DE19943246A1 - Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von Brennkraftmaschinen - Google Patents
Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von BrennkraftmaschinenInfo
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Abstract
Ein Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von Brennkraftmaschinen, insbesondere der Ladeluftgeräusche eines im Ansaug- oder Abgasstrang angeordneten Turboladers, weist ein die Ansaug- bzw. Ladeluft führendes Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und ein dieses im radialen Abstand umschließendes Resonatorgehäuse auf. Der Raum zwischen Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und Resonatorgehäuse ist durch Zwischenwände in mehrere Resonatorkammern unterteilt, die durch Ausnehmungen in der Ansaug- bzw. Laderohrwand mit dem Innenraum des Ansaug- bzw. Laderohres verbunden sind. Das Resonatorgehäuse besitzt einen gerundeten Querschnitt, vorzugsweise Kreisquerschnitt, und umschließt konzentrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr. Die Zwischenwände sind orthogonal oder im wesentlichen orthogonal zum jeweils zugeordneten Punkt der gemeinsamen Längsachse von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr und Resonatorgehäuse angeordnet, derart, daß die Resonatorkammern gerundet ringförmig, vorzugsweise kreisringförmig ausgebildet sind.
Description
Die Erfindung bezieht sich auf einen Schalldämpfer nach dem Oberbegriff des
Patentanspruchs 1.
Ein Schalldämpfer der vorgenannten Art, basierend auf einem sogenannten Helmholtz
resonator, ist durch die DE 196 15 917 A1 bekannt geworden. Hierbei ist das Reso
natorgehäuse abgeflacht ausgebildet und besteht aus zwei in einer Horizontalebene
getrennten etwa gleichgroßen Hälften. Entsprechend sind auch die die einzelnen
Resonatorkammern bildenden Zwischenwände (Kammerwände) etwa hälftig geteilt.
Beim Zusammenbau ergeben sich hierdurch Dichtungsprobleme. Eine optimale
Schalldämpfung im Ansaugrohr bzw. - bei Verwendung eines Abgasturboladers - im
Ladeluftrohr erzeugter Frequenzen ist schon auf Grund der ungünstigen abgeflachten
Form mit dem bekannten Schalldämpfer nicht möglich.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen auf dem sogenannten Helmholtz
resonator basierenden Schalldämpfer zu schaffen, der unter Berücksichtigung der
besonderen Frequenzgegebenheiten der Schallquelle einerseits und des im Bereich
der Brennkraftmaschine zur Verfügung stehenden knappen Bauraumes andererseits
eine optimale Geräuschdämpfung ermöglicht.
Ausgehend von einem Schalldämpfer der eingangs bezeichneten Gattung löst die
Erfindung die gestellte Aufgabe durch die kennzeichnenden Merkmale des Patent
anspruchs 1.
Vorteilhafte Weiterbildungen des Grundgedankens der Erfindung enthalten die
Patentansprüche 2-24.
Der erfindungsgemäße Schalldämpfer wird auf Grund der kompakten Konzeption,
insbesondere der gerundeten, vorzugsweise kreisrunden Ausbildung bzw. Anordnung
der Resonanzvolumina, dem begrenzten Bauraum im Bereich des Abgasturboladers,
der für die konstruktive Verwirklichung des Geräuschminderungskonzeptes zur Ver
fügung steht, in optimaler Weise gerecht. Die kritischen Raumpunkte der im Bereich
des Abgasturboladers gegebenen Bauraumverhältnisse sind im wesentlichen durch
den fahrzeugseitigen Längsträger bedingt, zu dem ein großer Mindestabstand von 20-
25 mm eingehalten werden muß, um die notwendigen Freiheitsgrade des Aggregates
gegenüber dem Fahrzeugchassis im Betrieb sicherzustellen. Der geringste Abstand
ergibt sich im Bereich der Anbindung des Schalldämpfers an den Ladeluftschlauch.
Eine weitere Einschränkung des für den Einbau des Schalldämpfers zur Verfügung
stehenden nur sehr knappen Bauraumes ergibt sich durch die Führung des Kühl
wasserrücklaufes. Ein weiteres den Bauraum einschränkendes Element ist die
als Steuerelement des Abgasturboladers fungierende sogenannte Unterdruckdose.
Desweiteren zeichnet sich der erfindungsgemäße Schalldämpfer durch eine Mini
mierung des Druckverlustes längs des Strömungsweges in der Ladeluftleitung
aus. Für den Einbau des Schalldämpfers lassen sich vorteilhafterweise vorhandene
Anbindungsgegebenheiten nutzen. Insbesondere vermeidet der erfindungsgemäße
Schalldämpfer durch seine strömungsgünstige Ausführung ein "Abknicken" der
Strömungsführung, wodurch - neben einer Verringerung der Strömungsablösung -
auch Querreflexionen von Schallwellen spektraler Anteile ab 2,5 kHz deutlich reduziert
werden. Durch die strömungsgünstige Konzeption wird die Effizienz des Dämpfer
konzeptes gegenüber bekannten Lösungen (s. o.) deutlich gesteigert.
Weitere Vorteile der Erfindung sind Ausführungsbeispielen zu entnehmen, die in der
Zeichnung dargestellt und im folgenden detailliert beschrieben sind. Es zeigt jeweils
perspektivisch dargestellt):
Fig. 1 Eine Ausführungsform eines Schalldämpfers zur Herab
minderung der Ladeluftgeräusche eines Turboladers,
in Zusammenbaudarstellung (aufgeschnitten),
Fig. 2 den Gegenstand von Fig. 1 in - gegenüber Fig. 1 verkleinerter
- Explosionsdarstellung,
Fig. 3 ein Teil des Gegenstandes von Fig. 1 bzw. 2, in Separatdar
stellung,
Fig. 4 das Teil aus Fig. 3, im - konzentrischen - Zusammenbau
mit einer Ladeluftröhre,
Fig. 5 eine Abwandlung des Gegenstandes von Fig. 3 bzw. Fig. 4,
in Darstellung entsprechend Fig. 4, und
Fig. 6 den Gegenstand von Fig. 4 bzw. 5, jeweils in Pfeilrichtung
A betrachtet.
Es bezeichnet 10 ein als Gußteil ausgebildetes Resonatorgehäuse mit
Kreisquerschnitt, das Augen 11, 12 zur Befestigung im Bereich des Turboladers einer
Brennkraftmaschine (nicht dargestellt), beispielsweise für ein Kraftfahrzeug, aufweist.
Im Inneren des Resonatorgehäuses 10 sind mehrere Teile konzentrisch zueinander
angeordet (siehe Fig. 1), die in Fig. 2 (sowie partiell auch in Fig. 3, 4 und 6) gesondert
herausgezeichnet sind. Hierbei bezeichnet 13 ein Ladeluftrohr mit einer Vielzahl
durchgehender Ausnehmungen 14, die als Resonanzbohrungen fungieren. Die
Resonanzbohrungen 14 sind gruppenweise angeordet und über den gesamten
Umfang des Kreisquerschnitt aufweisenden Ladeluftrohrs 13 verteilt.
Wie insbesondere aus Fig. 1 und 4 hervorgeht, wird der Innenraum des Resonator
gehäuses 10 durch das konzentrisch im Resonatorgehäuse 10 angeordnete Ladeluft
rohr 13 und dieses konzentrisch umgebende Zwischenwände 15 in mehrere kreisring
förmige Resonatorkammern aufgeteilt, die wiederum durch Segmentierwände 16 in
jeweils mehrere sektorförmige Resonanzkammern unterteilt sind. Bei den darge
stellten Ausführungsbeispielen sind jeweils fünf Segmentierwände 16 vorgesehen,
woraus je Resonatorkammer fünf Resonanzkammern 17-21 resultieren (siehe
insbesondere Fig. 6). Fig. 2 und 3 machen deutlich, daß Zwischenwände 15 und
Segmentierwände 16 miteinander zu einem skelettartigen, insgesamt mit 22 bezifferten
Bauteile verbunden sind.
Wie die Zeichnung desweiteren erkennen läßt, weisen Resonatorgehäuse 10,
Ladeluftrohr 13 und skelettartiges Bauteil 22 eine im gleichen Sinne stetig gekrümmte
Form auf. Die Leitkurve hierfür, zugleich gemeinsame Längsmittelachse der Teile 10,
13, 22, ist aus Fig. 3 ersichtlich und mit 23 bezeichnet. Hierbei ist jede der insgesamt
vier Zwischenwände 15 orthogonal zu der Leitkurve 23, bezogen auf deren Schnitt
punkt der durch die jeweilige Zwischenwand 15 gebildeten Ebene, angeordnet. Die
Segmentierwände 16 sind sämtlichst radial zu der Leitkurve 23 ausgerichtet. Eine
Besonderheit besteht darin, daß die einander entsprechenden Segmentierwände 16
jeweils die Zwischenwände 15 orthogonal schneidende gekrümmte Flächen bilden,
wobei die Krümmung jeweils zu der Krümmung der Leitkurve 23 korrespondiert (siehe
insbesondere Fig. 3). Die Leitkurve 23 ist so konzipiert, daß ihre Projektion in einer
Auslegungsgegebenheiten, vorzugsweise der zu bedienenden Geräuschfrequenz,
folgenden Ebene liegt. Die durch die Leitkurve 23 vorgegebene stetige Krümmung von
Resonatorgehäuse 10, Ladeluftrohr 13 und skelettartigem Bauteil 22 dient dem Zweck
einer Minimierung des Druckverlustes längs des Strömungsweges der Ansaug- bzw.
Ladeluft. Druckverluste in der Ladeluftleitung würden nämlich eine Leistungsminderung
der Brennkraftmaschine bewirken. Deshalb ist es angezeigt, die Druckverluste im
gesamten Ladungswechsel auf ein Mindestmaß zu reduzieren. Die den absoluten
Druckverlust bestimmenden Faktoren sind die Strömungsgeschwindigkeit in der
Ladeluftleitung und die Gestaltung der Richtungsänderungen innerhalb der Strömungs
führung. Je höher die Strömungsgeschwindigkeiten sind und je schärfer eine Um
lenkung der Strömung erfolgt, desto höher sind die zu erwartenden Strömungsverluste.
Strömungsverluste entstehen durch lokale Strömungsablösungen in der Ladeluftleitung
und stehen in direktem Zusammenhang mit Strömungsgeräuschen, die es neben den
Druckpulsationen ebenfalls zu reduzieren gilt. Unter Berücksichtigung dieses Gesichts
punktes wirkt sich die stetig gekrümmte Strömungsführung bei gegebener Anbindungs
orientierung zu den umliegenden Motorelementen, Ladeluftschlauch und Abgasturbo
lader, bei dem dargestellten Schalldämpfer sehr günstig aus.
Die im Betrieb zu erwartenden maximalen Massendurchsätze der Ladeluft je Zeiteinheit
sind im Lastenheft des Aggregates festgelegt, so daß ein geringer Druckverlust durch
große Strömungsquerschnitte realisiert werden kann. Große Strömungsquerschnitte
werden jedoch durch eine Reduzierung der zur Verfügung stehenden Resonanz
volumina erkauft. Dieser Umstand ist besonders bei der durch das Lastenheft
geforderten unteren Grenzfrequenz von 1.500 Hz von Bedeutung. Eine
vergleichsweise tieffrequente Abstimmung eines Ladeluftdämpfers auf dem Prinzip des
sogenannten Helmholtzresonators bedingt größere Resonanzkammern als
vergleichbar hohe Abstimmungsfrequenzen. Der Zielkonflikt wird vorliegend
dahingehend gelöst, daß der Innendurchmesser des Ladeluftrohres 13 im
Schalldämpfer sich an dem Durchmesser des sich bei 24 (Fig. 1) anschließenden
Turboladerdruckstutzens (nicht gezeigt) orientiert. Die untere Grenzfrequenz der so
umgesetzten Konstruktion liegt je nach Gastemperatur und Gasdruck zwischen 1.550
Hz und 1.800 Hz. Weiterhin findet kein Durchmessersprung an der Schnittstelle zum
Turbolader statt, was im Sinne einer Druckverlustminimierung und Vermeidung von
strömungsbedingten Geräuschen erwünscht ist. Durchgeführte Versuchsreihen haben
gezeigt, daß der Druckverlust bei stationärer Durchströmung lediglich in der
Größenordnung von 27 mbar liegt.
Die Konzeption des dargestellten Ladeluftschalldämpfers zeichnet sich desweiteren
durch die Besonderheit aus, störende Geräusche und ihre Komponenten möglichst
nahe an ihrem Entstehungsort zu bekämpfen, um eine Weiterleitung an potentiell
schallabstrahlende Flächen zu unterbinden. Die Lage des Dämpfungskonzeptes
möglichst nahe am Abgasturbolader ist deshalb von Wichtigkeit. Die Effektivität des
Schallminderungskonzeptes wird weiterhin begünstigt, wenn die Geräuschquelle sich
nicht weiter als eine Wellenlänge entfernt vom Ladeluftschalldämpfer befindet. Dabei
wird dieses Kriterium von der jeweils interessierenden Frequenz bei gegebener
Schallgeschwindigkeit gebildet. Unter Berücksichtigung dieses Umstandes sind die
Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) im Ladeluftschalldämpfer gegenüber der
Geräuschquelle Abgasturbolader so angeordnet, daß hohe Frequenzen zuerst getilgt
werden.
Diese Maßnahme kommt auch den räumlichen Gegebenheiten entgegen, da hier im
Umfeld des Abgasturboladers ohnehin durch Kühlwasserzulauf und Unterdruckdose
das Raumangebot eingeschränkt ist. Somit ist die Anordnung der Resonanzkammern
17-21 bzw. der durch die Zwischenwände 15 gebildeten Resonatorkammern in
Strömungsrichtung (Pfeil 25, Fig. 1) vorgegeben.
Konzeptionelle Untersuchungen haben gezeigt, daß eine vergleichsweise tieffrequente
Abstimmung dieses Schallminderungskonzeptes nicht notwendigerweise große
Resonanzvolumina (17-21) erfordert, sondern daß vielmehr die Abstimmung eines
gegebenen Resonanzvolumens mit den entsprechenden Resonanzbohrungen 14 die
Lage des Resonanzbereiches bestimmt. Dieser Umstand ermöglicht bei gegebenem
Bauraum eine vergleichsweise tieffrequente Abstimmung bei kleinen Resonanz
volumina (17-21). Dadurch erscheint es als sinnvoll, den abzudeckenden Frequenz
bereich mit vielen kleinen Resonanzkammern, vorliegend fünf je Resonatorkammer,
nämlich jeweils die Resonanzkammern 17-21, zu realisieren, um eine feinere Auf
lösung des Frequenzbereiches zu erzielen. Einbrüche der Dämpfung über das ge
forderte Frequenzband können somit erheblich reduziert werden, und es kommt zu
einer gleichmäßigen Einfügedämpfung über den Frequenzbereich.
Aus diesem Grunde sind vorliegend die durch die Zwischenwände 15 gebildeten
ringförmigen Resonatorkammern in Umfangsrichtung noch durch die Segmentierwände
16 geteilt, um durch eine entsprechende Abstimmung das zu dämpfende
Frequenzband von 1,5 kHz hinreichend bedienen zu können. Die hierdurch gebildeten
Segmentvolumina (Resonanzkammern 17-21) sind so ausgelegt, daß die
entsprechenden Resonanzfrequenzen sehr nahe beieinanderliegen, um eine möglichst
kontinuierliche Einfügedämpfung zu erhalten. Die gegebenen Raumverhältnisse unter
der Zusatzbedingung der Druckverlustminimierung in der Strömungsführung bedingen
die bereits erwähnte gekrümmte Leitkurve 23 (Fig. 3), um die das System der
Segmentierwände 16 rotationssymmetrisch aufgebaut wird. Prinzipbedingt
wären demgemäß diejenigen Resonanzkammern, welche auf der Innenseite der
Leitkurvenkrümmung angeordnet sind, kleiner im Volumen als die entsprechend
außenliegenden Resonanzkammern.
Um auf der Innenseite der Leitkurvenkrümmung im wesentlichen gleichgroße
Resonanzvolumina wie auf der Außenseite zu erhalten, sind die Winkelabstände
(z. B. α) zwischen zwei Segmentierwänden 16 auf der Innenseite der Leitkurven
krümmung größer gewählt als die Winkelabstände (z. B. β) auf der Außenseite
(siehe Fig. 3). Auf diese Weise ergeben sich über den Umfang des Ladeluftrohres
13 etwa gleichgroße Volumina der Resonanzkammern 17-21.
Die Krümmung der Leitkurve 23 ist über ihre gesamte Längserstreckung konstant, so
daß die segmenteinschließenden Winkel (z. B. α, β, Fig. 6) für alle Resonatorkammern
entlang der Leitkurve 23 beibehalten werden können. Somit ergibt sich eine Rippen
struktur des Bauteils 22 (Fig. 3), die eine relativ hohe Eigensteifigkeit besitzt und die
sich vorteilhaft im Spritzgußverfahren mit drei Schiebern relasisieren läßt. Wird diese
Rippenstruktur (Bauteil 22) mit dem Resonatorgehäuse 10 verbunden, so ergibt sich
hierdurch eine deutliche Erhöhung der Eigensteifigkeit der gesamten Schalldämpfer
konstruktion. Durch Druckpulsationen hervorgerufene oszillierende Bewegungen des
Resonatorgehäuses 10 (sog. "Atmen" der Gehäusewand) werden merkbar reduziert,
was wiederum zu einer vorteilhaften, reduzierten Schallabstrahlung führt.
Durch die Segmentierung der ringförmigen Resonatorkammern zu sektorförmigen
Resonanzkammern (17-21, Fig. 6) werden Resonanzvolumina kompakter Bauform
erzeugt. "Kompakt" bedeutet in diesem Zusammenhang, daß die das jeweilige
Resonanzvolumen beschreibenden Größen, Höhe, Breite, Tiefe der Resonanz
kammern 17-21, kleiner sind als die Wellenlänge, welche der zu bedämpfenden
Frequenz zugeordnet ist. Unter Einhaltung dieser Randbedingung wird sichergestellt,
daß sich eine ebene Wellenform in dem Resonanzvolumen ausbreitet; es werden
insbesondere Querreflexionen innerhalb des Resonanzvolumens vermieden, die einen
unerwünschten Wirkungsgradverlust bedeuten würden.
Bei der aus der Zeichnung ersichtlichen und im vorstehenden beschriebenen Schall
dämpferkonzeption bildet die Außenwand der Ladeluftröhre 13 einen mit den einzelnen
Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) zusammenwirkenden Resonatorboden 26, der von
den bereits erwähnten Resonanzbohrungen 14 durchsetzt ist. Anzahl und Anordnung
der Resonanzbohrungen auf der Resonatorbodenfläche 26 erfolgt unter dem Gesichts
punkt maximierter Wirksamkeit. Theoretische Überlegungen und ergänzende
Versuchsreihen hierzu haben erbracht, daß durch kompakte Anordnung der Resonanz
bohrungen 14 die Koppelfläche zur Ladeluftströmung als Summe der
Einzelkoppelflächen dargestellt werden kann. Als Koppelflächen werden hierbei die
Querschnittsflächen der Resonanzbohrungen 14 bezeichnet, über die die
Druckpulsationen in der Ladeluftröhre 13 mit den Resonanzkammern 17-21
kommunizieren können.
Als bestimmendes Kriterium dient wieder die mit der zu bedämpfenden Schallfrequenz
assoziierende Wellenlänge, wonach der Umfang des Lochbildes der Resonanz
bohrungen 14 möglichst klein gegenüber dieser Wellenlänge sein sollte. Eine zentrale
Anordnung des Lochbildes auf der Resonatorbodenfläche 26 läßt eine maximale
Wirkung erwarten. Die Umfänge der einzelnen Resonanzbohrungen 14 sollten eben
falls klein sein gegenüber der in Rede stehenden Wellenlänge der Schallfrequenz.
Die folgenden Ausführungen beziehen sich auf die Variante nach Fig. 5. Bei dieser
Ausführungsform besteht die Besonderheit darin, daß auch die Segmentierwände - in
Fig. 5 mit 16a beziffert - und/oder die Zwischenwände 15 von kreisrunden
Ausnehmungen, hier mit 27 bezeichnet, durchsetzt sind. Die Ausnehmungen 27
verbinden die einzelnen Resonanzkammern 17-21 (Fig. 6) jeder einzelnen
ringförmigen Resonatorkammer bzw. die Resonatorkammern untereinander in
pneumatischer Hinsicht und sollen deshalb im folgenden als "Koppelelemente"
bezeichnet werden. Bei dem sich durch die Koppelelemente 27 ergebenden
gekoppelten System wird der vorteilhafte Effekt erzielt, daß sich benachbarte
Kammersegmente (Resonanzkammern 17-21) hinsichtlich des Resonanzverhaltens
gegenseitig günstig beeinflussen. Die benachbarten Resonanzkammern 17-21 jeder
einzelnen Resonatorkammer können also pneumatisch miteinander kommunizieren.
Die Anzahl der Freiheitsgrade des schwingungsfähigen Systems werden bei dieser
Umsetzung verdoppelt, was einer Verdoppelung der Anzahl der Eigenfrequenzen der
einzelnen Resonanzkammern 17-21 entspricht. Numerische Betrachtungen haben
ergeben, daß sich die Bandbreite der Einfügedämpfung erheblich erweitern läßt. Dabei
wird die obere Grenzfrequenz des Dämpfbandes tendenziell zu hohen Frequenzen bei
Beibehaltung der unteren Grenzfrequenz verschoben. Hinsichtlich Anzahl,
(gruppenförmige) Anordnung und Dimensionierung der Koppelelemente 27
(Koppelbohrungen) gelten dieselben Regeln wie für die Resonanzbohrungen 14 im
Ladeluftrohr 13 (s. o.).
In Fig. 4 besteht eine Besonderheit darin, daß am äußersten Rand der
Segmentierwände 16 und/oder der Zwischenwände 15 Aussparungen 27a als
Koppelelemente ausgebildet sind.
Aus Fig. 1 und 2 sind weitere konstruktive Besonderheiten des dargestellten Ladeluft
schalldämpfers ersichtlich. So besitzt dieser zwecks Anbindung an den Luftausgang
des (nicht dargestellten) Abgasturboladers ein Anschlußelement, welches aus zwei
zueinander längs verschieblichen Flanschteilen 28, 29 besteht, zwischen denen sich in
Zusammenbaustellung (Fig. 1) eine Ringnut 30 ausbildet. In der Ringnut 30 ist ein ring
förmiges Dichtelement 31 aus elastischem Material angeordnet. Die axiale Verschieb
lichkeit der beiden Flanschteile 28, 29 des Anschlußelements 24 im Zusammenwirken
mit dem Dichtelement 31 bedeutet vorteilhafterweise einen Toleranzausgleich mit
integrierter Dichtfunktion.
Fig. 1 und 2 lassen desweiteren erkennen, daß der Ladeluftschalldämpfer an seinem
anderen, vom Abgasturbolader abgewandten (in Fig. 1 und 2 linksseitigen) Ende, an
dem eine zum Lufteinlass der Brennkraftmaschine führende Ladeluftleitung (nicht
gezeigt) angreift, ein rohrstutzenförmiges Kupplungsteil 32 mit mehreren an dessen
Umfang angeordneten Rastnuten 33 zum Anschluß der Ladeluftleitung aufweist. Fig.
2 macht deutlich, daß hierbei das Kupplungsteil 32 gegenüber dem Resonatorgehäuse
10 ein separates Bauteil bildet. Fig. 2 zeigt weiterhin, daß das sich aus den
Zwischenwänden 15 und den Segmentierwänden 16 (bzw. 16a bei der Variante nach
Fig. 5) zusammensetzende skelettartige Bauteil 22 im Einbauzustand beidseitig über je
ein elastisches Ringdichtelement 34, 35, 36 am Resonatorgehäuse 10 einerseits und
am Kupplungsteil 32 andererseits abgestützt ist. Die Ringdichtelemente 34, 35, 36
dienen dem Längenausgleich von Herstellungstoleranzen zwischen den in Rede
stehenden Teilen. Einem entsprechenden Zweck dienen weitere Ringdichtelemente 37,
38 an den Enden des Ladeluftrohrs 13.
Um Druck- und Strömungsverluste nach Möglichkeit zu minimieren, ist es zweckmäßig,
wenn der Innendurchmesser des Ladeluftrohres 13 turboladerseitig (in Fig. 1 und 2
rechtsseitig) dem Durchmesser des dort angreifenden Turboladerdruckstutzens und
am anderen Ende (in Fig. 1 und 2 linksseitig) dem Durchmesser der sich dort
anschließenden Ladeluftleitung (nicht gezeigt) angeglichen ist.
Claims (24)
1. Schalldämpfer zur Herabminderung der Luftgeräusche im Ansaugstrang von
Brennkraftmaschinen, insbesondere der Ladeluftgeräusche eines im Ansaug- oder
Abgasstrang angeordneten Turboladers, mit einem die Ansaug- bzw. Ladeluft
führenden Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und einem dieses im radialen Abstand
umschließenden Resonatorgehäuses (10), welches durch Zwischenwände (15) in
mehrere Resonatorkammern unterteilt ist, wobei die Resonatorkammern durch
Ausnehmungen (14) in der Ansaug- bzw. Ladeluftrohrwand mit dem Innenraum des
Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, daß
das Resonatorgehäuse (10) einen gerundeten Querschnitt, vorzugsweise
Kreisquerschnitt, aufweist und konzentrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13)
umschließt und daß die Zwischenwände (15) orthogonal oder im wesentlichen
orthogonal zum jeweils zugeordneten Punkt der gemeinsamen Längsachse (23) von
Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und Resonatorgehäuse (10) angeordnet sind,
derart, daß die Resonatorkammern gerundet ringförmig, vorzugsweise
kreisringförmig, ausgebildet sind.
2. Schalldämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Projektion der
gemeinsamen Längsmittelachse (23) von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und
Resonatorgehäuse (10) in einer Ebene vorgesehen ist, die
Auslegungsgegebenheiten, vorzugsweise der zu bedienenden Geräuschfrequenz,
folgt.
3. Schalldämpfer nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Außenwand des Ansaug- bzw.
Ladeluftrohres (13) einen Resonatorboden (26) bildet, dadurch gekennzeichnet,
daß die durchgehenden Ausnehmungen (14) des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13)
ein kompaktes (gruppenförmiges) Lochbild darstellen, welches zentral auf der
Resonatorbodenfläche (26) angebunden ist.
4. Schalldämpfer nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die
gemeinsame Längsmittelachse (23) von Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und
Resonatorgehäuse (10) zwecks Minimierung des Druckverlustes längs des
Strömungsweges der Ansaug- bzw. Ladeluft eine stetige Krümmung aufweist.
5. Schalldämpfer nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die
Resonatorkammern durch sich radial zwischen Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) und
Resonatorgehäuse (10) erstreckende Segmentierwände (16, 16a) in rotations
symmetrisch das Ansaug- bzw. Ladeluftrohr (13) umgebende Resonanzkammern
(17-21) unterteilt sind.
6. Schalldämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß jeweils einander
entsprechende Segmentierwände (16, 16a) der benachbarten Resonatorkammern
gemeinsame (radiale) Längsflächen bilden.
7. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Zwischenwände (15) und/oder die Segmentierwände (16,
16a) eben, gekrümmt oder gestuft ausgebildet sind.
8. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehen Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß Zwischenwände (15) und Segmentierwände (16, 16a) so
angeordnet sind, daß benachbarte Resonanzkammern (17-21) Eigenfrequenzen in
derselben Größenordnung aufweisen, jedoch jede Eigenfrequenz nur einmal auftritt.
9. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß diejenigen Resonanzkammern, die hohe Eigenfrequenzen
aufweisen, nahe der zu dämpfenden Schallquelle und Resonanzkammern mit
niedrigeren Eigenfrequenzen in dem Maße weiter entfernt von der Schallquelle
angeordnet sind, als ihre Eigenfrequenzen sich verringern.
10. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die das Resonanzvolumen bestimmenden Größen
wie Höhe, Breite und Tiefe der Resonanzkammern (17-21), mit Bezug auf die
Wellenlänge der zu dämpfenden Frequenz der Schallquelle klein sind, derart, daß
sich eine kompakte Bauform der Resonanzkammern (17-21) ergibt.
11. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der Ansprüche 5-10, dadurch
gekennzeichnet, daß die Segmentierwände (16, 16a) durchgehende
Ausnehmungen (27) aufweisen, derart, daß die einzelnen Resonanzkammern (17-
21) jeder Resonatorkammer untereinander pneumatisch verbunden sind (Fig. 5).
12. Schalldämpfer nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß Anzahl, Form und
Durchmesser der Ausnehmungen (Koppelelemente 27) in den Segmentierwänden
(16,a) und/oder Zwischenwänden (15) auf die zu dämpfende Frequenz der
Schallquelle und den zur Verfügung stehenden Bauraum abgestimmt sind.
13. Schalldämpfer nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß die
Ausnehmungen (Koppelelemente 27) in den Segmentierwänden (16a) als
kompaktes Lochbild angeordnet sind, derart, daß der Umfang des Lochbildes mit
Bezug auf die Wellenlänge der zu dämpfenden Frequenz klein ist.
14. Schalldämpfer nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß die
Ausnehmungen (Koppelelemente 27a) in den Segmentierwänden (16) und/oder
Zwischenwänden (15) am äußersten Rand ausgebildet sind (Fig. 4).
15. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Wanddicke des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) über
dessen Länge und/oder Umfang auf die Eigenfrequenz der an der jeweiligen Stelle
des Ansaug- bzw. Ladeluftrohres (13) angeordneten Resonanzkammer (17-21)
abgestimmt ist.
16. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, der als
Ladeluftdämpfer an einen Abgasturbolader angeschlossen ist, dadurch
gekennzeichnet, daß ein zwecks Toleranzausgleich aus zwei zueinander
längsverschieblichen Flanschteilen (28, 29) bestehendes Anschlußelement (24)
vorgesehen und in einer zwischen den Flanschteilen (28, 29) ausgebildeten
Ringnut (30) ein ringförmiges Dichtelement (31) aus elastischem Material
angeordnet ist (Fig. 1 und 2).
17. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der vorstehenden Ansprüche, der als
Ladeluftdämpfer an einen Abgasturbolader angeschlossen ist, wobei an dem vom
Abgasturbolader abgewandten Ende des Ladeluftdämpfers eine zum Lufteinlaß der
Brennkraftmaschine führende Ladeluftleitung angreift, dadurch gekennzeichnet,
daß der Ladeluftdämpfer ein rohrstutzenförmiges Kupplungsteil (32) mit an dessen
Umfang angeordneten Rastnuten (33) zum Anschluß der Ladeluftleitung aufweist.
18. Schalldämpfer nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Kupplungsteil
(32) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10) ein separates Bauteil bildet.
19. Schalldämpfer nach Anspruch 17 oder 18, dadurch gekennzeichnet, daß die die
Resonanzkammern (17-21) bildenden Zwischenwände (15) und Segmentierwände
(16, 16a) - skelettartig - ein Separatteil (22) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10)
darstellen und dieses Separatteil (22) sich im Einbauzustand beidseitig über
elastische Ringdichtelemente (34, 35, 36) an dem Resonatorgehäuse (10)
einerseits und am Kupplungsteil (32) andererseitsabstützt (Fig. 2).
20. Schalldämpfer nach einem oder mehreren der Ansprüche 16-19 mit einem im
Zentrum des Resonatorgehäuses (10) angeordneten Ladeluftrohr (13), dadurch
gekennzeichnet, daß der Innendurchmesser des Ladeluftrohres (13)
turboladerseitig dem Durchmessers des dort angreifenden Turboladerdruckstutzens
und am anderen Ende dem Durchmesser der sich dort anschließenden
Ladeluftleitung entspricht.
21. Schalldämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß das Ladeluftrohr
(13) gegenüber dem Resonatorgehäuse (10) ein separates Bauteil bildet und an
dem Abgasturbolader-Druckstutzen einerseits und der Ladeluftleitung andererseits
jeweils unter Zwischenschaltung einer elastischen Ringdichtung (37, 38)
angeschlossen ist.
22. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der vorstehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer auf der
Niederdruckseite des Ansaugstrangs, am Verdichtereintritt des Turboladers,
angeordnet ist.
23. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der Ansprüche 1-21,
dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer im Abgasstrang einer
Brennkraftmaschine angeordnet ist.
24. Anwendung eines Schalldämpfers nach einem oder mehreren der Ansprüche 1-21,
dadurch gekennzeichnet, daß der Schalldämpfer zur Herabminderung der
Luftgeräusche eines mechanischen Laders dient.
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