EP2446128B1 - Rohrförmiges akustisches dämmelement - Google Patents

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EP2446128B1
EP2446128B1 EP20100728196 EP10728196A EP2446128B1 EP 2446128 B1 EP2446128 B1 EP 2446128B1 EP 20100728196 EP20100728196 EP 20100728196 EP 10728196 A EP10728196 A EP 10728196A EP 2446128 B1 EP2446128 B1 EP 2446128B1
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EP
European Patent Office
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exhaust system
insulating element
connecting piece
central axis
section
Prior art date
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Not-in-force
Application number
EP20100728196
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English (en)
French (fr)
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EP2446128A1 (de
Inventor
Tobias Pfeffer
Bernd Fuhrmann
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Tenneco GmbH
Original Assignee
Tenneco GmbH
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features
    • F01N13/08—Other arrangements or adaptations of exhaust conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01N13/00—Exhaust or silencing apparatus characterised by constructional features
    • F01N13/18—Construction facilitating manufacture, assembly, or disassembly
    • F01N13/1805—Fixing exhaust manifolds, exhaust pipes or pipe sections to each other, to engine or to vehicle body
    • F01N13/1811—Fixing exhaust manifolds, exhaust pipes or pipe sections to each other, to engine or to vehicle body with means permitting relative movement, e.g. compensation of thermal expansion or vibration
    • F01N13/1816—Fixing exhaust manifolds, exhaust pipes or pipe sections to each other, to engine or to vehicle body with means permitting relative movement, e.g. compensation of thermal expansion or vibration the pipe sections being joined together by flexible tubular elements only, e.g. using bellows or strip-wound pipes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01N2260/00—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for
    • F01N2260/10—Exhaust treating devices having provisions not otherwise provided for for avoiding stress caused by expansions or contractions due to temperature variations

Definitions

  • the invention relates to an exhaust system for an internal combustion engine for connection to a manifold.
  • the exhaust system consists of at least one in the flow direction middle or immediately after the manifold provided first portion and a subsequent flow in the second portion, the two sections are connected to each other via a mechanical decoupling element, wherein in the flow direction before the first section or in the first section a single-walled and self-supporting element is integrated into the exhaust system, wherein the element has at least one inner nozzle and at least one radially outwardly offset to a central axis outer nozzle, and in each case one between the two nozzles arranged connecting the two nozzles in the direction the center axis is provided in the length compressed center part, which forms a U or S-blow in cross section.
  • the element is formed as an acoustic insulating element and formed of sheet metal or metal casting and in a direction along the workpiece continuously or suddenly increasing wall thicknesses between 1 mm and 2.8 mm, in particular between 1.2 mm and 1.9 mm.
  • This type of structure-borne noise can be caused by damping elements in the exhaust system or by large impedance jumps be reduced in components of an exhaust system directly in the structure.
  • Impedance jumps are in accordance with the DE 10 2006 040 980 A1 achieved with a damping element having radial extensions of the cross section, which are placed in the manner of a pipe clamp on the pipe.
  • the invention has for its object to dampen resonant vibrations in the range above 600 Hz in an exhaust system by more than 15 dB and at the same time form the exhaust system sufficiently rigid and self-supporting and permanently gas-tight.
  • the element is formed as an acoustic insulating element and is formed from sheet metal or metal casting and in one direction along the workpiece continuous or increasing wall thickness suddenly increasing between 1 mm and 2.8 mm, in particular between 1.2 mm and 1, 9 mm.
  • the achieved by a decreasing wall thickness insulating effect has an advantageous effect especially in the frequency range above 2000 Hz to 6000 Hz. This is advantageous in that when calibrating the diameter of the outer nozzle from a smaller on a greater degree the wall thickness becomes thinner anyway.
  • a cylindrical tube having a base diameter matching the inner neck on the exit side would be up-calibrated to the dimension of the diameter for the outer neck.
  • tubular acoustic insulation element in the direction of the central axis as short as possible and thus to achieve sufficient bending stiffness in order to be used as a self-supporting acoustic insulation element can.
  • the acoustic insulation element does not have to fulfill the function of a mechanical decoupling and can be designed relatively rigid.
  • the insertion depth is between 5 mm and 16 mm, maximum 30 mm.
  • the insulating property can be further improved if the acoustic insulating element is connected directly in front of or on the component which ultimately generates the resonances in the continuing components.
  • the inner radius and the outer radius advantageously have a dimension of between 6 mm and 30 mm, but the two radii have a different dimension relative to each other.
  • the inner nozzle is arranged offset in the direction of the central axis to the outer nozzle and / or cover the two sockets to the extent of an insertion depth e between 5 mm and 30 mm.
  • the length of the insertion depth e is the extent to which the outer neck projects beyond the inner neck in the direction of the central axis. At this length, both the pipe part provided between the inner radius and the outer radius and the two radii themselves must be included in the dimension of the insertion depth e. The shorter the insertion depth e, the larger the acoustic insulation achieved with the element.
  • the basic diameter of the inner neck is at least 20% to a maximum of 40% smaller than the diameter of the outer neck.
  • the insulation can be significantly influenced by the two end geometries of the two nozzles, since the vibration behavior in the transition from a small to a large nozzle deviates significantly from the vibration behavior that would be achieved if the inner nozzle would have the same measure as the inlet nozzle the outer nozzle as outlet nozzle.
  • a middle part connecting the two tubular connecting pieces has at least one outer radius adjoining the outer connecting piece and an inner radius adjoining the inner connecting piece and a tube part connecting the two radii, wherein the tube wall of the Pipe part is arranged in parallel or at an angle a between 2.5 ° and 15 ° to the central axis.
  • connection geometry can be increased or decreased by varying the angle a for both the inner nozzle and the outer nozzle.
  • the acoustic insulation element in the flow direction S after the inner nozzle has a reduced diameter compared to the base diameter.
  • a kind of taper is formed in the transition from the inner nozzle to the central part, are influenced by the particular existing vibrations in the exhaust pipe with respect to the insulation.
  • the acoustic insulation element is formed from a calibrated pipe section with an input side base diameter between 45 mm and 85 mm and an output side diameter between 55 mm and 115 mm and an absolute in the direction of the central axis length between 230 mm and 420 mm.
  • the ratio of basic diameter to diameter significantly influences the insulation properties of the element.
  • the acoustic insulating element is integrated in an end wall of a sheet metal housing for a filter or a converter or a silencer, wherein at least a part of the end wall in the radial direction to the central axis at the inner nozzle and / or connects to the outer neck.
  • the integration of the Dämmelements is made possible in a present in the exhaust systems component to which an exhaust pipe would be connected anyway.
  • the integration in an end wall also has the advantage that the overall length and thus the rigidity of the element can be increased, which has a significant effect on the insulation property.
  • the acoustic insulating element is arranged at an outlet of a housing for a turbocharger. Since turbochargers contribute a relatively large contribution to the resulting in the exhaust system structure-borne noise in the range between 600 Hz and 6 kHz, positioning of such a Dämmelements immediately after the turbocharger is of great importance, also can be arranged by such an arrangement in the oversized nozzle easier to integrate larger diameter in the geometry of an exhaust system, because this outer nozzle connects directly to the housing and a possibly necessary reduction of the diameter is not necessary again to the extent of the provided for the other exhaust pipes diameter of the inner nozzle.
  • the use of an acoustic Dämmelements for an exhaust system for acoustic insulation of an exhaust system in the frequency range between 600 Hz and 6 kHz be advantageous if the acoustic insulation element has at least one inner nozzle and at least one radially outwardly offset to a central axis outer nozzle, in each case one arranged between the two stubs, connecting the two stubs compressed middle part is provided, which forms a U- or S-blow in cross-section and is formed from single sheet metal or metal casting and in a direction along the workpiece continuously or suddenly increasing wall thicknesses between 1 mm and 2.8 mm, in particular between 1.2 mm and 1.9 mm.
  • FIG. 1 is an exhaust system 4 consisting of a first portion 41 and a second portion 42 shown.
  • the first portion 41 is formed of a converter 45 and on both sides of the converter 45 respectively connected exhaust pipes 47.
  • the second section 42 consists of a particulate filter 44 and a muffler 46, wherein the particulate filter 44 and the muffler 46 are connected to each other via an exhaust pipe 47.
  • an exhaust pipe 47 is also provided, to which a mechanical decoupling element 40 connects, via which the two sections 41, 42 are interconnected.
  • the mechanical decoupling element 40 serves essentially to ensure a certain freedom of movement of the exhaust system 4 over its entire length.
  • the entire exhaust system 4 is connected via an acoustic insulating element 1 to an outlet opening of a turbocharger 5, which further connects the exhaust system 4 via the manifold 3 with the engine 2.
  • the vibrations introduced via the exhaust gas flow and the turbocharger 5 into the exhaust system 4 are significantly attenuated via the acoustic insulating element 1 in the range between 600 Hz and 6 kHz, so that the body radiation of the converter 45, of the particulate filter 44 and of the silencer 46 is reduced.
  • the vibrations still present in the first part 41 of the exhaust system 4 are also influenced and partially damped by the mechanical decoupling element 40, so that the combination of the acoustic insulation with the insulating element 1 and the vibration damping with the mechanical decoupling element 40 reduces the structure-borne noise in the second part 42 causes the exhaust system 4.
  • FIG. 2 is a schematic cross section of an acoustic Dämmelements 1 shown with an S-beat 120.
  • the acoustic insulating element 1 has an inner nozzle 10 and a radially outer to the central axis 13 outer nozzle 15.
  • the outer nozzle 15 is in the axial direction to the central axis 13 via the inner nozzle 10 via.
  • the connection of the outer nozzle 15 with the inner nozzle 10 forms a central part 12 with an S-beat 120 in cross section.
  • the middle part 12 is formed by the outer radius 152 adjoining the outer connecting piece 15 and the inner radius 102 adjoining the inner connecting piece 10 and a tubular part 14 connecting the two radii 102, 152.
  • the projection of the outer nozzle 15 via the inner nozzle 10 is referred to as insertion depth e, which is formed in the sum of the dimension of the tube part 14 and the two radii 102, 152.
  • the length L of Dämmelements 1 in the direction of the central axis 13 is measured from the inlet opening on the inner nozzle 10 to the outlet opening at the outer nozzle 15th
  • FIG. 2 connects to the inner nozzle 10 in the flow direction S the insulating element 1 preceded by an exhaust pipe 47 at.
  • a schematically illustrated exhaust element 48 connected to the insulating element 1.
  • Examples of such exhaust elements 48 are represented by sheet metal housing 43.
  • the natural frequency can be shifted in the range of 400 Hz to 700 Hz compared to a cylindrical exhaust pipe, with a positive insulation from 600 Hz or 900 HZ is achievable. Furthermore, a maximum insulation of 30 dB between 600 Hz 6 kHz can be realized.
  • FIG. 3 shows a particular embodiment of the S-beat 120, in which the pipe section 14 provided between the two radii 102, 152 is employed with respect to the central axis 13 by an angle a. It can be seen that the tube part 14 is thus not arranged parallel to the central axis 13, as for example in FIG FIG. 3 is shown.
  • the angle a By varying the angle a, both the base diameter 101 of the inner nozzle 10 and the diameter 151 of the outer nozzle 15 to each other can be varied.
  • the acoustic insulating element 1 is manufactured and calibrated from a cylindrical tube which has a tube diameter substantially equal to the basic diameter 101 corresponds to the inner nozzle 10, the outer nozzle 15 is calibrated by a certain amount.
  • the insertion depth e by the dimensions of the two radii 102, 152 and the length L of the pipe part a in the direction of the central axis 13 prevail.
  • FIG. 4 is one opposite FIG. 3 modified embodiment shown in which in the region of the inner radius 102 of the inner diameter 103 is reduced relative to the base diameter 101 of the inner nozzle 10.
  • a compression of the exhaust gas flow is thus achieved and at the same time influence on the running in the inner nozzle 10 sound waves.
  • FIG. 5 shows a preferred embodiment in which the acoustic insulation element 1 is integrated into an end wall 430 of a sheet metal housing 43 of an exhaust system 4.
  • the end face 430 is inserted in the direction of the central axis 13 in the sheet metal housing 43, so that a mounting of the insulating element 1 in the end wall 430 before winding the housing is possible.
  • the insulating element 1 is welded to the outer nozzle 15 in a corresponding opening of the end wall 430.
  • the opposite of the inner nozzle 10 in diameter 151 substantially larger outer nozzle 15 forms, so to speak, the output side for the flowing in the flow direction S exhaust, so that the exhaust gas or the exhaust stream after the insulating element 1 on in the sheet metal housing 43 propagates in the radial direction.
  • This also has the advantage that by reducing the diameter 151 of the outer nozzle 15, if necessary, with a continuation within the exhaust pipe, which has approximately the same diameter as the inner nozzle 10, a taper can be avoided.
  • FIG. 6 is a similar embodiment as in FIG. 5 with regard to the positioning in an end wall 430 of a sheet-metal housing 43.
  • the S-shaped insulating element 1 is arranged in the radial direction to the central axis 13 approximately in the middle of the end wall 430, so starting from the mounted in the end wall 430 exhaust pipe 47 initially a first part of the end wall 430 in the radial direction a connection to Dämmelement 1 forms and to the insulating element 1 in the radial direction then a second part of the end wall 430, the connection and the connection to the circumferentially arranged sheet metal housing 43 represents.
  • the inner nozzle 10 and the outer nozzle 15 is formed extremely short and the adjacent components are not arranged as in the previous embodiments in the axial direction to the central axis 13 adjacent to the insulating element 1 but in the radial direction.
  • FIG. 7 is one too FIG. 6 similar embodiment shown, in which the insulating element 1 does not have an S-shaped cross-section but a U-shaped cross section 120.
  • the U-shaped insulating element 1 has only a radius, which is referred to as inner radius 102 and can be used only in the areas due to the geometric conditions in which connect the other components in the radial direction to the central axis 13 to the insulating element 1.
  • FIG. 8 an embodiment is shown, in which the insulating element 1 forms a connection between an exhaust pipe 47 and a sheet metal housing 43, wherein the sheet metal housing 43 has a conical end face.
  • the larger diameter 151 of the outer nozzle 15 with respect to the inner nozzle 10 is advantageously carried out via the connection to the sheet metal housing 43, so that a tapering of the diameter 152 of the outer nozzle 15 to a smaller extent is not necessary.

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Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Abgasanlage für einen Verbrennungsmotor zum Anschließen an einem Krümmer. Die Abgasanlage besteht aus zumindest einem in Strömungsrichtung mittel- oder unmittelbar nach dem Krümmer vorgesehenen ersten Teilstück und einem in Strömungsrichtung daran anschließenden zweiten Teilstück, wobei die beiden Teilstücke über ein mechanisches Entkopplungselement miteinander verbunden sind, wobei in Strömungsrichtung vor dem ersten Teilstück oder im ersten Teilstück ein einwandiges und selbsttragendes Element in die Abgasanlage integriert ist, wobei das Element mindestens einen inneren Stutzen und mindestens einen in radialer Richtung zu einer Mittelachse nach außen versetzten äußeren Stutzen aufweist, und jeweils ein zwischen den beiden Stutzen angeordnetes, die beiden Stutzen verbindendes, in Richtung der Mittelachse in der Länge gestauchtes Mittelteil vorgesehen ist, das im Querschnitt einen U- oder einen S-Schlag bildet. Wobei das Element als akustisches Dämmelement ausgebildet und aus Blech oder Metallguss gebildet ist und in einer Richtung entlang des Werkstücks kontinuierlich oder sprunghaft zunehmende Wandstärken zwischen 1 mm und 2,8 mm, insbesondere zwischen 1,2 mm und 1,9 mm aufweist.
  • Durch das Entkopplungselement wird die Abgasanlage mechanisch entkoppelt, damit eine gewisse Flexibilität über die Fahrzeuglänge gegeben ist. Als mechanische Entkopplungselemente werden nicht selbsttragende, flexible Verbindungselemente wie beispielsweise Wellenrohre oder flexible Schläuche zwischen zwei Teilstücke der Abgasanlage eingesetzt. Dadurch dass die Wellenrohre oder flexiblen Schläuche nicht selbsttragend sind, müssen sie gestützt werden. Sie haben aufgrund ihrer geringen Steife und Flexibilität auch die immanente Eigenschaft Schwingungen in gewissen Frequenzbereichen um ein bestimmtes Maß zu dämpfen. Solche flexiblen akustischen Dämpfelemente sind beispielsweise in der US 5,456,291 A und in der EP 1 431 538 B1 beschrieben.
  • Für eine mechanische gelenkige Entkopplung von zwei Rohr- oder Gehäuseflanschen einer Abgasanlage, welche ein relatives Verbiegen der Abgasanlage erlaubt, werden auch gestauchte Verbindungselemente zwischen zwei Teilstücke eingesetzt, die eine gelenkartige Flexibilität aufweisen. Diese in der DE 198 12 611 C2 oder in der JP 199789173 A (Hei9-89173) beschriebenen Entkopplungselemente sind als gestauchtes Rohrstück geformt, dass im Längsschnitt eine S-förmige Feder bildet. Diese Verbindungselemente sind aufgrund der reduzierten Wellenform im Vergleich zu den Wellenrohren steif, dafür aber selbsttragend. Zur Erhöhung der Flexibilität können sie gemäß der DE 198 12 611 C2 längsgeschlitzt sein.
  • Es ist bekannt, dass durch verschiedenste moderne Baumaßnahmen für Abgasanlagen und Verbrennungsmotoren trotz einer mechanischen Entkopplung vermehrt Vibrationen im hörbaren Bereich durch Resonanzen in verschiedenen Bauteilen hervorgerufen werden. Flachere Formen von Schalldämpfern, der Einsatz von dünnwandigen, luftspaltisolierten Blechkrümmern und Turboladern bei Dieselmotoren sowie Änderungen im Verbrennungsprozess führen zu zusätzlichen Vibrationen in den Strukturen und damit zu zusätzlichem Körperschall.
  • Diese Art von Körperschall kann durch Dämpfungselemente in der Abgasanlage oder auch durch große Impedanzsprünge in Bauteilen einer Abgasanlage direkt in der Struktur gemindert werden.
  • Impedanzsprünge werden gemäß der DE 10 2006 040 980 A1 mit einem Dämpfungselement erreicht, das radiale Erweiterungen des Querschnitts aufweist, die in der Art einer Rohrschelle auf das Rohr aufgesetzt sind.
  • In der DE 20 2004 005 526 U1 wird zur Verminderung von Körperschall eine starre Flanschverbindung beschrieben, die durch eine in Umfangsrichtung um die Rohr- oder Flanschachse linienförmige Anlage die Weiterleitung von Vibrationen dämpft.
  • In der EP 1 319 826 A1 wird ein Abgasrohr mit endseitig angeordneten Kopplungselementen beschrieben, die der mechanischen Entkopplung des Abgasrohres dienen.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, Resonanzschwingungen im Bereich oberhalb von 600 Hz in einer Abgasanlage um mehr als 15 dB zu dämmen und gleichzeitig die Abgasanlage ausreichend steif und selbsttragend sowie dauerhaft gasdicht auszubilden.
  • Gelöst wird die Aufgabe dadurch, dass das Element als akustisches Dämmelement ausgebildet und aus Blech oder Metallguss gebildet ist und in einer Richtung entlang des Werkstücks kontinuierliche oder sprunghaft zunehmende Wandstärken zwischen 1 mm und 2,8 mm, insbesondere zwischen 1,2 mm und 1,9 mm aufweist.
  • Die durch eine abnehmende Wandstärke erreichte Dämmwirkung hat insbesondere im Frequenzbereich oberhalb von 2000 Hz bis 6000 Hz eine vorteilhafte Wirkung. Dies ist insofern vorteilhaft, als dass beim Kalibrieren des Durchmessers des äußeren Stutzens von einem kleineren auf ein größeres Maß die Wandstärke ohnehin dünner wird. Demnach würde ein zylindrisches Rohr mit einem Grunddurchmesser passend zum inneren Stutzen auf der Ausgangsseite auf das Maß des Durchmessers für den äußeren Stutzen aufkalibriert werden.
  • Es wurde durch akustische Messungen herausgefunden, dass die bekannten flexiblen und selbsttragenden mechanischen Entkopplungselemente in Form eines gestauchten Rohrstücks mit einem S-Schlag im Frequenzbereich oberhalb 600 Hz, insbesondere zwischen 3000 Hz und 6000 Hz nicht zu erwartende akustische Dämmungseigenschaften aufweisen, welche die Wechselwirkungen in der weiteren Abgasanlage und die Entstehung von Körperschall in maßgeblichen Größenordnungen reduziert. Die im Hinblick auf eine größt mögliche Dämmung vorgenommenen geometrischen und konstruktiven Maßnahmen führten zu der Erkenntnis, dass selbst dann, wenn das S-förmige Entkopplungselement relativ steif und selbsttragend ausgebildet ist, sehr gute Dämmungseigenschaften erzielt werden können.
  • Hierzu ist es vorteilhaft, das rohrförmige akustische Dämmelement in Richtung der Mittelachse so kurz wie möglich auszubilden und somit eine ausreichende Biegesteifigkeit zu erreichen, um als selbsttragendes akustisches Dämmelement eingesetzt werden zu können. In dem Bereich, in dem das akustische Dämmelement in die Abgasanlage integriert wird, muss es nicht die Funktion einer mechanischen Entkopplung erfüllen und kann relativ biegesteif ausgebildet sein.
  • Dazu kann es auch wesentlich sein, dass die Einstecktiefe zwischen 5 mm und 16 mm, maximal 30 mm beträgt.
  • Die Dämmungseigenschaft kann erfindungsgemäß weiter verbessert werden, wenn das akustische Dämmelement unmittelbar vor oder an das Bauteil angeschlossen wird, das die Resonanzen in den fortführenden Bauteilen letztendlich erzeugt. Der innere Radius und der äußere Radius weisen in vorteilhafter Weise ein Maß zwischen 6 mm und 30 mm auf, wobei die beiden Radien jedoch zueinander ein unterschiedliches Maß aufweisen.
  • Vorteilhaft kann es hierzu auch sein, wenn der inneren Stutzen in Richtung der Mittelachse versetzt zum äußeren Stutzen angeordnet ist und/oder die beiden Stutzen sich um das Maß einer Einstecktiefe e zwischen 5 mm und 30 mm überdecken. Die Länge der Einstecktiefe e ist das Maß um das der äußere Stutzen in Richtung der Mittelachse über den inneren Stutzen übersteht. Bei dieser Länge ist sowohl das zwischen dem inneren Radius und dem äußeren Radius vorgesehene Rohrteil als auch die beiden Radien selbst in das Maß der Einstecktiefe e einzubeziehen. Je kürzer die Einstecktiefe e ist, desto größer ist die mit dem Element erreichte akustische Dämmung.
  • Weiter ist es vorteilhaft, dass der Grunddurchmesser des inneren Stutzens mindestens um 20% bis maximal 40 % kleiner ist, als der Durchmesser des äußeren Stutzens. Die Dämmung kann maßgeblich durch die beiden Endgeometrien der beiden Stutzen beeinflusst werden, da das Schwingungsverhalten bei der Überführung von einem kleinen zu einem großen Stutzen deutlich von dem Schwingungsverhalten abweicht, das erreicht werden würde, wenn der innere Stutzen als Eingangsstutzen das gleiche Maß aufweisen würde wie der äußere Stutzen als Ausgangsstutzen. Hinsichtlich der dämmenden Eigenschaften kann es weiter vorteilhaft sein, wenn[4] ein die beiden rohrförmigen Stutzen verbindendes Mittelteil zumindest einen am äußeren Stutzen anschließenden äußeren Radius und einen am inneren Stutzen anschließenden inneren Radius sowie ein die beiden Radien verbindendes Rohrteil aufweist, wobei die Rohrwand des Rohrteils parallel oder in einem Winkel a zwischen 2,5° und 15° zur Mittelachse angeordnet ist. Diese weitere Möglichkeit der Beeinflussung der Dämmwirkung hat auch den Vorteil, dass bei vorhandener Anschlussgeometrie für den inneren oder den äußeren Stutzen die Größe der beiden Radien variiert werden kann, das heißt, dass bei sehr kleinen Radien dieses Rohrteil einen zunehmend größeren Winkel a zur Mittelachse einschließt. Ein anderer Vorteil ist, dass die Anschlussgeometrie durch Variation des Winkels a sowohl für den inneren Stutzen als auch für den äußeren Stutzen vergrößert oder verkleinert werden kann.
  • Zusätzlich kann es vorteilhafter Weise vorgesehen sein, wenn das akustische Dämmelement in Strömungsrichtung S nach dem inneren Stutzen einen gegenüber dem Grunddurchmesser reduzierten Innendurchmesser aufweist. Durch diese Maßnahme wird eine Art Verjüngung im Übergang vom inneren Stutzen an das Mittelteil gebildet, durch die insbesondere die im Abgasrohr vorhandenen Schwingungen hinsichtlich der Dämmung beeinflusst werden.
  • Von besonderer Bedeutung kann für die vorliegende Erfindung sein, wenn das akustische Dämmelement aus einem kalibrierten Rohrstück gebildet ist mit einem eingangsseitigen Grunddurchmesser zwischen 45 mm und 85 mm und einem ausgangsseitigen Durchmesser zwischen 55 mm und 115 mm sowie einer in Richtung der Mittelachse absoluten Länge zwischen 230 mm und 420 mm. Das Verhältnis von Grunddurchmesser zu Durchmesser beeinflusst maßgeblich die Dämmungseigenschaft des Elements.
  • Im Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Ausbildung und Anordnung kann es von Vorteil sein, wenn das akustische Dämmelement in eine Stirnwand eines Blechgehäuses für einen Filter oder einen Konverter oder einen Schalldämpfer integriert ist, wobei zumindest ein Teil der Stirnwand in radialer Richtung zur Mittelachse an den inneren Stutzen und/oder an den äußeren Stutzen anschließt. Dadurch wird die Integration des Dämmelements in ein in den Abgasanlagen vorhandenes Bauteil ermöglicht, an das ohnehin ein Abgasrohr angeschlossen würde. Die Integration in eine Stirnwand hat zudem den Vorteil, dass die Baulänge und damit auch die Steifigkeit des Elements erhöht werden kann, was sich maßgeblich auf die Dämmeigenschaft auswirkt.
  • Vorteilhaft kann es ferner sein, wenn das akustische Dämmelement an einem Auslass eines Gehäuses für einen Turbolader angeordnet ist. Da Turbolader einen relativ großen Beitrag zu dem in der Abgasanlage entstehenden Körperschall im Bereich zwischen 600 Hz und 6 kHz beitragen, ist eine Positionierung eines solchen Dämmelements unmittelbar im Anschluss an den Turbolader von großer Bedeutung, auch lässt sich durch eine solche Anordnung der im Bereich des äußeren Stutzens aufkalibrierte größere Durchmesser einfacher in die Geometrie einer Abgasanlage integrieren, weil dieser äußere Stutzen direkt an das Gehäuse anschließt und eine möglicherweise notwendige Reduktion des Durchmessers wieder auf das Maß des für die sonstigen Abgasrohre vorgesehenen Durchmessers der dem inneren Stutzen entspricht nicht notwendig ist.
  • Außerdem kann die Verwendung eines akustischen Dämmelements für eine Abgasanlage zur akustischen Dämmung einer Abgasanlage im Frequenzbereich zwischen 600 Hz und 6 kHz vorteilhaft sein, wenn das akustische Dämmelement mindestens einen inneren Stutzen und mindestens einen in radialer Richtung zu einer Mittelachse nach außen versetzten äußeren Stutzen aufweist, jeweils ein zwischen den beiden Stutzen angeordnetes, die beiden Stutzen verbindendes gestauchtes Mittelteil vorgesehen ist, das im Querschnitt einen U- oder einen S-Schlag bildet und das einwandig aus Blech oder Metallguss gebildet ist und in einer Richtung entlang des Werkstücks kontinuierlich oder sprunghaft zunehmende Wandstärken zwischen 1 mm und 2,8 mm, insbesondere zwischen 1,2 mm und 1,9 mm aufweist.
  • Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung sind in den Patentansprüchen und in der Beschreibung erläutert und in den Figuren dargestellt. Es zeigt:
    • Figur 1
    eine an einen Motor angeschlossene Abgasanlage;
    Figur 2
    einen Querschnitt eines dämmenden Elements, das zwischen zwei Bauteile einer Abgasanlage integriert ist;
    Figur 3
    einen oberen Teil eines Querschnitts eines Dämmelements mit einem gegenüber dem Grunddurchmesser verkleinerten Innendurchmesser;
    Figur 4
    einen Querschnitt eines dämmenden Elements mit einem gegenüber der Mittelachse angestellten Rohrteil;
    Figur 5
    die Integration eines Dämmelements in eine Stirnseite eines Gehäuses;
    Figur 6
    eine Bauweise nach Figur 5, bei der das Dämmelement in radialer Richtung mittig zur Stirnseite angeordnet ist;
    Figur 7
    eine Anordnung nach Figur 6, bei der das Dämmelement einem U-Schlag aufweist;
    Figur 8
    die Integration eines Dämmelements in eine kegelförmige Stirnseite eines Blechgehäuses.
  • In Figur 1 ist eine Abgasanlage 4 bestehend aus einem ersten Teilstück 41 und einem zweiten Teilstück 42 dargestellt. Das erste Teilstück 41 ist aus einem Konverter 45 und beidseitig des Konverters 45 jeweils angeschlossene Abgasrohre 47 gebildet. Das zweite Teilstück 42 besteht aus einem Partikelfilter 44 und einem Schalldämpfer 46, wobei der Partikelfilter 44 und der Schalldämpfer 46 über ein Abgasrohr 47 miteinander verbunden sind. Stromauf des Partikelfilters 44 ist ebenfalls ein Abgasrohr 47 vorgesehen, an das ein mechanisches Entkopplungselement 40 anschließt, über das die beiden Teilstücke 41, 42 miteinander verbunden sind. Das mechanische Entkopplungselement 40 dient im Wesentlichen dazu eine gewisse Bewegungsfreiheit der Abgasanlage 4 über ihre gesamte Länge zu gewährleisten.
  • Die gesamte Abgasanlage 4 ist über ein akustisches Dämmelement 1 an eine Auslassöffnung eines Turboladers 5 angeschlossen, welcher im Weiteren die Abgasanlage 4 über die Krümmer 3 mit dem Verbrennungsmotor 2 verbindet. Die über den Abgasstrom und den Turbolader 5 in die Abgasanlage 4 eingeleiteten Schwingungen werden über das akustische Dämmelement 1 im Bereich zwischen 600 Hz und 6 kHz maßgeblich gedämmt, sodass die Körperabstrahlungen des Konverters 45, des Partikelfilters 44 und des Schalldämpfers 46 reduziert sind. Gleichzeitig werden die noch im ersten Teil 41 der Abgasanlage 4 vorhandenen Schwingungen durch das mechanische Entkopplungselement 40 ebenfalls beeinflusst und auch teilweise gedämpft, sodass die Kombination der akustischen Dämmung mit dem Dämmelement 1 und der Schwingungsdämpfung mit dem mechanischen Entkopplungselement 40 eine Reduzierung des Körperschalls im zweiten Teil 42 der Abgasanlage 4 bewirkt.
  • In Figur 2 ist ein schematischer Querschnitt eines akustischen Dämmelements 1 mit einem S-Schlag 120 dargestellt. Das akustische Dämmelement 1 weist einen inneren Stutzen 10 und einen in radialer Richtung zur Mittelachse 13 äußeren Stutzen 15 auf. Der äußere Stutzen 15 steht in axialer Richtung zur Mittelachse 13 über den inneren Stutzen 10 über. Die Verbindung des äußeren Stutzens 15 mit dem inneren Stutzen 10 bildet ein Mittelteil 12 mit einem S-Schlag 120 im Querschnitt. Das Mittelteil 12 ist aus dem am äußeren Stutzen 15 anschließenden äußeren Radius 152 und dem am inneren Stutzen 10 anschließenden inneren Radius 102 sowie einem die beiden Radien 102, 152 verbindenden Rohrteil 14 gebildet.
  • Der Überstand des äußeren Stutzens 15 über den inneren Stutzen 10 wird als Einstecktiefe e bezeichnet, welche in der Summe aus dem Maß des Rohrteils 14 und den beiden Radien 102, 152 gebildet ist. Die Länge L des Dämmelements 1 in Richtung der Mittelachse 13 bemisst sich von der Eingangsöffnung am inneren Stutzen 10 bis zur Ausgangsöffnung am äußeren Stutzen 15.
  • Wie in Figur 2 dargestellt, schließt an den inneren Stutzen 10 in Strömungsrichtung S dem Dämmelement 1 vorangestellt, ein Abgasrohr 47 an. In Strömungsrichtung S nach dem Dämmelement 1 ist ein schematisch dargestelltes Abgaselement 48, an dem Dämmelement 1 angeschlossen. In den Figuren 5 bis 8 sind Beispiele für solche Abgaselemente 48 durch Blechgehäuse 43 dargestellt.
  • Der S-Schlag 120 kann in verschiedenen, nicht dargestellten Ausführungsbeispielen einen eingangsseitigen Grunddurchmesser 101 zwischen 45 mm und 85 mm und einem ausgangsseitigem Durchmesser 151 zwischen 55 mm und 115 mm sowie eine in Richtung der Mittelachse 13 absoluten Länge L zwischen 230 mm und 420 mm aufweisen, wobei das Verhältnis der Durchmesser 101, 151 und der Länge L so gewählt werden kann, dass die Eigenfrequenz bei einer mittleren Eingangsfrequenz von
    1. a) 350 Hz eine mittlere axiale Durchgangsdämmung von mindestens -18 dB und
    2. b) 600 Hz eine mittlere axiale Durchgangsdämmung von mindestens 0 dB und
    3. c) 1000 Hz eine mittlere axiale Durchgangsdämmung von mindestens 8 dB und
    4. d) 3000 Hz eine mittlere axiale Durchgangsdämmung von mindestens 20 dB beträgt.
  • Mit diesen Parametern der Geometrie kann die Eigenfrequenz im Vergleich zu einem zylindrischen Abgasrohr im Bereich von 400 Hz bis 700 Hz verschoben werden, wobei eine positive Dämmung ab 600 Hz oder ab 900 HZ erreichbar ist. Ferner ist eine maximale Dämmung von 30 dB zwischen 600 Hz 6 kHz realisierbar.
  • Figur 3 zeigt eine besondere Ausführungsform des S-Schlags 120, bei dem das zwischen den beiden Radien 102, 152 vorgesehene Rohrteil 14 gegenüber der Mittelachse 13 um einen Winkel a angestellt ist. Es ist zu erkennen, dass das Rohrteil 14 somit nicht parallel zur Mittelachse 13 angeordnet ist, wie es beispielsweise in Figur 3 dargestellt ist. Durch die Variation des Winkels a, kann sowohl der Grunddurchmesser 101 des inneren Stutzens 10 als auch der Durchmesser 151 des äußeren Stutzens 15 zueinander variiert werden. Insbesondere dann, wenn das akustische Dämmelement 1 aus einem zylinderförmigen Rohr hergestellt und kalibriert wird, das im Wesentlichen einen Rohrdurchmesser aufweist, der dem Grunddurchmesser 101 des inneren Stutzens 10 entspricht wird der äußere Stutzen 15 um ein bestimmtes Maß auf kalibriert. Entsprechend den erforderlichen geometrischen Maßen und im Hinblick auf die für den äußeren Stutzen 15 maßgebliche Wandstärke kann insbesondere dann, wenn der innere und der äußere Radius 102, 152 eine feste Größe aufweisen sollen, durch die Variation des Winkels a der Durchmesser 151 des äußeren Stutzens 15 variiert werden. Auch bei dieser Ausführungsform ist die Einstecktiefe e durch die Maße der beiden Radien 102, 152 und die Länge L des Rohrteils a in Richtung der Mittelachse 13 maßgebend.
  • In Figur 4 ist eine gegenüber Figur 3 abgewandelte Ausführungsform dargestellt, bei der im Bereich des inneren Radius 102 der Innendurchmesser 103 gegenüber dem Grunddurchmesser 101 des inneren Stutzens 10 reduziert ist. In Strömungsrichtung S wird somit eine Verdichtung des Abgasstroms erreicht und gleichzeitig Einfluss auf die im inneren Stutzen 10 verlaufenden Schallwellen genommen.
  • Figur 5 zeigt ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel, bei dem das akustische Dämmelement 1 in eine Stirnwand 430 eines Blechgehäuses 43 einer Abgasanlage 4 integriert ist. Insbesondere bei Wickelschalldämpfern ist die Stirnseite 430 in Richtung der Mittelachse 13 in das Blechgehäuse 43 eingesetzt, sodass eine Montage des Dämmelements 1 in die Stirnwand 430 vor dem Wickeln des Gehäuses möglich ist. Hierzu wird das Dämmelement 1 mit dem äußeren Stutzen 15 in eine entsprechende Öffnung der Stirnwand 430 eingeschweißt. Der gegenüber dem inneren Stutzen 10 im Durchmesser 151 wesentlich größere äußere Stutzen 15 bildet sozusagen die Ausgangsseite für das in Strömungsrichtung S strömende Abgas, sodass sich das Abgas beziehungsweise der Abgasstrom nach dem Dämmelement 1 weiter im Blechgehäuse 43 in radialer Richtung ausbreitet. Dies hat auch den Vorteil, dass durch eine Reduzierung des Durchmessers 151 des äußeren Stutzens 15 gegebenenfalls bei einer Weiterführung innerhalb Abgasleitung, die ungefähr den gleichen Durchmesser aufweist wie der innere Stutzen 10 eine Verjüngung vermieden werden kann.
  • In Figur 6 ist eine ähnliche Ausführungsform wie in Figur 5 hinsichtlich der Positionierung in einer Stirnwand 430 eines Blechgehäuses 43 dargestellt. In diesem Fall jedoch ist das S-förmige Dämmelement 1 in radialer Richtung zur Mittelachse 13 etwa in der Mitte der Stirnwand 430 angeordnet, sodass ausgehend von dem in der Stirnwand 430 montierten Abgasrohr 47 zunächst ein erster Teil der Stirnwand 430 in radialer Richtung eine Verbindung zum Dämmelement 1 bildet und an das Dämmelement 1 in radialer Richtung anschließend ein zweiter Teil der Stirnwand 430 die Verbindung und den Anschluss zum umfänglich angeordneten Blechgehäuse 43 darstellt. In diesem Ausführungsbeispiel ist der innere Stutzen 10 und der äußere Stutzen 15 äußerst kurz ausgebildet und die angrenzenden Bauteile sind nicht wie in den vorangegangenen Ausführungsbeispielen in axialer Richtung zur Mittelachse 13 angrenzend an das Dämmelement 1 angeordnet sondern in radialer Richtung.
  • In Figur 7 ist ein zu Figur 6 ähnliches Ausführungsbeispiel dargestellt, bei dem das Dämmelement 1 nicht einen S-förmigen Querschnitt sondern einen U-förmigen Querschnitt 120 aufweist. Das U-förmige Dämmelement 1 weist nur einen Radius, der als innerer Radius 102 bezeichnet wird auf und lässt sich aufgrund der geometrischen Gegebenheiten ausschließlich in den Bereichen einsetzen, in denen die weiteren Bauteile in radialer Richtung zur Mittelachse 13 an das Dämmelement 1 anschließen.
  • In Figur 8 ist ein Ausführungsbeispiel dargestellt, bei dem das Dämmelement 1 eine Verbindung zwischen einem Abgasrohr 47 und einem Blechgehäuse 43 bildet, wobei das Blechgehäuse 43 eine kegelförmige Stirnseite aufweist. Auch hier ist der größere Durchmesser 151 des äußeren Stutzens 15 gegenüber dem inneren Stutzen 10 vorteilhaft über den Anschluss an das Blechgehäuse 43 erfolgt, sodass eine Verjüngung des Durchmessers 152 des äußeren Stutzens 15 auf ein kleineres Maß nicht notwendig ist.

Claims (9)

  1. Abgasanlage (4) gebildet aus mehreren Komponenten für einen Verbrennungsmotor (2) zum Anschließen an einem Krümmer (3), mit zumindest einem in Strömungsrichtung S einen Anfang bildenden ersten Teilstück (41) und einem in Strömungsrichtung S daran anschließenden zweiten Teilstück (42), wobei die beiden Teilstücke (41,42) über ein mechanisches Entkopplungselement (40) miteinander verbunden sind, wobei in Strömungsrichtung S vor dem ersten Teilstück oder im ersten Teilstück (41) ein einwandiges und selbsttragendes Element (1) in die Abgasanlage (4) integriert ist, wobei das Element (1) mindestens einen inneren Stutzen (10) und mindestens einen in radialer Richtung zu einer Mittelachse (13) nach außen versetzten äußeren Stutzen (15) aufweist und jeweils ein zwischen den beiden Stutzen (10, 15) angeordnetes, die beiden Stutzen (10, 15) verbindendes, in Richtung der Mittelachse (13) in der Länge (L) gestauchtes Mittelteil (12) vorgesehen ist, das im Querschnitt einen U- oder einen S-Schlag (120) bildet, dadurch gekennzeichnet, dass das Element als akustisches Dämmelement (1) ausgebildet und aus Blech oder Metallguss gebildet ist und in einer Richtung entlang des Werkstücks kontinuierlich oder sprunghaft zunehmende Wandstärken zwischen 1 mm und 2,8 mm, insbesondere zwischen 1,2 mm und 1,9 mm aufweist.
  2. Abgasanlage (4) nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass bei dem Dämmelement (1) der innere Stutzen (10) in Richtung der Mittelachse (13) versetzt zum äußeren Stutzen (15) angeordnet ist und/oder die beiden Stutzen (10, 15) sich um das Maß einer Einstecktiefe (e) zwischen 5 mm und 30 mm überdecken.
  3. Abgasanlage (4) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass bei dem Dämmelement (1) der Grunddurchmesser (101) des inneren Stutzens (10) mindestens um 20% bis maximal 40 % kleiner ist, als der Durchmesser (151) des äußeren Stutzens (15).
  4. Abgasanlage (4) nach einem der vorstehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, dass bei dem Dämmelement (1) das die beiden rohrförmigen Stutzen (10,15) verbindende Mittelteil (12) zumindest einen am äußeren Stutzen (15) anschließenden äußeren Radius (152) und einen am inneren Stutzen (10) anschließenden inneren Radius (102) sowie ein die beiden Radien (102, 152) verbindendes Rohrteil (14) aufweist, wobei die Rohrwand des Rohrteils (14) parallel oder in einem Winkel a zwischen 2,5° und 15° zur Mittelachse (13) angeordnet ist.
  5. Abgasanlage (4) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das akustische Dämmelement (1) in Strömungsrichtung S nach dem inneren Stutzen (10) einen gegenüber dem Grunddurchmesser (101) reduzierten Innendurchmesser (103) aufweist.
  6. Abgasanlage (4) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Dämmelement (1) aus einem kalibrierten Rohrstück gebildet ist mit einem eingangsseitigen Grunddurchmesser (101) zwischen 45 mm und 85 mm und einem ausgangsseitigen Durchmesser (151) zwischen 55 mm und 115 mm sowie einer in Richtung der Mittelachse (13) absoluten Länge (1) zwischen 230 mm und 420 mm.
  7. Abgasanlage (4) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das akustische Dämmelement (1) in eine Stirnwand (430) eines Blechgehäuses (43) für einen Partikelfilter (44) oder einen Konverter (45) oder einen Schalldämpfer (46) integriert ist, wobei zumindest ein Teil der Stirnwand (430) in radialer Richtung zur Mittelachse (13) an den inneren Stutzen (10) und/oder an den äußeren Stutzen (15) anschließt.
  8. Abgasanlage (4) nach einem der vorstehenden Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das akustische Dämmelement (1) an einem Auslass eines Gehäuses für einen Turbolader (5) angeordnet ist.
  9. Verwendung eines akustischen Dämmelements (1) für eine Abgasanlage (4) zur akustischen Dämmung einer Abgasanlage (4) im Frequenzbereich zwischen 600 Hz und 6 kHz, wobei das akustische Dämmelement mindestens einen inneren Stutzen (10) und mindestens einen in radialer Richtung zu einer Mittelachse (13) nach außen versetzten äußeren Stutzen (15) aufweist, jeweils ein zwischen den beiden Stutzen (10, 15) angeordnetes, die beiden Stutzen (10, 15) verbindendes, in Richtung der Mittelachse (13) in der Länge (L) gestauchtes Mittelteil (12) vorgesehen ist, das im Querschnitt einen U- oder einen S-Schlag (120) bildet und das akustische Dämmelement (1) einwandig aus Blech oder Metallguss gebildet ist und in einer Richtung entlang des Werkstücks kontinuierlich oder sprunghaft zunehmende Wandstärken zwischen 1 mm und 2,8 mm, insbesondere zwischen 1,2 mm und 1,9 mm aufweist.
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