DE2924153C2

DE2924153C2 - Zweitluft-Zuführeinrichtung zum Zuführen von Zweitluft in die Abgasanlage einer mit einem Luftfilter versehenen Brennkraftmaschine

Info

Publication number: DE2924153C2
Application number: DE2924153A
Authority: DE
Inventors: Fumio Yokosuka Sanezawa; Yasuo Takagi; Yuji Yokohama Ushijima; Kenji Fujisawa Yoneda
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1978-06-16
Filing date: 1979-06-15
Publication date: 1986-08-07
Also published as: US4441468A; US4319549A; JPS54163217A; DE2924153A1; JPS6038531B2

Description

dadurch gekennzeichnet, daß

d) eine im Inneren des Luftfiitergehäuses (4a) ausgebildete Resonanzkammer (12,12') als zweiter Schalldämpfer zum Dämpfen der Abgasgeräusche im unteren Frequenzbereich vorgesehen ist, wozu ein Verbindungskanal (11, 11') die Resonanzkamnmer (12,12') mit dem Luftansaugkanal (10,10') verbindet, und

e) die Größen des Luftansaugkanals (10,10'), der Resonanzkammer (12,12') und des Verbindungskanals (11,11') durch folgende Beziehungen gegeben sind:

.

und

48 _£.</< M. J>_
M S_n M S₀ '

wobei

S₀ - Querschnittsfläche (cm²) des Luftansaugkanals,
5 = Querschnittsfläche (cm²) des Verbindungskanals,
/ = Länge (cm) des Verbindungskanals,

V = Volumen (cm¹) der Resonanzkammer,

M = Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine.

2. Zweitluft-Zufuhreinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Zungenventil (6,6a. 66) am Luftfiltergehäuse (4a) befestigt ist.

3. Zweitluft-Zufuhreinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Luftansaugkanal (10), die Resonanzkammer (12) und der Verbindungskanal (11) aus einem einstückig gebildeten Bauteil geformt sind, welches im Inneren des Luftfiltergehäuses (4α) an dessen Innenwandung abnehmbar angebracht ist, und daß das einstückig ausgebildete Bauteil mit einem Luftauslaß (106) versehen ist, der zu dem Zungenventil (6a, 66) hin geöffnet ist.

4. Zweitluft-Zufuhreinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das einstückig ausgebildete Bauteil aus Kunststoff gefertigt ist.

5. Zweitluft-Zufuhreinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das einstückig ausgebildete Bauteil zwischen der Innenwandung des Luftfiitergehäuses (4a) und einem Luftfiltereinsatz (46) angeordnet ist.

6. Zweitluft-Zufuhreinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Resonanzkammer (12) durch ein erstes einstückig ausgebildetes Bauteil (B) gebildet ist, daß der Luftansaugkanal (10) und der Verbindungskanal (11) durch ein zweites einstückig ausgebildetes Bauteil (A) gebildet sind, daß das erste und zweite Bauteil (A, B) miteinander abgedichtet verbunden sind, um eine Schalldämpferanordnung (7) zu bilden, die im Inneren des Luftfiitergehäuses (4a) entlang dessen Innen wandung abnehmbar angeordnet ist, und daß das zweite Bauteil (A) mit einem Luftauslaß (106) versehen ist, der zu dem Zungenventil (6a, 66) hin geöffnet ist.

Die Erfindung bezieht sich auf eine Zweitluft-Zufuhreinrichtung der im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Art.

Bei einer solchen, aus der DE-OS 26 17 245 bekannten Zweitluft-Zufuhreinrichtung befindet sich das Zungenventil innerhalb einer Verbindungsleitung, die sich vom Luftfiltergehäuse bis zur Abgasanlage hin erstreckt, wobei innerhalb dieser Verbindungsleitung und stromauf vom Zungenventil ein zweiter Luftfilter und der zweite Schalldämpfer vorgesehen sind. Bei dieser bekannten Zuführeinrichtung befindet sich daher der im Inneren des Luftfiitergehäuses vorgesehene Luftansaugkanal über einen Teil der Verbindungsleitung, den

zweiten Schalldämpfer und das zweite Luftfilter mit dem Zungenventil in Verbindung. Die Verbindungsleitung, I

der zweite Schalldämpfer, das zweite Luftfilter und auch das Zungenventil befinden sich damit außerhalb des Luftfiltergehäuses, wodurch zusätzlicher Raum im Bereich der Brennkraftmaschine erforderlich ist. Der im Inneren des LuftfiUergehäuses vorgesehene Luftansaugkanal bewirkt nicht nur eine Dämpfung des Luftansauggeräusches der Brennkraftmaschine, sondern zwangsläufig auch eine gewisse Dämpfung der Abgasgeräusche im mittleren und hohen Frequenzbereich, die über die Verbindungsleitung noch an das Luftfiltergehäuse gelangen können. Da die bekannte Zuführeinrichtung den zweiten Schalldämpfer jedoch innerhalb der Verbindungsleitung aufweist, muß davon ausgegangen werden, daß die Dämpfungswirkung dieses Luftansaugkanals auf die Abgasgeräusche nur gering ist.

Aus der DE-OS 21 54 155 ist eine ähnliche ZweHluft-Zuführeinrichtung bekannt, bei der eine Zungenventil-Anordnung nahe dem Luftfiltergehäuse vorgesehen und mit diesem über eine Verbindungsleitung verbunden ist. Von der zwei Zungenventile aufweisenden Zungenventil-Anordnung führen zwei weitere Verbindungsleitungen zu den jeweiligen Teilen der Abgasanlage, wobei jeweils eine dieser weiteren Verbindungsleitungen einem der Zungenventile zugeordnet ist. Die Abgasanlage weist jeweils von der Mündung der weiteren Verbindungsleitungen in ihr in bestimmter Weise hinsichtlich ihrer Länge bemessene Abgasrohre auf, damit ein maximaler Strom an Zweitluft in die Abgasanlage bei einer bestimmten Drehzahl der Brennkraftmaschine zugeführt werden kann. Die Länge der Abgasrohre ist dabei so zu bestimmen, daß die Ausgangsdruckwellen des Abgases und ihre entsprechenden reflektierten Druckwellen sich zu einer Erhöhung de Eigenfrequenz der Abgasanlage vereinen. Schalldämpfer für die an das Luftfiltergehäuse sich fortpflanzenden Abgasgeräusche sind bei dieser bekannten Zuführeinrichtung nicht vorgesehen.

Aus der DE-AS 10 85 713 ist ein Luftfiltergehäuse bekannt, bei dem für den Hauptstrom der Ansaugluft ein ringförmiger Luftansaugkanal und zusätzlich eine im Inneren des LuftfiUergehäuses ausgebildete Resonanzkammer vorgesehen sind, die als Schalldämpfer zum Dämpfen der Ansauggeräusche im unteren Frequenzbereich dient. Die Resonanzkammer ist mit dem Luftansaugkanal über eine Verbindungsöffnung verbunden. Eine Zweitluft-Zuführeinrichtung zur Abgasanlage einer mit diesem Luftfiltergehäuse versehenen Brennkraftmaschine ist hier jedoch nicht vorgesehen.

Aus der DE-OS 14 76 255 ist es bei einem Luftfiltergehäuse bereits bekannt, im Inneren des Luftfiltergehäuses Resonanzkammern auszubilden, die über Verbindungsöffnungen mit Luftansaugkanälen innerhalb des Luftfiltergehäuses akustisch gekoppelt sind.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine Zuführeinrichtung der im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Art so weiterzubilden, daß bei einfachem und raumsparendem Aufbau der Gesa.mtanordnung eine wirksame Dämplung der an das Luftfiltergehäuse sich fortpflanzenden Abgasgeräusche innerhalb eines bestimmten Frequenzbereiches erzielt wird.

Bei einer Zuführeinrichtung der genannten Art ist diese Aufgabe durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.

Die erfindungsgemäße Zuführeinrichtung zeichnet sich dadurch aus, daß die an das Luftfiltergehäuse sich fortpflanzenden Abgasgeräusche im mittleren und hohen Frequenzbereich ausschließlich durch den als erster Schalldämpfer wirkenden und im Inneren des LuftfiUergehäuses ausgebildeten Luftansaugkanal gedämpft werden, während die Abgasgeräusche im unteren Frequenzbereich durch eine ebenfalls im Inneren des LuftfiUergehäuses ausgebildete Resonanzkammer gedämpft werden, die über einen Verbindungskanal mit dem Luftansaugkanal verbunden ist. Um dieses zu erreichen, das heißt ohne einen zusätzlichen Schalldämpfer für die Abgasgeräusche auskommen zu können, sind der Luftansaugkanal, die Resonanzkammer und der Verbindungskanal in der bestimmten und im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebenen Weise bemessen. Dadurch ergibt sich aber bei geringem Konstruktionsaufwand eine sehr raumsparende Anordnung, da die gesamte Schalldämpfer-Anordnung für die an das Luftfiitergehäuse sich fortpflanzenden Abgasgeräusche im Inneren des LuftfiUergehäuses selbst untergebracht ist.

Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand der Zeichnung erläutert.

Im einzelnen zeigt

Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Zweitluft-Zuführeinrichtung in Verbindung mit einer Brennkraftmaschine,

F i g. 2 einen Schnitt eines wesentlichen Teils der Zweitluft-Zuführeinrichtung, wobei als erstes Ausfuhrungsbeispiel eine in dem Luftfiltergehäuse angeordnete Schalldämpfungsanordnung gezeigt ist,

Fig. 3 einen Schnitt längs der Linie I-I in Fig. 2,

Fig. 4 einen Schnitt längs der Linie H-II Li Fig. 2,

Fig. 5 einen Schnitt längs der Linie IH-III in Fig. 2,

Fig. 6 eine perspektivische Ansicht eines weiteren Ausführungsbeispiels der in dem Luftfiltergehäuse angeordneten Schalldämpfungsanordnung,

Fig. 7A eine perspektivische Ansicht eines weiteren Ausfuhrungsbeispiels der Schalldämpfungsanordnung, die an der Innenwand des LuftfiUergehäuses befestigbar ist,

Fig. 7B einen Schnitt der in Fig. 7A gezeigten Anordnung,

F i g. 8 A eine perspektivische Ansicht eines abgewandelten Ausführungsbeispiels zu der in F i g. 7 A gezeigten Schalldämpferanordnung,

Fig. 8B einen Schnitt des in Fig. 8A gezeigten Ausführungsbeispiels,

Fig. 9A eine perspektivische Ansicht eines weiteren Ausführungsbeispiels,

Fig. 9B einen Schnitt des in Fig. 9A gezeigten weiteren Ausführungsbeispiels,

Fig. 10 eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen dem Schalldruckpegel und der Frequenz bei einer Drehzahl von 2800 Umdrehungen/min"¹, wobei einmal eine Luftzufuhreinrichtung verwendet und einmal auf diese verzichtet wird.

Fig. 11 eine graphische Darstellung ähnlich wie in Fig. 10, jedoch bei einer Drehzahl von 2400 Umdrehungen/min ', wiederum für den Fall mit und ohne Luftzuführungseinrichtung,

Fig. 12 eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen dem Schalldruckpegel und der Drehzahl für den Fall mit und ohne Luftzufuhrungseinrichtung (in dieser Figur mit AID bezeichnet),

Fig. 13 eine graphische Darstellung ähnlich wie Fig. 12, jedoch mit Gegenüberstellung der Erfindung und einer herkömmlichen Einrichtung.

Fig. 14 eine graphische Darstellung, welche den optimalen Bereich der Querschnittsfläche des Lufteinlasses für die Zweitluft-Zuführeinrichtung zeigt,

Fig. 15 eine Skizze der Bemessungs-Größen der Schalldämpferanordnung, und

Fig. 16 eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen der Resonanzfrequenz (fr) und dem Volumen (V) einer Resonanzkammer der Schalldämpferanordnung.

Die F i g. 1 bis 5 zeigen ein erstes Ausfuhrungsbeispiel der Zweitluft-Zuführeinrichtung in Verbindung mit der

Brennkraftmaschine, bei der es sich hier um einen Automotor handelt. Der Motor 1 hat einen Einlaßkrümmer 2, der an die Zylinder des Motors 1 angeschlossen ist, um die Zylinder mit Ansaugluft zu versorgen. Ein Abgaskrümmer 3 ist mit den Motorzylindern strömungsverbunden. Ein Luftfilter 4 ist mit dem Einlaßkrümmer 2 strömungsverbunden, um die in den Einlaßkrümmer 2 gesaugte Umgebungsluft zu filtern.

Eine Zungenventilanordnung 6 ist an dem Gehäuse 4a des Luftfilters 4 befestigt. Die Zungenventilanordnung 6 umfaßt zwei Zungenventile 6a und 64, von denen jedes mit einem flexiblen Ventilblatt versehen ist. Die Zungenventilanordnung 6 ist mit dem Abgaskrümmer3 über zwei Zweitluft-Zuführrohre 5a und 56 strömungsverbunden.

Im Inneren des Gehäuses 4a des Luftfilters 4 ist eine Schalldämpferanordnung 7 angebracht. Die Schalldämpferanordnung befindet sich stromaufwärts von den Zungenventilen 6a und 66. Die Schalldämpferanordnung 7 ist zwischen der Innenwand des Luftfiltergehäuses 4a und einem Luftfiltereinsatz46 angeordnet. In diesem Fall ist die Schalldämpferanordnung 7 ein aus Kunststoff geformtes einstückiges Bauteil, das an der Innenwand des Luftfiltergehäuses mit Befestigungselementen 8a, 86 und 8cbefestigt ist, wie es aus den Fig. 3 bis 5 zu ersehen ist. Die Schalldämpferanordnung 7 kann einfach abgenommen werden. Die Schalldämpferanordnung 7 ist mit einem Luftansaugkanal 10 ausgestattet, um die Abgasgeräusche im mittleren und hohen Frequenzbereich zu dämpfen. Der Luftansaugkanal 10 hat einen Lufteinlaß 10a, der ins Innere des Luftfiltergehäuses 4a mündet. Weiterhin enthält der Ansaugkanal einen Auslaß 106, der in der Wand des Luftfiltergehäuses 4a ausgebildet ist und zu der Zungenventilanordnung 6 führt. Der Luftansaugkanal 10 ist über einen Verbindungskanal 11 mit einer Resonanzkammer 12 verbunden, um die Abgasgeräusche im unteren Frequenzbereich zu dämpfen. Diese Anordnung ist in Fig. 4 zu erkennen.

Der Luftansaugkanal 10 wird durch eine Wand 13, eine Trennwand 14 und die Innenfläche des Luftfiltergehäuses 4a gebildet.

Folglich ist der Ansaugkanal 10 im oberen Abschnitt der Schalldämpferanordnung 7 und in Berührung mit der inneren Oberfläche des Luftfiltergehäuses 4a angeordnet. Die Trennwand 14 trennt das Innere der Schalldämpferanordnung 7 in den Luftansaugkanal 10 und die Resonanzkammer 12 auf. Der Verbindungskanal ist, wie man in Fig. 4 erkennt, unter dem Luftansaugkanal 10 angeordnet und steht mit dem Luftansaugkanal 10 durch eine in der Trennwand 14 ausgebildete Öffnung in Verbindung. Der Verbindungskanal 11 steht weiterhin mit der Resonanzkammer 12 durch eine in einem Unterteilungselement 17 ausgebildete Öffnung 16 in Verbindung. Das Unterteilungselement 17 ist mittels eines Befestigungselementes 8a¹ an der Innenfläche des Filtergehäuses 4a befestigt. Der Verbindungskanal 11 wird zwischen zwei Unterteilungswandungen 11a und 116 gebildet, wie man aus Fi g. 2 ersieht. Der Luftansaugkanal 10 steht über den Verbindungskanal 11 mit der Resonanzkammer 12 in Verbindung, wodurch ein Helmholtz-Resonator gebildet wird.

Werden die Zungenventiie 6a und 66 durch die Wirkung des pulsierenden Abgasdrucks, der in dem Abgaskrümmer 3 erzeugt wird, geöffnet und geschlossen, so wird Luft durch den Luftansaugkanal 10 und die Zungenventile 6a und 66 in die Luftansaugrohre 5a und 56 angesaugt. Die in die Luftansaugrohre 5a und 56 eintretende Luft wird dann dem Abgaskrümmer 3 zugeführt, um die nicht verbrannten Rückstände des durch den Abgaskrümmer 3 strömenden Abgases zu verbrennen.

Obschon das Abgasgeräusch durch die Zungenventile 6a und 66 zu der Schalldämpferanordnung 7 übertragen wird, werden die mittel- und hochfrequenten Anteile der Abgasgeräusche durch den Luftansaugkanal 10 und die niedrigfrequenten Anteile der Abgasgeräusche durch den Resonanzeffekt der Resonanzkammer 12 gedämpft.

F i g. 6 zeigt eine andere Ausführungsform, die dem anhand der F i g. 2 bis 5 erläuterten Ausfuhrungsbeispicl ähnelt mit der Ausnahme, daß die Resonanzkammer 12' unter dem Luftansaugkanal 10' und dem Verbindungskanal 1Γ ausgebildet ist. Der Lufteinlaß 10a' des Luftansaugkanals 10' öffnet sich nach oben. Der Verbindungskanal 1Γ ist parallel zu dem Luftansaugkanal 10' angeordnet und steht über die Öffnung 15' mit dem Luftansaugkanal 10' sowie durch die Öffnung 16' mit der Resonanzkammer 12' in Verbindung. Der Luftansaugkanal 10' steht mit der Zungenventilanordnung 6 in Strömungsverbindung.

Die Fig. 7A und 7B zeigen ein weiteres Ausführungsbeispiel der Schalldämpferanordnung, das der in den Fig. 2 bis 5 dargestellten Anordnung ähnelt, mit der Ausnahme, daß die Schalldämpferanordnung 7 fest im Inneren des Luftfiltergehäuses 4a so angeordnet ist, daß Flanschteile 18a und 186 an der Innenwand des Luftfiltergehäuses Aa mittels kleiner Schrauben befestigt sind. Diese Schrauben werden durch in den Flanschteilcn 18a und 186 vorgesehene Öffnungen geführt.

In diesem Fall besteht die Schalldämpferanordnung 7 aus einem einstückigen Bauteil A, welches in den Fig. 8A und 8B dargestellt ist, und einem einstückigen Bauteil B, welches in den Fig.9A und 9Bgezeigt ist. Das Bauteil A bildet den Luftansaugkanal 10 und den Verbindungskanal 11. Das Bauteil B bildet die Resonanzkammer 12. Die zusammengefaßten ersten und zweiten Bauteile A und B ergeben eine geschlossene

Schalldiimpferanordnung7, die beispielsweise durch Kleben verbunden ist. Es reicht aus, zwischen der Zungenvcntilanordnung 6 und einem Teil des Bauteils A in dichter Nachbarschaft zum Luftauslaß 1Oi eine gasdichte Abdichtung zu erreichen.

Im folgenden werden anhand der Fig. 10 bis 16 die durch die Zungenventilanordnung 6 abgegebenen Abgasgeräusche im einzelnen diskutiert.

Untersuchungen haben gezeigt, daß die maximalen Geräuschpegel bei einer Drehzahl zwischen 1100 und 1500U/min^H sowie in einem Drehzahlbereich zwischen 2300 und 3000 U/min ' auftreten. Diese Abgasgerausche liegen mit den maximalen Geräuschpegeln im unteren Frequenzbereich. Da durch die Zungenventile (ta und 66 niedrigfrequente Abgasgeräusche an die Umgebung abgegeben werden, herrschen Abgasgerausche vor, deren Frequenz zu den Offnungs- und Schließzeiten der Zungenventile 6a und 6b im Verhältnis steht.

Die Offnungs- und Schließzeiten der Zungenventile 6a, 6b entspricht der Frequenz des pulsierenden Abgasdrucks und wird durch folgende Gleichung wiedergegeben:

_ M ■ N ₍₁₎

60 χ 2 * wobei

ν = die Frequenz des pulsierenden Abgasdrucks, M = die Anzahl der Motorzylinder,
/V = Drehzahl (U/min¹).

Im Falle eines 4-Zylinder-Motors ergibt die Gleichung (1) also v=2 · N/60, und es ergibt sich ein Schalldruckpegel eines Geräuschanteils (als zweiter Anteil bezeichnet) mit einer Frequenz, deren Zahl dem zweifachen der Motordrehzahl entspricht. In den Fig. 10 und 11 ist durch eine ausgezogene Kurve der Schalldruckpegel (gemessener Wert) für den Fall aufgezeichnet, daß eine Zufuhreinrichtung zum Zuführen von Zweitluft in die Abgasanlage durch ein Zungenventil vorgesehen ist, während eine gestrichelte Linie denselben Pegel für den Fall anzeigt, daß diese Zuführeinrichtung nicht vorhanden ist. Die Versuche haben gezeigt, daß der Schalldruckkegel eines Geräuschanteils (als vierter Anteil oder vierte Komponente bezeichnet), dessen Frequenz dem Vierfachen der Motordrehzahl (Momentanwert) entspricht, ebenso wie bei dem oben erwähnten zweiten Anteil oder der zweiten Komponente vorliegt. Wie man aus Fig. 12 erkennt, in der ausgezogene Linien die Fälle anzeigen, in denen die Zuführeinrichtung verwendet wird und in denen gepunktete Linien die Fälle anzeigen, in denen ohne die Zuführeinrichtung gearbeitet wurde, ist die zweite Komponente in einem Drehzahlbereich oberhalb von 1800 U/min"¹ vorherrschend, wohingegen die vierte Komponente bei einer Motordrehzahl unterhalb von 1800 U/min"' vorherrscht. Es wurde herausgefunden, daß die Spitze des Schalldruckpegels der vierten Komponente in einem Drehzahlbereich zwischen 1100 und 1500 U/min"' liegt und daß die Spitze des Schalldruckpegels der zweiten Komponente bei einer Motordrehzahl zwischen 2300 und 3000 U/min'¹ in etwa demselben Frequenzbereich liegt. Tatsächlich ergibt sich aus Gleichung (1) die Frequenz (v) der vierten Komponente zu 75 bis 100 Hz, und die Frequenz (v) der zweiten Komponente zu 75 bis 100 Hz.

Man sieht nun, daß die zweite und vierte Komponente des Abgasgeräusches gleichzeitig vermindert werden können, indem die Frequenzen zwischen 75 und 100 Hz im Fall der 4-Zylinder-Maschine gedämpft werden. Im allgemeinen reicht es aus, die Frequenzen im Bereich zwischen 18,75 M und 25 M (Hz) zu dämpfen, wenn die Anzahl der Zylinder M ist. _

Im Hinblick auf die obigen Ausführungen soll in dem erwähnten speziellen Frequenzbereich das Abgasgeräusch durch den Resonanzeffekt eines Helmholtz-Resonators gedämpft werden. Ein solcher Resonator ist in Fig. 15 gezeigt. Die Resonanzfrequenz fr und ein reduzierter bzw. gedämpfter Schallpegel Z werden durch folgende Gleichungen gegeben:

Z-10 log

10

4 Si wobei

Λτ τ)

(3)

50

C = Schallgeschwindigkeit, S = Querschnittsfläche eines Halsteils,
/ = Länge des Halsteils,
V = Volumen der Resonanzkammer,
/ = Geräuschfrequenz,
S₁, = Querschnittsfläche eines Luftansaugkanals.

Nach Maßgabe der Gleichungen (2) und (3) werden die verschiedenen Bemessungsgrößen des Resonators im Verhältnis zu dem speziellen Frequenzbereich festgelegt.

Was die Querschnittsfläche S₀ des Luftansaugkanals 10 anbelangt, wird, um die erforderliche Menge an Zweitluft in die Abgasanlage führen zu können, die Querschnittsfläche innerhalb eines Bereiches aus den in Fig. 14 dargestellten Ergebnissen gewählt:

2 SS₀ S 5 (cm²). (4)

In Fig. 14 bezeichnet »AID EIN« den Fall, bei dem die oben erläuterte Zuführeinrichtung betätigt wird, um Luft in die Abgasanlage zu geben, und »AID AUS« den Fall, bei dem die Zuführeinrichtung nicht betrieben wird, so daß an die Abgasanlage keine Luft gegeben wird. Es interessiert das Schadstoffverhältnis der Abgase,

ίο das heißt die Summe der Konzentration von Kohlenmonoxid CO und Kohlendioxid CO₂ in den Abgasen, wenn die Zuführeinrichtung betätigt wird, dividiert durch die Summe der Konzentration von CO und CO₂ in den Abgasen, wenn die Zuführungseinrichtung nicht betätigt wird.

Wie oben bereits ausgeführt wurde, verschlechtert sich die Schalldämpfungswirkung in mittleren und höheren Frequenzbereichen für den Bereich S₀ > 5.

Was die Querschnittsfläche Sdes Halsteils anbelangt, so ist die minimale Querschnittsfläche des Verbindungskanals 11 genau so groß oder kleiner als die Querschnittsfläche S₀ des Luftansaugkanais, wie durch folgende Gleichung angegeben wird:

2<S„<S(cm²). Nun ändert sich die Gleichung (3) wie folgt:

!^r- 2 S₀

1. - Jl

fr f

(S)

(6)

Zusätzlich wird die Gleichung (2) durch Substituieren der numerischen Werte, wie für die Schallgeschwindigkeit, neu geschrieben:

i S Vl

= 1,848 · ΙΟ"⁴ ■ fr.

(7)

Aus den Gleichungen (6) und (7) läßt sich folgende Gleichung ableiten:

K = 1,082· 1O⁴S₀

10'°-1

/ _ 1 fr¹ 7

(8)

Nun ist für den Fall der4-Zylinder-Maschine der zu dämpfende Frequenzbereich 75 S/S 100 (Hz), wie oben erwähnt wurde, und folglich sollte die Resonanzfrequenz 75 < fr S 100 (Hz) sein.

Aufgrund dieser Tatsache wird der gedämpfte Schallpegel Z bei beiden Endwerten des Frequenzbereichs ein Minimum, und folglich sollten die gedämpften Schallpegel Z bei ν = 75 (Hz) und/= 100(Hz) betrachtet werden. Nimmt man an, daß K bei/= 75 (Hz) K₁ ist und der gedämpfte Schallpegel Z (dB) ist, und daß K bei /= 100 (Hz) K₂ und der gedämpfte Schallpegel Z (dB) ist, so erhält man folgende Gleichungen:

V_x = 1,082

K₂ = 1,082 ■ ΙΟ⁴ S₀

lOio-l

10'°-1

75 fr²

100 fr²

(10)

Die maximalen Pegel von K₁ und Kriegen bei fr = 100 (Hz) und fr = 75 (Hz), und es ergeben sich folgende Werte:

1 L·

(H)

V₁ max = 84.2 £. 10'°-l. (12)

K₁ max = 63,1 S„ 10'°-l,

max = 84,2 S₀

Der Wert von fr für V₁ = V₂ ergibt sich zu 86,6 (Hz). Folglich gilt:

K₁ = K₂ = 36,0S_o

(13)

Der gedämpfte Schallpegel ergibt sich zu 8 bis 12 (dB), und aus den Gleichungen (11), (12) und (13) ergibt sich für Z = 8 (dB) folgendes:

V_x max = 145,4 S₀ V₂ max = 193,7 S₀ V₁=V₂= 82,9 S₀

für Z = 12 (dB) ergeben sich folgende Werte: V_x max = 243,1 S₀ V₂ max = 324,4 S₀ V_x=V₂ = 138,9 S₀

Mit den so erhaltenen Werten fällt der Wert für Kbei dem gedämpften Schallpegel von 8 bis 12 dB in den in Fig. 16 schräg schraffierten Bereich. Folglich gilt:

82,9 S₁, S VS 324,4 S₀. (14)

Die Gleichung (14) ändert sich unter Berücksichtigung der Zylinderzahl M des Motors wie folgt:

10

s y_s Die Gleichung (15) wird durch Aufrundung zu:

Nun ergibt sich durch Eliminieren von Vaus den Gleichungen (6) und (7) ein Bereich für /. Der Bereich für / kann ähnlich wie der Bereich für V erhalten werden:
Aus den Gleichungen (6) und (7) ergibt sich:

A = 3,696 · 10⁴ · S₀

.JiL f

(16) 35

Man sieht, daß im Falle der 4-Zylinder-Maschine gilt: 75 < / S 100 (Hz) und 75 £ //-<100 (Hz).

Nimmt man an, daß für/ = 75 der Wert für α = — nun a_x ist und der verminderte Schallpegel ζ (dB) ist, und für

S '

/ = 100 (Hz) der Wert für α =— nun a₂ ist und der verminderte Schallpegel Z (dB), so ergeben sich folgende Gleichungen: '

a_x = 3,696 iO⁴ -S₀ I 10"»-1 -!75-^!,

(17) 45

O₂= 3,696- 10⁴ -S₀

100

-J!L 100

(18)

50

Die Maximalwerte für a_x und a₂ liegen bei fr = 100 (Hz) und fr= 75 (Hz), und ihre Werte sind wie folgt gegeben:

β, max =2,156· ΙΟ² -S_n lO'O-l,

ff₂max = 1,617· 10² -S₀

lO'0-l,

Für a_x = a₂ ergibt sich fr zu 86,6 Hz, und es gilt die Beziehung:

(19) ⁵⁵ (20)

60

α_χ=α₂ = 9,238 · 10³ · S₀

(21)

65

Da der verminderte Schallpegel innerhalb des Bereiches zwischen 8 und 12 (dB) liegt, ergeben sich aus den Gleichungen (19), (20) und (21) bei Z = 8 (dB) folgende Werte:

α, max = 4,968 · ΙΟ"² S₀,
α₂ max = 3,726 · 10"- S₀,
(^a₁ = α₂ =2,129- 50"²S₀.
Dieselben Werte für Z= 12 ergeben sich zu:
a\ max = 8,303 · ΙΟ"² S₀,

max = 6,231 ■ ΙΟ"²
a_t = a₂ = 3,560 ■ 10"² S₀.
. *. 2,129 · 10"² S₀ < ff < 8,308 · 10"² S₀,

2,129 ■ 10"² S₀ < — S 8,308 · 10"² S₀,

.·. 12,04-fs/< 46,97-|-. (22)

S₀ S_n

Die Gleichung (22) ändert sich unter Berücksichtigung der Zylinderzahl M wie folgt:

48,16 .$„,.. 187,88 S ₍₂₃₎

Werden die Zahlenangaben in Gleichung (23) auf- bzw. abgerundet, so ergibt sich:

18.Α</<Μ.Α (23')

M S₀ ~ ~ M S₀ '

Im Hinblick auf die oben erläuterten Ergebnisse ist es günstig, die Länge /des Verbindungskanals innerhalb des durch die Gleichung (23') gegebenen Bereichs zu wählen.

Man erkennt, daß im Fall der 6-Zylinder-Maschine eine derartige Berechnung auf der Basis von M = 6 durchgeführt wird, um Schalldruckpegel einer Geräuschkomponente (als dritte Komponente bezeichnet) abzuleiten, deren Frequenz dem Dreifachen der Motordrehzahl (Momentanwert) entspricht, sowie einer Geräuschkomponente (als sechste Komponente bezeichnet), deren Frequenz dem sechsfachen der Motordrehzahl (Momentanwert) entspricht.

Es ergibt sich also, daß die Abgasgeräusche in einem relativ niedrigen Frequenzbereich, die durch das Zungenventil übertragen werden, durch den Verbindungskanal 11 in die Resonanzkammer 12 geleitet werden, und daher wird die Vibrationsenergie des Abgasgeräusches durch den Resonanzeffekt der Resonanzkammer 12 abgebaut, um die aus der Schalldämpferanordnung austretenden Abgasgeräusche spürbar zu dämpfen.

Wie man aus Fig. 13 erkennt, ist die Dämpfung der erläuterten Zweitiuft-Zuführeinrichtung bezüglich der zweiten und vierten Komponenten der Abgasgeräusche hervorragend im Vergleich zu einer herkömmlichen Zweitiuft-Zuführeinrichtung ohne Helmholtz-Resonator, der an den Luftansaugkanal der Zweitluft-Zufiihrcinrichtung angeschlossen ist.

In F i g. 13 bezeichnen die Linien α und a' die Komponenten für die verbesserte Zweitiuft-Zuführeinrichtung, während die Linien b und b' die Komponenten einer herkömmlichen Zweitiuft-Zuführeinrichtung angeben.

Darüber hinaus können Abgasgeräusche im mittleren und hohen Frequenzbereich in dem Luftansaugkanal wirksam gedämpft werden, wobei der Luftansaugkanal die Dämpfung der Geräusche in diesen Bereichen verstärkt, indem er als eine Art Dämpfungsstrecke iür das Zungenventil dient.

Hierzu 9 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Zweitluft-ZufDhreinrichtung zum Zuführen von Zweitluft in die Abgasanlage einer mit einem Luftfilter versehenen Brennkraftmaschine mit
5

a) einem Zungenventil, das in Abhängigkeit von dem in der Abgasanlage herrschenden pulsierenden Abgasdruck arbeitet, und

b) einem im Inneren des Luftfiltergehäuses vorgesehenen Luftansaugkanal, der mit dem Zungenventil in Verbindung steht, so daß nach Öffnen des Zungenventils Luft durch den Luftansaugkanal in die Abgasanlage strömt, wobei der Luftansaugkanal als erster Schalldämpfer zum Dämpfen von Abgasgeräuschen im mittleren und hohen Frequenzbereich dient, und

c) einem zweiten Schalldämpfer im Zweitluftweg,