JPH0543262Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本考案は、エンジンの吸排気音を低減するエン
ジンの騒音低減装置に関するものである。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention relates to an engine noise reduction device that reduces engine intake and exhaust noise.

（従来の技術） 一般に、エンジンの吸気系においては、その騒
音対策の１つとして吸気音の低減が図れており、
この吸気音の低減には吸気管の途中で管径を絞る
こと、および吸気管の長さを長くすることの２点
が有効である。しかし、これらはいずれも吸気抵
抗を増大させ、エンジン出力の低下を招くことに
なり、特に、デイーゼルエンジンの場合に排気ガ
ス中のスモークを著しく悪化させることになる。(Prior Art) In general, in the intake system of an engine, one of the noise countermeasures is to reduce intake noise.
Two methods are effective for reducing this intake noise: narrowing the diameter of the intake pipe midway and increasing the length of the intake pipe. However, all of these increase intake resistance, resulting in a decrease in engine output, and particularly in the case of a diesel engine, significantly worsening smoke in the exhaust gas.

そこで、従来、第８図に示す膨張型サイレンサ
や第１０図に示す共鳴型サイレンサが設けられて
いる。この第８図の膨張型サイレンサは、吸気管
ａの途中に該吸気管ａ径より大径の膨張室ｂを形
成したものであり、その消音量Att（dB）は次式
で示される。 Therefore, an expansion type silencer shown in FIG. 8 and a resonance type silencer shown in FIG. 10 have been conventionally provided. The expansion type silencer shown in FIG. 8 has an expansion chamber b having a larger diameter than the diameter of the intake pipe a formed in the middle of the intake pipe a, and the silencing volume Att (dB) is expressed by the following equation.

Att＝10log₁₀［１＋（１／４）・｛ｍ−（１／ｍ）｝
^２・sin²Ｋ・ｌ］ …… ｍ：膨張比（S₂／S₁） S₁：吸気管ａの断面積 S₂：膨張室ｂの断面積 ｌ：膨張室ｂの長さ Ｋ：2π／ｃ ｃ：音速 ：周波数（Hz） そして、その消音曲線は第９図に示すようにな
り、吸気系に使用される領域は第９図Ａに示す領
域である。 Att=10log ₁₀ [1+(1/4)・{m-(1/m)}
²・sin ² K・l] ... m: Expansion ratio (S ₂ /S ₁ ) S ₁ : Cross-sectional area of intake pipe a S ₂ : Cross-sectional area of expansion chamber b l: Length of expansion chamber b K: 2π /c c: Speed of sound: Frequency (Hz) The silencing curve is as shown in FIG. 9, and the region used for the intake system is the region shown in FIG. 9A.

一方、第１０図の共鳴型サイレンサは、吸気管
ａの途中に共鳴室ｃが連通管ｄを介して連接され
たもので、その共鳴周波数r（Hz）は次式で表わ
され、 r＝（ｃ／2π）√ …… ｃ：音速 Ｖ：共鳴室ｃの容積 Ｇ：πr²／（ｌ＋1.6r） ｌ：連通管ｄの長さ ｒ：連通管ｄの半径 その消音量Att（dB）は次式で表わされる。 On the other hand, the resonance type silencer shown in Fig. 10 has a resonance chamber c connected in the middle of an intake pipe a via a communication pipe d, and its resonance frequency r (Hz) is expressed by the following formula, r= (c/2π)√ ... c: Speed of sound V: Volume of resonance chamber c G: πr ² / (l + 1.6r) l: Length of communicating tube d r: Radius of communicating tube d Its silencing volume Att (dB) is expressed by the following equation.

Att＝10log₁₀〔１＋［｛√／2s｝／｛（／r
）
−（r／）｝］²〕 …… そして、その消音曲線は第１１図に示すように
なり、消音すべく特定の周波数域に共鳴周波数r
を設定するようにしている。尚、第１１図の実線
は理論値、破線は実測値を示している。 Att=10log ₁₀ [1+[{√/2s}/{(/r
)
−(r/)} ] ² ] ...Then, the silencing curve becomes as shown in Figure 11, and the resonant frequency r is set in a specific frequency range in order to mute the sound.
I am trying to set it. In addition, the solid line in FIG. 11 shows the theoretical value, and the broken line shows the actually measured value.

これらのサイレンサを、従来、単独又は組合せ
て設けており、例えば、特開昭56−129751号公報
に開示されているように、共鳴型サイレンサの下
流側に連続して吸気管に小孔を穿設すると共に、
該吸気管の周りに吸音材を巻き付け、吸気音を上
記共鳴型サイレンサで低減した後、更に、吸音材
で吸収するようにしている。 Conventionally, these silencers have been provided singly or in combination. For example, as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 56-129751, a small hole is continuously bored in the intake pipe downstream of the resonant silencer. In addition to establishing
A sound absorbing material is wrapped around the intake pipe, and after the intake noise is reduced by the resonance silencer, it is further absorbed by the sound absorbing material.

（考案が解決しようとする問題点） 上述した各サイレンサにおいて、膨張型サイレ
ンサの場合、消音性能は式より膨張比に比例す
るので、膨張室ｂの断面積を大きくする必要があ
り、また、周波数特性は膨張室ｂの長さｌに影響
され、エンジンの吸気音の場合、0.5〜0.6mの長
さが理想となる。よつて、装置全体の形状が大き
くなるという欠点がある。(Problems to be solved by the invention) Among the above-mentioned silencers, in the case of an expansion type silencer, the silencing performance is proportional to the expansion ratio according to the formula, so it is necessary to increase the cross-sectional area of the expansion chamber b, and the frequency The characteristics are influenced by the length l of the expansion chamber b, and in the case of engine intake noise, the ideal length is 0.5 to 0.6 m. Therefore, there is a drawback that the overall size of the device becomes large.

また、特開昭56−129751号公報に示すものであ
つては、共鳴型サイレンサ及び吸音材が特定周波
数の吸気音を低減するので、両者を組合わせてい
るが、共鳴型サイレンサ及び吸音材を並列に設け
る必要があり、大型になるという欠点がある。従
つて、いずれのサイレンサにおいても、エンジン
ルームに適用する際、レイアウトが難しいという
問題があつた。 Furthermore, in the device shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 56-129751, the resonance type silencer and the sound-absorbing material reduce intake noise at a specific frequency, so they are combined, but the resonance-type silencer and the sound-absorbing material are combined. It is necessary to provide them in parallel, which has the disadvantage of increasing their size. Therefore, when applying any of the silencers to an engine room, there is a problem in that the layout is difficult.

本考案は、斯かる点に鑑み、膨張型消音室内に
吸音材と金属板とを配設して二重構造とし、膨張
による干渉の他に吸音材の吸音特性と金属板の膜
振動による吸音特性とでエンジンの吸排気音を低
減することにより、装置全体をコンパクトにして
レイアウトを容易にすることを目的とするもので
ある。 In view of this, the present invention creates a double structure by arranging a sound absorbing material and a metal plate in an inflatable sound-absorbing chamber.In addition to the interference caused by expansion, the sound absorption properties of the sound absorbing material and the membrane vibration of the metal plate absorb sound. The purpose of this is to reduce the intake and exhaust noise of the engine, thereby making the entire device more compact and facilitating its layout.

（問題点を解決するための手段） 上記目的を達成するために、本考案が講じた手
段は、先ず、エンジンに連通する通路の途中に該
通路断面積より大きい断面積の消音室が形成され
ている。そして、該消音室の内周面には吸排気音
を吸収する吸音材が配設されている。更に、該吸
音材の内周面には膜振動で吸排気音を吸収する金
属板がフロート支持された構成としている。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, the means taken by the present invention are as follows: First, a silencing chamber having a cross-sectional area larger than the cross-sectional area of the passage is formed in the middle of a passage communicating with the engine. ing. A sound absorbing material that absorbs intake and exhaust sounds is provided on the inner circumferential surface of the sound deadening chamber. Further, a metal plate is float-supported on the inner circumferential surface of the sound absorbing material to absorb intake and exhaust sounds by membrane vibration.

（作用） 上記構成により、本考案では、通路から消音室
に導入したエンジンの吸排気音、例えば吸気音
は、先ず、消音室が通路より膨張した膨張室であ
るので、消音室自体で反射波の干渉により低減さ
れる。そして、更に上記吸気音は吸音材で吸収さ
れて低減されると同時に、金属板が膜振動して減
衰する。これら３つの吸音作用により吸気音を従
来より著しく低減することができる一方、装置全
体をコンパクトにすることができ、レイアウトを
容易に行うことができる。(Function) With the above configuration, in the present invention, the intake and exhaust noise of the engine introduced from the passage into the silencing chamber, such as intake noise, is first reflected by the silencing chamber itself, since the silencing chamber is an expansion chamber expanded from the passage. is reduced by the interference of Further, the intake sound is absorbed and reduced by the sound absorbing material, and at the same time, the metal plate vibrates and is attenuated. These three sound-absorbing effects make it possible to significantly reduce intake noise compared to conventional devices, while also making the entire device more compact and allowing easier layout.

（実施例） 以下、本考案の実施例を図面に基づいて詳細に
説明する。(Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings.

第４図に示すように、１は自動車のエンジン、
２は該エンジン１のシリンダブロツク、３は該エ
ンジン１のシリンダヘツドカバーである。４は上
記エンジン１に燃料を供給する燃料噴射ポンプ、
５はトランスミツシヨン、６はデイフアレンシヤ
ルである。また、７は上記エンジン１のクランク
軸に設けられたドライブプーリ、８は該クランク
軸に連接されたオルタネータである。 As shown in Fig. 4, 1 is an automobile engine;
2 is a cylinder block of the engine 1, and 3 is a cylinder head cover of the engine 1. 4 is a fuel injection pump that supplies fuel to the engine 1;
5 is a transmission, and 6 is a differential. Further, 7 is a drive pulley provided on the crankshaft of the engine 1, and 8 is an alternator connected to the crankshaft.

９は上記エンジン１への吸入空気を清浄化する
エアクリーナであつて、該エアクリーナ９にはエ
ンジン１に連通する通路として大気（空気）をエ
アクリーナ９に導く吸気管１０が連接されてお
り、該吸気管１０（通路）の途中には吸気音を吸
収する３つの騒音低減装置１１，１２，１３が介
設されている。そして、上流側騒音低減装置１１
は共鳴型サイレンサで、下流側の２つの騒音低減
装置１２，１３は本考案の特徴とする二重構造の
膨張型サイレンサで構成されている。 Reference numeral 9 denotes an air cleaner that cleans the intake air to the engine 1, and an intake pipe 10 is connected to the air cleaner 9 as a passage communicating with the engine 1 to guide the atmosphere (air) to the air cleaner 9. Three noise reduction devices 11, 12, and 13 are interposed in the middle of the pipe 10 (passage) to absorb intake noise. And upstream noise reduction device 11
is a resonance type silencer, and the two downstream noise reduction devices 12 and 13 are configured with a double structure expansion type silencer, which is a feature of the present invention.

該膨張型の騒音低減装置１２，１３は、第１図
〜第３図に拡大して示すように、消音室２１を形
成するケース２２内周囲に吸音材２３と金属板２
４とが配設されて構成されている。該ケース２２
は、縦断面にて右側ケース２２ａと左側ケース２
２ｂとに２分割され、両ケース２２ａ，２２ｂは
フランジ２２ｃにて一体に固定されている。更
に、上記ケース２２は吸気管１０の断面積より大
きい断面積に形成されて上記消音室２１が吸気管
１０より膨張した膨張室に形成されている。そし
て、上記ケース２２には一端に吸気の流入口２５
が、他端に吸気の流出口２６が開設され、該流入
口２５と流出口２６とに吸気管１０がそれぞれ接
続されて該吸気管１０内と消音室２１とが連通さ
れ、該消音室２１に導入した吸気音を反射波の干
渉により消音している。 As shown enlarged in FIGS. 1 to 3, the expansion type noise reduction devices 12 and 13 include a sound absorbing material 23 and a metal plate 2 around the inside of a case 22 that forms a sound deadening chamber 21.
4 are arranged. The case 22
In the longitudinal section, the right case 22a and the left case 2 are shown.
2b, and both cases 22a and 22b are fixed together by a flange 22c. Further, the case 22 is formed to have a cross-sectional area larger than the cross-sectional area of the intake pipe 10, and the muffling chamber 21 is formed as an expansion chamber expanded more than the intake pipe 10. The case 22 has an intake inlet 25 at one end.
However, an intake air outlet 26 is opened at the other end, and the intake pipe 10 is connected to the inlet 25 and the outlet 26, respectively, so that the interior of the intake pipe 10 and the silencing chamber 21 are communicated with each other. The intake noise introduced into the engine is muffled by the interference of reflected waves.

上記吸音材２３は、グラスウールなどにより所
定厚さに形成されており、上記消音室２１の両端
に亘つてケース２２の内周面に筒状に貼付され、
吸気音を吸収している。 The sound absorbing material 23 is formed of glass wool or the like to a predetermined thickness, and is attached in a cylindrical shape to the inner peripheral surface of the case 22 across both ends of the sound deadening chamber 21.
Absorbs intake noise.

一方、上記金属板２４は、本考案の最も特徴部
分であり、上記吸音材２３に放つた筒状に形成さ
れ、吸音材２３の内周面にフロート支持されてい
る。更に、該金属板２４は所定厚さに形成される
と共に、多数の小孔２４ａが穿設されて所定の質
量を有するように設定され、吸気音により膜振動
が生起して該吸気音が減衰するように構成されて
いる。尚、第１図及び第２図に示す下流側の騒音
低減装置１３においては、流入口２５及び流出口
２６部分の吸音材２３及び金属板２４に円弧状の
切欠部２３ａ，２４ｂが形成されている。また、
上記金属板２４の小孔２４ａは、主として金属板
２４の質量調整作用を行つており、その他に吸音
材２３への吸気音の通過作用も行つている。 On the other hand, the metal plate 24 is the most characteristic part of the present invention, and is formed into a cylindrical shape extending from the sound absorbing material 23, and is float-supported on the inner circumferential surface of the sound absorbing material 23. Further, the metal plate 24 is formed to have a predetermined thickness, and has a large number of small holes 24a formed therein so as to have a predetermined mass, so that membrane vibration is generated due to intake noise and the intake noise is attenuated. is configured to do so. In the downstream noise reduction device 13 shown in FIGS. 1 and 2, arcuate cutouts 23a and 24b are formed in the sound absorbing material 23 and the metal plate 24 at the inlet 25 and outlet 26 portions. There is. Also,
The small holes 24a of the metal plate 24 mainly function to adjust the mass of the metal plate 24, and also function to allow intake sound to pass through the sound absorbing material 23.

次に、上記金属板２４の動作原理を第５図に基
づいて説明すると、該金属板２４は吸音材２３と
共に、振動系を構成しており、この振動系におけ
る質量が金属板２４で定められる一方、バネ定数
が金属板２４と該金属板２４の背面の吸音材２３
で定められることになる。従つて、該金属板２４
の膜振動による共振周波数r（Hz）は次式で表わ
されることになる。 Next, the operating principle of the metal plate 24 will be explained based on FIG. On the other hand, the spring constant is the metal plate 24 and the sound absorbing material 23 on the back side of the metal plate 24.
It will be determined by Therefore, the metal plate 24
The resonance frequency r (Hz) due to membrane vibration is expressed by the following equation.

r＝（１／2π）√（²（） …… Ｍ：金属板２４の単位面積当りの質量 Ｌ：吸音材２３の厚さ ρ：空気の密度 Ｃ：音速 この共振周波数rを所定値に設定することによ
り低周波数から高周波数に亘つて吸気音を吸収す
ることになる。つまり、第６図に示すように、単
純膨張型の消音室２１のみでは、その消音室は実
線Ｂで示すように第９図と同様に半波形が連続す
る消音曲線を描くことになる。この消音室２１に
吸音材２３を配設すると、消音量が破線Ｃで示す
ようにほぼ全体に向上することになる。そこで、
上記金属板２４の共振周波数rを実線Ｂ及び破線
Ｃの谷間に相当する周波数に設定することによ
り、消音量が鎖線Ｄで示すようになり、ほぼ全周
波数域に亘つて消音されることになる。 r=(1/2π)√( ² ()... M: Mass per unit area of metal plate 24 L: Thickness of sound absorbing material 23 ρ: Density of air C: Speed of sound Set this resonance frequency r to a predetermined value As a result, intake noise is absorbed from low frequencies to high frequencies.In other words, as shown in FIG. A silencing curve with continuous half-waveforms is drawn as in FIG. 9. When the sound absorbing material 23 is provided in the silencing chamber 21, the amount of silencing is improved almost entirely as shown by the broken line C. Therefore,
By setting the resonant frequency r of the metal plate 24 to a frequency corresponding to the valley between the solid line B and the broken line C, the amount of silencing becomes as shown by the chain line D, and almost the entire frequency range is muted. .

次に、吸気音の消音動作について説明すると、
吸気はエンジン１の運転に伴つて吸気管１０より
エアクリーナ９を通つてエンジン１に供給され
る。そして、この吸気に伴う吸気音は、先ず、上
流側の共鳴型騒音低減装置１１により低減され
る。続いて、上記吸気音は下流側の２つの膨張型
騒音低減装置１２，１３により順次低減される。
つまり、消音室２１に導入した吸気音は膨張型消
音室２１自体で反射波の干渉で低減されると同時
に吸音材２３で吸収される。更に、上記吸気音は
金属板２４の膜振動により減衰する。これにより
吸気音を著しく低減することができる。 Next, we will explain the intake noise muffling operation.
Intake air is supplied to the engine 1 from an intake pipe 10 through an air cleaner 9 as the engine 1 operates. The intake noise accompanying this intake air is first reduced by the resonance type noise reduction device 11 on the upstream side. Subsequently, the intake noise is successively reduced by the two expansion type noise reduction devices 12 and 13 on the downstream side.
That is, the intake noise introduced into the muffling chamber 21 is reduced by the interference of reflected waves in the expansion muffling chamber 21 itself, and at the same time is absorbed by the sound absorbing material 23. Further, the intake noise is attenuated by the membrane vibration of the metal plate 24. This makes it possible to significantly reduce intake noise.

第７図は本考案に係る騒音低減装置１２，１３
の騒音低減量の測定結果を従来例と比較して示し
ており、実線Ｅは従来の単純膨張型の消音室２１
のみの場合の音圧レベル、破線Ｆは単純膨張型の
消音室２１に吸音材２３のみを配置した場合の音
圧レベルである。そして、鎖線Ｇは本考案の騒音
低減装置１２，１３の音圧レベルを示し、従来に
比して音圧レベルが著しく低下していることが明
らかとなつている。尚、第７図における本考案に
係る鎖線Ｇは金属板２４の共振周波数rを230Hz
に設定した場合で、各測定位置は流出口の中心か
ら45度の傾斜で前方下方に100mm離隔した点であ
る。 FIG. 7 shows noise reduction devices 12 and 13 according to the present invention.
The measurement results of the noise reduction amount are shown in comparison with the conventional example. The solid line E shows the noise reduction amount of the conventional simple expansion type sound absorbing chamber 21.
The broken line A indicates the sound pressure level when only the sound absorbing material 23 is placed in the simple expansion type sound absorbing chamber 21, and the broken line B indicates the sound pressure level when only the sound absorbing material 23 is placed in the simple expansion type sound absorbing chamber 21. The chain line G indicates the sound pressure level of the noise reduction devices 12 and 13 of the present invention, and it is clear that the sound pressure level is significantly lower than that of the conventional device. The chain line G of the present invention in Fig. 7 indicates the sound pressure level when the resonance frequency r of the metal plate 24 is set to 230Hz.
When the setting was made as above, each measurement position was a point 100 mm away from the center of the outlet, tilted at 45 degrees downward and forward.

従つて、上記騒音低減装置１２，１３により吸
気音を著しく低減することができるので、消音室
等を大きく設ける必要がなく、装置全体がコンパ
クトにでき、レイアウトを容易に行うことができ
る。 Therefore, the noise reduction devices 12 and 13 can significantly reduce the intake noise, so there is no need to provide a large silencing room, and the entire device can be made compact and layout can be done easily.

尚、本実施例は、エンジンにおける吸気音の騒
音低減装置１２，１３について説明したが、本考
案はエンジンの排気音の低減にも適用することが
できる。 Although this embodiment has been described with respect to the noise reduction devices 12 and 13 for intake noise in an engine, the present invention can also be applied to reduction in engine exhaust noise.

（考案の効果） 以上のように、本考案のエンジンの騒音低減装
置によれば、膨張型消音室の内周面に吸音材と金
属板とを配設した二重構造とし、消音室自体と吸
音材とによる吸音の他に、金属板の膜振動により
エンジンの吸排気音を吸収するようにしたため
に、エンジンの吸排気音、例えば吸気音を従来に
比して著しく低減することができる。更に、従来
のように２つのサイレンサを並設する必要がな
く、装置全体をコンパクトにすることができるの
で、レイアウトを容易に行うことができる。(Effects of the invention) As described above, according to the engine noise reduction device of the invention, the expansion type silencing chamber has a double structure in which a sound absorbing material and a metal plate are arranged on the inner peripheral surface, and the silencing chamber itself and In addition to sound absorption by the sound-absorbing material, engine intake/exhaust noise is absorbed by the membrane vibration of the metal plate, so engine intake/exhaust noise, for example intake noise, can be significantly reduced compared to conventional methods. Furthermore, unlike the conventional method, there is no need to install two silencers in parallel, and the entire device can be made compact, making the layout easier.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

第１図〜第７図は本考案の一実施例を示し、第
１図はエンジンの吸気系を示す一部断面平面図、
第２図は第１図−線における断面図、第３図
は第１図−線における断面図、第４図はエン
ジン付近の平面図である。第５図は騒音低減装置
の基本構造を示す縦断面図、第６図は消音量を示
す図、第７図は従来例と比較して示す音圧レベル
の測定結果図である。第８図〜第１１図は従来例
を示し、第８図は膨張型サイレンサの縦断面図、
第９図は膨張型サイレンサの消音量を示す図、第
１０図は共鳴型サイレンサの縦断面図、第１１図
は共鳴型サイレンサの消音量を示す図である。 １……エンジン、９……エアクリーナ、１０…
…吸気管、１１，１２，１３……騒音低減装置、
２１……消音室、２２……ケース、２３……吸音
材、２４……金属板、２４ａ……小孔、２５……
流入口、２６……流出口。 1 to 7 show an embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a partially sectional plan view showing the intake system of the engine;
FIG. 2 is a sectional view along the line shown in FIG. 1, FIG. 3 is a sectional view taken along the line shown in FIG. 1, and FIG. 4 is a plan view of the vicinity of the engine. FIG. 5 is a vertical cross-sectional view showing the basic structure of the noise reduction device, FIG. 6 is a view showing the amount of silencing, and FIG. 7 is a diagram showing the measurement results of the sound pressure level in comparison with a conventional example. 8 to 11 show conventional examples, and FIG. 8 is a longitudinal cross-sectional view of an expansion type silencer;
FIG. 9 is a diagram showing the silencing amount of the expansion type silencer, FIG. 10 is a longitudinal sectional view of the resonance type silencer, and FIG. 11 is a diagram showing the silencing amount of the resonance type silencer. 1...Engine, 9...Air cleaner, 10...
...Intake pipe, 11, 12, 13...Noise reduction device,
21... Sound deadening chamber, 22... Case, 23... Sound absorbing material, 24... Metal plate, 24a... Small hole, 25...
Inflow port, 26... Outflow port.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] エンジンに連通する通路の途中に形成され、該
通路断面積より大きい断面積の消音室と、該消音
室の内周面に配設され、吸排気音を吸収する吸音
材と、該吸音材の内周面にフロート支持され、膜
振動で吸排気音を吸収する金属板とを備えている
ことを特徴とするエンジンの騒音低減装置。 a sound-absorbing chamber formed in the middle of a passage communicating with the engine and having a cross-sectional area larger than the cross-sectional area of the passage; a sound-absorbing material disposed on the inner peripheral surface of the muffling chamber for absorbing intake and exhaust sounds; An engine noise reduction device characterized by comprising a metal plate that is float-supported on an inner peripheral surface and absorbs intake and exhaust noise through membrane vibration.