ｌ＝０．５×ｖ／ｆ１を満たし、かつ、Ｌ＝２×０．５×ｖ／ｆ２を満たす。そのため、周波数ｆ１およびｆ２の卓越音を好適に消音することができる。
　このように膜型共鳴器２２ｃを用いる場合にも、１つの膜型共鳴器２２ｃで複数の卓越音に対して、（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）の関係を満たす位置に消音器を配置して卓越音を消音することができる。
　さらに、本発明の防音システムは、複数の消音器を有し、かつ、少なくとも１つの消音器が２以上の卓越音を消音する構成としてもよい。
　例えば、図２４示す例は、消音器として２つの気柱共鳴器２２ｂ１および２２ｂ２を有する。
　気柱共鳴器２２ｂ１は、周波数ｆ１およびｆ３の卓越音に対して共鳴する深さを有し、かつ、高インピーダンス空間ＶＨからの距離Ｌが、Ｌ＝０．５×ｖ／ｆ１を満たし、かつ、Ｌ＝３×０．５×ｖ／ｆ３を満たす位置に配置されている。
　また、気柱共鳴器２２ｂ２は、周波数ｆ２およびｆ４の卓越音に対して共鳴する深さを有し、かつ、高インピーダンス空間ＶＨからの距離Ｌが、Ｌ＝０．５×ｖ／ｆ２を満たし、かつ、Ｌ＝３×０．５×ｖ／ｆ４を満たす位置に配置されている。
　このように気柱共鳴器２２ｂを複数有し、各気柱共鳴器２２ｂが複数の卓越音を消音するものであり、各卓越音に対して、（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）の関係を満たす位置に配置した構成とすることで、複数の卓越音を好適に消音することができる。
　以下に実施例に基づいて本発明をさらに詳細に説明する。以下の実施例に示す材料、使用量、割合、処理内容、処理手順等は、本発明の趣旨を逸脱しない限り適宜変更することができる。したがって、本発明の範囲は以下に示す実施例により限定的に解釈されるべきものではない。
［実施例２および比較例２］
　図２５に模式的に示す防音システムを作製した。
　通気部材１２は、６０ｍｍ×６０ｍｍの開口を有する、厚み１０ｍｍのアクリル板を複数積層して形成した。図２５に示すように、ファン（山洋電気株式会社製　ＳａｎＡｃｅ６０、厚み３８ｍｍ、型番９ＧＡ０６１２Ｐ１Ｊ０３）を挟むようにしてファンの両側にアクリル板を積層して通気部材１２を形成した。通気部材１２の長さは１４５ｍｍとした。
　また、通気部材１２の給気開口１２ｂ側の内側面には、ウレタンスポンジ（イノアックコーポレーション社製　吸音材カームフレックス Ｆ-２）３８を張り付けた。これにより、吸気開口１２ｂから放射される音を低減して、排気開口１２ｃから放射される音をより正確に測定できるようにした。
　消音器としては膜型消音器２２ｃを作製した。膜型消音器２２ｃは、図２７に示すように、６ｃｍ×３ｃｍ×１ｃｍの立方体形状で、６ｃｍ×３ｃｍの大きさの一面に楕円形状（長軸５．６ｃｍ×単軸２．６ｃｍ）の開口部を有し、この開口部に膜３６を振動可能に固定されているものとした。膜型消音器２２ｃのフレームは厚み２ｍｍのアクリル板を組み合わせて作製した。膜３６は厚み１２５μｍのＰＥＴ（ポリエチレンテレフタレート）フィルムとした。
　作製した膜型消音器２２ｃを、通気部材１２を構成するアクリル板の一部と入れ替えることで、通気部材１２の外周部の３面に膜型消音器２２ｃを、膜３６の面が通風路１２ａ向きになるようにして配置した（図２６）。入れ替えるアクリル板の位置を変えることで、膜型消音器２２ｃの位置を変更することができる。
　膜型消音器２２ｃ単体での周波数と吸収率との関係を、音響管を用いた４マイクロホン法によって測定した。この吸音率の測定法はJIS A 1405-2に従ったもので、同様の測定は日本音響エンジニアリング製WinZacMTXを用いることができる。膜型消音器２２ｃの周波数と吸収率との関係を図２８および図２９に示す。図２８からわかるように、膜型消音器２２ｃは、卓越音の周波数（約１１５０Ｈｚ）に対して高い吸収率を示すものである。
　ファンに電気を供給して回転させた後、マイクロフォンＭＰで音圧を測定した。マイクロフォンＭＰは、通気部材１２の排気開口１２ｃから、流通方向に平行な方向に２０ｃｍ、直交する方向に１４ｃｍずれた位置に配置した。また、ファンには１．１Ａの電流を流し、これによって発生する卓越音の周波数の一つは、１１５０Ｈｚである。
　この防音システムにおいて、ファンは音源ＳＳであり、ファンが配置される領域が高インピーダンス空間ＶＨである。
　膜型消音器２２ｃをファン（高インピーダンス空間）から０．５×λの位置に配置した場合（実施例２）の周波数と音圧との関係を図２８に示す。なお、図２８には、リファレンスとして膜型消音器２２ｃを配置しない場合の周波数と音圧との関係も示す。
　また、膜型消音器２２ｃをファン（高インピーダンス空間）から０．２５×λの位置に配置した場合（比較例２）の周波数と音圧との関係を図２９に示す。なお、図２９にも、リファレンスの周波数と音圧との関係も示す。
　図２８および図２９から、膜型消音器２２ｃをファンから０．５×λの位置に配置した場合（実施例２）には、膜型消音器２２ｃをファンから０．２５×λの位置に配置した場合（比較例２）に比べて、リファレンスからの音圧の低下量が大きく消音効果が高いことがわかる。
　さらに、膜型消音器２２ｃの位置（高インピーダンス空間からの距離Ｌ）を種々変更して排気開口１２ｃから放射される音の音圧を測定した。図３０に、周波数１１５０Ｈｚの音について、膜型消音器２２ｃの位置と透過損失との関係を表すグラフを示す。
　図３０から、膜型消音器２２ｃを、高インピーダンス空間からの距離Ｌが０．５×λとなる位置の近傍に配置することで、透過損失が高くなることがわかる。
［実施例３および比較例３］
　図３１および図３２に示すように、膜型共鳴器２２ｃの形状を変更し、膜型共鳴器を通気部材１２の内部に配置する構成とした以外は、実施例２と同様の構成の防音システムを作製した。図３２は、膜型共鳴器２２ｃの位置における通気部材１２の模式的な断面図である。
　図３２に示すように、４つの膜型共鳴器２２ｃを通風路１２ａの中心に回転対象に配置する構成とした。また、図３２に示すように、膜型共鳴器２２ｃの膜面は流通方向に平行になるように配置した。
　実施例３および比較例３における膜型共鳴器２２ｃの形状を図３３に示す。
　膜型消音器２２ｃは、３．４ｃｍ×２．５ｃｍ×１ｃｍの立方体形状で、３．４ｃｍ×２．５ｃｍの大きさの一面に長方形状（３．０ｃｍ×２．１ｃｍ）で角部にＲ（０．５ｃｍ）を付けた形状の開口部を有し、この開口部に膜３６が振動可能に固定されているものとした。膜型消音器２２ｃのフレームは厚み２ｍｍのアクリル板を組み合わせて作製した。膜３６は厚み１２５μｍのＰＥＴ（ポリエチレンテレフタレート）フィルムとした。
　先と同様に、ファンに電気を供給して回転させた後、マイクロフォンＭＰで音圧を測定した。ファンには１．５Ａの電流を流し、これによって発生する卓越音の周波数の一つは、１３７６Ｈｚである。
　膜型消音器２２ｃをファン（高インピーダンス空間）から０．５×λの位置に配置した場合（実施例３）の周波数（ファンのピーク騒音周波数からの差分）と音圧との関係を図３４に示す。なお、図３４には、リファレンスとして膜型消音器２２ｃを配置しない場合の周波数と音圧との関係も示す。
　なお、実施例３では、ダクト内部に消音器を挿入しているので、その空気抵抗でファンの回転が遅くなり、騒音ピークがリファレンスに対してシフトする。そこで、図３３および図３４では、実施例３（比較例３）とリファレンスとを、それぞれ騒音ピークとなる周波数（ファンのピーク騒音周波数）を基準として、騒音ピークとなる周波数からの差分を横軸として音圧をプロットした。
　また、膜型消音器２２ｃをファン（高インピーダンス空間）から０．２５×λの位置に配置した場合（比較例３）の周波数（ファンのピーク騒音周波数からの差分）と音圧との関係を図３５に示す。なお、図３５にも、リファレンスの周波数と音圧との関係も示す。
　図３４および図３５から、膜型消音器２２ｃをファンから０．５×λの位置に配置した場合（実施例３）には、膜型消音器２２ｃをファンから０．２５×λの位置に配置した場合（比較例３）に比べて、リファレンスからの音圧の低下量が大きく消音効果が高いことがわかる。
　さらに、膜型消音器２２ｃの位置（高インピーダンス空間からの距離Ｌ）を種々変更して排気開口１２ｃから放射される音の音圧を測定した。図３６に、周波数１３７６Ｈｚの音について、膜型消音器２２ｃの位置と透過損失との関係を表すグラフを示す。
　図３６から、膜型消音器２２ｃを、高インピーダンス空間からの距離Ｌが０．５×λとなる位置の近傍に配置することで、透過損失が高くなることがわかる。
　以上の結果より本発明の効果は明らかである。
　１０　防音システム
　１２　通気部材
　１２ａ　通風路
　１２ｂ　給気開口
　１２ｃ　排気開口
　２２　消音器
　２２ａ　ヘルムホルツ共鳴器
　２２ｂ、２２ｂ１、２２ｂ２　気柱共鳴器
　２２ｃ、２２ｃ１～２２ｃ３　膜型共鳴器
　２２ｄ　非共鳴型消音器
　２４　多孔質吸音材
　３０　空洞部
　３２　開口部
　３６　膜
　３８　ウレタン
　６０　ファン
　ＶＨ　高インピーダンス空間
　ＶＬ　低インピーダンス空間
　ＳＳ　音源

Claims (8)

  1. 　通風路を有する通気部材内に配置される音源から発生する音を消音する防音システムであって、
    　前記音源が発生する音は、特定の周波数についての音圧が極大値となる、少なくとも１つの卓越音であり、
    　前記通風路の流通方向において、音源の±０．２５×λ以内の距離に、前記流通路の音響インピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが高い、高インピーダンス空間の少なくとも一部が存在し、
    　前記通気部材内に配置される、前記卓越音の周波数を含む周波数帯域の音を消音する消音器を有し、
    　前記消音器は、前記流通路のインピーダンスの平均値よりも音響インピーダンスが低い、低インピーダンス空間を形成し、
    　前記高インピーダンス空間と前記低インピーダンス空間との距離Ｌは、前記卓越音の中心波長をλとし、ｍを正の整数とすると、
    　　（０．５×λ×ｍ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ×ｍ＋０．２×λ）
    を満たす防音システム。
  2. 　前記音源が、前記高インピーダンス空間内に位置する請求項１に記載の防音システム。
  3. 　前記高インピーダンス空間と前記低インピーダンス空間との距離Ｌが、
    　　（０．５×λ－０．２×λ）＜Ｌ＜（０．５×λ＋０．２×λ）
    を満たす請求項１または２に記載の防音システム。
  4. 　前記音源が周波数の異なる２以上の卓越音を発生し、
    　前記２以上の卓越音をそれぞれ消音する２つ以上の前記消音器を有する請求項１～３のいずれか一項に記載の防音システム。
  5. 　前記音源が、軸流ファンであり、
    　前記軸流ファンにより前記高インピーダンス空間が形成されている請求項１～４のいずれか一項に記載の防音システム。
  6. 　前記軸流ファンの排気側に整流器が形成されている請求項５に記載の防音システム。
  7. 　前記消音器が共鳴器である請求項１～６のいずれか一項に記載の防音システム。
  8. 　前記消音器が多孔質吸音材を有する請求項１～７のいずれか一項に記載の防音システム。
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