Schallabsorber und Schalldämpfer - Innovative akustische Konzepte und Bauteile mit praktischen Anwendungen und konkreten Beispielen 2.Auflage

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Author: Helmut V. Fuchs

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Helmut V. Fuchs Schallabsorber und Schalldämpfer

Helmut V. Fuchs

Schallabsorber und Schalldämpfer Innovative akustische Konzepte und Bauteile mit praktischen Anwendungen in konkreten Beispielen 2., wesentlich erweiterte und bearbeitete Auflage

Mit 375 Abbildungen und 24 Tabellen

123

Prof. Dr.-Ing. Helmut V. Fuchs Mühlweg 39/1 71093 Weil im Schönbuch [email protected]

Bibliografische Information der Deutschen Bibliothek Die Deutsche Bibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.ddb.de abrufbar.

ISBN-10 3-540-35493-X Springer Berlin Heidelberg New York ISBN-13 978-3-540-35493-2 Springer Berlin Heidelberg New York ISBN-10

3-540-40330-2 1. Aufl. Springer Berlin Heidelberg New York

Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder Vervielfältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden Fassung zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. Springer ist ein Unternehmen von Springer Science+Business Media springer.de © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2004, 2007 Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Buch berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Sollte in diesem Werk direkt oder indirekt auf Gesetze, Vorschriften oder Richtlinien (z. B. DIN, VDI, VDE) Bezug genommen oder aus ihnen zitiert worden sein, so kann der Verlag keine Gewähr für die Richtigkeit, Vollständigkeit oderAktualität übernehmen. Es empfiehlt sich, gegebenenfalls für die eigenen Arbeiten die vollständigen Vorschriften oder Richtlinien in der jeweils gültigen Fassung hinzuzuziehen. Satz und Herstellung: LE-TEX, Jelonek, Schmidt & Vöckler GbR, Leipzig Einbandgestaltung: medionet AG, Berlin Einbandillustration: Steffen Weber, triagonale, Halle (Saale) Gedruckt auf säurefreiem Papier 68/3100 YL – 5 4 3 2 1 0

Vorwort

Geräusch-Emissionen sind eine lästige Randerscheinung fast aller technischen Errungenschaften des Menschen. Lärmbekämpfung an Maschinen und Anlagen gehört deshalb zu den notwendigen Übeln, denen man sich als Hersteller oder Verursacher zu widmen hat. Da Geräuscharmut aber nicht zu den hervorstechendsten Qualitätsmerkmalen eines Gerätes gehört, verursachen schalltechnische Maßnahmen zwar häufig erhebliche Kosten, bringen jedoch nur selten entsprechenden Mehrerlös. Auch bei der bauund raumakustischen Gestaltung von Gebäuden sehen Architekten und Bauherren nur selten einen triftigen Grund für planerische Zugeständnisse oder auch nur geringfügigen Mehraufwand. Entsprechend gering ist daher i. A. die Wertschätzung derjenigen Ingenieure, die sich mit der Minderung des Lärms oder der Erhöhung der akustischen Behaglichkeit in den verschiedenen Lebensbereichen beschäftigen. Die Akustik gilt gerade dort als brotlose Kunst, wo sie wissenschaftlich an vorderster Front betrieben wird. Besonders wenn sie, wie in vielen neuen Fakultäten der Hochschulen, als eine der ausgesprochen unproduktiven Fachdisziplinen des Umweltschutzes auftritt, wird sie von manchen als gerade noch förderungswürdig, von den meisten aber als entbehrlich angesehen. Nur wenige vermuten hier ein Arbeitsfeld für umwälzende Innovationen oder gar lukrative neue Produkte. Es mag daher verwundern, daß sich eine Abteilung für technische Akustik und Raumakustik des Fraunhofer IBP überwiegend nicht mit öffentlicher, sondern mit privater Unterstützung über 25 Jahre aufbauen ließ. Dies wurde möglich, weil man sich nicht damit begnügte, ein akustisches Problem einer wissenschaftlichen Klärung näher zu bringen,durch Analysen und Versuchsreihen eine grundsätzliche Lösung aufzuzeigen, im Labor einen Prototypen auf die Beine zu stellen und beim Patentamt etwas anzumelden, es im Übrigen aber bei eindrucksvollen Veröffentlichungen in der einen oder anderen Form zu belassen, so als wäre es Sache anderer, vielleicht weniger ingeniöser Techniker, die neuen Erkenntnisse als Produkt auf dem Markt praktisch umzusetzen. Nach diesem von Akustikern weltweit favorisierten Modell B (Tabelle 1) landen unzählige „Halbfabrikate“ in Zeitschriften und Büchern wie in einem Museum für unerschwingliche Preziosen oder auf einer Deponie für unverkäufliche Kuriositäten.

VI

Vorwort

Nützlicher können sich Akustiker für Wirtschaft und Industrie machen, wenn sie ihre Fachkompetenz nach Modell A als diverse Dienstleistungen prüfend, beratend und anderweitig unterstützend bei Bedarf und nach Aufwand dem jeweiligen Marktteilnehmer anzubieten verstehen. Zu einer echten Kooperation zwischen Forschung und Entwicklung kommt es auf diesem Wege aber ebenso wenig wie zur wirklichen Beteiligung an einem Markterfolg. Dagegen favorisiert eine Gruppe von über 20 Wissenschaftlern, Ingenieuren und Technikern des IBP das Modell C gemäß Tabelle 1. Man greift akute schalltechnische Probleme von einiger Relevanz und Tragweite auf und erarbeitet innovative Werkzeuge und Materialien zu ihrer Lösung. Erst mit einem exemplarischen Prototyp und demonstrativen Umsetzungs-Projekten sucht man sich den dazu passenden Industrie-Partner und schließt mit ihm einen langfristigen Lizenz-, Know-how- und Kooperations-Vertrag ab. Nach dem Modell C sind so bereits 14 Alternative Faserfreie Absorber ALFA nach Abb. 1 bis zur Serienreife entwickelt worden. Die neuartigen Schallabsorber und Schalldämpfer erfüllen offenbar einen dringlichen Bedarf in einem Markt, der überwiegend von Materialen und Bauteilen beherrscht wird, deren Konzeption bereits 40 bis 50 Jahre alt ist. Jedenfalls konnte mit ihrer Hilfe, auch in Zeiten leerer öffentlicher Kassen und eines danieder liegenden Baumarktes, einiges zur Bekämpfung der viel beklagten Lärmbelastung des Menschen erreicht und mehr als 10 kleinen und mittleren Unternehmen eine neue oder zusätzliche Operationsbasis geschaffen werden. Nach 3 öffentlichen ALFA-Kolloquien in Stuttgart [2–4] und einer ersten Plattform Innovative Akustik PIA in Beijing [5] wurden auch schon erste Schritte zur Globalisierung dieser Allianz getan [6–11]. Einer raschen Umsetzung der Innovationen standen allerdings geltende Normen und Richtlinien als Abbildung der konventionellen Technologien, aber auch vorherrschende Lehrmeinungen im Wege. Auch wurden, für manchen Fachmann wohl abschreckend, die Neuerungen oft wie etwas den überkommenen faserigen/porösen Schallabsorbern Entgegengesetztes publiziert. Eine zusammenhängende Darstellung aller schalldämpfenden Prinzipien und Erzeugnisse mit ihren jeweiligen Anwendungsvorteilen fehlte dagegen bisher. Sie wurde erst in der 3. Auflage des Taschenbuches der Technischen Akustik [12] und in einem 6-teiligen Repetitorium in der Zeitschrift Bauphysik [13] nachgeholt. Eine besonders schnelle Umsetzung in die industrielle Praxis gelang mit neuartigen, hoch absorbierenden Auskleidungen für Akustik-Prüfstände in vielen Forschungs- und Entwicklungslabors der Automobil-Hersteller und -Zulieferer. Das kam nicht überraschend – arbeiten doch hier bei weitem die meisten Akustiker, und zwar unter großer Wertschätzung des Managements, weil Lärmminderung und akustischer Komfort (auch unter dem

Vorwort VII

Begriff „sound design“) in der Kraftfahrzeug-Branche tatsächlich einen sehr hohen Stellenwert besitzt. In der 1. Auflage dieses Werkes standen daher schon die Verbundplatten-Resonatoren und Breitband-Kompaktabsorber und ihre Integration in reflexionsarmen Messräumen im Vordergrund. Ihre außerordentliche Wirksamkeit – bei geringster Bautiefe – brachte sie aber auch in kommunikationsintensiv genutzten Räumen wie z. B. Büros, Schulen und Musizierräumen immer mehr zum Einsatz. In dieser 2. Auflage wurden deshalb der Grundlagenteil vor allem um die große Familie der Mikroperforierten Absorber ergänzt und ein neuer Anwendungsteil Innovative Raum-Akustik als Kap. 11 hinzugefügt. Aber auch im Bereich der Schalldämpfer haben sich – wiederum in enger Kooperation mit kompetenten Industriepartnern – besonders zur Verbesserung ihrer Wirksamkeit bei tiefen Frequenzen und ihrer Beständigkeit gegenüber aggressiven oder stark verschmutzenden Fluiden viel versprechende Alternativen entwickeln lassen. So wurden im Grundlagenteil die Ausführungen über Platten-Resonatoren erweitert und zwei Kapitel über Interferenz-Dämpfer bzw. Aktive Resonatoren eingefügt. In einem dritten Anwendungsteil (Kap. 13) geht es u. A. um Energie sparende und Kosten senkende Kanal-Auskleidungen in raumlufttechnischen (RLT) und prozesslufttechnischen (PLT) Anlagen. Entsprechend den Ergänzungen zur 2. Auflage ist der Kreis derer gewachsen, denen der Autor für ihre jahrelange Unterstützung im Fraunhofer IBP zu danken hat. Für die Gruppe „Raumakustik“ sei hier stellvertretend deren jetziger Leiter Horst Drotleff (in der Nachfolge von Frau Zha Xueqin) genannt. Als Leiter der Gruppe „Schalldämpfer“ haben im IBP nacheinander Ulrich Ackermann, Dietmar Eckoldt und Peter Brandstätt wesentlich zur Entwicklung und Umsetzung neuer Konzepte und Produkte beigetragen. Philip Leistner, der als Leiter der Gruppe „Signalverarbeitung“ die Familie der Aktiven Schalldämpfer bis zur Anwendung in Geräten und Anlagen betreut hat, ist wie allen ehemaligen Mitarbeitern zu danken und zu wünschen, dass sie den Nährboden für fruchtbare Innovationen in der Akustik noch vertiefen und die Industrie-Kooperationen erfolgreich weiterführen können. Dass dieses Werk dem Verlag (fast) druckfertig übergeben werden kann, verdankt der Autor der Unterstützung durch Frau Magdalena Niewrzoll. Was noch zu korrigieren war, besorgte Frau Monika Riepl vorbildlich. Weil im Schönbuch, Mai 2006

Helmut Fuchs

VIII Vorwort

Abb. 1. Alternative Faserfreie Absorber ALFA für die Raumakustik und den Technischen Schallschutz [7]

Vorwort

IX

Tabelle 1. Wege zur Umsetzung von Innovationen aus der Forschung in den Markt mit Industriepartnern über Dienstleistungen (DL) und Lizenz-, Know-how- und Kooperationsverträge (LV) [1]

Inhaltsverzeichnis

1

Einführung ................................................................................... 1

2

Problemschwerpunkt tiefe Frequenzen....................................... 5

3

Schallabsorption für den Lärmschutz und die raumakustische Gestaltung .......................................... 3.1 Verhinderung schädlicher Reflexionen ............................... 3.2 Raumakustische Gestaltung................................................ 3.3 Pegelsenkung im Raum ...................................................... 3.4 Vermeidung des Lombard-Effektes .................................... 3.5 Herstellung akustischer Transparenz................................... 3.6 Konditionierung akustischer Messräume ............................ 3.7 Schutz gegenüber Außenlärm............................................. 3.8 Schalldämpfer in Strömungskanälen................................... 3.9 Kapselung von Maschinen und Anlagen ............................. 3.10 Abschirmung ruhiger gegen laute Bereiche.........................

15 17 18 19 20 21 22 23 25 26 27

4

Passive Absorber ........................................................................ 4.1 Faserige Materialien........................................................... 4.2 Offenporige Schaumstoffe.................................................. 4.3 Geblähte Baustoffe.............................................................

29 32 35 38

5

Platten-Resonatoren................................................................... 5.1 Folien-Absorber ................................................................. 5.2 Platten-Schwinger .............................................................. 5.3 Verbundplatten-Resonatoren ..............................................

41 42 48 50

6

Helmholtz-Resonatoren ............................................................. 6.1 Lochflächen-Absorber........................................................ 6.2 Schlitzförmige Absorber..................................................... 6.3 Membran-Absorber ............................................................

63 63 66 72

XII Inhaltsverzeichnis

7

Interferenz-Dämpfer .................................................................. 7.1 O/4-Resonatoren ................................................................. 7.2 O/2-Resonatoren ................................................................. 7.3 Rohr-Schalldämpfer ...........................................................

77 78 81 81

8

Absorber mit aktiven Komponenten ......................................... 8.1 Masse-Feder-Systeme ........................................................ 8.2 Abzweig-Resonatoren ........................................................ 8.3 Moden-Dämpfer.................................................................

87 88 95 98

9

Mikroperforierte Absorber...................................................... 9.1 MPA-Platten .................................................................... 9.2 MPA-Folien ..................................................................... 9.3 MPA-Flächengebilde .......................................................

103 108 115 119

10

Hochintegrierte Schallabsorber............................................... 10.1 Breitband-Kompaktabsorber............................................. 10.2 Reflexionsarme Raumauskleidungen ................................ 10.3 Dämpfende Schornstein-Innenzüge ..................................

125 128 132 134

11

Innovative Raum-Akustik........................................................ 11.1 Kriterien für die Hörsamkeit von Räumen ........................ 11.1.1 Größe des Raumes............................................... 11.1.2 Grobstruktur des Raumes..................................... 11.1.3 Feinstruktur des Raumes...................................... 11.1.4 Nachhall im Raum............................................... 11.1.5 Störpegel im Raum.............................................. 11.1.6 Pegelverteilung im Raum..................................... 11.1.7 Impulsantwort des Raumes .................................. 11.1.8 Klarheits-Maß ..................................................... 11.1.9 Deutlichkeits-Maß............................................... 11.1.10 Schwerpunkts-Zeit .............................................. 11.1.11 Seitenschall-Maß................................................. 11.2 Sprachverständlichkeit ..................................................... 11.2.1 Späte Reflexionen ............................................... 11.2.2 Nachhall.............................................................. 11.2.3 Störabstand.......................................................... 11.2.4 Frequenzbegrenzung............................................ 11.3 Verdeckung hoher durch tiefe Frequenzanteile ................. 11.4 Raumakustische Anforderungen nach DIN 18 041............ 11.5 Auflösung eines raumakustischen Dilemmas in Kommunikationsräumen ..............................................

139 141 142 145 146 147 150 152 154 156 156 157 157 158 161 162 164 166 167 173 182

Inhaltsverzeichnis XIII

11.6 Ausführungsbeispiele innovativer Raum-Akustik ............. 11.6.1 Anspruchsvolle Versammlungsstätten.................. a) Speisesäle...................................................... b) Plenarsäle...................................................... c) „Forum“ im Office Innovation Center............ d) „Schlüterhof“ im Deutschen Historischen Museum ........................................................ e) Tagungsräume im Wirtschaftsministerium..... f) Mehrzweckräume in der neuen Akademie der Künste..................................................... 11.6.2 Sport- und Freizeithallen ..................................... a) „Vicemoos“ Sporthalle .................................. b) Erlebnisbad „Die Welle“ ............................... 11.6.3 Konferenz- und Schulungsräume ......................... a) Besprechungszimmer..................................... b) „Medienraum“ im Office Innovation Center .. c) Glaskabinen................................................... d) Mehrzwecksäle.............................................. e) Schulungszentrum in ehemaliger Fabrikhalle .................................................... 11.6.4 Offene Büro-Landschaften................................... 11.6.5 Musiker-Arbeitsräume......................................... a) Schlagzeug-Unterrichtsraum der Musikschule Waldenbuch.............................. b) Schlagzeug-Konzert im Musiksaal der Akademie des Schlosses Solitude Stuttgart .... c) Orchestergräben ............................................ d) Orchester-Probensäle..................................... e) Andere Probenräume ..................................... 11.6.6 Großes Haus des Staatstheaters Mainz ................. a) Das akustische Konzept ................................. b) Notwendige Grobanpassungen....................... c) Schall lenkende Maßnahmen ......................... d) Schall absorbierende Maßnahmen.................. e) Konzertnutzung ............................................. f) Ergebnisse und Beurteilung ........................... 11.6.7 Tonstudios........................................................... a) Mehrkanal-Vorführraum auf der Tonmeistertagung 1992 ................................. b) Aufnahme- und Übertragungswagen.............. c) Mehrkanal-Abhörraum .................................. d) Hörraum im Büroformat ................................

190 190 190 193 196 199 201 204 208 208 211 217 219 220 221 225 229 231 239 243 244 246 258 266 267 268 270 273 277 282 282 287 289 291 293 299

XIV Inhaltsverzeichnis

e) Tonbearbeitungsräume .................................. 304 f) Produktionsstudios ........................................ 305 11.6.8 Akustische Messräume ........................................ 310 12

Innovative Akustik-Prüfstände................................................ 12.1 Stand der Technik bei reflexionsarmen Räumen ............... 12.2 Quellen des Lärms von Kraftfahrzeugen........................... 12.3 Konventionelle Werkzeuge und Materialien für Freifeld-Räume........................................................... 12.4 Alternative Auslegungs-Konzepte .................................... 12.5 Drei aktuelle ALFA-Bausteine für reflexionsarme Räume.............................................................................. 12.6 Ausführungsbeispiele nach dem neuen Stand der Technik ...................................................................... 12.6.1 BMW Motor-Akustik-Prüfstand in München ....... 12.6.2 Audi Aeroakustik-Windkanal in Ingolstadt .......... 12.6.3 Mercedes Technik-Zentrum in Sindelfingen ........ 12.6.4 Volkswagen Akustik-Zentrum in Wolfsburg........ a) Außengeräusch-Messhalle ............................. b) Rollen-Prüfstände.......................................... c) Motoren- und Aggregate-Prüfstände .............. d) Fenster-Prüfstand .......................................... e) Hör-Studio .................................................... f) Erfahrungen aus einem anspruchsvollen Projekt........................................................... 12.6.5 DaimlerChrysler Windkanal in Auburn Hills ....... 12.6.6 PSA Renault-Windkanal in St.-Cyr-L’Ecole ........ 12.6.7 Erfahrungen aus dem chinesischen Markt ............ a) Freifeldraum bei der Shanghai Academy of Public Measurement .................................. b) Halbfreifeldraum in Shanghai Academy of Public Measurement .................................. c) Aggregate-Prüfstand bei PAN-ASIA Automobiles in Shanghai............................... d) Messkabine für NOKIA in Beijing................. e) Messkabine für MOTOROLA in Beijing ....... f) Vorbeifahrt-Prüfstand an der Tongji University Shanghai ...................................... 12.7 Rück- und Ausblick auf Akustik-Prüfstände .....................

319 321 323 324 329 344 351 351 361 365 371 375 380 385 391 395 398 408 418 425 426 427 428 428 429 429 431

Inhaltsverzeichnis XV

13

Innovative Kanal-Auskleidungen ............................................ 13.1 Geometrische Parameter von Schalldämpfern ................... 13.2 Abschätzung der Dämpfung ............................................. 13.2.1 Wahl von Kulissendicke und -spalt...................... 13.2.2 Einfluss der Strömung ......................................... 13.2.3 Einfluss der Temperatur ...................................... 13.2.4 Reflexionsdämpfung............................................ 13.2.5 Berücksichtigung von Abdeckungen.................... 13.2.6 Beeinträchtigungen durch Nebenwege ................. 13.2.7 Dämpfung höherer Moden................................... 13.3 Abschätzung des Eigengeräuschs ..................................... 13.4 Abschätzung der Druckverluste ........................................ 13.5 Messungen an Schalldämpfern ......................................... 13.5.1 Einfügungsdämpfung .......................................... 13.5.2 Durchgangsdämpfung.......................................... 13.5.3 Ausbreitungsdämpfung........................................ 13.5.4 Immissionswirksame Dämpfung.......................... 13.6 Ausführungsbeispiele innovativer Kanal-Auskleidungen .. 13.6.1 Membran-Absorber für Bewetterungsanlagen ...... 13.6.2 Membran-Absorber in Rauchgas-Reinigungsanlagen .............................. 13.6.3 Alternative Dämpfer-Technologien für Vakuumanlagen an Papiermaschinen ................... 13.6.4 Schalldämpfer in der Abluft von Mineralfaser-Produktionsanlagen ........................ 13.6.5 Schalldämpfer für die Nassentstaubung in einer Düngemittel-Fabrik................................. 13.6.6 Reinigbare Rohr-Schalldämpfer für mit Staub beladene Abluft ................................................... 13.6.7 Schalldämpfer in Heizungsanlagen ...................... 13.6.8 Aktive Schalldämpfer in Raumklimageräten ........ 13.7 Rück- und Ausblick auf Schall dämpfende Maßnahmen ...

435 437 439 444 446 446 447 448 449 450 451 452 456 465 467 467 469 473 474 475 480 486 499 502 504 508 510

Nachwort ........................................................................................... 517 Literatur............................................................................................ 519 Sachverzeichnis ................................................................................. 537

1 Einführung

Die Lärmbelastung des Menschen steigt kontinuierlich an. Besonders der Verkehrslärm nimmt, auch in den bereits hoch entwickelten Ländern, um 0.2 bis 0.3 dB(A) pro Jahr zu, obgleich strengere Anforderungen die Emissions-Pegel LW von Pkw, Krafträdern bzw. Lkw in Europa in den vergangenen 20 Jahren im Mittel um etwa 6, 9 bzw. 12 dB(A) gesenkt haben. Die entscheidenden Immissions-Pegel

L

LW 'L 10 lg n

(1.1)

wachsen vor allem wegen des zunehmenden Verkehrsaufkommens in einem immer dichteren Straßennetz. Ähnlich hat sich die Geräuschbelastung durch den Fluglärm entwickelt: Erfolge bei der Lärmminderung ('L in Gl. (1.1)) an einzelnen technischen Schallquellen (LW) werden weltweit mehr als kompensiert durch die Zunahme ihrer Menge (n), die gleichzeitig oder in zeitlicher Folge auf die Betroffenen in ihrer Umgebung einwirken. Nach Veröffentlichungen des Umweltbundesamtes (siehe z. B. [14]) hat sich der Anteil durch Lärm Gestörter in Deutschland von 30% im Jahre 1965 bis heute auf ca. 70% mehr als verdoppelt. Dabei stieg der Anteil des Straßenverkehrs als Hauptverursacher zwischen 1988 (s. Abb. 1.1) und 2002 von 55 auf ca. 65%, derjenige des Flugverkehrs von 37 auf nahe 40%

Abb. 1.1. Prozentsatz der deutschen Bevölkerung, der durch verschiedene Lärmquellen gestört wird [14]

2

1 Einführung

und derjenige des Schienenverkehrs von 17 auf über 20%, mit generell weiter steigender Tendenz. Dabei unterliegen fast alle relevanten Geräuscherzeuger, dank nationaler und internationaler Richtlinien und Gesetze, einer strengen Emissionskontrolle. Sie ist vielfach wichtiger Bestandteil der Marktzulassung eines jeden neuen Gerätes. Außerdem legt ein wachsender Anteil der Käufer und Nutzer Wert auf Komfort, auch auf akustischen. Da es aber erfahrungsgemäß leichter fällt, die regelmäßig nur A-bewerteten Emissions-Grenzwerte durch lärmmindernde Maßnahmen an der Quelle bei höheren Frequenzen zu erreichen, hat sich das Spektrum fast aller technischen Lärmquellen aber tendenziell zu tieferen Frequenzen verschoben, bei denen schalltechnische Sekundär-Maßnahmen und solche auf dem Ausbreitungsweg ('L in Gl. (1.1)) grundsätzlich weniger wirksam sind als bei hohen Frequenzen. Auch der Freizeit- und Nachbarschaftslärm hat sich, dank immer leistungsfähigerer elektroakustischer Anlagen daheim, im Auto und im Freien, besonders im Bassbereich erheblich verstärkt. Dieser Trend wird sich in Anbetracht der Hörgewohnheiten der jüngeren Menschen und der Zunahme des Anteils der Schwerhörigen (in Deutschland z. Zt. 20%) fortsetzen. Die besonders lärmbelasteten Arbeitsplätze im produzierenden Gewerbe, insbesondere der metallverarbeitenden Industrie, nehmen zwar ab. An den neu entstehenden im Dienstleistungs-Gewerbe ist indessen, gerade in den kommunikationsintensiven und sozialen Berufen mit höchster geistiger Qualifikation, ein bisher wenig beachtetes neues Lärmproblem mit beträchtlichen Ausmaßen entstanden. In Büros, Besprechungsräumen und Dienstleistungszentren, aber ebenso in Klassenzimmern sowie in Sportund Freizeitbereichen, Restaurants und Bars hat die Lärmbelastung infolge einer deutlich geänderten Kommunikation (z. B. über Mobiltelefone) zugenommen. Auch hier hat man bisher mit absorbierenden Unterdecken, Gehbelägen, Vorhängen sowie speziellen Putzen und Tapeten allenfalls etwas zur Lärmminderung bei hohen Frequenzen getan. Halbhohe Stellwände, die man hier und da zur nachträglichen Abschirmung einzelner Arbeitsplätze zu Hilfe nimmt, sind bei tiefen Frequenzen aber ebenso wirkungslos wie viele Lärmschutzaufbauten an Autobahnen. Herkömmliche Schalldämpfer und Schallabsorber aus faserigen oder porösen Materialien sind zwar unverzichtbar zur Bedämpfung hochfrequenter Geräuschanteile von Maschinen und Anlagen. In der täglichen Praxis der Lärmbekämpfung und Raumakustik, ebenso wie in den Schalllabors und Entwicklungszentren der Hersteller, liegt das eigentliche Problem aber immer häufiger bei tiefen Frequenzen, die wegen der dazu notwendigen Bautiefe von passiven Absorbern nur schlecht erreichbar sind. Wegen eines akuten Mangels geeigneter reaktiver und aktiver Schall-Absorber, die mit geringem Druckverlust in Abluftkanälen und wenig Raumbedarf in

1 Einführung

3

Aufenthalts- und Versammlungsräumen eingebaut werden können, wird das Brummen von Anlagen über große Entfernungen (fast ungedämpft) auch von Schwerhörigen noch sehr störend wahrgenommen. Weniger bekannt ist, auch unter Akustik-Beratern, dass das „Dröhnen“ der Räume bei tiefen Frequenzen (auch unterhalb 100 Hz) die Sprachverständlichkeit derart herabsetzt, dass beim Kommunizieren alle Teilnehmer (auch die am Telefon) sich unwillkürlich und für die anderen unangenehm laut artikulieren. Neben den bekannten passiven und reaktiven schalldämpfenden Materialien und Bauteilen soll im Folgenden die ganze Vielfalt heute verfügbarer Produkte für den Schallschutz und die raumakustische Gestaltung aufgeblättert werden, auch solche auf der Basis alternativer, faserfreier Absorber. Manche wurden erst kürzlich bis zur Serienreife entwickelt. Bei ihrer Beschreibung wurde auf „theoretische Tiefe“ verzichtet und stattdessen das „praktisch Nützliche“ in den Vordergrund gehoben. Die Auslegung, Dimensionierung und Anwendung insbesondere der neuartigen reaktiven und aktiven Schall-Absorber wird unter Hinweis auf konkrete Umsetzungsprojekte verdeutlicht, die von ihren Erfindern zusammen mit den jeweiligen Lizenznehmern Beispiel gebend von der Beratung und Planung über die Ausführung und Überwachung bis hin zur Abnahme und Dokumentation durchgeführt wurden. Der Leser wird zwar mit einer ganzen Reihe akuter Lärmprobleme konfrontiert, aber gleichzeitig mit praktikablen Lösungen vertraut gemacht.

2 Problemschwerpunkt tiefe Frequenzen

Aus dem Emissions-Schallleistungs-Pegel LW einer Quelle Q, den man unter Freifeld-Bedingungen nach [15, 16] bestimmen kann, lässt sich der Immissions-Schalldruck-Pegel L in ihrer Nachbarschaft (im Freien) schematisch beschreiben durch: L

LW 'LQ 10 lg Q 10 lg n 20 lg s

∑D

i

i

(2.1)

20 lg f m 10 lg A 'LR const.

Darin symbolisiert 'LQ eine mögliche Lärmminderung an der Quelle, z. B. durch direkten Eingriff in den Entstehungs-Mechanismus, durch Kapselung oder/und Schalldämpfer. Da es leichter fällt, den stets maßgeblichen A-bewerteten Schallpegel durch Maßnahmen bei höheren Frequenzen zu senken, verschieben Minderungsmaßnahmen das Maximum in den Spektren meistens zu niedrigen Frequenzen. Der Term 10 lg Q in Gl. (2.1) beschreibt die Erhöhung in L, wenn die in alle Richtungen gleichförmig abstrahlend angenommene Quelle nicht frei (Richtungsfaktor ν = 1, sondern über einer vollständig reflektierenden Fläche (Q = 2), von einer Kante aus (Q = 4) oder aus einer Ecke heraus (Q = 8) abstrahlt. n steht für eine variable Anzahl gleicher Quellen (etwa wie der Einfluss der Verkehrsdichte). Das überaus stark in die Abschätzung eingehende Abstandsmaß 20 lg s (mit 6 dB Abnahme pro Verdoppelung der Entfernung s) ist zwar, ebenso wie die beiden zuvor diskutierten Einflüsse, frequenzunabhängig. Aber die meisten Dämpfungs- und Abschirmungs-Effekte auf dem Ausbreitungsweg (Di) sind bei hohen Frequenzen weitaus stärker als bei tiefen. Auch eine mögliche Dämmung durch leichte Bauteile (mit der Masse m), wie z. B. Fenster, wächst etwa wie 20 lg f mit der Frequenz f stark an. Schließlich findet der in einen geschlossenen Raum eingedrungene Lärm dort eine Absorptionsfläche A vor, die bei tiefen Frequenzen fast immer viel geringer ist als bei hohen. Man kann also davon ausgehen, dass selten das im Freifeld nahe der Quelle gemessene Emissions-Spektrum für die eigentliche Lärmbelastung in ihrer Nachbarschaft maßgeblich ist. Je größere Entfernungen und je mehr Hindernisse die Schallwellen auf ihrem Weg zu überwinden haben, umso stärker treten die tiefen Frequenzanteile in den Vordergrund. Diese sind es

6


auch, die als besonders lästig wahrgenommen werden. Allerdings verdeckt manchmal die weltweit eingeführte A-Bewertung dieses Problem in der Praxis. Auch die von den einschlägigen Normen und Richtlinien gestützte Gewohnheit, Schall-Pegel, -Dämmung und -Dämpfung nur bis 125 oder 100 Hz zu messen und erst oberhalb 500 Hz schärfer zu bewerten, hat zwar zu Schall dämpfenden und dämmenden Bauteilen mit eindrucksvollen Einzahl-Angaben, z. B. den bewerteten Absorptionsgrad Dw oder das bewertete Schalldämm-Maß Rw, geführt. Tatsächlich bleibt ihre Wirksamkeit im Einsatzfall aber oft weit hinter der dadurch beim Anwender geweckten Erwartung zurück, weil man eben nicht einfach die Einzahl-Angaben für die Quellen und Übertragungswege addieren oder subtrahieren darf, sondern die jeweilige spektrale Charakteristik aller Terme in Gl. (2.1) berücksichtigen muss. Häufig ist das Problem bei tiefen Frequenzen sogar noch gravierender: Zum einen verdanken zweischalige Bauteile wie Fenster und Fassaden ihre hohe Dämmung bei mittleren und hohen Frequenzen, die ihnen bei der üblichen Einzahl-Bewertung so zugute kommt, einer Masse-Feder-Resonanz bei Frequenzen unter 100 Hz, bei welcher ein praktisch ungehinderter Schalldurchgang nach innen erfolgen kann. Zum anderen kann der tieffrequente Lärm im Raum sogenannte Hohlraum- oder Eigenresonanzen gewaltig anregen und so bei bestimmten Frequenzen eine u. U. wesentliche Verstärkung ('LR in Gl. (2.1)) verursachen. Dies wirkt nicht nur sehr störend; es erschwert auch jede Messung bei den tiefen Frequenzen [17]. Am deutlichsten kommen Eigenresonanzen in Räumen zum Ausdruck, die mindestens in einer Dimension kleiner als etwa 5 m sind. Im Frequenzbereich zwischen 200 und 50 Hz, gegebenenfalls bis 31 Hz herunter, prägen stehende Wellen („Moden“) ähnlich denen im zweidimensionalen Feld (Kap. 3, Tabelle 3.1) ihr Schallfeld. Abbildung 2.1 zeigt z. B. für einen quasi unbedämpften 5 u 4 u 3 m großen Quaderraum in einer zwischen 2 diagonal gegenüber liegenden Ecken gemessenen Übertragungsfunktion kaum mehr als 10 stark hervortretende Resonanzen entsprechend [18, Kap. 11] bei f nx , ny , nz

c0 2

⎛ nx ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ lx ⎠

2

⎛ ny ⎞ ⎜ ⎟ ⎝ ly ⎠

2

⎛n ⎞ ⎜ z ⎟ ⎝ lz ⎠

2

; nx , n y , n z

0,1, 2

…

(2.2)

mit der Schallgeschwindigkeit c0. In Abb. 2.2 ist z. B. die Pegelverteilung in einer Ebene 1.3 m über dem Boden für die 1,1,0-Mode bei 55 Hz dargestellt mit einer maximalen Differenz von fast 40 dB zwischen der Mitte und den 4 Kanten des fensterlosen Raumes, der durch sorgfältige Entdröhnung der inneren Schale seiner


7

Abb. 2.1. Eigenfrequenzen und Übertragungsfunktion in einem ungedämpften Quaderraum (V = 60 m3) [17]

Schalldämmtür rundum schallhart gemacht wurde. Wenn man seine unvermeidbare Wandabsorption bei jeder einzelnen Mode n, z. B. als „Halbwertsbreite“ δn = 2 S ' fn nach [75, S. 65], aus ihrer Nachklingzeit (für 60 dB) Tn [s] nach [18, Kap. 9] als

Gn

6.9 Tn

(2.3)

(z. B. aus Messungen wie in [20] beschrieben) in der Rechnung berücksichtigt, lässt sich das Schallfeld in diesem Referenzraum für zahlreiche

8


Abb. 2.2. Pegelverteilung der Mode 1,1,0 bei f = 55 Hz, 1.3 m über dem Boden des schwach bedämpften Raumes nach Abb. 2.1 [19]

Untersuchungen bei sehr tiefen Frequenzen in guter Übereinstimmung mit Messungen bestimmen. Aber jeder schallhart belassene Raum, auch völlig unsymmetrische Schallkapseln für laute Maschinen, Fahrgasträume von Kfz, Studios für die Aufnahme und Bearbeitung von Audio-Produktionen und Hallräume zum Messen des Absorptionsgrads von Bauteilen sowie der Leistung von Schallquellen, ja sogar „Freifeld“-Räume zeigen bei tiefen Frequenzen ein ganz ähnliches Verhalten [20]: Der Raum dröhnt (im Englischen spricht man sehr bildhaft und treffend von „booming“); alle darin wirksamen Quellen werden selektiv verstärkt bzw. in ihrem Klang und Abstrahlverhalten stark beeinflusst. Akustische Messungen sind unter diesen Umständen nur mit besonderen Vorkehrungen möglich, die in [17, 20] eingehender diskutiert werden. Für einen Quaderraum mit lx > ly > lz bzw. einen Würfel ergibt sich die tiefste Resonanz bei f1

c0 2lx

bzw.

f1

c0 23 V

.

(2.4)

Unterhalb dieser unteren Grenzfrequenz verhält sich der Raum zunehmend wie eine als Ganzes und gleichphasig anregbare Druckkammer. Oberhalb f1 dominieren die Modalfelder. Zwischen 2 Resonanzen nach Gl. (2.1) lässt sich der Raum, auch mit einem Sinus-Ton, praktisch nicht anregen. Ab einer nicht so eindeutig bestimmbaren höheren Frequenz fs rücken die Resonanzen so eng zusammen, dass z. B. innerhalb einer Terz bereits mehr als 20 enthalten sind und deshalb das Schallfeld für die genormten raum- und bauakustischen Messungen als genügend gleichförmig


9

(„diffus“) anzusehen ist. In [21] wird die Zunahme der Eigenfrequenzen N zwischen 0 und f nach 4S 3 S 1 f V 2 f 2S fL 3 8 c0 3c0 4c0

N

(2.5)

mit dem Volumen V = lx ly lz [m3], der Fläche S = 2 (lx ly + lx lz + ly lz) [m2] und der Kantenlänge L = 4 (lx + ly + lz) [m] eines Quaderraumes angegeben. Für Messungen mit relativ konstanter Bandbreite 'f / fm kann man die Frequenzdichte (bezogen auf die jeweilige Bandbreite 'f) abhängig von der Band-Mittenfrequenz fm [Hz] abschätzen nach 3

'N

⎛ fm ⎞ ⎟ ⎝ c0 ⎠

C3 ⎜

⎛ fm ⎞ ⎟ ⎝ c0 ⎠

2

V C2 ⎜

fm L c0

S C1

(2.6)

mit den in Tabelle 2.1 für verschiedene Bandbreiten angegebenen Konstanten. Für den Referenzraum zeigt Abb. 2.3 die in Abhängigkeit von der Frequenz zu erwartende Modendichte. Terz-Messungen genügen den meisten Anforderungen der Raum- und Bauakustik. Oktav-Messungen sind dagegen, insbesondere bei tiefen Frequenzen, völlig unzureichend. Im Vergleich dazu erfüllen 1/12-Oktav-Messungen auch höhere Anforderungen im Bereich des technischen Schallschutzes. Näherungsweise gilt Gl. (2.6) auch für von der Quaderform abweichende Räume, wenn auch nicht für ausgesprochene Flachräume. Tabelle 2.1. Konstanten zur Berechnung der Eigenfrequenzen eines Raumes innerhalb einer vorgegebenen Bandbreite nach Gl. (2.6) C3

C2

C1

(Oktave)

8.89

1.11

0.087

0.37

0.029

0.09

0.007

' f / fm 1/

2

1/

3

2

(Terz)

2.96

1/

12

2

(Halbton)

0.74

Die zweite Grenzfrequenz fs, oberhalb welcher in schwach bedämpften Räumen ein Diffus- oder Hallfeld angenommen werden darf, wird nach [22] bzw. [23] etwas unterschiedlich angegeben, fs

3c0 3

V

bzw.

fs

2c0 3

V

.

(2.7)

Diese auch in [24, Abschn. 2.5, S. 261] anklingende Unsicherheit ist in der vereinfachten Darstellung von Abb. 2.4 durch den Graubereich angedeutet.

10


Abb. 2.3. Eigenfrequenzdichte 'N nach Gl. (2.6) und Tabelle 2.1 für den Quaderraum gemäß Abb. 2.1 bei Messungen in Oktaven (○), Terzen (□) oder mit Halbtönen (1/12Oktaven)

Für die Quaderräume, auf welche sich die gängigen bauakustischen Prüfungen im Labor fast ausnahmslos beziehen, ist selbst die Grenzfrequenz nach [22] noch als optimistisch einzustufen. Erfahrene Messtechniker trauen ihren Messungen in einem 300 m3 großen Hallraum oft bereits ab 200 Hz abwärts nicht mehr so recht. Eine Unterdrückung der in vieler Hinsicht störenden Raum-Moden, z. B. mit aus dem Studiobereich bekannten passiven „KantenAbsorbern“, sog. „Bass-Fallen“ (siehe z. B. [26, Fig. 19-4]), würde viel Volumen beanspruchen. Geeignetere „Kompakt-Absorber“, die mit Hilfe eigener Resonanzsysteme Schallenergie, insbesondere aus dem Modalfeld, „absaugen“ sollen, wirken aber nicht nur dissipativ, sondern auch reaktiv. Ihr Einfluss lässt sich durch ein dem Quellenfeld entgegen gerichtetes zweites Modalfeld im Raum beschreiben [25, 27]. Dazu müssen die genaue Position der sinnvoll konzentriert anzuordnenden Tiefen-Absorber sowie ihre (komplexe) WandImpedanz W (bei senkrechtem Schalleinfall) in die Berechnung des Gesamtschallfeldes einfließen. Für ausgedehnte flächige Absorber z. B. in Freifeld-Räumen, die von den ganz unterschiedlich strukturierten Druckfeldern möglichst vieler Raum-Moden gleichzeitig angeregt werden sollen, ist eine exakte ortsabhängige Schallfeldberechnung allerdings weder möglich noch nötig. Man muss aber bei allen Resonanz-Absorbern beachten, dass sie die Struktur der Schallfelder in ihrer Nähe beeinflussen und, z. B. nebeneinander angeordnet, miteinander in Wechselwirkung treten können. Ihr optimierter Einsatz, insbesondere in kleinen Räumen, erfordert daher ähnlich


11

Abb. 2.4. Frequenzbereiche für ein vorwiegend modales bzw. diffuses Schallfeld in einem würfelförmigen Raum in Abhängigkeit vom Volumen [25]. Übergangsbereich, siehe Gl. (2.7); --- erste Eigenresonanz des Raumes, siehe Gl. (2.1)

viel Erfahrung wie die richtige Installation von Lautsprechern und Monitoren, insbesondere „Subwoofern“, in Audioräumen. Bei der Entwicklung spezieller Tiefen-Absorber und zum Vergleich der Wirksamkeit ihrer verschiedenen Bauformen hat sich ein Meßverfahren im Quader-Raum für den Bereich (a) sehr geringer Eigenfrequenzdichte ('N < 5 pro Terz) gut bewährt [20]. Dazu mißt man, ähnlich wie in einer „Hallkammer“ nach [18, Kap. 11, S. 258], die bereits zur Bestimmung der ModenDämpfung in Gl. (2.3) eingeführte Nachklingzeit an sorgfältig der ModenStruktur angepaßten Meßpunkten (s. Abb. 2.5) mit Sinus-Anregung einmal

Abb. 2.5. Schematische Darstellung von Sender (LS) und Empfängern 1 bis 8 im 5 u 4 u 3 m großen „T-Labor“ des IBP zur Untersuchung von Absorbern bei tiefen Frequenzen [20]

12


ohne (Tn,0) und zum anderen mit (Tn,m [s]) dem Prüfling in den Ecken und Kanten des Raumes [17, 20]. Man kann dann, in Analogie zum HallraumVerfahren [23], mit der Fläche des Absorbers SA [m2] einen „effektiven“ Absorptionsgrad

De

0,163

V ⎛ 1 1 ⎜ S A ⎝ Tn ,m Tn,0

⎞ ⎟ ⎠

(2.8)

ermitteln. Man muß aber beachten, daß dieser aus physikalisch erklärbaren Gründen – auch Werte weit über 1 annehmen kann, – nicht nur eine Eigenschaft des Absorbers selbst, sondern, wegen seiner Wechselwirkung mit dem Schallfeld, auch des Meßraumes darstellt, – sich unterschiedlich auswirken kann, je nachdem, wo der Prüfling im Raum mit dem Volumen V [m3] positioniert wird, – nicht nur von der Wirkungsweise, sondern auch der Größe (SA) des Absorbers abhängen kann, – nicht ohne weiteres auf andere Einbausituationen übertragen oder z. B. zur Bestimmung von Schallpegeln und Nachhallzeiten eingesetzt werden darf. Trotzdem rechtfertigen die geschilderten akuten Probleme bei tiefen Frequenzen insbesondere in kleinen Räumen alle praktikablen Wege, die zur Erarbeitung neuer Handwerkzeuge, Materialien und Bauteile zu ihrer Lösung beitragen. Für den Bereich (b) (5 < 'N < 20 pro Terz) kann zeitsparend mit TerzRauschen aus einer Ecke heraus angeregt und in anderen Ecken das Abklingen (Tn) aller Eigenfrequenzen des jeweiligen Frequenzbandes gemessen werden. Für den Bereich (c) ('N > 20 pro Terz) kann man schließlich die Absorptionsgrad (Ds)-Messung nach DIN EN ISO 354 [297] durchführen. Dabei hat sich in zahlreichen Untersuchungen bestätigt, dass eine gewisse Grunddämpfung des Hallraumes in mindestens 2 seiner unteren Ecken die Wiederholgenauigkeit und Reproduzierbarkeit in anderen Räumen für Frequenzen mindestens bis 200 Hz hinauf deutlich verbessert [17]. Außerdem hat sich bei der aktuellen Entwicklung neuartiger Absorber (siehe z. B. Kap. 5.3 und Abschn. 11.6.8) gezeigt, daß die theoretisch vorausgesagten oder aus Voruntersuchungen unter anderen Meßbedingungen gefundenen Absorptions-Mechanismen erst dann auch im Hallraum deutlich werden, wenn dieser im Rahmen des nach der Norm Zulässigen bedämpft wird [17]. Es sei aber nochmals betont, daß in dem für die Raumakustik wie für die Lärmbekämpfung so wichtigen Frequenzbereich, wo Absorber mit dem


13

Schallfeld unvermeidbar reagieren, ein wie auch immer gemessenes D(f) eine nur mit entsprechender Erfahrung nutzbare Kennzeichnung darstellt. Noch mehr als bei den eigentlich nur für höhere Frequenzen entwickelten Norm-Verfahren, gilt für die tieferen, daß man Produktvergleiche nur bei sehr engen Vorgaben hinsichtlich der Prüfräume und der Anordnung des Prüflings darin sinnvoll anstellen kann. Nur bei sehr breitbandig wirksamen reaktiven Absorbern erhält man auch nach den Verfahren (a) und (b) überhaupt genügend hohe und sichere De-Werte, um trotz der Selektivität der Messungen zu einer Absorptions-Charakteristik zu kommen, die Aufschluß über die Resonanz-Mechanismen im Absorber selbst geben kann, welche breitbandig über mehrere Oktaven reichen können (s. auch Abschn. 5.3). Der Raumeinfluss bleibt, auch wenn die Schallwellen schräg auf Wand, Boden oder Decke auftreffen, besonders stark sogar, wenn eine Quelle den Raum nicht aus seiner Mitte, sondern aus einer Ecke heraus anregt. Da sich die Raum-Resonanzen entsprechend Gl. (2.2) immer auf die jeweiligen Raumabmessungen lx, ly, lz einstellen und jede verfügbare Begrenzungsfläche nur einmal absorbierend belegt werden kann, mussten geeignete Schallabsorber möglichst raumsparend, aber sehr breitbandig wirksam, neu entwickelt werden. Da sich die Schallenergie, wie in Abb. 2.2 nur beispielhaft dargestellt, bei tiefen Frequenzen immer ungleich im Raum verteilen will, wäre es unzweckmäßig, die Absorber räumlich oder flächig, etwa entsprechend den in [15, 16] formulierten Anforderungen an Messräume, möglichst gleichmäßig zu verteilen. Statt dessen ist es sinnvoll, die für die tiefsten Frequenzanteile zu optimierenden Absorberflächen bevorzugt in den Ecken und Kanten anzubringen. Von dort aus lassen sich nämlich alle Raum-Moden mit größtmöglichem Wirkungsgrad, d. h. maximalem effektiven Absorptionsgrad De nach [20], dämpfen. Mit innovativen ALFA-Bauteilen kann man das jeweilige Ziel, die Minimierung der Geräuschentwicklung im Raum (ausgehend von nützlichen oder störenden Quellen innerhalb oder außerhalb), Schaffung eines möglichst homogenen Schallfeldes in akustischen Messräumen für die Bestimmung der Schallleistung oder der Schallabsorption (in so genannten Hallräumen) sowie der Schalldämmung (in diversen Bauteil-Prüfständen) [17], Eliminierung der schädlichen Reflexionen zur ungestörten Untersuchung der Schallfelder in allen Details von beliebigen, u. A. auch sehr tieffrequent abstrahlenden Quellen (in so genannten Freifeld-Räumen), in Zukunft etwas besser als mit herkömmlichen Mitteln erreichen. Hier stoßen die allgemein bekannten Schallabsorber bei tiefen Frequenzen an ihre Grenzen. Deshalb sollen im Folgenden zunächst die Grundlagen passiver,

14


reaktiver und aktiver Absorber nach dem aktuellen Stand der Technik [26] kurz beschrieben werden. In Kap. 11 geht es dann um die Anwendung neuer Konzepte und Bauteile für eine innovative Raumakustik und in Kap. 12 um solche für innovative Freifeldräume, beide mit zahlreichen repräsentativen Ausführungsbeispielen.

3 Schallabsorption für den Lärmschutz und die raumakustische Gestaltung

Trifft eine Schallwelle mit der Schallleistung Pi, dem Schalldruck pi, der Schallschnelle vi und Frequenz f auf ein gegenüber ihrer Wellenlänge O großes Hindernis, so wird sie teilweise reflektiert (Pr), u. U. auch gebeugt und gestreut, durchgelassen (Pt), als Körperschall fortgeleitet (Pf), aber auch absorbiert (Pa), s. Abb. 3.1, mit Pi

Pr Pt Pf Pa .

(3.1)

Handelt es sich bei dem Hindernis z. B. um eine Wand (oder Decke), deren flächenbezogene Masse msW groß gegenüber der in der auftreffenden Welle mitbewegten flächenbezogenen Luftmasse msA ist, mW" !! m"A

1 pi 2S f vi

1 Z0 2S f

U 0O , 2S

(3.2)

mit dem Wellenwiderstand Z0

U0 c0

408Pa s m1

(bei 20qC und 105 Pa),

(3.3)

der Dichte U0 = 1.2 kg m–3 und Schallgeschwindigkeit c0 = 340 m s–1 der Luft, so wird nur ein kleiner Teil der Schallleistung durchgelassen oder fortgeleitet. Der größte Teil wird zur Quelle oder in den Raum zurückgeworfen, es sei denn, dass vor, an oder auch in der Wand ein absorbierendes Material oder Bauteil eingebaut wurde, das einen wesentlichen Teil von Pi unmittelbar nach dem Auftreffen „schluckt“, d. h. in Wärme umwandelt. Will man einen solchen Schallabsorber quantifizieren, so kann man hinsichtlich seiner Wirksamkeit für die Sendeseite Pt und Pf zu Pa gegebenenfalls hinzurechnen:

D

Pa Pt Pf Pi

Pi Pr Pi

1 U.

(3.4)

Der Absorptionsgrad D kann also, ebenso wie der Reflexionsgrad U, Werte zwischen nahe 0 und nahe 1 annehmen. Letzterer lässt sich auch durch das Verhältnis der Amplituden des Schalldrucks der reflektierten (pr) und

16


Abb. 3.1. Der Weg der Leistung einer Schallwelle, die auf ein absorbierendes Hindernis trifft

der auftreffenden Welle, den i. A. komplexen Reflexionsfaktor r, ausdrücken: Pr Pi

U

pr 2 pi 2

r 2 1 D.

(3.5)

Nach [18, Kap. 3] kann man r aus der ebenfalls komplexen Wand-Impedanz W ableiten, die den Wandaufbau akustisch vollständig beschreibt. Für senkrechten Schalleinfall gilt mit Druck und Schnelle pW und vW: W r

W U0 c0 W U 0 c0

pW vW

W ' jW '';

; D

4W ' U0 c0 . (W ' U0 c0 )2 W ''2

(3.6) (3.7)

Man bezeichnet Gl. (3.7) auch als „Anpassungsgesetz“: Die Absorption wird am größten, wenn der Imaginärteil der Impedanz verschwindet. Sie erreicht den Maximalwert 1 aber nur, wenn der Realteil der Impedanz gerade U0 c0 entspricht. Bei jeder „Fehlanpassung“ überlagern sich vor der Wand bei einer bestimmten Frequenz auftreffende und reflektierte zu einer „stehenden“ Welle, in welcher die Pegeldifferenz,

'L

Lmax Lmin

(3.8)

ein Maß für den Absorptionsgrad darstellt, s. [28] und Tabelle 3.1. Die Extremwerte für D ergeben sich zum einen bei besonders hart und glatt verputztem oder gefliestem Mauerwerk (D # 0.01) und zum anderen bei einer besonders ausgestatteten Wandauskleidung reflexionsarmer Räume

3.1 Verhinderung schädlicher Reflexionen

17

Tabelle 3.1. Pegeldifferenz ∆L in einer ebenen stehenden Welle vor einem mehr oder weniger absorbierenden ebenen Hindernis [28, S. 459] und zugehöriger Absorptionsgrad α sowie Betrag des Reflexionsfaktors ~r~

α

'L [dB]

~r~

0.99 0.60 0.20 0.01

2 13 25 50

0.11 0.63 0.89 0.99

(D # 0.99). Die meisten im Bau vorkommenden schallabsorbierenden Materialien und Bauteile mit der Fläche Si summieren sich mit Di-Werten zwischen 0.2 und 0.6 bis über 0.8, wie sie aus Schluckgrad-Tabellen z. B. in [29–31] zu entnehmen sind, mit AS zur äquivalenten Absorptionsfläche des Raumes. Daneben tragen auch Möbel, Einrichtungsgegenstände und Akustik-Module, die als Einzelelemente von der Decke abgehängt, im Abstand vor einer Wand montiert werden oder auf dem Boden stehen sowie anwesende Personen mit Aj zur resultierenden Absorptionsfläche des Raumes bei:

AS

∑D S i

i

i

;

AE

∑A . j

(3.9)

j

Man kann mindestens 10 Anwendungsbereiche definieren, in denen die Schallabsorption von zentraler praktischer Bedeutung ist:

3.1 Verhinderung schädlicher Reflexionen Vor schwach absorbierenden Begrenzungsflächen (D < 0.2) ist das Schallfeld gemäß Gl. (3.8) und Tabelle 3.1 stark ortsabhängig, erschwert die Ortung von Schallquellen und beeinträchtigt die Klarheit von Musik sowie die Verständlichkeit von Sprache. Dies stört nicht nur die Arbeit von Musikern oder Tonmeistern (vor einer Wand oder einem Regiefenster), sondern auch von Dienstleistern in einem Großraum-Büro vor einer Glasfassade. Auch in größerer Entfernung zwischen Quelle und insbesondere konkav gekrümmten Reflektoren (r > 0.9), z. B. der Rückwand eines Zuschauersaales, werden von der Bühne Echos sehr störend wahrgenommen. ELA-Anlagen können durch Rückwürfe von reflektierenden Halbkugeln oder Zylindern völlig aus ihrer Funktion geraten, wie 1992 der spektakuläre Vorfall bei der Inbetriebnahme des Plenarsaals im Bundestag zu Bonn exemplarisch demonstriert hat, s. Abschn. 11.6.1 (b). In solchen Fällen hilft neben der Veränderung der

18


architektonischen Struktur (z. B. Schrägstellung von Fenstern oder Wänden) und Anbringung vorgesetzter oder abgehängter Reflektoren eben nur Auslöschung der schädlichen Reflexion durch gezielte Absorption. Insbesondere in reflexionsarm ausgekleideten Messräumen können auch kleinste reflektierende Flächen, z. B. als Schalttafeln oder Leuchten, die Messung stark verfälschen. Da eine Schrägstellung der Fläche, so dass sie die auftreffenden Schallwellen nicht zum Messort sondern in die hoch absorbierenden Auskleidungen lenkt, oft nicht möglich ist, hilft auch hier nur die Auslöschung der schädlichen Reflexion durch Absorption. Ein besonderes Problem stellen immer wieder die Bodenreflexionen in sogen. Halbfreifeld-Räumen dar (s. Abschn. 11.6.8 und 12.6.4).

3.2 Raumakustische Gestaltung Wenn dagegen in einem Theater oder einer Kirche mit großem Volumen V [m3] die Nachhallzeit T

0.163

V [s] A

(3.10)

wegen zu geringer resultierender Absorptionsfläche A [m2] nach Gl. (3.9),

A

AS AE 4V m ,

(3.11)

zu groß ist, so leidet die Sprachverständlichkeit. Da die Absorption durch Einrichtung und Publikum (AE) weitgehend vorgegeben wird, muss sich der Raumakustiker um geeignete Flächen Si für seine Zwecke bemühen. Nicht selten kranken Konzertsäle und Opernhäuser allerdings an zu viel Dämpfung bei den hohen Frequenzen als Folge des heute meistens weich gepolsterten Gestühls sowie des Publikums. Weil auch die Dämpfung auf dem Weg der Schallwellen zwischen zwei Reflexionen (m) zu tiefen Frequenzen hin stark abnimmt, s. Tabelle 3.2, liegt der Hauptbedarf für große wie für kleine Räume vor allem bei Absorbern für tiefe, viel seltener auch für hohe Frequenzen. Beim Einsatz konventioneller Absorber besteht daher, gewollt oder ungewollt, die Tendenz, bei hohen Frequenzen etwas mehr zu tun, als es dem Raumklang gut tut. Weil dabei die Frequenzen unter 250 oder 125 Hz oft ganz außer Acht gelassen werden, ist nicht selten eine „dumpfe“ oder „mulmige“ Raumakustik die Folge. Das Problem der auf den jeweiligen Bedarf abgestimmten Schall-Absorber, die einen starken Anstieg der Nachhallzeit zu tiefen Frequenzen verhindern, bleibt vielleicht nur deshalb meistens undiskutiert, weil man auch unter Experten die tiefen Frequenzen kaum misst und zur Bewertung heranzieht, wohl weil hier auch Vergleiche mit repräsentativen Sälen eher etwas mager ausfallen [298].

3.3 Pegelsenkung im Raum

19

Tabelle 3.2. Dämpfungskonstante m bei der Schallausbreitung in Räumen (bei 20°C und 50% Luftfeuchte) und Absorptionskoeffizient Da im Freien (bei 10°C und 70%) sowie akustische Grenzschichtdicke G bei 20°C in Luft f [Hz] m [10–3 m–1] Da [dB km–1] G [Pm]

< 250 < 0.08 95

500 0.25 2 67

1k 0.75 4 47

2k 2.5 8 34

4k 7.5 20 24

8k 25 50 17

In Freifeld-Räumen muss dagegen die Absorption im gesamten interessierenden Frequenzbereich, in welchem gemessen werden soll, ganz ausschließlich von der Auskleidung ihrer Begrenzungsflächen bewerkstelligt werden. Eine Nachhallzeit nach Gl. (3.11) macht unter diesen Umständen natürlich keinen Sinn. Die Raum-Rückwirkung auf die Quelle wird hier vielmehr allein aus der Abweichung vom – 20 lg s – Term in Gl. (2.1) durch Pegelabnahme (engl.: „draw-away“) – Messungen nach [15, 16] bestimmt.

3.3 Pegelsenkung im Raum Bei Schallquellen mit konstant angenommenem Schallleistungs-Pegel LW lässt sich der mittlere Schalldruck-Pegel L durch den Einbau von schallabsorbierenden Einbauten und Verkleidungen senken: L

LW 10lg A 6 dB .

(3.12)

Dabei ist es in diesem Fall natürlich wichtig, dass das AbsorptionsSpektrum (A) möglichst gut an das der jeweiligen Quelle(n) (LW) angepasst ist. Innerhalb des Hallradius nach Gl. (3.14) sind die raumakustischen Maßnahmen allerdings wirkungslos. Trotzdem betreffen die meisten Investitionen solche Maßnahmen, bei denen gemäß 'L

10lg

A2 A1

(3.13)

eine Verdopplung von A nur eine Absenkung des Raumpegels um gerade einmal 3 dB bewirkt und z. B. Arbeitsplätze in der Nähe lauter Maschinen davon kaum profitieren. Es sei an dieser Stelle aber ausdrücklich darauf hingewiesen, dass ein bei tiefen Frequenzen nicht richtig bedämpfter kleiner Raum sehr stark bei seinen niedrigsten Eigenresonanzen angeregt wird, s. Kap. 2, und dies auch durch Quellen, die in diesem Spektralbereich eigentlich nur einen verhältnismäßig geringen Energieanteil produzieren, wie z. B. die menschliche

20


Stimme (s. Abschn. 11.2). Erst recht wenn es sich bei der Anregung ebenfalls um einen Resonator handelt, der sich mit den Raum-Moden koppeln kann, macht es Sinn, auf das z. B. unter Freifeldbedingungen gemessene Quellspektrum und auf den Raum angepasste Schall-Absorber zur Lärmminderung einzusetzen. Wenn es so gelingt, die 10 Resonanzspitzen z. B. in einem 5 u 4 u 3 m großen Raum zwischen etwa 35 und 90 Hz (Abb. 2.1) von bis zu 30 dB auf unter 5 dB herunter zu dämpfen [300], so wird daraus deutlich, dass man mit den richtigen Schall-Absorbern in einem Raum auch einmal erheblich mehr als die in der Praxis der Lärmbekämpfung nach Gl. (3.12) und (3.13) in Werkhallen üblicherweise für erreichbar gehaltenen 3 bis 6 dB Pegelsenkung erzielt. Dieser Ansatz wird natürlich besonders attraktiv, wenn zumindest 2 gegenüber liegende Flächen schallhart und nur wenige Meter voneinander entfernt sind, z. B. Decke und Boden einer Fabrikhalle.

3.4 Vermeidung des Lombard-Effektes In Versammlungsarenen, Besprechungsräumen und Mehrpersonenbüros, Restaurants, Klassenzimmern, Kassenhallen usw., wo viele Menschen gleichzeitig ihre Stimme erheben, kann die Unterhaltung zu einer Tortur werden, wenn A nicht groß genug ist. Dies kann man aus dem Hallradius rH [m] ablesen (s. auch Abschn. 11.5), der mit rH

0.14 A

Q P1 Pges

(3.14)

den Abstand von der Quelle markiert, bei dem der Schallpegel des Direktschallfeldes gerade dem des aus Vielfach-Reflexionen sich ergebenden Diffusfeldes entspricht. Man kann zwar die Bedingungen für einen einzelnen Redner (P1), sich verständlich zu machen, dadurch etwas erhöhen, dass man ihn nicht inmitten des Raumes frei sprechen lässt (Q = 1), sondern vor einer großen reflektierenden Wand (Q = 2), in einer Kante (Q = 4) oder gar in einer Ecke (Q = 8) des Raumes aufstellt. Ähnliche Verbesserungen erreicht man bekanntlich mit Lautsprechern mit einem hohen Bündelungsmaß Q, die auf bestimmte Raumbereiche, auf die es bei der Beschallung besonders ankommt, ausgerichtet werden [24, Kap. 7]. Es scheint nach Gl. (3.14) zwar so, dass mit der Anzahl der sich gleichzeitig artikulierenden Personen (Pges) auch die von ihnen ja mitgebrachte Absorptionsfläche (A) gleichzeitig proportional zunimmt. Die Erfahrung lehrt aber, dass man sein Gegenüber immer schlechter versteht, je mehr

3.5 Herstellung akustischer Transparenz

21

Personen sich z. B. zu einem Stehempfang versammeln und unterhalten wollen. Dies liegt daran, dass die Diskussions-Teilnehmer Absorber leider nur für Frequenzen oberhalb etwa 250 Hz mitbringen. Wenn aber die tiefen Frequenzen unbedämpft bleiben und die Nachhallzeit hier stark ansteigt, füllt ein „Dröhnen“ den Raum, welches durch eine Art „Maskierung“ die für die Verständigung so wichtigen höheren Frequenzanteile verdeckt. Dies wiederum führt dazu, dass alle Redner gemäß dem sogen. Lombard-Effekt nach [296] zum lauteren Sprechen neigen, wodurch sich die Kommunikation weiter verschlechtert, s. Abschn. 11.5. Um diesem Problem zu begegnen, müssen, insbesondere in kleineren Räumen, spezielle Tiefen-Absorber für Frequenzen mindestens bis 50 Hz herunter zum Einsatz kommen, wie zahlreiche raumakustische Sanierungsmaßnahmen – oft zur Überraschung der Nutzer – nachgewiesen haben, s. Abschn. 11.6.

3.5 Herstellung akustischer Transparenz In kleinen bis mittelgroßen Räumen zum Ensemble-Musizieren oder Musik-Unterrichten tritt sowohl für die Musiker untereinander wie für den Dirigenten oder den Lehrer ein ähnliches Kommunikationsproblem auf. In Übungsräumen, Orchester-Probensälen, aber ganz besonders in den engen, teilweise überdachten Orchestergräben der Opernhäuser, in denen sich bis über hundert qualifizierte Künstler auf engstem Raum (in nur 3 bis 20 m3 Volumen bzw. auf 1 bis 1.5 m2 Fläche je Musiker!) ihrer Nerven zehrenden Arbeit widmen, bewirkt das die Klarheit der Musik vernebelnde tieffrequente Dröhnen, dass die für das Ensemble-Spiel so wichtigen Bass-Instrumente alles andere als klar durchzuhören sind. Stärker gerichtet abstrahlende Blechblasinstrumente [32] sind zwar (mit in bestimmter Richtung bedeutend größerem Hallradius nach Gl. (3.14)) in einer vergleichsweise besseren Position am hinteren Rand des Orchesters. Da aber das gegenseitige Hören unter den in diesem Anwendungsbereich weltweit vorherrschenden schlechten raumakustischen Bedingungen nicht richtig funktionieren kann, tendieren auch die Musiker dazu, lauter als dem Gesamtergebnis zuträglich zu spielen, weil sie meinen, sich anders selbst nicht mehr hören und ihr eigenes Spiel kontrollieren zu können. Das Ergebnis solcher völlig unzureichenden Arbeitsbedingungen ist erfahrungsgemäß ein unausgeglichener, schwer zu dirigierender und oftmals viel zu lauter Orchesterklang, der auch die Balance zwischen den Stimmen auf der Bühne und im Graben in vielen Häusern schwierig macht. Bei Maximalpegeln weit über 100 dB(A) und Mittelungspegeln bis 90 dB(A) [298] verwundert es nicht, dass der Arbeitgeber persönlichen Gehörschutz beim Eintreten in diese akustischen „Folterkammern“ offeriert und viele

22


betroffene Musiker trotzdem frühzeitig gravierende Hörverluste erleiden. Dass es auch an diesen sehr hochwertigen Arbeitsplätzen gelingt, mit speziellen, kostbarsten Raum sparenden Tiefen-Absorbern ein eklatantes Lärmproblem zu mildern, wird ebenfalls in einigen Sanierungsprojekten demonstriert, s. Abschn. 11.6.5.

3.6 Konditionierung akustischer Messräume Die in Kap. 2 beschriebenen Phänomene bei tiefen Frequenzen stellen ein besonderes Problem an der unteren Messgrenze aller genormten akustischen Prüfverfahren in geschlossenen Messräumen dar: Wenn z. B. der Leistungspegel LW einer stationären Schallquelle, etwa nach Gl. (3.12), aus dem mittleren Schallpegel bestimmt werden soll, den diese in einem Raum mit der äquivalenten Absorptionsfläche A erzeugt, dann setzt dies die Ausbildung eines einigermaßen gleichmäßigen („diffusen“) Schallfeldes voraus. Auch bei der nach Norm (DIN EN ISO 3741 [33] für breitbandig bzw. ISO 3742 [34] für schmalbandig abstrahlende Quellen) vorgeschriebenen Mittelung über mehrere Mikrofon-Positionen im Raum führt die Anregung der Moden gemäß Gl. (2.2) und z. B. Abb. 2.2 zu einer geringen Wiederholgenauigkeit (im selben Prüfraum bei derselben Schallquelle) und schlechten Reproduzierbarkeit (einer und derselben Quelle in verschieden dimensionierten Prüfräumen) der Messergebnisse [17]. Es wäre eine Illusion anzunehmen, dass Hallräume mit nicht parallelen Begrenzungsflächen etwa keine ausgeprägte Modenanregung aufwiesen, siehe Abb. 11.172. Gerade erfahrenere Messtechniker sind sich vielmehr bewusst, dass ihre Hallräume im und unterhalb des in Abb. 2.4 angedeuteten Graubereichs nur mit einiger Vorsicht und Erfahrung, z. B. was die Positionierung des Prüflings im Raum angeht, zu interpretieren und weiter zu benutzen sind. Dies gilt noch mehr für die Bestimmung des Absorptionsgrades Ds aus den Nachhallzeiten Tm[s] mit und To[s] ohne Prüfling mit seiner meist auf dem Boden ausgelegten Absorberfläche SA[m2] und dem Raumvolumen V[m3] nach

Ds

0.163

V ⎛ 1 1 ⎜ S A ⎝ Tm T0

⎞ ⎟ ⎠

(3.15)

Da Absorber-Prüflinge, je nach ihrer Lage im Raum und damit ihrer Auswirkung auf das jeweilige Modenfeld den Abklingvorgang des letzteren, nach dem Abschalten der Test-Schallquelle sehr unterschiedlich beeinflussen können, tritt dieses Problem bei Absorptionsgrad-Messungen nach DIN EN ISO 354 [297] sogar stärker als bei Schalleistungs-Messungen auf (s. Kap. 5). Erst recht macht es sich bei den viel kleineren Rechteck-Räumen

3.7 Schutz gegenüber Außenlärm

23

störend bemerkbar, die man gemäß DIN EN ISO 140 [35] zur Bestimmung des Schalldämm-Maßes aus der (wiederum gemittelten) Pegel-Differenz zwischen Sende- und Empfangsraum, 'L = L1–L2, sowie der Prüffläche SR und der äquivalenten Absorptionsfläche A2 im Empfangsraum nach R

'L 10lg S R 10lg A2

(3.16)

routinemäßig verwendet. Um alle diese Mess- und Prüfverfahren bei tieferen Frequenzen verlässlicher zu machen sowie ihre Reproduzierbarkeit und Wiederholgenauigkeit zu erhöhen, empfiehlt es sich, die in den zitierten Richtlinien ausdrücklich zugelassenen Absorptionsflächen der leeren Messräume durch Einbringen geeigneter Absorber-Module, bevorzugt in ihren Ecken, zur Vergleichmäßigung der Schallfelder einzusetzen. Dafür eignen sich die breitbandig wirksamen, dabei sehr kompakten Resonatoren, die in Abschn. 5.3 ausführlich beschrieben werden. Es versteht sich von selbst, dass man auch und gerade in Freifeld-Räumen nach DIN EN ISO 3745 [16] sich wegen der hier oft besonders wichtigen Bedämpfung der tieffrequenten Raum-Moden nicht allein auf eine passiv wirksame poröse oder faserige Raumauskleidung verlassen, sondern, wiederum in den Raum-Ecken und Kanten, reaktive Absorber zum Einsatz bringen sollte (s. Kap. 12).

3.7 Schutz gegenüber Außenlärm Im gleichen Zusammenhang sei auf ein weiteres bisher zu wenig beachtetes Problem des Schallschutzes gegenüber von außen in einen geschlossenen Raum eindringendem Lärm hingewiesen, dem man u. U. sehr wirksam mit geeigneten Absorptions-Maßnahmen begegnen kann: Li

Le R 10lg S 10lg A .

(3.17)

Die Flächen S mit kleinem Schalldämm-Maß R (z. B. Fenster und Glasfassaden) nehmen in den Gebäuden ständig zu, was selbst bei konstant angenommenen Außengeräusch-Pegeln Le zu höheren Innen-Pegeln Li führt. Die gängige Beurteilung aller Bauteile nach Einzahl-Angaben (Rw) hat dazu geführt, dass mehrschalige Konstruktionen scheinbar besonders gut abschneiden. Diese haben aber ihre imposanten Dämmwerte bei hohen Frequenzen oftmals mit einem Dämmungseinbruch unter 100 Hz (also außerhalb des genormten Bewertungsbereichs!) erkauft, s. Abb. 3.2. Deshalb tritt bei geschlossenen Türen und Fenstern typischerweise der tieffrequente Teil z. B. des Verkehrslärms, des Lärms von Diskotheken oder auch von industriellen Abluftanlagen als eigentliche Störung in Erscheinung. Auch

24


Abb. 3.2. Schalldämm-Maß R nach [35] eines Türblattes allein (strichliert) und mit Vorsatzschale (VPR nach Abschn. 5.3, 1 mm Stahlblech, 40 mm Weichschaum) nach [17]

relativ leichte biegeweiche Schalen, wie sie hier und da im Hochbau wie im Maschinenbau vorkommen, verlieren nach dem Massegesetz [36], R

20lg mW" 20lg f 45 dB ,

(3.18)

zu den tiefen Frequenzen hin um 6 dB pro Oktave an der sonst nur durch " [kg m–2] bestimmten Dämmung. ihre flächenbezogene Masse m W Manche Menschen reagieren aber auf tieffrequente Geräusche und Töne besonders empfindlich. Gerade von Schwerhörigen wird tieffrequentes Dröhnen oft als starke Belastung empfunden. Es liegt daher nahe, in dem Frequenzbereich, wo R und A nur selten gemessen werden, aber erfahrungsgemäß meistens nur sehr klein sind [37], durch den Einbau spezieller TiefenAbsorber den Schallpegel Li nach Gl. (3.17) zu reduzieren. Sie könnten hier im günstigsten Fall auf dreierlei Art der Lärmminderung dienen durch a) Abbau der Raum-Eigenresonanzen, b) Verhinderung der Einkopplung von Bauteil-Resonanzen und c) Bedämpfung der in den Raum dringenden Außen-Geräusche.

3.8 Schalldämpfer in Strömungskanälen

25

Üblich ist dies bisher allerdings nicht, weil die geltenden Anforderungen, Richtlinien und Messvorschriften die Emission, Transmission und Immission von Schall betreffend, dem Frequenzbereich unter 100 Hz generell noch zu wenig Beachtung schenken und es bis vor kurzem auch an hierfür wirklich geeigneten Schall-Absorbern fehlte.

3.8 Schalldämpfer in Strömungskanälen Das ist bei der Auslegung von Schalldämpfern für Lüftungskanäle ganz anders: Hier ist es seit langem selbstverständlich, ihre Wirksamkeit auf das jeweils durch die Anlage, z. B. ihre Strömungsmaschine, vorgegebene Schallleistungs-Spektrum (LW) anzupassen. Dabei wird zwar oft bei hohen Frequenzen stark übertrieben. Bei der Ausbreitung über große Entfernungen s [m] im Gelände bleiben nämlich gemäß Li

LW De DI 20lg s

∑ D 11dB i

(3.19)

i

im Immissions-Pegel Li, wie bereits an Hand von Gl. (2.1) diskutiert, wiederum nicht selten vor allem die tieffrequenten Geräuschanteile übrig, weil alle Dämpfungseinflüsse auf dem Ausbreitungsweg und auch eventuell vorhandene Abschirmungen (Di) grundsätzlich bei hohen Frequenzen viel höhere Werte erreichen als bei tiefen. Die Absorption z. B. bei der Schallausbreitung im Freien, Da

Da s

(3.20)

beträgt nach Tabelle 3.2 oberhalb 2.5 kHz bereits mehr als 10 dB km–1, ist aber unterhalb 250 Hz vernachlässigbar. Auch die Richtwirkung („directivity index“ DI) an der Kanalmündung ins Freie bewirkt gemäß Abschn. 13.5.4 oftmals eine Abschwächung nur der hohen Frequenzen. Die Einfügungsdämpfung De der regelmäßig in die Kanäle oder Schornsteine einzubauenden Dämpfer verlangt daher von den darin eingesetzten Absorbern sehr häufig einen möglichst hohen Absorptionsgrad D gerade bei den tiefen Frequenzen, um nach W. Piening [38] gemäß De

1.5 D

U L [dB ] S

(3.21)

weit unterhalb der „Durchstrahlungs“-Frequenz (s. Abschn. 13.2 und [39]) bei vorgegebener Länge L[m] sowie absorbierender Berandung U[m] und freiem Querschnitt Ss[m2] des Schalldämpfer-Aufbaus wirksam werden zu können.

26


Aus dem geschilderten Bedarf für Schallabsorption vor allem bei den tiefen (< 250 Hz) bis sehr tiefen (unter 100, bis 50 oder 31 Hz herunter) Frequenzen folgt, dass passive (faserige/poröse) Schall-Absorber allein die vielfältigen Aufgaben auch in diesem Bereich des Lärmschutzes nicht mehr lösen können. Dicke Kulissen würden in Strömungskanälen und Schornsteinen unnötig hohe Druckverluste und Energiekosten verursachen, s. Kap. 13.

3.9 Kapselung von Maschinen und Anlagen Auch in Maschinen und Anlagen oft sehr eng umschließenden Schallkapseln bleibt meist nur wenig Platz für eine absorbierende Auskleidung, die nicht nur bei hohen, sondern auch bei mittleren und tiefen Frequenzen wirken könnte. Außerdem spricht hier ihre gleichzeitig hohe Wärmedämmung gegen den Einsatz von dickeren porösen oder faserigen Dämpfungsschichten. Eine hohe Schalldämmung R der meist geschlossenen StahlPaneele als außen liegende Wandelemente einer Schallschutz-Haube allein hilft nicht viel, wenn nicht im selben Frequenzbereich auch ausreichend Absorption in ihrem Inneren installiert ist. Nur so kann verhindert werden, dass die gedämmte und in der Kapsel eingeschlossene Schallenergie nicht zum Aufbau entsprechend höherer Innenpegel führt. Die Einfügungsdämmung De einer Kabine als Lärmschutz für Personen oder einer Kapsel als Maßnahme an der Quelle nach Abb. 3.3 hängt gemäß De

R 10lg

SK AK

R 10lg

1

DK

(3.23)

nicht von der Größe S K der geschlossenen Einhausung, aber stark von der äquivalenten Absorptionsfläche AK bzw. dem mittleren Absorptionsgrad

Abb. 3.3. Einhausung von Menschen (a) oder Lärmquellen (b) als Schallschutzmaßnahme [262]

3.10 Abschirmung ruhiger gegen laute Bereiche

27

D K ihrer Auskleidung ab. In kräftig durchströmten und stark verschmutzenden lauten Räumen sind mechanisch und chemisch hochresistente absorbierende Verkleidungen gefragt. Hier bieten sich der poröse Glasschaum nach Abschn. 4.3 (z. B. in Maschinenräumen) und mikroperforierte Flächengebilde nach Abschn. 9.3 an (z. B. in Motorräumen oder unter der Bodengruppe von Kraftfahrzeugen), im zweiten Falle auch mit einer Zusatzfunktion als „Hitzeschilde“ zur Verhinderung von Wärmeübertragung auf andere, z. B. Fahrgasträume.

3.10 Abschirmung ruhiger gegen laute Bereiche Zu den am meisten überschätzten Lärm bekämpfenden Maßnahmen gehören, jedenfalls bei ihrem konventionellen Einsatz in geschlossenen Räumen mit (schall)harten Wänden und Decken, Schallschirme etwa nach Abb. 3.4. Im besten Fall wird ihre abschirmende Wirkung etwa nach Ds

⎛

10lg ⎜1 20 ⎜ ⎝

2 heff sO

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

(3.23)

vom Verhältnis der effektiven Schirmhöhe heff einerseits zur Schall-Wellenlänge O und andererseits zum Abstand s von Sender und Empfänger vom Schirm bestimmt und, wie man aus Abb. 3.5 entnehmen kann, stark begrenzt: Bei einem schon relativ hohen Schirm mit heff = 0.4 m sind

Abb. 3.4. So genannte Schallschirme zwischen Arbeitsplätzen in einer offenen Bürolandschaft (s. Abschn. 11.6.4)

28


Abb. 3.5. Maximal mögliche Abschirmung Ds nach Gl. (3.22) für verschiedene Schirmhöhen heff und s = 1 m bei vollständig absorbierenden Begrenzungen

oberhalb 1000 Hz zwar mehr als 10 dB Pegelminderung durch diese Maßnahme erreichbar; bei 100 Hz sind es aber nur noch 3 dB. Diese Werte setzen allerdings, oft ganz unrealistisch, voraus, dass sämtliche Flächen an und in der Nähe des Schirmes, so wie in Abb. 3.4 skizziert, voll absorbierend, d. h. nichts reflektierend, verkleidet werden. Hier könnte die Entwicklung einschaliger transparenter mikroperforierter Bauteile nach Kap. 9 einen Durchbruch bringen, auch hin zu größeren Werten von heff. Wo zusätzlich ein gewisser Sichtschutz erwünscht ist, lässt sich dies durch entsprechende Farbgebung und Bedruckung der Kunststoff- oder Glas-Bauteile bewerkstelligen.

4 Passive Absorber

Die nach Anwendungsbreite und Marktvolumen weitaus größte und wichtigste Gruppe von Schall-Absorbern folgt dem Prinzip, den Schallwellen bei ihrem Auftreffen nach Abb. 3.1 einen möglichst geringen Widerstand W entgegenzusetzen. Wäre die Schichtdicke d des passiven Absorbers sehr groß, so hinge nach [40] W

U0 c0

F V; 1 j 2 S f U0 F V

(4.1)

nur von drei Materialkennwerten ab: a) Porosität V mit dem akustisch wirksamen Luftvolumen im Absorber (VL) und dem Gesamtvolumen des Absorbers (VA), VL 1, VA

V

(4.2)

b) Strukturfaktor χ mit dem an der Kompression (VK) bzw. Beschleunigung (VB) beteiligten Luftvolumen,

F

VK t 1, VB

(4.3)

c) längenbezogener Strömungswiderstand Ξ mit dem Druckabfall 'p bei gleichmäßigem Durchströmen einer Absorberschicht der Dicke 'x mit der Geschwindigkeit v, ;

'p . v' x

(4.4)

Für sehr kleine Strömungswiderstände oder sehr hohe Frequenzen vereinfachen sich die Gl. (4.1), (3.6) und (3.7), ; 2S U 0 f

o W

U0 c0

F V

; D

4

F V 2 F V

,

(4.5)

30

4 Passive Absorber

und zeigen, dass für Fasermaterialien mit nur wenig von 1 abweichenden Größen σ und χ, wie sie üblicherweise für akustische Zwecke eingesetzt werden, sich W dem Wert U0c0 und α dem Wert 1 nähert („Anpassung“). Eine ebene Schallwelle würde in diesem Grenzfall exponentiell mit dem Laufweg im Material abklingen, nach [18, Kap. 8] mit einem Exponenten

P~

V; f. U 0 c02

(4.6)

Gl. (4.6) zeigt die charakteristische Eigenschaft aller passiven Schallabsorber, bei höheren Frequenzen stärker zu dämpfen. Nun soll aber der Schall auf einem möglichst kurzen Weg (d in Abb. 3.1) durch den Absorber zur reflektierenden Wand und auf dem Weg zurück durch Reibung der in der Welle mitbewegten Luftteilchen an dem sehr fein strukturierten faserigen oder offenporigen Material seine Energie an den sich im übrigen passiv verhaltenden Absorber abgeben. Dann genügt es offenbar nicht mehr, Ξ nur möglichst klein zu machen, für 100 Hz nach Gl. (4.5) z. B. weit unter 750 Pa s m2. Tatsächlich kommen für die Lärmbekämpfung und Raumakustik überwiegend Materialien mit Ξ > 7 500 Pa s m2 in Betracht. Damit der Schall nun einerseits möglichst ungehindert in den Absorber eindringen kann, sollte Ξ nicht zu groß gemacht werden. Damit er aber auf seinem zweifachen Weg durch den Absorber auch hinreichend starken Reibungsverlusten ausgesetzt wird, sollte Ξ andererseits genügend groß sein. Für die Bauteil-Kenngröße Strömungswiderstand (Ξ im Produkt mit der Schichtdicke d bzw. dieser Wert bezogen auf den Wellenwiderstand ρ0 c0) hat sich generell der Bereich 800 ; d 2 400 Pa s m 1 bzw. 2 H

;d V 6 U 0 c0 F

(4.7)

als „optimal“ herausgestellt. Das „Anpassungsverhältnis“ ε ist in Abb. 4.1 als Funktion von Ξ mit d als Parameter und σ | χ | 1 nach [39] dargestellt. Die etwas schematisierte und normierte Darstellung in Abb. 4.2 zeigt, dass für Schichtdicken d λ/4 wird α > 0.9.

> mm @

(4.8)

4 Passive Absorber

31

Abb. 4.1. Anpassungsverhältnis ε als Funktion des längenbezogenen Strömungswiderstandes Ξ für verschiedene Schichtdicken d

Diese äußerst einfache Dimensionierungsvorschrift für praktisch alle homogenen faserigen/porösen Materialien, die in der Praxis nur irgendwo als Schallabsorber oder -dämpfer zur Anwendung kommen, suggeriert eine geradezu universelle Einsetzbarkeit. Man beachte aber, dass zur Absorption bei 100 Hz mit d = 500 mm das optimale ; nach Abb. 4.1. zwischen 1 600 und 4 800 Pa s m2, also wiederum unterhalb des Strömungswiderstandes üblicher Absorptionsmaterialien, liegt. Derart lockeres Material wäre selbst im Bereich der Raumakustik, gut geschützt und verpackt, nicht einsatzfähig. Auch in meterdicken Kulissen hinter Faservlies und Lochblech empfiehlt es sich nicht, die tiefen Frequenzen mit Material optimalen Strömungswiderstandes mit entsprechend niedrigem Raumgewicht und geringer Festigkeit zu bedämpfen. Für die reflexionsarme Auskleidung von Freifeld-Räumen zu Messzwecken ging man deshalb zu O/4-langen Keilen oder Pyramiden über, die in ihrer Eintrittsebene den Schallwellen einen von U0c0 nur wenig abweichenden Widerstand entgegensetzen, aber auf ihrem nach [15, 16] insgesamt mindestens O/2 langen Laufweg hin zur Wand und wieder zurück dennoch fast alle (ca. 99%) ihrer Energie durch Dissipation im faserigen/porösen Material entziehen. Es versteht sich aber von selbst, dass man derartigen Auskleidungen mit Keillängen nach tK

85 3 10 f

> mm @

(4.9)

32

4 Passive Absorber

Abb. 4.2. Absorptionsgrad α faseriger/poröser Absorber unterschiedlicher Dicke mit optimalem Anpassungsverhältnis für diffusen (―) bzw. senkrechten (−·−) Schalleinfall [12]

von z. B. 1 700 mm für 50 Hz durch zusätzliche Armierungen oder akustisch transparente Abdeckprofile Halt und Schutz geben muss, damit sie dauerhaft „in Form“ bleiben. Für diesen tiefen Frequenzbereich gibt es aber glücklicherweise inzwischen Alternativen, die mit geringerem Volumen auskommen, weniger empfindlich sind und entsprechend hohe Standzeiten erreichen, s. Abschn. 12.5. Trotz dieser Einschränkungen für die praktische Realisierung homogener fein strukturierter Schichten kann man die durchgezogenen Kurven in Abb. 4.2 als Referenz-Kurven für recht gute passive Absorber bei statistischem bzw. die strich-punktierten bei senkrechtem Schalleinfall zum Vergleich heranziehen, auch wenn es sich um ganz andere Materialien und Konstruktionen gleicher Bautiefe handelt.

4.1 Faserige Materialien Die hier zunächst angesprochenen Absorber, vorzugsweise und überwiegend aus künstlichen Mineralfasern hergestellt, bezeichnet man als passiv, weil sie – trotz ihres in der Regel sehr niedrigen Raumgewichtes UA t 60 kg m3 – von Schallwellen praktisch nicht zum Mitschwingen angeregt werden. Ihre Strukturen – so zerbrechlich und empfindlich sie gegenüber mechanischer Beanspruchung auch sein mögen – sind i. a. schwer genug, um beliebigen Luftschallfeldern im Hörbereich keinerlei Angriffsfläche zu bieten. Man kann hier zusammenfassen, dass insbesondere faseri-

4.1 Faserige Materialien

33

ge Materialien mit einer Schichtdicke von 50 bis 100 mm geradezu ideale Schallabsorber für den Frequenzbereich oberhalb etwa 500 bis 250 Hz darstellen. In diesem Frequenzbereich lässt sich die jeweils erforderliche Absorption nach den Gl. (3.1) bis (3.8) einfach abschätzen. Um im kHzBereich kräftig absorbieren zu können, reichen auch ein dicht gewebter Teppich oder eine Stofftapete von 5 bis 10 mm Dicke aus, allerdings mit einem Strömungswiderstand von, am besten, mehr als 105 Pa s m2. Für alle faserigen Absorber gilt, dass ein sie gegen Abrieb schützendes, entsprechend dichtes Faservlies dem optimalen Strömungswiderstand des Gesamtaufbaues nach Gl. (4.7) angepasst sein muss. Strömungswiderstände verschiedener gebräuchlicher Stoffe finden sich z. B. in [29, Tabelle 4.2]. Eine als Rieselschutz häufig vor dem Absorber angeordnete Folie darf, um den Schalleintritt nicht wesentlich zu behindern, gegenüber der in der Welle mitbewegten Luftmasse nach Gl. (3.2) nicht zu schwer ( mccF ) bzw. dick (t) sein: mccF

U 0 c0 1 . 2S f

U F t mccA

Damit der Transmissionsgrad der Folie 80% beträgt, sollte nach [28, 30] mccF d

τF = Pt / Pi

(4.10) auch nur mindestens

90 [ kg m 2 ] f

(4.11)

sein, für f > 250 Hz also mFcc < 360 g m2, für 2 500 Hz aber nur 36 g m2. Diese Abschätzung gilt allerdings nur, wenn die Folie frei beweglich bleibt, also nicht (wie allgemein üblich) zwischen der Absorberfüllung und einem Lochblech eingezwängt wird, siehe [40, Bilder 6-17 und 6-18]. Einer Abdeckung aus einem widerstandsfähigen Stoff oder Vlies ist der Vorzug zu geben, insbesondere wenn letztere auf eine faserige Platte oder Matte aufkaschiert sind. Soll eine Lochplattenabdeckung als Sicht- und Berührungsschutz den Schall ebenfalls nur zu 80% durchlassen, so müssen nach [29, 31] die effektive Plattendicke teff [mm] und das Lochflächen-Verhältnis V entsprechend teff

V

d

75 3 10 f

> mm @

; teff

t 2 't

(4.12)

gewählt werden. Aus [29, Bild 4.11] lassen sich die Mündungs-Korrekturen 2't ablesen, um welche die Plattendicke t bei unterschiedlicher Lochgeometrie vergrößert wirkt. Abdeckungen mit einem Perforationsgrad von

34

4 Passive Absorber

üblicherweise V > 0.3 sind dennoch bis zu sehr hohen Frequenzen als akustisch transparent zu betrachten. Für kleinere V siehe [40, Bild 6-16] und Abschn. 6.2. Zum Einfluss von Raumgewicht, Stopfdichte und Temperatur auf die Wirksamkeit faseriger Schallabsorber wird auf [39, 40, 43, 44] verwiesen. Es sei hier aber deutlich gesagt, dass auch detailliertere Berechnungen für faserige Schichten mit den verschiedensten Abdeckungen wegen der i. a. recht großen Streuungen aller Materialdaten bei ihrer Herstellung immer nur eine grobe Abschätzung darstellen und bei der Planung regelmäßig Prüfergebnisse im Kundt’schen Rohr für senkrechten bzw. im Hallraum für statistischen Schalleinfall für die auf dem Markt in sehr großer Vielfalt erhältlichen Faser-Absorber zu Grunde gelegt werden müssen. Für ein faseriges Material, z. B. Glas- oder Steinwolle, mit einem konstant angenommenen längenbezogenen Strömungswiderstand von 8 000 Pa s m2, wie es häufig in Schalldämpfer-Kulissen zum Einsatz kommt, lässt sich der Absorptionsgrad bei senkrechtem Schalleinfall nach [43] für unterschiedliche Schichtdicken d berechnen. Abbildung 4.3 verdeutlicht, dass dieses Material ein optimales Ergebnis in guter Übereinstimmung mit der von tiefen Frequenzen steil ansteigenden Charakteristik wie in Abb. 4.2 nur für d # 200 mm erwarten lässt. Wegen des bei größeren Schichtdicken wie d = 500 mm viel zu großen Strömungswiderstandes bleibt die Absorption oberhalb 31.5 Hz deutlich unter den Erwartungen. Bei dünneren Schichten,

Abb. 4.3. Absorptionsgrad α0 bei senkrechtem Schalleinfall auf eine Schicht unterschiedlicher Dicke d aus handelsüblichen Mineralfasern vor schallharter Wand bei optimal angepasstem Strömungswiderstand ε = 4 (−·−) bzw. konstantem Ξ = 8 000 Pa s m2 nach [43] (―)

4.2 Offenporige Schaumstoffe

35

Abb. 4.4. Absorptionsgrad αS bei diffusem Schalleinfall auf eine 60 mm dicke Glaswolleplatte mit 80 kgm3 hinter einer 5 mm dicken porösen Putzschicht (□) im Vergleich mit einem Absorber gleicher Gesamtdicke nach Abb. 4.2

wie sie in Wand- und Deckenverkleidungen üblich sind (z. B. d = 20 bis 50 mm), liegt die Absorption im gesamten interessierenden Frequenzbereich weit unter den Werten nach Abb. 4.2. Es macht daher Sinn, dünnere Mineralwolle-Schichten vor Ort mit einem relativ dichten porösen Putz abzudecken. Dieser kann zumindest die Absorption bei den mittleren Frequenzen erheblich verbessern, sowie die empfindliche Mineralwolle optisch und haptisch attraktiv verkleiden. Abbildung 4.4 zeigt z. B. den im Hallraum gemessenen Absorptionsgrad eines insgesamt 65 mm dicken derart geschichteten handelsüblichen Aufbaus. Letzterer kann aber weder die Wirksamkeit eines ausgesprochenen TiefenSchluckers nach Kap. 5 erreichen, noch diejenige eines Breitband-Absorbers nach Abschn. 10.1 u. 10.2 mit Absorptionsgraden auch weit oberhalb 80% in einem jeweils weiten Frequenzbereich.

4.2 Offenporige Schaumstoffe Kunststoff-Schäume, deren feine Skelettstrukturen kleine Poren im SubMillimeter-Bereich untereinander offen halten, wirken in erster Näherung gemäß den Gl. (4.1) bis (4.7) ganz ähnlich wie die faserigen Schallabsorber gemäß Abb. 4.2. Bei bestimmten Weichschäumen kann man bei tieferen Frequenzen, bei denen nach Gl. (3.2) auch erhebliche Luftmassen in Bewegung gesetzt werden, ein Mitschwingen des Materials beobachten und für schalltechnische Optimierungen nutzbar machen. Die hohe Flexibilität,

36

4 Passive Absorber

Abb. 4.5. 8.5 m hoher Umlenk-Schalldämpfer eines Windkanlas (links) mit MembranAbsorbern nach Abschn. 12.4 und mit Schaumstoff-Belegungen aerodynamisch optimierte Umlenk-Profile (rechts) [45]

leichte Verarbeitung und Formbarkeit sowie haltbare Verbindungsmöglichkeiten mit anderen Materialien, auch durch dauerelastische Verklebungen, machen Schäume zu einem wichtigen Schallabsorber im Lärmschutz wie in der Raumakustik. Als strömungsgünstig geschnittene Formteile können diese porösen Absorber z. B. den Leitblechen in den Umlenkecken großer Luftführungen angepasst werden. Im Kfz-Akustik-Windkanal der Universität Stuttgart [45] sind mit einer sehr dünnen Verhautung versehene Schaumstoff-Profile ohne Spuren von Abrieb oder Alterung seit 1993 Anströmgeschwindigkeiten bis 137 km h1 (38 m s1) ausgesetzt (Abb. 4.5). In Abb. 4.6 werden einerseits der Bonus von bis zu 20 dB durch die zweifache Schallumlenkung und andererseits der geringfügige Malus durch die Verhautung deutlich. Mit der saugseitig konstant 40 bzw. 100 mm und druckseitig bis 160 bzw. 200 mm dicken Verkleidung konnte der Widerstandsbeiwert der in diesem Fall vorgegebenen „Kröber“-Profile außerdem energiesparend von U = 0.135 auf 0.112 verringert werden. Für manche Anwendungen in der Raumakustik, wo es die BrandschutzAnforderungen zulassen (mindestens B1-Qualität nach alter deutscher Norm ist gefragt!), lassen sich Schäume handlicher, flexibler und attraktiver als Fasern verarbeiten. Als Abdeckung genügt häufig ein reißfestes

4.2 Offenporige Schaumstoffe

37

Abb. 4.6. Einfügungsdämpfung De zweier 2.5 m langer Profile nach Abb. 4.5; Schaumstoff unverhautet (∆); Schaumstoff verhautet (○); gleich lange gerade, 100 mm dicke Kulissen mit 500 mm Spalt (□)

Tuch mit geeignetem Strömungswiderstand. Auf dem Markt findet man aber auch solche textilen Beschichtungen, die den Wirkungsbereich poröser Absorber, ähnlich wie in Abb. 4.4 für faserige Absorber illustriert, ein wenig von hohen zu mittleren Frequenzen verschieben. Auf dem Boden von Schallkapseln oder Freifeld-Räumen lassen sich mit einem dünnen Lochblech abgedeckte Schaumstoff-Verkleidungen sogar begehbar machen, s. Abschn. 12.6.1 und [46]. Der Trend zu organischen (z. B. Seegras, Kokosfasern, Holzschnitzeln) oder tierischen Materialien (z. B. Schafswolle) als umweltfreundlichem Ersatz für künstliche Mineralfasern ist zwar nach kurzem Boom wieder abgeklungen. Man kann aber festhalten, dass auch weiterhin alle porösen oder faserigen Stoffe mit in etwa optimalem Strömungswiderstand nach Gl. (4.7) als Dämpfungsmaterial in Frage kommen. So kann man z. B. eine verschmutzungsempfindliche Mineralfaser-Füllung in einer SchalldämpferKulisse zunächst mit geeignetem Vlies oder Folie abdecken und davor eine dünnere (weil viel teurere) Schicht aus Edelstahlwolle hinter Lochblech anbringen. Eine derart verkleidete Kulisse lässt sich leichter z. B. mit Druckluft oder Wasserstrahl rückstandsfrei von Ablagerungen aus dem Fluid reinigen. Wenn man stattdessen Aluminiumspäne als Schallabsorber einsetzen möchte, muss man das Material nur genügend dicht stopfen, um eine Absorption wie mit einer gleich dicken Mineralfaser-Schicht zu erreichen, s. [13, Teil 1, Bild 11]. Es ist jedenfalls nicht notwendig, die Porengröße, Spandicke oder Faserstärke, wie bei Mineralfasern üblich, im Pm-Bereich

38

4 Passive Absorber

zu suchen, s. [44, Tabelle 19.7], wenn man mit diesen diversen fein strukturierten Materialien neben der Schalldämpfung nicht gleichzeitig die Wärmedämmung optimieren möchte. Schließlich liegt die Dicke der akustischen (Zähigkeits-)Grenzschicht an einem ebenen Hindernis,

G

K U0 Z

1500 f

> P m@ ,

(4.13)

mit der dynamischen Zähigkeit von Luft K = 0.018 kg m1s1 bei 20°C bei mittleren und tiefen Frequenzen f [Hz] auch nur im Sub-Millimeter-Bereich, s. Tabelle 3.2.

4.3 Geblähte Baustoffe Zu den unabsichtlichen Dämpfungseffekten im Bau gehören Kanten, Spalte, Nischen und Hohlräume, auch wenn sie anderen Zwecken dienen sollen, z. B. der Erhöhung der Diffusität von Schallfeldern. Lüftungs- und andere haustechnische Komponenten können so erheblichen Einfluß auf die raumakustische Planung haben. Es gibt aber auch eine ganze Reihe von Bauteilen an Wänden und Decken, die neben statischen auch schallabsorbierende Aufgaben gezielt übernehmen können. Dazu gehören z. B. Bauteile aus Blähton, Porenbeton und besonders geformte Loch- oder Hohlblocksteine. Wenn die darin vorgegebene Porosität nicht durch dichte Putze oder Abdeckungen verschlossen wird, kann man auch in inhomogenem porösen Material selbst bei einem nach Gl. (4.7) keinesfalls optimalen Strömungswiderstand ;d für d # O/4 einen Absorptionsgrad D nahe 1 erwarten. Allerdings tritt gemäß Abb. 4.7 z. B. für ein haufwerksförmiges Lavagestein mit F # 4 und einer Schallgeschwindigkeit im Material von c # 170 m s1 für d = 120 mm bei etwa 800 Hz entsprechend d # O/2 ein Dämpfungs-Minimum in Erscheinung und erst bei d # 3O/4 ein zweites Maximum. Wenn man aber als Ausgangsmaterial einen durch und durch offenporig und genügend fein strukturierten Glasschaum zum Einsatz bringt [42], dann kann man, wie Abb. 4.8 zeigt, bei einiger Optimierung eine AbsorptionsCharakteristik vergleichbar mit derjenigen einer Mineralwolleschicht erreichen. Dazu werden Altglasscherben gemahlen und mit einem Blähhilfsmittel gemischt. Dann erfolgt die thermische Expansion der Granulate, die abschließend fraktioniert werden. Diese Produkte sind bereits kommerziell verfügbar und werden vielfach als Leichtzuschläge für Mörtel verwendet. Bei der Glasschaum-Herstellung werden diese Blähglasgranulate mit einem Sinterhilfsmittel beschichtet. Aus dieser Masse wird mit Hilfe eines Formge-

4.3 Geblähte Baustoffe

39

Abb. 4.7. Absorptionsgrad α0 bei senkrechtem Schalleinfall eines haufwerksförmigen porösen Lavagesteines mit d = 120 mm [41] im Vergleich mit einem gleich dicken Absorber nach Abb. 4.2

bungsverfahrens (z. B. Achsial-Pressen) ein Formkörper hergestellt, der anschließend getrocknet wird. Der so entstandene „Grünkörper“, der sich bereits mechanisch nachbearbeiten lässt, erfährt eine abschließende thermische Behandlung, wobei er ähnlich wie ein Ziegel gebrannt wird. Während dieses Brennprozesses entsteht eine Art Flüssigphasensinterung, wodurch die Blähglasgranulate punktuell miteinander „verkleben“. Im Verlauf dieses Sinterungsvorganges tritt ein Ionenaustausch zwischen der Flüssigphase und den Granulaten auf, der zu einer stoffeigenen Bindung führt. Der so entstandene faserfreie Absorberwerkstoff kann anschließend spanabhebend, z. B. durch Bohren, Sägen oder Fräsen, mit handelsüblichen Maschinen bearbeitet werden, wodurch eine sehr vielfältige Anwendung möglich wird. Dieser nicht brennbare Glasschaum mit einer Rohdichte von 200 bis 400 kg m3 zeichnet sich durch hohe Druckfestigkeit (1.2 bis 9 106 Pa) und Temperaturbeständigkeit (bis 540°C) und außerordentliche Umweltverträglichkeit sowie Rückführbarkeit aus. Wenn es gelingt, die akustischen Anforderungen auch in der Massenfertigung verlässlich und dauerhaft zu gewährleisten, bietet sich dieses Material für Trennwände, Abschirmungen, Wandauskleidungen, Kapselungen, Unterdecken, abgehängte Akustik-Module und Schalldämpfer-Kulissen an, wo größte mechanische Robustheit und chemische Resistenz gefordert sind. Sein gegenüber den meisten anderen porösen Absorbern deutlich höheres Gewicht dürfte in vielen Fällen durch seine höhere Stabilität aufgefangen werden.

40

4 Passive Absorber

Abb. 4.8. Mikroskopische Aufnahme (oben) und Absorptionsgrad α0 bei senkrechtem Schalleinfall eines aus drei jeweils 100 mm dicken Schichten mit 230, 250 und 275 kg m3 aufgebauten Glasschaumes [42] im Vergleich mit einem Absorber gleicher Gesamtdicke nach Abb. 4.2 (−·−)

5 Platten-Resonatoren

In Kap. 4 ging es einleitend – darin der historischen Entwicklung folgend – um die passiven Absorber. Entsprechend ihrer im Markt bisher dominierenden Präsenz nehmen sie in allen zitierten Standard-Darstellungen von Schallabsorbern und -dämpfern den weitaus größten Raum ein. Im Zusammenhang mit der als Rieselschutz üblichen Abdeckung von Faser-Absorbern mit Folien als vorgesetzte luftundurchlässige Schichten sollte deren Masse nach Gl. (4.11) eine gewisse Grenze nicht überschreiten, um den Schalleintritt in das poröse Material als dem eigentlichen Absorber möglichst wenig zu behindern. In Abschn. 6.2 wird beschrieben, wie mit nur teilweiser, z. B. streifenförmiger, massefreier Abdeckung eines hinter den so gebildeten Eintrittsschlitzen dicht gepackten porösen oder faserigen Materials sehr breitbandig wirksame Absorber für mittlere Frequenzen geschaffen werden können. Im Folgenden werden reaktive Absorber behandelt, die dem Schallfeld eine undurchlässige Schicht entgegensetzen, deren flächenbezogene Masse mcc nicht klein, sondern groß gegenüber der in der auftreffenden Welle mitbewegten Luftmasse nach Gl. (3.2) ist. Eine solche Masse kann mit dem Schallfeld nur reagieren, wenn sie als Teil eines Resonanzsystems anregbar gemacht wird. Dies geschieht am einfachsten dadurch, dass eine Platte im Abstand zu einer schallharten Rückwand, etwa wie in Abb. 5.1 angedeutet, auf einer Unterkonstruktion befestigt wird, die den Wandabstand d definiert und das so gebildete Luft-Kissen akustisch schließt. Im Inneren des durch die Plattenbewegung komprimierbaren Luftraumes sollte – gemäß der historischen

Abb. 5.1. Klassischer Platten-Resonator aus einer geschlossenen Schicht der Masse mcc (1); einem unnachgiebigen Rahmen (2); einem Luftkissen der Dicke d (3); einer Dämpfungsschicht der Dicke dD (4)

42


Entwicklung – eine dünnere Schicht (dD) aus einem faserigen oder offenporigen Dämpfungsmaterial mit einem Strömungswiderstand ; dD, der im optimalen Fall Werten nach Gl. (4.7) entspricht [21], so lose eingebaut werden, dass sie nach Möglichkeit die Platte nicht berührt und deren Schwingungen daher weder behindern noch direkt bedämpfen kann [31, S. 140].

5.1 Folien-Absorber Wenn die schwere Schicht 1 in Abb. 5.1 selbst keine Steifigkeit aufzuweisen hat, trifft die nach Abb. 3.1 auffallende Schallwelle auf die WandImpedanz gemäß Gl. (3.6)

W

r Wm Ws

; Wm

j Z mcc

j Z Ut t

(5.1)

mit der etwas schwer zu quantifizierenden Reibung r [Pa s m–1], nach [36] näherungsweise r = ; dD / 3, der Kreisfrequenz Z = 2 Sf sowie der flächenbezogenen Masse mcc [kg m–2] der Platte mit der Dicke t [mm]. Für LuftKissen, deren Dicke d klein gegenüber O/4 ist, reduziert sich deren Impedanz auf ihre flächenbezogene Federsteife scc [Pa m–1]: Ws

j U0 c0 cot

Zd c0

#j

U 0 c02 Zd

j

scc

Z

.

(5.2)

Die stärkste Reaktion zeigt dieser Resonator, wenn der Imaginärteil von W verschwindet. Dies ist bei der Resonanz-Frequenz fR [Hz] (mit d [mm]) der Fall: fR

1 2S

scc c0 # mcc 2S

U0 mcc d

#

1900 . mcc d

(5.3)

Damit lässt sich W, normiert auf U0 c0, schreiben als W U0 c0

r mccscc ⎛ f f j R ⎜ f U0 c0 U0 c0 ⎝ f R

⎞ ⎟ ⎠

r c j Z Rc F .

(5.4)

Der normierte Resonator-Kennwiderstand Z Rc

ZR U 0 c0

mccscc U0 c0

mcc U0 d

(5.5)

5.1 Folien-Absorber

43

ist eine Funktion nur der Größe der Masse und der Feder des Resonators, und er bestimmt nach Gl. (3.7),

D

4r c

r c 1

2

D max

Z Rc F

2

⎛ Zc ⎞ 1 ⎜ R F ⎟ ⎝ rc 1 ⎠

2

; F

f f R, fR f

(5.6)

im Produkt mit der Frequenz-Verstimmung F den Absorptionsgrad D bei senkrechtem Schalleinfall. Man erkennt an Gl. (5.6) dreierlei: – Der maximal mögliche Absorptionsgrad DR = 1 kann nur mit der für dieses einfache Masse-Feder-System optimalen Dämpfung (rc = 1 bzw. r = U0 c0) bei der Resonanzfrequenz erreicht werden (F = 0 bzw. f = fR). – Unabhängig von dem Wert der Absorption bei Resonanz DR (fR) klingt D, über der logarithmischen Frequenzskala in Abb. 5.2 nach Art einer „Glockenkurve“ zu beiden Seiten von fR mit wachsendem ~F~um so stärker ab, je kleiner der Reibungswiderstand rc in diesem einfachen System ist. – Während sich aber der rc-Einfluss auf die Bandbreite, auch wenn man geeignetes Dämpfungsmaterial einsetzen könnte, nur etwa um einen Faktor 5 ändern ließe (rc # 0,2 gegenüber rc # 1), stellt der im Produkt mit F auftretende Kennwiderstand ZcR einen Einstellparameter für die mit einem solchen reaktiven Absorber erreichbare Breitbandigkeit dar, der sich um Größenordnungen variieren lässt. Auch dieser Sachverhalt wird in Abb. 5.2 als Funktion der mit der jeweiligen Resonanzfrequenz fR normierten Frequenz dargestellt. Will man also ein Masse-Feder-System optimal auslegen, dann kann man dies – unabhängig von r – sehr gezielt durch Wahl des Kennwiderstandes tun. Da fR nach Gl. (5.1) nur vom Verhältnis scc/mcc abhängt, so heißt die wichtigste Auslegungsregel unter der vorgegebenen Zielsetzung, sowohl mcc als auch scc – unabhängig vom jeweiligen fR – möglichst klein zu wählen. Es bestätigt sich damit einerseits, dass Tiefen-Absorber nicht allein durch große Masse zu bewerkstelligen sind. Nicht nur aus akustischer Sicht sollte nach [29] der Wandabstand weder zu groß noch zu klein gegenüber den zu dämpfenden Wellenlängen O sein, 3400 f

O 100

d

O 12

28 3 10 f

> mm @.

(5.7)

Folgt man der aktuellen Herausforderung von Kap. 2, spezielle TiefenAbsorber auszulegen, so verbieten sich natürlich generell die großen Bautiefen d nach Gl. (5.7) als Wandverkleidungen, z. B. 560 mm für 50 Hz, und man muss danach trachten, über möglichst kleine Massen mcc zu kleinen

44


Abb. 5.2. Absorptionsgrad D eines einfachen Masse/Feder-Schwingers in Abhängigkeit von der Frequenz f und dem normierten Kennwiderstand ZcR; (a) schwach bedämpft (rc = 0.2); (b) optimal bedämpft (rc = 1); (c) stark bedämpft (rc = 5)

Werten für ZcR zu kommen. Dagegen spricht aber bei diesem Resonator seine zentrale Auslegungsregel Gl. (5.3), weshalb auch die konventionellen Tiefen-Absorber nach diesem Prinzip stets nur relativ schmalbandig wirken bzw. nur D-Werte unter 0.5 erreichen, vgl. [31, Tafel 7.1.] für die üblichen Sperrholz-, Holzspan- und Gipskartonplatten mit bzw. ohne Hinterfüllung des Hohlraums. Eine 2.5 mm dicke Stahlplatte im Abstand d = 100 mm sollte bei optimaler Dämpfung rc = 1 zwar theoretisch D = 1 bei fR = 50 Hz erreichen, mit ZcR = 11 aber nur in einem extrem schmalen Band wirksam werden. Wenn

5.1 Folien-Absorber

45

es daher darum ging, eine zu tiefen Frequenzen stark ansteigende Nachhallzeit in einem Saal zu reduzieren, musste der Akustiker bislang große d durchsetzen (Bauvolumen!), unterschiedlich abgestimmte Resonatoren nebeneinander anordnen (Flächenbedarf!) und damit dem Bauherrn für derartige „Vertäfelungen“ sehr hohe Kosten zumuten (Budgetgrenzen!). Man ist deshalb nicht selten schon auf in Nischen und Hohlräumen, z. B. im Deckenbereich, von Konzertsälen und Theatern „versteckte“ HelmholtzResonatoren (s. Kap. 6) ausgewichen, ebenfalls nur mit relativ geringem Wirkungsgrad. Etwas günstiger sieht die Auslegung von Resonatoren mit dünneren Kunststoff-Folien oder Metall-Membranen für mittlere Frequenzen aus, insbesondere wenn mehrere Schichten hintereinander angeordnet werden.

Abb. 5.3. Absorptionsgrad α0 für senkrechten Schalleinfall auf eine 0.3 mm dicke Polycarbonat-Folie in den Abmessungen 200 u 200 mm, 50 mm vor schallharter Wand

46


Abb. 5.4. Absorptionsgrad α0 für senkrechten Schalleinfall auf dreifach vor einer schallharten Wand angeordneten Folien; Messung (□); Rechnung (○)

Abb. 5.5. Berechneter Absorptionsgrad α0 von Folien vor schallharter Wand; einfache Anordnung (---); dreifache Anordnung (―)

5.1 Folien-Absorber

47

Abbildung 5.3 zeigt zunächst den im Kundt’schen Rohr ermittelten Absorptionsgrad einer Folie mit mcc = 0.28 kg m–2 im Abstand d = 50 mm vor schallharter Rückwand. Bereits ohne Dämpfungsmaterial im Hohlraum stellt sich in dieser Konfiguration eine fast optimale Dämpfung rc # 0.8 bei fR # 500 Hz ein. Legt man die Resonanzen von 3 hintereinander angeordneten Folien durch entsprechende Wahl ihrer Flächengewichte und Abstände zueinander weit auseinander, so zeigen Messung und Rechnung nach [47] deutlich getrennte D-Maxima (Abb. 5.4). Liegen die Resonanzen dagegen enger beisammen, so erscheint die Absorption der geschichteten Anordnung etwas gespreizt. Abbildung 5.5 zeigt einen Absorber, der zwischen 200 und etwas oberhalb 2000 Hz gut 60% absorbiert. In [48] wurden becherförmig tiefgezogene und zu handlichen Modulen zusammengesteckte marktgerechte Folien-Absorber beschrieben. Ein ungefährer Vergleich der im Hallraum gemessenen Absorption dieser Variante aus 3 Lagen 0.2 bis 0.4 mm dicker ebener bzw. tiefgezogener PVC-Folien in Abb. 5.6 mit der gerechneten in Abb. 5.5 lässt erkennen, dass man nicht, wie z. B. in [48] ausgeführt, die Anregung diverser Biegeschwingungen der vielfach gefalteten Boden- und Stegelemente der Becher annehmen muss, um ihre breitbandige Wirkung zu erklären. Inzwischen sind transluzente Folien-Baffles in Arbeitsräumen mit hohen hygienischen Anforderungen zum Einsatz gekommen (Abb. 5.7), die gegenüber konventionellen Bauformen mit Mineralwolle-Füllung einige Vorteile aufweisen: – dichte, geschlossene Oberfläche und daher leicht sauber zu halten, – lichtdurchlässige Ausführung für abgehängte Decken in Räumen mit Dach-Belichtungselementen, – niedriges Flächengewicht und daher geringe zusätzliche Belastung der Tragkonstruktion der Decken.

Abb. 5.6. Prinzipskizze eines Folien-Absorbers nach N. Kiesewetter [48] und sein Absorptionsgrad αs für diffusen Schalleinfall

48


Abb. 5.7. Transluzente Folien-Absorber-Baffles über der Abfüllanlage einer Brauerei

Über eine andere Innovationslinie mit PVC-, Polycarbonat- und ETFEFolien, die mittels einer Mikroperforation auch zu noch höheren Frequenzen in einlagiger und zweilagiger ebener Ausführung wirksam werden können, wird in Kap. 9 berichtet.

5.2 Platten-Schwinger Am Beispiel diverser biegeweicher ebener Folien-Absorber in Kap. 5.1 wurde deutlich, daß es – entgegen überlieferten Vorstellungen – zur Realisierung eines breitbandig wirksamen Resonators mit optimalen Verlusten (rc # 1) gemäß Abb. 5.1 nicht notwendig ist, – geeignetes Dämpfungsmaterial 4 locker im Luftkissen 3 einzubauen, – jeglichen Kontakt zwischen 4 und der Frontplatte 1 unbedingt zu vermeiden, damit letztere auch wirklich frei schwingen kann, – Breitbandigkeit durch eine Vielzahl von Eigenresonanzen von 1 zwischen den Auflagen 2 oder durch besondere Formgebung in 1 zu erzielen. In der mehr theoretisch motivierten Literatur wird ein „elastischer“ Platten-Resonator behandelt [44], bei welchem gemäß Abb. 5.1 eine Frontplatte 1 nicht nur als Ganzes gegen die Feder des Luftkissens 3 und u. U. auch der Auflage 2 schwingen, sondern statt dessen bzw. zusätzlich bei ihren Biegeschwingungs-Eigenfrequenzen Luftschall absorbieren soll. In [47] wird dem mit parallel geschalteten Impedanzen nach [48, 49] Wmn

…

⎡ Bc Bmn G mn Bc Bmn ⎤ j ⎢Z mcc Amn ⎥ ; m, n 1,3,5 4 ZL Z L4 ⎦ ⎣

(5.8)

5.2 Platten-Schwinger

49

einer quadratisch angenommenen Platte der Kantenlänge L und der Dicke t sowie flächenbezogenen Masse mcc und Biegesteife, Bc

E t3 12 (1 P 2 )

(5.9)

mit dem Elastizitätsmodul E und der PoissonZahl P (z. B. 0.3 für Stahl) nachgegangen. Die Konstanten Amn, Bmn wurden dabei aus [49] (vgl. Tabelle 5.1) für frei aufliegende (dickere) bzw. fest eingespannte (dünnere) Platten entnommen, die entsprechenden Verlustfaktoren in [47] aus zahlreichen Modell-Messungen im Kundt’schen Rohr an L = 0.2 m großen Platten empirisch zu G11 = 0.3 und G13 = G31 = G33 = 0.1 ermittelt. Um eine auch nur näherungsweise Übereinstimmung mit der Rechnung zu erreichen, musste also die Grundmode (wohlgemerkt ohne jedes Dämpfungsmaterial an der Platte oder im Hohlraum) viel stärker gedämpft als alle höheren Moden angenommen werden, ohne dass für die Werte der verschiedenen Verlustfaktoren in [47] physikalisch Rechenschaft hätte abgelegt werden können. Überhaupt zeigt die Entwicklung von leistungsfähigen Schall-Absorbern für die tiefen Frequenzen einmal mehr die Überlegenheit der systematischen Arbeit am Objekt verglichen mit der reinen Theorie, wenn es um Fortschritte in einer so praxisbezogenen Disziplin wie der technischen Akustik geht. Die Übereinstimmung der experimentell und theoretisch aus W

Wmn j

U 0 c02 Zd

;

f mn

c0 2S

U0 mcc d

⎛ ⎜ ⎝

1 Bc d Bmn ⎞ ⎟ Amn U0 c02 L4 Amn ⎠

(5.10)

gefundenen Eigenfrequenzen stimmen bei den kleinen (L = 0.2 m) in [47] untersuchten Test-Objekten zwar auch für mehrschichtige Anordnungen aus Aluminium bis t = 0.8 mm recht gut überein. Bei d = 30 bis 50 mm dicken Luftzwischenräumen bleiben sie aber, alle noch weit oberhalb 125 Hz, so weit auseinander und derart schmalbandig, dass man daraus folgern kann, dass derartige Platten-Resonatoren so niemals große praktische Bedeutung erlangt hätten. Wenn man ebene Metall- durch Kunststoff-Folien ersetzt, zeigt aber die Messung in [47, Bild 11], in Abweichung von der Rechnung, deutlich breitere Maxima. Dieser Exkurs bestätigt aber immerhin die praktische Erfahrung in [29, 31], dass man die kleinste Plattenabmessung nicht unter 0.5 m und ihre Fläche nicht kleiner als 0.4 m2 wählen sollte, um bei geeigneter Dämpfung im Hohlraum wenigstens die Masse-Feder-Resonanz nutzen zu können, so gut dies eben bei einer festen Einspannung der einzelnen Paneele am Rand überhaupt möglich ist. Selbst dann gilt die Auslegung dieser Resonanz-Absorber wegen einer Vielzahl von Einflüssen von der Art der Befestigung zwi-

50


Tabelle 5.1. Bei der Berechnung der Eigenfrequenzen nach Gl. (5.10) von am Rande aufliegenden quadratischen Platten auftretende Konstanten nach [49] Auflage fest frei

A11 2.02 1.52

A13 = A31 10.8 13.7

A33 57.1 123

B11 2640 592

B13 = B31 5

1.9 u 10 1.3 u 105

B33 2.8 u 106 3.9 u 106

schen 1 und 2 gemäß Abb. 5.1 als stets unsicher, und es wird in [29, 31] empfohlen, sich im konkreten Fall immer auf Messergebnisse abzustützen. Zu einem ganz anderen, zu viel tieferen Frequenzen reichenden und unvergleichlich breitbandiger arbeitenden Platten-Resonator kann man aber gelangen, wenn man seinen Aufbau in einigen wesentlichen Merkmalen gemäß Abschn. 5.3 verändert.

5.3 Verbundplatten-Resonatoren Die Schmalbandigkeit der üblichen steifen Platten-Resonatoren nach Abschn. 5.2, die eine Folge weniger ihrer fehlenden Dämpfung als ihres hohen Kennwiderstandes nach Gl. (5.5) ist, hat nach einigen Umwegen – die in [7, Fig. 17] grob umrissen werden – zur Entwicklung eines sehr wirkungsvollen neuartigen Platten-Absorbers geführt, der tatsächlich außer bei seiner Masse-Feder-Resonanz auch zu einer Vielfalt von Biegeschwingungen angeregt werden kann. Dazu muss aber seine etwa 0.5 bis 3 mm dicke Stahlplatte, so wie in Abb. 5.8 dargestellt, auf ihrer ganzen Fläche und am gesamten Rand möchlichst frei schwingfähig und anregbar gelagert werden. Für derart schwere Platten (5 < mcc < 25 kg m–2), wie man sie sich nach Gl. (5.3) und (5.9) schon vorstellen muss, wenn man bei Bautiefen von nur 50 < d < 100 mm in den Frequenzbereich 100 > f > 50 (oder gar darunter) vorstoßen will, ist ohne weiteres klar, dass man mit lockerer Dämpfung im Hohlraum ohne Kontakt zur Platte eine optimale Bedämpfung jeglicher Platten-Schwingungen nach Gl. (5.6) und Abb. 5.2 (entsprechend rc # 1) unmöglich erreichen kann. Von dem dicht gestopften FolienAbsorber in [18, Bild 61] kann man aber bereits vermuten, dass auch ein inniger Verbund der Frontplatte (mit sehr geringer innerer Reibung wie bei Stahl) mit einem eng anliegenden, aber die Schwingungen in keiner Weise behindernden elastischen Material mit großer innerer Reibung vorteilhaft ist. Dies geschieht am besten dadurch, dass man die Platte ganzflächig auf einer Elastomerschicht „schwimmen“ lässt.

5.3 Verbundplatten-Resonatoren

51

Abb. 5.8. Verbundplatten-Resonator VPR (schematisch): 1 Frei schwingende Platte (z. B. 0.5 bis 3 mm Stahl); 2 faserige/poröse Dämpfungsschicht; 3 Befestigungswinkel; 4 Rohbauteil; 5 Rückenplatte (z. B. 2 bis 3 mm Stahl)

Wenn letztere nach Abb. 5.8 z. B. aus einer Weichschaum-Platte 2, wie in Kap. 4.2 beschrieben, besteht, die in etwa die Abmessungen der Frontplatte 1 oder (wie bei der Anwendung in Abb. 11.48) etwas größere bzw. (wie in Abb. 10.9 dargestellt) etwas kleinere besitzt, so können beide Schichten im Verbund vor einer schallharten Rückwand 4 (oder auch mit einer entsprechenden zweiten schweren Schale 5 als „Baffle“) vom dieses Flächengebilde umgebenden Schallfeld zu sehr vielfältigen, aber stets stark gedämpften Schwingungen angeregt werden. Gegenüber dem klassischen Platten-Resonator nach Abschn. 5.2 unterscheidet sich dieser Verbundplatten-Resonator VPR durch – vorzugsweise dünnere, hochelastische, aber bei Bedarf auch viel schwerere Frontplatten, – grundsätzlich viel kleinere Bautiefen, maximal d = 100 mm für den bevorzugten Frequenzbereich A zwischen etwa 31 bis 125 Hz, – tendenziell größere zusammenhängende Flächen SA > 1 m2, – vorteilhafterweise unterschiedliche Kantenlängen 1.5 m d Lx > Ly t 1 m, – Fehlen eines definitionsgemäß geschlossenen Luftkissens zwischen 1 und 4 bzw. 5 (Abb. 5.8), – dauerelastische punktweise Verbindung zwischen 1 und 2, – eine Befestigungs- bzw. Tragkonstruktion, die das Verbund-Modul an einer Wand oder Decke hält, ohne dass die Platten-Schwingungen dadurch wesentlich behindert werden,

52


– gegebenenfalls einen Rahmen, der das gesamte Bauteil umschließt und durch gezielt einstellbare Perforationen an seinen Stirnflächen über den seitlichen Schalleintritt in die poröse oder auch faserige Schicht 2 quasi einen zweiten Schall-Absorber einstellbar macht, der sein Wirkungsmaximum, z. B. nach Bedarf in einen an A lückenlos anschließenden Frequenzbereich B zwischen etwa 125 und 500 Hz, also wiederum über 2 Oktaven, entfalten kann. Ein solcher sehr universell einsetzbarer Akustik-Baustein verwirklicht als erstes den Masse-Feder-Resonator nach Kap. 5.1 auf geradezu ideale Weise. Da eine hochdämpfende Platte 2 mit geeignetem Strömungswiderstand das Luftkissen ersetzt hat, entfällt für die meisten Anwendungen der schalltechnische Bedarf für zusätzliche Kassettierungen, Unterkonstruktionen oder Rahmen. Die Resonanzfrequenz dieses Verbund-Systems [300], fd

cd 2S

Ud Ut t d

fR

Ed , E0

(5.11)

verschiebt sich dennoch u. U. nur unwesentlich gegenüber fR in Gl. (5.3), wenn die Dehnwellen-Geschwindigkeit cd in 2 etwa im gleichen Maße gegenüber c0 verkleinert wie U d gegenüber U 0 vergrößert wird oder, anders gesagt, der Elastizitäts-Modul der Dämpfungsschicht Ed nur wenig von E0 = 0.14 106 Pa (für Luft bei 20°C) abweicht, z. B. für Weichschaum: 0.1 < E < 0.8 106 Pa. Gegenüber Anordnungen wie in Abb. 5.1 kann die Verbundplatte frei schwingen. Dabei würde die 1,1-Mode, bei der die Platte in ihrer Mitte am stärksten ausgelenkt wird, aber nicht, wie etwa nach Gl. (5.9) zu erwarten, wegen der die Auslenkung behindernden Auflager zu einer höheren Grundfrequenz verschoben. Vielmehr kann in der Anordnung von Abb. 5.8 die Platte, ohne Fesselung an einen vorgegebenen Rahmen, in allen ihr selbst eigenen Moden frei schwingen, wenn 2 diese Schwingungen, etwa wie ein „Antidröhn“-Belag, nur ebenfalls ungehindert mitmacht und dabei bestimmungsgemäß dämpft. Wenn nun die Platte 1, wie auf einem See schwimmend, dem Schallfeld ausgesetzt wird, kann man mit einem Modell für den VPR gedanklich an die wohl ältesten systematischen Schwingungs-Untersuchungen anknüpfen. E. F. F. Chladni hat bereits 1787 [50] auf ebenen quadratischen Platten ohne jede Randeinspannung ihre Eigenresonanzen, zur nachhaltigen Verblüffung seiner Zeitgenossen, sichtbar gemacht, indem er sie mit einem „Staub“ aus Sand, Sägemehl oder dergleichen bedeckte. L. Cremer beschreibt in [51, Kap. 4] dieses historische Verfahren in seiner unnachahmlich einfachen und eindringlichen Sprache: „Bei Anregung in einer Eigenfrequenz fangen die feinen ‚Staubkörner’ an zu tanzen und wandern dabei an die Orte der Ruhe,


53

an die Knotenlinien. Dabei bekommt man, wenn man die Frequenz der Anregung, die über Luftschall mit Lautsprechern oder direkt als Körperschall erfolgen kann, langsam gleiten lässt, eine Eigenschwingung nach der anderen zu sehen. Man kann sogar aus der Art des Wechselns der Eigenformen mit der Frequenz darauf schließen, ob mit starken Überlagerungen zu rechnen ist oder nicht. Die Chladnischen ‚Staubfiguren‛ sind allerdings nur ein Hinweis auf die Lage der Knotenlinien; sie sagen nicht aus, ob die von ihnen eingeschlossenen Gebiete sehr oder wenig schwingen.“ Heute kann man die Schwingungen einer z. B. 1.5 u 1 m großen und 1 mm dicken Stahlplatte viel besser mit einem Laser-Vibrometer sichtbar und messbar machen [52]. Abbildung5.9 zeigt die Auslenkung der Platte, zum einen wenn diese waagerecht auf einem schmalen, 100 mm hohen Holzrahmen vor einem harten Boden (ohne Dämpfung des Hohlraumes) aufgelegt bei der (5,3)-Mode nach Gl. (5.9) bei der Frequenz 50 Hz mit einem Lautsprecher frontal aus etwa 1 m Entfernung angeregt wird. Die Platte kann offenbar, trotz der allerdings relativ „weichen“ Auflage, bis in die Randbereiche sehr gut schwingen. Zum anderen ist in Abb. 5.9 die Auslenkung bei gleicher Anregung mit 76 Hz dargestellt, wenn dieselbe Platte ganzflächig auf einer 100 mm dicken Platte aus Melaminharzschaum (ohne Rahmen) aufliegt. Die Amplitude der Schwingung ist nur um den Faktor 1.4 geringer als im ersten Falle; aber bei keiner Frequenz lassen sich im zweiten Falle, ohne eine systematische Modal-Analyse, einzelne Moden identifizieren. Leider ist die mathematische Beschreibung der vollkommen freien Platten-Schwingungen endlicher Ausdehnung nicht einfach. Rayleigh [53] bezeichnet sie, fast 100 Jahre nach Chladni, als „a problem of great difficulty“. Erst in [54] erscheinen exakte Lösungen für allseitig völlig „freie“

Abb. 5.9. Momentanwert der mit einem Laser-Vibrometer gemessenen Auslenkung einer 1500 u 1000 u 1 mm großen Stahlplatte bei Anregung mit Luftschall. Oben: Platte auf 100 mm Holzrahmen, Anregung bei 50 Hz; unten: Platte auf 100 mm Melaminharzschaum, Anregung bei 76 Hz

54


Randbedingungen, die auf [55] aufbauen. Bei der Behandlung von PlattenResonatoren nicht als Schall-Absorber, sondern in der komplementären Funktion als Schall-Generatoren in Musik-Instrumenten, wie z. B. als Decke und Boden von Violinen, beschäftigt man sich bei der Auswahl und Formgebung von Holzplatten (lange vor dem Zusammenleimen) ebenfalls mit den freien Biegewellen durch subjektive und objektive Klanganalysen. Wenn man sich selbst dort, wo es viel eher auf das Schwingverhalten bei diskreten Frequenzen ankommt, nach ausführlicher Diskussion [56] doch als Näherung mit den Eigenfrequenzen der aufgestützten Rechteck-Platte (ohne Luftkissen) zufrieden gibt, sollen diese hier, wo es um ein Modell für einen Breitband-Absorber geht, ebenfalls als Näherung herangezogen werden: f mx n y

S 2

Bc ⎡⎛ mx ⎢⎜ mcc ⎢⎝ Lx ⎣

⎞ ⎟ ⎠

2

⎛ my ⎜ ⎝ Ly

⎞⎤ ⎟⎥ ⎠⎦⎥

mx , my

⎡⎛ m 0.45 ct t ⎢⎜ x ⎢⎝ Lx ⎣

…

⎞ ⎟ ⎠

2

⎛ m y ⎞⎤ ⎟⎥ ; ⎥ ⎝ Ly ⎠⎦

⎜

(5.12)

1,2,3

weil anders „der mathematische Aufwand zu groß und die dabei gewonnene Durchsichtigkeit zu gering bliebe“ [51, Kap. 3]. Für eine t = 2 mm dicke 1.5 u 1 m große Platte aus Stahl mit einer Dehnwellen-Geschwindigkeit ct # 5 100 m s–1 läge die tiefste Eigenfrequenz etwa bei f1,1 = 6.6 Hz, also weit unter der Masse-Feder-Frequenz nach Gl. (7.3) von fR = 48 Hz für d = 100 mm. Die Anzahl der Eigenfrequenzen in einem bestimmten Frequenzband 'f steigt nach [57] gemäß 'N 1.75

SA 'f ct t

; SA

Lx L y

(5.13)

im Gegensatz zu den Raum-Resonanzen nach Gl. (4.6) mit der Mittenfrequenz nicht an. Trotzdem ergeben sich für das obige Beispiel in der 50 HzOktave bereits 9, in der 100-Hz-Oktave sogar 18 Eigenfrequenzen. Dies sind in jedem Fall genug, um für jede der Raum-Moden nach Kap. 4 eine PlattenResonanz zur Dämpfung bereit zu halten, insbesondere wenn man im praktischen Einsatz sowohl t als auch SD bei den vorzugsweise in den Kanten des Raumes zu installierenden Absorbern variieren kann – günstige Voraussetzungen jedenfalls, um einen breitbandig wirksamen Tiefen-Schlucker zu entwickeln. Tatsächlich treten in ihm die tieffrequenten Platten-Resonanzen bis etwa 125 Hz, alle gekoppelt mit der Masse-Feder-Resonanz auf, wenn auch vielleicht nicht genau so wie es in Gl. (5.9) für die Platte vor abgeschlossenem Luftkissen zum Ausdruck kommt. Für rechteckige Platten mit freien Rändern und Lx/Ly = 2; 1.5 und 1 sind in [56, Figs. 3.9–3.13] die Schwingungsformen aber sehr anschaulich dargestellt. Die dort angegebene


55

Formel für die f1,1-Mode der quadratischen Platte weist gegenüber der entsprechend degenerierten Gl. (5.11) lediglich eine etwas kleinere Konstante auf: f1,1 # 0.6

ct t ( frei) ; L2

f1,1 # 0.9

ct t (aufgestützt ) L2

(5.14)

und lässt eine gegenüber Gl. (5.12) noch etwas größere Eigenfrequenzdichte der freien gegenüber der aufgestützten Platte erwarten. Da es hier aber überhaupt nicht auf die Identifikation einzelner Platten-Schwingungen ankommt, sondern nur auf eine ausreichende Frequenzdichte 'N im maßgeblichen Frequenzbereich um fR bzw. fd nach Gl. (5.10) herum, sollen diese neuartigen Absorber durch Messungen weiter beschrieben werden. Abbildung 5.10 zeigt zunächst die Absorption eines konventionellen Platten-Resonators nach Kap. 5.2 bestehend aus einer t = 0.2 mm dicken Edelstahl-Platte vor einem d = 100 mm tiefen Hohlraum. Seine Resonanzfrequenz fR # 150 Hz nach Gl. (5.3) verschiebt sich erwartungsgemäß nur wenig, seine Absorption steigt aber merklich bei tiefen Frequenzen an, wenn im Hohlraum ein nach Gl. (4.7) optimaler Strömungswiderstand ;d = 1 090 bzw. 1 740 Pa s m–1 eingebracht wird. In [13, Teil 2, Bilder 10–12] sind Absorptionsgrad-Messungen an Verbundplatten-Resonatoren VPR dargestellt, die auf den 1.7 u 0.65 m großen Querschnitt des „Impedanz-Kanals“ im IBP mit einem Randspalt von 5 bis

Abb. 5.10. Absorptionsgrad D0 bei senkrechtem Schalleinfall auf eine 1.70 u 0.65 m große, 0.2 mm dicke Edelstahl-Platte als fest schließender „Deckel“ einer d = 100 mm tiefen starren „Wanne“ mit Mineralfasereinlage gemäß Abb. 5.1 (U = 50 kg m–3, ; = 2.18 104 Pa sm–2); dα= 88 (□), 50 (○), 0 mm (∆)

56


20 mm zugeschnitten wurden. Der Anregung mit ebenen Wellen im Kundt’schen Rohr ähnelt die nach Abb. 5.11 mit 6 jeweils 1,5 u 1 m großen Resonatoren mit offenen Rändern an den insgesamt 6, sich paarweise parallel gegenüber stehenden Begrenzungsflächen des Quaderraumes nach Abb. 2.1, wenn man den effektiven Absorptionsgrad nach [20] bei den jeweiligen Axial-Moden senkrecht zu den Absorberflächen bestimmt. Die Ergebnisse für 1 bzw. 2.5 mm dicke, 1.5 m2 große Stahlplatten zeigen zwei breite Dämpfungs-Maxima zwischen 30 und 90 Hz, die – so gut es eben bei nur 5 Eigenfrequenzen geht – die nach Gl. (5.11) erwartete Verschiebung von fd von etwa 80 nach 50 Hz näherungsweise bestätigt. Die 0.75 m2

Abb. 5.11. Effektiver Absorptionsgrad De nach [20], gemessen bei den niedrigsten axialen Moden und entsprechender Ausrichtung von sechs Verbundplatten-Resonatoren mit d = 100 mm; Lx = 1.5, Ly = 1.0 m, t = 1.0 mm (□), Lx = 1.0, Ly = 0.75 m, t = 1.0 mm (∆), Lx = 1.5, Ly = 1.0 m, t = 2.5 mm (■), Lx = 1.0, Ly = 0.75 m, t = 2.5 mm (▲)


57

Abb. 5.12. Effektiver Absorptionsgrad αe nach [20], gemessen bei den niedrigsten Raum-Moden mit 6 Verbundplatten-Resonatoren (□) bzw. nur Schaumstoff (○) mit d = 100 mm und t = 1 mm in 2 Raumecken; Axial-Moden (nx,0,0; 0,ny,0; 0,0,nz), Tangential-Moden (nx,ny,0; 0,ny,nz; nx,0,nz), Oblique-Moden (nx,ny,nz)

großen Verbundplatten zeigen diese Verschiebung zu tieferen Frequenzen nicht so deutlich, weswegen für praktische Anwendungen i. a. SA > 1 m2 gewählt wird. Installiert man dieselben 6 VPR in 2 gemäß Abb. 5.12 gegenüber liegenden Ecken mit ca. 200 mm Abstand von den Raumkanten, so kann man die Absorption bei einer größeren Zahl von Eigenfrequenzen an sorgfältig ausgewählten Mikrofonpositionen nach [20] messen. Die Ergebnisse zeigen De-Werte bis weit über 1, was natürlich mit der starken Konzentration der Schallenergie, besonders bei den Tangential- und Oblique-Moden, in den Raumecken zusammenhängt. Zum Vergleich sind in Abb. 5.12 die viel geringeren Absorptionsgrade dargestellt für den Fall, dass alle VPR-Module durch gleich große bloße Schaumstoffplatten ersetzt werden, die RaumModen also keine mitschwingenden Verbundplatten mehr vorfinden. Ab 100 Hz aufwärts lässt sich der Absorptionsgrad der am Rande offenen VPR auch im Quaderraum nach Abb. 2.1 in Anlehnung an [28] messen. Wie die Ergebnisse in Abb. 5.13 (a) zeigen, unterscheiden sich die VPR mit unterschiedlicher Plattendicke zwar nicht wesentlich voneinander. Allerdings sind nach (b) hier die kleineren VPR-Module etwas im Vorteil, weil sie – bezogen auf ihre Oberfläche S A – eine größere Randfläche für die Schallbeugung in den porösen Absorber hinein aufzuweisen haben. Jedenfalls können geeignet ausgelegte VPR nicht nur den Bass-Bereich sehr breitbandig abdecken, sondern auch bis in den kHz-Bereich hinein hochwirksam sein, sofern dies bei der jeweiligen Anwendung überhaupt erwünscht ist. Anderenfalls werden die Ränder eben akustisch geschlossen, was die Tiefen-Absorption nicht schmälern muss. In [20, Bild 4 und 5] ist ein etwas anderer Einbaufall in einem zusammenhängenden Absorptionsspektrum dokumentiert.

58


Abb. 5.13. Absorptionsgrad αs, gemessen wie im Hallraum nach [297] für Verbundplatten-Resonatoren mit d = 100 mm (Symbole wie in Abb. 5.12)

Diese Labor-Ergebnisse für VPR-Module zeigen deutlich die in Kap. 2 aufgeführten Eigenheiten von Tiefen-Absorbern in kleinen Räumen, mit denen man in der Praxis umgehen muss. Sie erlauben trotzdem, die geometrischen und Materialeinflüsse eines Absorbers zu quantifizieren und unterschiedliche Produkte miteinander zu vergleichen. Man kommt aber auf längere Sicht bei der Umsetzung neuer Absorber-Technologien nicht


59

Abb. 5.14. Messung des Absorptionsgrades im durch sechs VPR-Module in zwei unteren Ecken bedämpften Hallraum

umhin, auch Hallraum-Messungen nach Norm [297] zu ihrer Kennzeichnung heranzuziehen. Dazu werden die Prüflinge wie üblich und in Abb. 5.14 illustriert auf einer Fläche von ca. 12 m2 des Hallraum-Bodens ausgebreitet, und aus den ohne bzw. mit dem Prüfling an mindestens 12 Mikrofon-Positionen gemessenen Nachhallzeiten T0 bzw. Tm der Absorptionsgrad nach Gl. (3.15) mit dem Volumen V [m3] des Hallraumes und der Oberfläche S A [m2] des Prüflings berechnet. Die in Kap. 2 diskutierte Problematik macht es aber erforderlich, den Messraum zunächst für Frequenzen unter 125 Hz zu qualifizieren. Da die übliche Schrägstellung von gegenüberliegenden Begrenzungsflächen ebenso wie die Anbringung zusätzlicher Diffusoren nachweislich keinen wesentlichen Beitrag zur Vergleichmäßigung des Schallfeldes bei tiefen Frequenzen liefern, bleibt nur eine geeignete Bedämpfung der Raum-Moden, so wie dies ausführlich in [17] dargelegt ist. Für die Messung des Absorptionsgrades haben sich jeweils 3 VPR-Module mit den Abmessungen 1.5 u 1.0 u 0.1 m mit 1 bzw. 2.5 mm dicken Verbundplatten in geschlossenen Rahmen in zwei unteren Ecken des 392 m3 großen Hallraumes des IBP bewährt, um gut reproduzierbare Ergebnisse mindestens bis 63 Hz (in Terzen gemessen) zu erzielen. Abbildung 5.15 zeigt die Nachhallzeit des gemäß Abb. 5.14 bedämpften Hallraumes ohne Prüfling im Vergleich zum schallhart belassenen Raum. Aus der entsprechenden mittleren äquivalenten Absorptionsfläche in Abb. 5.15 unten geht hervor, dass der so bedämpfte Raum immer noch den Anforderungen der Norm ohne weiteres entspricht, wenn man nur die dort festgelegte Grenz-Kurve bis 63 Hz waagerecht extrapuliert.

60


Abb. 5.15. Nachhallzeiten (links) und äquivalente Absorptionsfläche (rechts) im Hallraum mit V = 392 m3 ohne (○) und mit (□) konstanter Grunddämpfung in zwei unteren Ecken gemäß Abb. 5.14. Zum Vergleich (∆): maximal zulässige Absorptionsfläche nach [297]

Abbildung 5.16 zeigt neuere Messergebnisse mit einem 0.1 m hohen schallharten Rahmen, der gemäß Abb. 5.14 sechs im Abstand von 0.2 m ausgelegte VPR-Module mit einheitlich 1 mm dicken Stahlplatten im Verbund mit 100 mm dicken Platten aus Melaminharzschaum bzw. Polyesterfasern umschließt. Der auf die grau angelegte Absorberfläche S A = 9 m2 parallel zum Boden bezogene Absorptionsgrad zeigt ein breitbandiges Wirkungsmaximum um die Resonanzfrequenz 63 < fd < 125 Hz herum und

Abb. 5.16. Absorptionsgrad αs von 6 VPR-Modulen (1.5 u 1 u 0.1 m, 1 mm Stahl) mit Melaminharzschaum (□) bzw. Polyesterfasern (○), gemessen nach Abb. 5.14 und bezogen auf 9 m2. Zum Vergleich: faseriger/poröser Absorber gleicher Dicke nach Abb. 4.2


61

einen nur allmählich zum kHz-Bereich hin abfallenden „Schwanz“, der vor allem auf die in diesem Prüfaufbau zu 60% offenen Randspalte zurückzuführen ist. Für dickere Stahlplatten verschiebt sich das Maximum andeutungsweise auch im Hallraum, der aber unter 63 Hz, auch in diesem bedämpften Zustand, für D-Messungen nicht mehr taugt. Umsetzungs- und Anwendungs-Beispiele dieses inzwischen ziemlich universell in der Raumakustik (Kap. 11), aber auch im technischen Schallschutz erprobten Tiefen-Absorbers finden sich in [58 bis 60]. Da der VPR mit seiner glatten, z. B. lackierten oder pulverbeschichteten Oberfläche dem architektonischen Design und den Nutzeransprüchen häufig entgegen kommt, haben sich Module auch schon als Pinnwand, Tafel, Projektionsfläche oder Spiegel vielfach nützlich gemacht und ihren nur geringen Raumbedarf gerechtfertigt [61]. Wegen ihrer kleinen Bautiefe lassen sich VPR auch hinter akustisch transparenten Vorsatzschalen, Unterdecken und Hohlraumböden „verstecken“ [62], oder auch in reflexionsarme Raumauskleidungen integrieren, s. Abschn. 10.1.

6 Helmholtz-Resonatoren

In Abschn. 4.1 ist das Verhalten von Loch- oder Schlitzplatten als vorgesetzte schalldurchlässige Schichten für den Sicht- oder Berührungsschutz diskutiert worden. Dort sollte die effektive Plattendicke teff bzw. das Lochflächen-Verhältnis V nach Gl. (4.12) bestimmte Grenzen nicht über- bzw. unterschreiten, um den Schalleintritt in das poröse Material als dem eigentlichen Absorber möglichst wenig zu behindern. Anhand konventioneller und innovativer Platten-Resonatoren wurde in Kap. 5 gezeigt, wie auch mit schweren Stahlplatten abgedeckte Schichten durch Resonanz-Mechanismen zu sehr breitbandigen Absorbern werden. Hier interessieren reaktive Absorber, bei denen die Masse in den Löchern oder Schlitzen von unterschiedlich perforierten Platten oder Membranen nicht klein gegenüber der in der auf die Löcher treffenden Welle mitbewegten Luftmasse nach Gl. (3.2) ist. Eine solche, u. U. durch die den Löchern benachbarte Luft zusätzlich beschwerte Masse kann mit dem Schallfeld, ähnlich wie beim Platten-Resonator, reagieren, wenn sie als Teil eines Resonanzsystems anregbar gemacht wird. Dies geschieht am einfachsten durch eine geeignet perforierte Platte im Abstand d zu einer schallharten Rückwand (Abb. 6.1), die auf einer Unterkonstruktion aufliegt und das so gebildete Luft-Kissen akustisch schließt. Anders als beim Platten-Resonator (Abb. 5.1), kann man die Dämpfung dieses Schwingsystems „Luft in Luft“ – auch nach herkömmlicher Vorstellung – nicht nur durch eine lockere Füllung des Hohlraumes mit Dämpfungsmaterial (a) sondern, sogar viel effizienter, durch Aufspannen eines nach Gl. (4.7) optimalen Strömungswiderstandes unmittelbar vor (c) oder hinter den Löchern (b) in Form z. B. eines Faser-Vlieses oder Tuches bewerkstelligen.

6.1 Lochflächen-Absorber Die akustische Beschreibung von Lochflächen-Absorbern kann ebenfalls mit den Gleichungen (5.3) bis (5.6) vorgenommen werden, wenn dabei rc den mit ρ0 c0 dimensionslos gemachten Strömungswiderstand (rc = Ξ d / ρ0c0 bei bekanntem längenspezifischem Widerstand Ξ) bedeutet und unter mcc

64


die auf die Absorberfläche SA transformierte akustische Masse mccH (SH = gesamte Lochfläche in der Platte)

U0 teff mit V V

mccH

SH SA

(6.1)

verstanden wird. Nach Gl. (7.1) und (7.2) ergibt sich die Resonanzfrequenz: fH

c0 2S

V d teff

c0 2S

SH d S A teff

c0 2S

SH V teff

(6.2)

oder für d; teff [mm], SH; SA [cm2] und V [cm3] die Zahlenwert-Gleichung: fH

54 103

V d teff

> Hz @

(6.3)

für den Lochplatten-Resonator. Das Lochflächen-Verhältnis liegt typisch bei 0.02 < V < 0.2. Führt nur ein konzentriertes Loch SH die bewegte Luftmasse, so ist fH

17 103

SH V teff

> Hz @.

(6.4)

Wegen einer Abschätzung von teff wird auf Abschn. 4.1 und [29] verwiesen. Für den Kennwiderstand gilt nach Gl. (5.5) Z Hc

teff . dV

(6.5)

Ähnlich wie schon beim Platten-Resonator führen also auch beim Helmholtz-Resonator nur große Bautiefen (d) zu tiefen Frequenzen und kleinen ZccH , sehr kleine Löcher und dicke Platten aber zu nur schmalbandig wirksamen Tiefen-Schluckern, selbst bei optimaler Dämpfung rc = 1. Man sollte daher auch bei diesem Hohlkammer-Resonator versuchen, weitere Schwingungsformen anzukoppeln, die seine Absorptions-Charakteristik verbreitern können (auch die Überlegungen in [31, S. 141] gehen in diese Richtung). In [47] wird eine Vielfalt von Lochplatten-Resonatoren unter Einbeziehung der Platten- und Hohlraum-Resonanzen, mit und ohne Kassettierung, in sehr guter Übereinstimmung zwischen Theorie und Messung untersucht. Dabei wird deutlich, dass bei einer Bautiefe von 50 mm die Bandbreite der Absorption auch bei mittleren Frequenzen stets gering bleibt, solange die Resonanzen weit auseinander liegen. Legt man sie dagegen eng zusammen, so dominiert stets nur einer der Mechanismen,

6.1 Lochflächen-Absorber

65

Abb. 6.1. Helmholtz-Resonator klassischer Bauart mit Dämpfung im Hohlraum (a) und Strömungswiderstand hinter (b) bzw. vor der Lochplatte (c)

s. [47, Bilder 4–7]. Wenn man aber die Helmholtz- und die ersten PlattenResonanzen (fH nach Gl. (6.3) und (6.4) sowie f11, f13 nach Gl. (5.9)) optimal etwa jeweils eine Oktave höher auslegt, dann behindern sie sich nicht gegenseitig [47, Bild 8]. Allerdings muss ausreichende Dämpfung dann helfen, die einzelnen Maxima zu einem breitbandigen Absorptionsspektrum zu „verschmelzen“. In [24, Bild 41, S. 296] wird ein Überblick über die in der Praxis üblichen Lochgeometrien in relativ dicken und daher in der Regel nicht zu Schwingungen anregbaren Holz- oder Gipskarton-Platten gegeben, wobei der Lochanteil zwischen 2 und 30%, die in den Löchern schwingende Luftmasse nach Gl. (6.1) zwischen 30 und 330 g m2 und die Resonanzfrequenz nach Gl. (6.3) und (6.4) zwischen 420 und 1 460 Hz variieren können. Im Hallraum gemessene Absorptionsspektren sind in [31, Tafel 7.2] zu finden. Das dortige Beispiel 7.2.4 zeigt die Schwierigkeit, mit dieser Art von Helmholtz-Resonatoren den Frequenzbereich unter 250 Hz abzudecken. Selbst mit einer Bautiefe von 240 mm fällt die Absorption unter

66


200 Hz steil ab. Als Mitten-Schlucker haben sich Lochplatten-Absorber aber in der raumakustischen Gestaltung durchgesetzt. Im Folgenden sei ein Auslegungs- und Optimierungsverfahren für eine spezielle Klasse von besonders breitbandigen Schlitz-Absorbern beschrieben.

6.2 Schlitzförmige Absorber Die Auslegung konventioneller Helmholtz- und Lochflächenabsorber erfolgt in der Regel nach den Gl. (6.1) bis (6.3) mit dem meistens experimentell bestätigten Resultat relativ schmalbandig wirksamer Resonanz-Absorber. Nur wenn man, wie in Abb. 6.2 am Beispiel eines Kulissen-Dämpfers für Kraftwerksanlagen angedeutet [63], in neben- bzw. hintereinander angeordneten Modulen die geometrischen Parameter stark variiert, wird eine breitbandigere Absorption erreicht. Wenn man aber einen breitbandigen MittenSchlucker flächen- oder raumsparend optimieren will, so lohnt sich eine etwas genauere Betrachtung der in Abschn. 6.1 beschriebenen Wirkungsmechanismen und Bestandteile dieses Hohlkammer-Resonators. Zu seiner Optimierung stellt sich, ähnlich wie beim Verbundplatten-Resonator in Abschn. 5.3, eine innige Verknüpfung der Luftbewegung in den Schlitzen mit einem unmittelbar dahinter angeordneten voluminösen, porösen oder faserigen Strömungswiderstand als vorteilhaft heraus. Außerdem gewinnt die Verteilung der Schlitze innerhalb der Absorberfläche SA nicht nur hinsichtlich der Mündungs-Korrektur als Teil von teff nach Gl. (4.12) an Bedeutung. Schließlich können Eigenfrequenzen des zwischen dem SchlitzFlächengebilde und der schallharten Rückwand geformten Raumes eine wichtige Rolle in einem verbreiterten Resonanzbereich spielen.

Abb. 6.2. In Strömungsrichtung hintereinander angeordnete Helmholtz-Resonatoren in einer Schalldämpfer-Kulisse für Kraftwerksanlagen [63] (siehe Kap. 13)

6.2 Schlitzförmige Absorber

67

Abb. 6.3. Prinzipieller Aufbau schlitzförmiger Absorber mit parallelen Schlitzen nach [64]

Wenn man das Verhältnis von Schlitzbreite b und Schlitzabstand a nicht nur, wie z. B. in [18, 29, 31, 40] geschehen, als Perforationsgrad V = b/a in der Auslegung berücksichtigt, sondern als geometrische Einstellparameter, jeden für sich, in die Berechnung einführt, ergeben sich neue Möglichkeiten zur Optimierung. Zur Erläuterung des Funktionsmodells schlitzförmiger Absorber lassen sich zunächst in Abb. 6.3 die geometrischen (Schlitzgebilde) und Materialkenngrößen (Absorberschicht) erkennen. Die Luftmasse in den Schlitzen einschließlich der jeweils zugehörigen Mündungskorrektur [29] (hier allerdings nur einseitig auf der Vorderseite) ergibt sich ähnlich wie bei Helmholtz-Resonatoren nach Abschn. 6.1 aus: mScc

tS U 0 mit tS

t 't.

(6.6)

Für die Impedanz der Absorberschicht (Dicke dD) gilt mit Bezug auf die freie Schlitzfläche zunächst nach [40]: W

V WA coth * A dD .

(6.7)

Der Wellenwiderstand WA und die Ausbreitungskonstante *A der Absorberschicht lassen sich nach [44] mit

und

WA

U0 c0 ( E 0.86) j

*A

2S f c0

0.11 E

;

(6.8)

0.22 ( E 1.24) j E

E

U0 f ;

(6.9)

für ; > 7 500 Pa s m2 ausreichend genau abschätzen. Bei offenzelligem Melaminharzschaum mit nachweislichen Skelettschwingungen erweist sich

68


die Einbeziehung des Raumgewichtes UD in Gestalt einer Zusatzmasse als sinnvoll: E

U0 f ;

j

U0 . 2 S UD

(6.10)

Unter der Annahme, dass sich das Schallfeld im Absorber wie hinter einem Beugungsgitter ausbildet, wird in [64] die Wandimpedanz des schlitzförmigen Absorbers einschließlich der Luftmasse in den Schlitzen und der Mündungskorrektur abgeleitet: ⎛

WS

3

⎞

a2 b ⎞2 ⎛ j Z mscc V WA coth * A dD WA * A ⎜ sin S ⎟ ⎟ (6.11) 3 V ⎜⎜ a ⎠ ⎟⎟ bS ⎝ 1⎜ ⎝

⎠

Einerseits entsteht durch die Verknüpfung der federartigen Wandimpedanz der Absorberschicht mit der Luftmasse in den Schlitzen wieder ein Resonanzsystem. Andererseits erhöhen sich aber die wirksame Federwirkung und Dämpfung der Absorberschicht, siehe den 3. Summanden in Gl. (6.11). Dies begründet die im Vergleich zu bedämpften oder unbedämpften Helmholtz-Resonatoren gleicher Bautiefe deutlich tiefere Resonanzfrequenz und größere Bandbreite schlitzförmiger Absorber. Abbildung 6.4 zeigt den nach Gln. (3.7) und (6.11) berechneten und nach [65] gemessenen Absorptionsgrad für einen Absorber mit stark unterschiedlicher Schlitz-Geometrie, aber immer etwa gleichem Perforationsgrad σ # 0.02. In Abb. 6.5 wird ein Schlitz-Absorber mit σ # 0.02 verglichen mit zwei konventionellen Helmholtz-Resonatoren mit optimaler Dämpfung, zum einen mit nur einem zentralen Schlitz, zum anderen mit nur einem zentralen Loch mit jeweils gleichem σ = 0.02 sowie mit dem porösen Absorber allein. Ihr Vorteil gegenüber herkömmlichen Absorbern lässt sich anhand von Abb. 6.5 beschreiben: – Wie alle Helmholtz-Resonatoren erreicht der Schlitz-Absorber bei gleicher Bautiefe d eine Verschiebung der maximalen Absorption um 2 bis 4 Terzen gegenüber einem homogenen faserigen/porösen Absorber. – Gegenüber einem konventionellen Helmholtz-Resonator mit nur einem zentralen Schlitz läßt sich dieser Absorber tiefer abstimmen. – Gegenüber einem konventionellen Resonator mit nur einem entsprechend großen Loch lässt sich der neuartige Schlitz-Absorber erheblich breitbandiger auslegen.


69

Abb. 6.4. Absorptionsgrad α0 bei senkrechtem Schalleinfall auf Abdeckungen mit unterschiedlichen Schlitzbreiten b und -abständen a, aber etwa gleichem Perforationsgrad σ, vor 50 mm offenzelligem Melaminharz-Weichschaum mit ρ ≈ 10 kg m3 und Ξ ≈ 10 kPa s m2; Draufsicht (a), Rechnung (b), Messung (c)

Hinsichtlich ihrer praktischen Anwendung zeichnen sich Schlitz-Absorber also durch hohe und breitbandige Absorption vorwiegend im mittleren Frequenzbereich aus. Sie ermöglichen die Einsparung von Bautiefe und stellen keine besonderen Ansprüche an die Gestalt und Befestigung der streifenförmigen Abdeckungen. Dadurch ergeben sich vielfältige neue Oberflächenstrukturen und Möglichkeiten zur Kombination mit den in Abschn. 5.3 vorgestellten Verbundplatten-Resonatoren als breitbandige Tiefen-Schlucker für die Raumakustik. Die Verschiebung des Maximums eines passiven Absorbers gemäß Abb. 6.5 um fast 2 Oktaven zu tieferen Frequenzen durch nichts als eine fast beliebige Teilabdeckung kommt einem aktuellen Bedarf entgegen, wie er in Kap. 2 beschrieben wurde.

70


Abb. 6.5. Im Kundt’schen Rohr (200 u 200 mm) gemessener Absorptionsgrad α0 schlitzförmiger Absorber aus 199 u 199 u 1 mm Stahlblech mit 1 mm umlaufendem Schlitz vor 100 mm Weichschaum (wie in Abb. 6.4) mit stets gleichem Perforationsgrad σ # 2% (1 bis 4), ohne Abdeckung gemäß Abb. 4.2 (−·−), mit einem 4 mm-Schlitz (····) bzw. einem 32 mm-Loch (−−), jeweils in der Mitte, berechnet nach Abschn. 8.1 für optimale Dämpfung r´= 1 [64]

Die Abdeckung zwischen den Schlitzen wurde bislang als schallhart angenommen, so dass weder Biegeschwingungen auftreten noch die Bewegungen der Abdeckung die Absorberschicht zusätzlich komprimieren können. Es ergeben sich aber auch Möglichkeiten zur Kombination mit anderen Resonanzprinzipien, z. B. mit biegeweichen Folien vor einer Absorberschicht nach Abschn. 5.1 oder biegesteifen Platten nach Abschn. 5.3. Abbildung 6.6 zeigt z. B. den Absorptionsgrad bei diffusem Schalleinfall für einen mit Stahlblech-Platten kachelartig ausgelegten Schlitz-Absorber unterschiedlicher Formatierung. Bei größeren Schlitzabständen a tritt das Maximum bei der Feder/Masse-Resonanz, wie nach Gl. (5.3) bzw. (5.10) erwartet, bei etwa 100 Hz deutlich in Erscheinung [66]. Der Absorptionsgrad ergibt sich zum einen aus der Impedanz eines einfachen Masse-Feder-Systems, WP

1 jZ mccp WA coth * Ad A 1 V

(6.12)

mit der flächenbezogenen Masse mccp der Schwingplatte. Dabei wird die Schallausbreitung hinter der Platte in der homogenen Absorberschicht mit


71

Abb. 6.6. Absorptionsgrad αs eines Schlitz-Absorbers mit schwingfähig gelagerter Abdeckung (1 mm Stahl), gemessen im nach Abb. 5.14 bedämpften Hallraum; ohne Abdeckung, d = dα = 50 mm (●), 312 u 312 mm große Abdeckungen mit b = 15 mm (○), 625 u 625 mm große Abdeckungen mit b = 28 mm (■)(s. Foto), 1250 u 1250 mm große Abdeckungen mit b = 50 mm (□), Rechnung für 1250 u 1250 mm große Abdeckungen mit b = 50 mm [66]

relativ hohem Strömungswiderstand Ξ # 10 kPa s m2 bei den relativ großen Schlitzabständen a = 1 250 mm vernachlässigt. Die Parallelschaltung mit WS nach Gl. (6.12) ergibt nach [47] die resultierende Impedanz Wres

WP WS , WP WS

(6.13)

welche den Wirkungsbereich einer porösen oder faserigen Schicht (s. Kap. 4) nochmals auf eindrucksvolle Weise zu tiefen Frequenzen zu verschieben erlaubt. Wenn die Schlitze und die Abdeckungen also sehr groß werden, tritt einerseits der Masse-Feder-Effekt bei tiefen Frequenzen deutlich in Erscheinung; der Schlitz-Effekt bei mittleren Frequenzen tritt dagegen etwas in den Hintergrund. Mit der in [52] entsprechend erweiterten Theorie für den Schlitz- bzw. Streifen-Absorber kann man offenbar sowohl das

72


Schwingverhalten als auch die Beugungseffekte beim VerbundplattenResonator nach Abschn. 5.3 [30] qualitativ ganz gut beschreiben (s. die beiden letzten Kurvenverläufe in Abb. 6.6).

6.3 Membran-Absorber Für bestimmte Anwendungen verbietet sich der Einsatz von faserigem, aber auch von porösem Dämpfungsmaterial wie Kunststoff-Weichschaum aus gesundheitlichen, hygienischen, Brandschutz- oder Haltbarkeitsgründen. Bei raumlufttechnischen Anlagen z. B. in Krankenhäusern, Altenheimen und Produktionsstätten mit ausgesprochenen Reinraum-Bedingungen und für prozesslufttechnische Anlagen z. B. mit stark verschmutzenden oder aggressiven Fluiden in den Strömungskanälen oder Schornsteinen haben sich Schalldämpfer-Module ganz aus Aluminium oder Edelstahl bewährt, die rundum gegenüber der Strömung hermetisch abgeschlossen sind. Ihre bemerkenswerte Steifigkeit und Resistenz verdanken diese Membran-Absorber-Module einer aus dem Leichtbau entlehnten Wabenstruktur, über welche 2 relativ dünne (0.05 < t < 1 mm) Platten eben einoder auch beidseitig (Abb. 6.7) aufgespannt sind. Die starke Unterteilung des im übrigen leeren Hohlraumes wirkt akustisch wie eine „Kassettierung“, die bei schrägem oder streifendem Schalleinfall (z. B. beim Einsatz als Schalldämpfer-Kulisse) die Längsausbreitung des Schalls im Hohlraum verhindert. Wenn die Stege quer zur Ausbreitungsrichtung einen Abstand ed

O 8

42.5 3 10 [mm] f

(6.14)

Abb. 6.7. Modell eines beidseitig absorbierenden Membran-Absorbers (a) mit teilweise abgewickelten Loch- und Deckmembranen (b)

6.3 Membran-Absorber

73

mit f [Hz] aufweisen, dann reagiert auch dieser faserfreie Absorber stets „lokal“ [18], d. h. mit einer Wand-Impedanz W nach Gl. (3.6). Da der Membran-Absorber zwar für maximale Absorption mit einem Bruchteil der Bautiefe d eines passiven Absorbers auskommt, aber dennoch für tiefere Frequenzen zu größeren Kammertiefen d tendiert, um genügend breitbandig zu bleiben, kommt ein in etwa konstantes e/d-Verhältnis von etwa 1 bis 2 auch den Erfordernissen der Statik entgegen. In der Praxis haben sich würfelförmige Kammern mit z. B. Lx Ly d = d3 = V # 1 000 cm3 für maximale Absorption bei 250 Hz durchgesetzt. Pro Hohlkammer hält die innen möglichst weich auf dem Raster aufliegende Loch-Membran ein Loch oder einen Schlitz zur Ausbildung eines Helmholtz-Resonators bereit. Loch- und Kammergröße sind, näherungsweise nach Gl. (6.3) und (6.4), so aufeinander abzustimmen, dass sie die untere Grenze des Wirkungsbereichs, etwa analog Gl. (4.8) für passive Absorber, markiert. Dabei kommt bei runden Löchern, die kaum kleiner als 5 mm sind, und der zum Lochdurchmesser dH meist kleinen Membranstärke t der Mündungs-Korrektur 2 't # 0.85 dH nach Abschn. 4.1 und [29] besondere Bedeutung zu. Für V = 1 000 cm3, dH = 10 mm, SH = 0.78 cm2, t = 0.2 mm, teff = 8.7 mm erhält man z. B. nach Gl. (6.3 u. 6.4) fH # 160 Hz und nach Gl. (6.5) etwa ZcH # 3.3. Diese Parameter lassen nach Abb. 5.2 bei nicht zu geringer Dämpfung bereits einen recht breitbandigen Absorber erwarten. Für die ungelochte Aluminium-Membran ergäbe sich nach Gl. (5.3) die erste Platten-Resonanz näherungsweise bei fR = 258 Hz. Tatsächlich wird aber die Kompression des Luftkissens in V beim Helmholtz-Reonator durch die Ausweichbewegung der doch etwas nachgiebigen Membran und beim Platten-Resonator durch die Ausweichbewegung des Luftpfropfens im Loch geringfügig erhöht. In [67] wird der Frage dieser Kopplung beider Resonanz-Mechanismen experimentell und theoretisch nachgegangen. Abbildung 6.8 zeigt für den oben beschriebenen Membran-Absorber (noch ohne Deckmembran) in recht guter Übereinstimmung mit einer detaillierteren Rechnung (unter Einbeziehung auch der Randeinflüsse an der LochMembran), dass im Membran-Absorber 2 Haupt-Maxima das AbsorptionsSpektrum dominieren können: fH bei ca. 125 Hz und f11 bei ca. 270 Hz. Ein Neben-Maximum ist bei f13 # 650 Hz zu erkennen. Ein Rohr-Schalldämpfer, aus einem Polygon von Membran-AbsorberStreifen zusammengesetzt, zeigt in Abb. 6.9 eine ähnliche Charakteristik auch als Einfügungsdämpfung nach Abschn. 13.5.1 gemessen. Wenn man die Löcher der Lochmembran überklebt, bleibt nur ein in seiner Dämpfung stark reduzierter Platten-Resonator übrig. Wenn man eine Deckmembran unmittelbar vor der Lochmembran anordnet, ohne dass beide sich berühren, so verschiebt sich das nicht immer derart breitbandige

74


Abb. 6.8. Absorptionsgrad α0 eines Helmholtz-Resonators (ohne Deckmembran) bei senkrechtem Schalleinfall; Messung ( ), Rechnung ( )

―

○

Absorptions-Maximum zu etwas tieferen Frequenzen. Offenbar koppelt sich die zusätzliche Masse in das komplexe Schwingsystem mit ein. Höhere Moden der Lochmembran verschwinden allerdings dann meistens. Wenn man die Deckmembran auf weichen Moosgummi-Streifen bettet, kann sie auch bei hohen Frequenzen eine deutliche Verbesserung der Absorption bringen, wie in [67] gezeigt wurde. Dass auch die Deckmembran Schwingungen ähnlich wie der Verbundplatten-Resonator (Abschn. 5.3) ausführen kann, zeigen Fotos von „Staub-Figuren“ einer f15-Mode in [68]. Einen wichtigen Einfluss auf die Verluste des Membran-Absorbers hat auch die Befestigung der Lochmembran auf den Stegen. Ein stark aushärtender Kleber führt in der Regel zu einem Verlust an Dämpfung.

Abb. 6.9. Ansicht (ohne Mantel) und Einfügungsdämpfung De (ohne Deckmembran) eines aus Membran-Absorbern oktogonal zusammengesetzten Rohr-Schalldämpfers; Löcher offen ( ), Löcher zu ( ) (siehe Abschn. 13.6.3)

□

○

6.3 Membran-Absorber

75

Sehr viel bessere Ergebnisse lassen sich mit einem dauerelastischen Kleber, z. B. Silicon, erzielen. Anwendungen, bei denen der ursprünglich benutzte Kleber beim Dauereinsatz in der Anlage offenbar „verdampft“ war, gaben den Hinweis, daß man auf das Befestigen der Loch-Membran i. a. ganz verzichten kann, wenn die beiden Membranen in Form und großflächig getrennt bleiben. Allerdings muss generell darauf geachtet werden, dass die Membran-Absorber vor starken Erschütterungen gegebenenfalls durch entsprechende Körperschall-Isolierungen geschützt werden [70]. Da optimale Ergebnisse sowohl mit Membranen aus Materialien mit hohem Verlustfaktor K (z. B. Kunststoffen mit K # 101) als auch aus solchen mit extrem niedriger innerer Dämpfung (z. B. Aluminium mit K # 7 · 105) erzielt werden können, ist es unwahrscheinlich, daß dieser Parameter von entscheidender Bedeutung ist. Auch die Reibung der Luftteilchen in den Wandgrenzschichten in der Umgebung der Löcher kommt als Mechanismus für die unerwartet hohe Dämpfung nicht in Betracht, weil diese bei konventionellen Helmholtz-Resonatoren, aus viel dickeren Lochplatten aufgebaut, eher noch größer anstatt kleiner sein sollte. Es ist zwar ein charakteristisches Merkmal des Membran-Absorbers, dass er funktioniert, auch wenn die Deckmembran in geringem Abstand vor den Löchern angebracht wird und so den schwingenden Luftpfropfen stark verformt. Die dadurch erzwungenen Schwingungen im engen Spalt zwischen Loch- und Deckmembran mit entsprechend vergrößerter Wandreibung, wie sie etwa bei der Dämpfung von Biegewellen in zweischaligen Bauteilen [69] wirksam werden, können hier aber keine entscheidende Rolle spielen, weil der Membran-Absorber auch mit größerem Spalt und auch ganz ohne Deckmembran gut funktioniert. Es ist bekannt, dass bereits bei konventionell aufgebauten HelmholtzResonatoren ein Teil der Dämpfung durch scharfe Kanten an den Löchern hervorgerufen werden kann. Dieser Effekt kann bei den zuvor nicht verwendeten, extrem dünnen Membranen eine noch größere Rolle spielen, weil die Luftteilchen am Lochrand eine 180°-Umlenkung anstatt einer oder zweier 90°-Umlenkungen bei dickeren Platten durchlaufen müssen. Die instationäre Strömung im Bereich dieser Diskontinuitäten löst sich selbst bei den relativ kleinen Schallschnellen ab, so dass freie Scherschichten mit großen Energieverlusten entstehen können. Der Schneiden-Effekt wird dann besonders ausgeprägt, wenn die Dicke der Membran in die Größenordnung der Teilchenauslenkung im Loch kommt. Das ist bei starker Anregung (Pegel um 100 dB) und Resonanz-Überhöhung (um ca. 20 dB) ohne weiteres möglich. Damit würde ein „nicht-linearer“ Dämpfungs-Mechanismus erklärbar, der bereits bei anregenden Schallpegeln einsetzt, für die normalerweise noch die Gesetze der linearen Akustik gelten.

76


Der Schneiden-Effekt mit der typischen Abscherung von Fluidteilchen aus den in den Resonatorlöchern schwingenden Luftpfropfen läßt sich anschaulich an nach innen umgebördelten Lochrändern darstellen (Abb. 6.10): Bei der nach innen gerichteten Bewegung des Pfropfens werden ebenso Fluidteile „abgeschält“ wie bei der nach außen gerichteten Schwingungsphase. Zumindest die darin enthaltene kinetische Energie wird vollständig in Reibungswärme umgesetzt. Wenn aber dieser Dämpfungs-Mechanismus eine wichtige Rolle spielt, wird auch verständlich, daß es bei den messerscharfen Membranen keine zusätzliche Dämpfung bringt, wenn man den Lochrand nicht glatt, sondern unregelmäßig gestaltet. Dieser neuartige Tiefen-Schlucker konnte sich vielfältig als Schalldämpfer für besondere Anforderungen bewähren [70, 71]. Die Umsetzung von Membran-Absorber-Bauteilen als Wand-Elemente in Schallkapseln mit besonders hoher Dämpfung und Dämmung zwischen 25 und 125 Hz [72, 73] steht dagegen noch aus. Dem Membran-Absorber ist aber auch der Durchbruch mit einer völlig faserfreien Absorber-Technologie sowohl in den Kanälen als auch im Plenum eines Aeroakustik-Windkanals zu verdanken [74], der wegbereitend war für die in Kap. 12 beschriebenen neuen Technologien in Akustik-Prüfständen der Automobil-Industrie.

Abb. 6.10. Dämpfung an akustisch durchströmten Löchern; links: in konventionellen Helmholtz-Resonatoren; an Lochwand (a), in engem Spalt hinter Abdeckung (b), in poröser/faseriger Schicht (c); rechts: in Membran-Absorbern; an Kante (a), Schneide (b), Kragen (c)

7 Interferenz-Dämpfer

Schalldämpfer und Kapselungen müssen, je nach Schallquelle und Einsatzbedingungen, auf unterschiedliche Geräusch-Spektren, u. U. auch schmalbandig, abstimmbar sein und oft extremen mechanischen, chemischen und thermischen Belastungen möglichst dauerhaft standhalten. Hier bringt fast jede neue Anwendung den Zwang zu innovativen Problemlösungen, sei es um Druckverluste zu minimieren oder Wärmestau zu vermeiden. Allein die Verschmutzungs-Problematik verhindert immer noch bereichsweise den Einsatz geeigneter Schallschutz-Maßnahmen in Kanälen und an Maschinen, während bei einfacheren Randbedingungen, insbesondere hinsichtlich der hohen Frequenzen, oft schon übertrieben wird. Weil besonders das Austragen und Verschmutzen der faserigen oder porösen DämpfungsMaterialien neue Probleme schafft, besteht hier dringender Bedarf für Alternative Faserfreie Absorber ALFA-Technologien [7]. Der in Abschn. 6.3 bereits vorgestellte Membran-Absorber kann zwar, was tiefe Frequenzen, Druckverlust, Haltbarkeit und Reinigbarkeit angeht, universell als Schalldämpfer-Kulisse und Kapsel-Wandelement mit hoher Dämpfung und (steifebedingter) Dämmung eingesetzt werden. Für hohe Frequenzen bieten sich entsprechende Bauteile aus gesintertem Glasschaum nach Abschn. 4.3 an. Speziell für Schornsteine haben sich, wiederum für die so wichtigen tiefen Frequenzen, ebenfalls recht breitbandig wirksame Auskleidungen nach Abschn. 10.3 bestens bewährt. Es fehlt aber noch ein robuster SchallAbsorber für einen breiten mittleren Frequenzbereich zwischen etwa 250 und 2 500 Hz. Auch gibt es Einsatzbereiche an Maschinen und Kraftfahrzeugen, bei denen Schall-Absorber starken Erschütterungen ausgesetzt sind, denen weder der Membran- noch ein Glasschaum- oder irgendein anderer Absorber standhält. Hier haben sich z. B. Hohlkammer-Resonatoren unterschiedlichster Bauart mit Wandungen aus hochwertigen Stählen bewährt. Sie können oft auch ohne Absorptions-Material auskommen. Ihre Wirkung in Kanälen verdanken sie überwiegend verschiedenen Interferenz-Mechanismen, die eine Reflexion der Schallenergie zur Quelle hervorrufen. Dieses reaktive Prinzip wurde zwar schon in Kap. 2 als Einfluss auf die Schallfeldverteilung in geschlossenen Räumen diskutiert. Es kann zwar nicht die in Kap. 3 geschilderten raumakustischen Probleme lösen. Die Einfügungsdämpfung

78


nach Abschn. 3.8 lässt sich hingegen allein mit reaktiven Mitteln bewerkstelligen. Weil diese aber prinzipiell relativ schmalbandig wirken, müssen in der Regel mehrere solcher Interferenz-Schalldämpfer nebenoder hintereinander kombiniert werden, etwa so wie dies in Abb. 6.2 für Helmholtz-Resonatoren in einer Schalldämpfer-Kulisse dargestellt wurde.

7.1 O/4-Resonatoren Die Wirkungsweise von reinen Reflexionsdämpfern läßt sich bereits an einem einfachen Querschnittssprung in einem Rohr nach Abb. 7.1 (a) darstellen [75, Kap. 3.25]. Wenn beide Flächen S1 und S2 klein gegenüber der Wellenlänge sind, so ergibt sich mit W

U0 c0 m ; r

m 1 ; m m 1

S1 S2

(7.1)

und dem Wellenwiderstand U0 c0 des Mediums ein Reflexionsgrad oder Schalldämm-Maß gemäß

U 1

Pt Pi

P R 10lg i Pt

;

Pi Pt

1 1 U

1 10lg 1 r2

; ( m 1) 2 10lg . 4m

(7.2)

Abb. 7.1. Prinzipien reaktiver Interferenz-Schalldämpfer; einfacher Querschnittssprung (a), Expansionskammer (b), Abzweig-Resonator (c), Umweg-Leitung

7.1 O/4-Resonatoren

79

Tiefe Frequenzen werden demnach z. B. von Luftauslässen in großen Wand- und Deckenflächen (S2 » S1) stark reflektiert:

R # 10lg m 6 dB für m »1.

(7.3)

Dies gilt aber, wie gesagt, nur bei ebener Wellenausbreitung vor und hinter der Querschnittserweiterung (oder entsprechenden -verengung). Wenn der Raum mit seinen Eigenresonanzen auf den Kanal zurückwirkt, dann weist diese Art von Schalldämmung entsprechende Einbrüche und (zwischen jeweils 2 Resonanzen) auch Überhöhungen auf, wie in [76] experimentell und theoretisch nachgewiesen wurde. Folgt in einem Abstand l von einer Erweiterung eine ebenso abrupte Verengung des Kanals nach Abb. 7.1 (b), so wiederholt sich die Reflexion dort, nur mit umgekehrtem Vorzeichen, mit dem Ergebnis [75]: R

⎡ ⎛ m2 1 10lg ⎢1 ⎜ sin 2 S ⎢ ⎝ 2m ⎣

2 l⎞ ⎤

⎟ ⎥ ⎥ ⎦

O⎠

(7.4)

mit Dämmungs-Maxima von Rmax # 20 lg m 6 dB für m »1

(7.5)

…

(7.6)

bei den Frequenzen fn

c0 (2 n 1) ; n 1,2,3 4l

Ein solcher O/4-Resonator wurde in [77] als Wasserschall-Dämpfer mit m = 20 untersucht (Abb. 7.2). Nur selten dürften derartige „Expansionskammern“ in Kanal- oder RohrSystemen zum praktischen Einsatz kommen. Eher haben sich schon „Stichleitungen“ gemäß Abb. 7.1 (c), die mit einem Querschnitt vergleichbar dem des Hauptkanals an diesen angeschlossen werden, als so genannte Abzweig-Resonatoren bewährt. Bei diesen überlagern sich hin- und rücklaufende ebene Wellen im Abzweig mit derjenigen im Kanal bei Frequenzen gemäß Gl. (7.6) derart, daß die durchgelassene Welle (Pt) stark geschwächt wird. Ähnlich wie beim Helmholtz-Resonator (Kap. 6) bewirkt die an den Rohrenden mitschwingende Luftmasse in der Länge l nach [23, Kap. 2.7] eine Mündungs-Korrektur in Abhängigkeit vom Rohr-Radius r ' l # 0.6 r bzw. 0.85 r ,

(7.7)

wenn das Rohr frei im Raum bzw. in einer großen Wand mündet. Um die Wirksamkeit dieser Art von Hohlraum-Resonatoren breitbandig wirksam

80


Abb. 7.2. Einfügungsdämpfung De einer schallharten Expansionskammer in einer Wasserleitung mit m = 20 und l = 125 mm; gemessen im Wasserschall-Labor [77], berechnet nach Gl. (7.4)

werden zu lassen, kann man Kammern unterschiedlicher Länge nebenoder hintereinander anordnen und ihre Wände mit etwas Dämpfungsmaterial absorbierend gestalten, etwa so wie dies in Abb. 7.3 am Beispiel eines Kulissen-Schalldämpfers gezeigt ist. Wenn dieser senkrecht in einem Schacht montiert wird, kann man dafür sorgen, daß Ablagerungen in den Hohlkammern immer nach unten ausfallen können. Eine andere Methode zur Ausdehnung des Dämpfungsspektrums von O/4-Resonatoren, insbesondere zu tieferen Frequenzen, wird in Abschn. 8.2 vorgestellt.

Abb. 7.3. Hintereinander angeordnete λ/4-Resonatoren unterschiedlicher Längen l1 und l2 in einer Schalldämpfer-Kulisse für Kraftwerksanlagen [63] (siehe Kap. 13)

7.3 Rohr-Schalldämpfer

81

7.2 O/2-Resonatoren Das in Abschn. 7.1 schon beschriebene Interferenz-Prinzip läßt sich auch mit „Umwegleitungen“ nach Abb. 7.1 (d) realisieren, die die einfallende Schallwelle (Pi) über gleich große Querschnitte aufspaltet und bei Frequenzen fn

…

c0 2n 1 ; n 1, 2,3 2l

(7.8)

der fortgeleiteten Welle gerade mit umgekehrtem Vorzeichen wieder überlagert. Wenn dieses denkbar einfache eindimensionale Auslöschungsprinzip wegen des damit verbundenen mechanischen Aufwandes kaum jemals so verwirklicht wurde, so kann man sich wohl vorstellen, welche Hindernisse von jedem „Antischall“-System in der Praxis überwunden werden müssen, das außer mechanischen auch noch diverse elektrische Komponenten dauerhaft und verläßlich betreiben muss.

7.3 Rohr-Schalldämpfer Hohlkammern, die innerhalb langer Wellenleiter, wie in Abschn. 7.1 und 7.2 beschrieben, eingesetzt werden, aber klein gegenüber der Wellenlänge bleiben, können die Schallübertragung natürlich nicht beeinflussen. Wenn sie allerdings über einen kurzen Rohrstutzen zwischen einer pulsierenden Quelle, z. B. einer Kolbenpumpe oder einem Verbrennungsmotor, und einem Rohrsystem eingebaut werden, können sie als „Puffervolumen“, ähnlich einem Schwingungsdämpfer, oberhalb einer oft nicht sehr stark ausgeprägten Feder/Masse-Resonanz, sehr wirkungsvoll dämpfen, wie in [78] nach K. Gösele beschrieben wird. Die Entwicklung komplexer reaktiver Hohlkammer-Schalldämpfer, die auf laute Motoren und Maschinen individuell abgestimmt werden und aus einer Kombination von Hohlräumen, Rohrstutzen und Lochflächengebilden mit oft vielfachen Strömungsumlenkungen, etwa gemäß Abb. 7.4, in inniger Wechselwirkung mit der Quelle und dem angekoppelten Rohrsystem arbeiten, ist inzwischen zu einem Spezialgebiet der Akustik geworden. Mit linearen und nicht-linearen Theorien sowie numerischen Methoden können zahlreiche geometrische Parameter, Strömungs- und Temperatur-Effekte zur Optimierung der Dämpfung aufeinander abgestimmt werden [78, 80]. Relativ neue Schalldämpfer aus der ALFA-Familie [7] für den Einsatz an Abgas-Schornsteinen kommen ebenfalls ohne den Einsatz faseriger/poröser Stoffe als Dämpfungsmaterial aus, sind in der Regel ganz aus Edelstahl gefertigt und können bei Bedarf leicht gesäubert werden. Diese Reinigbaren

82


Abb. 7.4. Prinzip eines Auspuff-Topfes im Abgasstrang eines Verbrennungsmotors

Rohr-Schalldämpfer werden bis zu Durchmessern von etwa 1 m hergestellt und werden mit einem Schwerpunkt bei tiefen Frequenzen ausgelegt. Abbildung 7.5 zeigt das Prinzip dieser Dämpfer. Sie bestehen aus ringförmig um den luftführenden Kanal angeordneten Kammern, die über einen Lochblechring mit dem Kanal in Verbindung stehen. Die Eingangsimpedanz einer einzelnen Kammer kann nach [79] angegeben werden als ⎛

WR

⎜ Z U0 teff U0 Z 2 j⎜ ⎜ nx S h nx S c0 ⎜ ⎝

⎞ ⎟ ⎟ Z Z ⎞⎟ ⎛ Sc ⎜ tan La tan Lb ⎟ ⎟ c0 c0 ⎠ ⎠ ⎝

U0 c0

(7.9)

mit der Anzahl der Löcher nx im Lochblechring, den Kammer-Teillängen La und Lb, der Kammerstirnfläche Sc = π ra2 – π ri2, Dicke des Lochblechs t, Lochradius r, Lochfläche Sh = S r2 und der aufgrund der beidseitig mitschwingenden Mediummasse wirksamen Länge teff = t + 1.7 r. In Gl. (7.9) gibt der erste Ausdruck die Reibung der Luft in den Löchern wieder, der zweite die Masse der in den Löchern mitschwingenden Luft und der dritte die Nachgiebigkeit des in der Kammer eingeschlossenen Luftvolumens. Der Schalldämpfer wirkt bei langgestreckten Kammern im Wesentlichen als O/4-Resonator mit den Kammerteillängen La und Lb. Eine Abschätzung der Resonanzfrequenz kann dann näherungsweise mit Gl. (7.6) erfolgen. Sie verschiebt sich gemäß Gl. (7.9) aber aufgrund der in den Löchern mitschwingenden Luftmasse gegenüber Gl. (7.6) zu etwas tieferen Frequenzen:

Z U 0 teff nx Sh

U0 c0 Z ⎛ Sc ⎜ tan c0 ⎝

Z

⎞ La tan Lb ⎟ c0 ⎠

(7.10)

Diese Gleichung läßt sich nur numerisch oder über ein grafisches Verfahren lösen, da die Resonanzfrequenz Z = 2Sf auf beiden Seiten der Gleichung


83

Abb. 7.5. Längsschnitt und berechnete (○) sowie im Prüfstand nach Abschn. 13.5 gemessene (□) Einfügungsdämpfung De eines Rohr-Schalldämpfers nach [81]

auftaucht. Für tiefe Frequenzen und kurze Kammerlängen ( Z L / c0 1 ) geht Gl. (7.9) in die Gleichung für den Helmholtz-Resonator über [79],

WR

U0 Z 2 S c0

j

⎛Z ⎜ ⎜ ⎝

U 0 teff Sn

U0 c0 2 ⎞⎟ Z V ⎟⎠

(7.11)

mit der Öffnungsfläche Sn und dem Kammervolumen V. Für den Bereich der ebenen Welle im Kanal, der für ein Rohr mit dem Durchmesser D bis zur so genannten „cut-on-Frequenz“

fc

0.586

c D

(7.12)

84


vorhanden ist, und unter der idealisierten Annahme eines unendlich langen Kanals kann die Ausbreitungsdämpfung Da berechnet werden nach

Da

WR 20log

W0 2 .

(7.13)

WR

Dabei ist W0 U 0 c0 / S K die mit der Querschnittsfläche SK des Kanals normierte Impedanz. In Abb. 7.5 ist der Vergleich von im Prüfstand gemessener Einfügungsdämpfung De mit der vorgestellten Berechnung dargestellt, die mit einem für diesen Schalldämpfer entwickelten Auslegungsprogramm durchgeführt wurde. Da der Lochblechring am Anfang der Kammer angeordnet ist, tritt nur die Dämpfung der großen Teillänge Lb in Erscheinung. Deutlich ausgeprägt sind hohe und relativ schmalbandige Dämpfungsspitzen, die, wie oben angeführt, etwa bei O/4 (Terzband 80 Hz) und 3O/4 (Terzband 250 Hz) auftreten. Die beschriebene Methode eignet sich zur Berechnung der Dämpfung einer einzelnen Kammer. Werden mehrere Kammern hintereinander angeordnet, so kommt es über die Abstände der Lochblechringe zu einer Kopplung der einzelnen Resonatorkammern. Dadurch stellt sich eine Dämpfung ein, die viel breitbandiger wirken kann als die Dämpfung der einzelnen Resonatoren. In diesem Fall kann die Dämpfung mit den eingangs erwähnten Methoden berechnet werden, indem der Schalldämpfer als Wellenleiter mit konzentrierten Elementen (Resonatorkammern) und verteilten Elementen (Verbindungslängen), vorzugsweise in Matrizenschreibweise [23], modelliert wird. Abbildung 7.6 zeigt einen solchen Rohrschalldämpfer mit 6 hintereinander angeordneten Kammern, die alle unterschiedliche Längen und damit verschiedene Resonanzfrequenzen aufweisen. Damit kann ein tieffrequent breitbandig wirksamer Dämpfer hergestellt werden, wie die in Abb. 7.6 dargestellte Messung im Prüfstand für Luft bei 20°C und die rechnerische Abschätzung für den Einsatz bei 180°C zeigen. Da der neuartige Rohrschalldämpfer für Abgas-Schornsteine bis 1 m Durchmesser ohne poröse Absorber auskommt und die Kammern damit völlig leer bleiben, kann er in einfacher Weise mit Flüssigkeit gereinigt werden. Über Anschlußstutzen, wie in Abb. 7.5 angedeutet, werden die Spülleitungen an die Kammern angeschlossen. Ein weiterer Vorteil ist der vernachlässigbare Druckverlust, da sich keine Einbauten im Kanal befinden. Für einige Anwendungsbeispiele sei auf Abschn. 13.6.6 und [4, 81] verwiesen.


85

Abb. 7.6. Längsschnitt und für 180°C berechnete (○) sowie im Prüfstand nach Abschn. 13.5 bei 20°C gemessene (□) Einfügungsdämpfung De eines Rohr-Schalldämpfers mit 6 Kammern nach [81]

8 Absorber mit aktiven Komponenten

Die vorstehend behandelten passiven und reaktiven Schallabsorber und Schalldämpfer dienen seit langem dem Lärmschutz und der akustischen Behaglichkeit. Mit den Verbundplatten-Resonatoren in Abschn. 5.3, den Membran-Absorbern in Abschn. 6.3 sowie den Rohr-Schalldämpfern in Abschn. 7.3 wurden auch bereits einige neuartige Varianten vorgestellt, die eine besonders hohe und breitbandige Wirksamkeit bei tiefen Frequenzen aufzuweisen haben und faserfrei aufgebaut werden können. In den Medien erregt daneben die „Aktive Lärmminderung“, auch als „Antischall“-Maßnahme tituliert, immer wieder großes Interesse. Weil diese aber einen sehr hohen elektronischen Aufwand erfordert, blieb ihr praktischer Einsatz bisher auf wenige Sonderfälle, wie z. B. die Kopfhörer von HubschrauberPiloten, beschränkt. Hier soll dagegen ein relativ einfach funktionierendes neues Prinzip zur aktiven Unterstützung reaktiv wirksamer Absorber vorgestellt werden, das sich bereits als hochwirksame Schalldämpfereinheit für kompakte Klimageräte und an Heizungsanlagen in großer Stückzahl dauerhaft besonders bei tiefen und mittleren Frequenzen bewährt hat. Eine Systematik zur Einordnung von Resonatoren lässt sich nach [13, T. 4] mit mehreren praktischen oder theoretischen Kategorien entwickeln. Die Art und Verknüpfung der beteiligten konzentrierten Elemente (Masse, Feder, Reibung) und modalen Komponenten (biegesteife Platte, Wellenleiter, Hohlkammer) in einzelnen oder kombinierten Resonanzsystemen nach Kap. 5 bis 7 stellt eine solche Möglichkeit zur Unterscheidung dar. Die Hinzunahme der Kategorie „aktiv“ bedeutet für diese Systematik zwar keine neu hinzukommenden akustischen Elemente oder Komponenten. Ihre Wirksamkeit wird jedoch durch die Integration elektromechanischer oder elektroakustischer Wandler verändert und gesteigert. Dazu ist eine meist geringe Hilfsenergie (elektrisch, aber auch pneumatisch oder hydraulisch etc.) erforderlich, die in ganz unterschiedlicher Weise benutzt bzw. verbraucht wird. Weiterhin sind zur Beschreibung der aktiven Resonatoren akustische mit regelungstechnischen Begriffen und Methoden zu verknüpfen, da die Wechselwirkung der Resonatorelemente mit den jeweils anregenden akustischen Größen (Schalldruck, Schallschnelle etc.) erfasst und gleichzeitig beeinflusst werden. Diese Einflussnahme aber verändert wiederum die Wechselwirkung, so dass ein geschlossener Regelkreis entsteht.

88


Die Gestaltungsmöglichkeiten mit diesem Aktivierungsansatz sind sehr vielseitig und betreffen nahezu alle Resonanzprinzipien. Die wissenschaftlichen Bemühungen auf diesem Gebiet führen demzufolge auch immer wieder zu neuen Spielarten und Kombinationen. Einige wenige Entwicklungen [82, 83], die meist auf preiswerte elektroakustische Standardbauteile zugeschnitten sind, erlangen bereits praktische Bedeutung im technischen Schallschutz. Auf Grund ihrer geringen Baugröße und zugleich hohen Wirksamkeit hauptsächlich bei tiefen Frequenzen stellen sie eine willkommene Ergänzung der passiven und reaktiven Schallabsorber dar. Immer weniger Platz für Schallschutzbauteile und immer mehr tieffrequent dominierte technische Lärmquellen wie Ventilatoren und Motoren – diese Tendenz begründet die steigende Nachfrage auch nach praktisch einsetzbaren aktiven Resonatoren, von denen im folgenden einige Varianten vorgestellt werden.

8.1 Masse-Feder-Systeme Unabhängig von ihrer tatsächlichen Ausführung stellen diese Systeme eine akustische Reihenschaltung mit mindestens einer Masse, einer Nachgiebigkeit (Feder) und einer Reibung (gewollt oder ungewollt) dar. Der Begriff Reihenschaltung deutet die Analogie von Akustik und Elektrotechnik an, die sich in vielen Fällen als zutreffend und hilfreich erwiesen hat. Die entsprechenden Regeln, Begriffe und Elemente für elektrische und gleichbedeutende akustische Netzwerke, in die sich eben auch regelungstechnische Zusammenhänge einfacher einbinden lassen, sind z. B. in [84] umfassend dargestellt. Zurück zum Masse-Feder-System, ergibt sich für die beispielhafte Ausführung in Abb. 8.1 (a) ein zugehöriges vereinfachtes Ersatzschaltbild, Abb. 8.1 (b) mit den Eingangsgrößen Schalldruck p0 und Schallfluss q. In diesem Fall übernimmt z. B. ein konventioneller Konus-Lautsprecher bzw. im wesentlichen seine Membran die Funktion der Masse M mit der Teilimpedanz

WM

jZ M

(8.1)

und das geschlossene Gehäusevolumen hinter dem Lautsprecher die Funktion der Nachgiebigkeit N bzw. Feder, ggf. als Wellenleiter der Länge L WN

WN

1 jZ N

j U 0 c0 cot k0 L .

(8.2a)

(8.2b)

8.1 Masse-Feder-Systeme

89

Abb. 8.1. Aufbau, Komponenten (a) und Ersatzschaltbild (b) eines akustischen MasseFeder-Systems

Hinzu kommt die unvermeidliche Reibung WR bei ausgeführten Membranbewegungen, mit der sich die Einzelelemente entsprechend der Reihenschaltung zur Impedanz des Masse-Feder-Systems summieren. Der Lautsprecher ermöglicht jedoch mehr, als nur eine Masse zu repräsentieren. Er verfügt über ein Antriebssystem (Schwingspule etc.), mit dessen Hilfe die Membranschwingungen beeinflusst werden können. Die einfachste Form der Beeinflussung ist die Verstärkung dieser Schwingungen mit dem Ziel, die Absorptionswirkung des Masse-Feder-Systems zu erhöhen. Dazu müssen die Membranschwingungen bzw. ihre Wechselwirkung mit den anregenden Schallschwingungen z. B. mit einem Mikrofon in unmittelbarer Nähe der Membran erfasst, und geeignet verstärkt an die Schwingspule des Lautsprechers rückgekoppelt werden. Der Aufbau dieses Regelkreises mit dem zugehörigen Ersatzschaltbild ist in Abb. 8.2 vereinfacht dargestellt. Der erwähnte resultierende Schalldruck wird vor der Membran mit einem Mikrofon, das durch einen elektroakustischer Übertragungsfaktor charakterisiert ist, erfasst. Mit der entsprechenden Mikrofonspannung am Eingang eines Leistungsverstärkers mit linearer Verstärkung V liegt dessen Ausgangssignal an den Klemmen des Lautsprechers. Diese Verknüpfung lässt sich z. B. als eine abhängig geregelte Schallquelle mit dem Schalldruck pQ = V p0 in die Reihenschaltung (Ersatzschaltbild, Abb. 8.2 (b)) einfügen. Die Impedanz eines solchen nunmehr aktiven Masse-Feder-Systems lautet demnach: W

1 ⎛ 1 ⎞ ⎜WR j Z M ⎟ 1V ⎝ jZ N ⎠

(8.3)

90


Abb. 8.2. Ansicht (a), Schnitt (b) und Ersatzschaltbild (c) eines aktivierten Masse-FederSystems nach [13, T.4]

Die Verstärkungseinstellung beeinflusst die Impedanz, wobei hohe Verstärkungswerte zu niedrigeren Impedanzen führen. Unter Berücksichtigung der Resonator (Membran) -Fläche zeigt sich diese Wirkung z. B. bei senkrechtem Schalleinfall (Impedanzrohr) nach Abb. 8.3 am Unterschied zwischen ein- und ausgeschaltetem Verstärker in Abb. 8.4. Der Vergleich der ca. 1 Liter kleinen aktiven Resonatorbox mit einer zwar gleich dicken aber insgesamt viel breiteren Absorberschicht veranschaulicht sehr prägnant die Vorzüge aktiver Masse-Feder-Systeme: Mit besonders geringer Baugröße wird eine hohe Absorptionswirkung bei tiefen Frequenzen erreicht. Für Einsatzfälle mit derartigen Ansprüchen stellen die aktiven Resonatoren eine praktikable Alternative dar. Dazu zählen u. a. aktive Schalldämpfer,


91

α

Abb. 8.3. Bestimmung des Absorptionsgrades 0 eines aktivierten Masse-Feder-Systems und einer porösen Absorberschicht im Kundt’schen Rohr (250 u 250 mm)

z. B. in Kulissenform nach Abb. 8.5, die in Lüftungskanälen [83] oder an Klimageräten [82] mit dem minimalen Platzangebot auskommen. Der Vergleich mit konventionellen Schalldämpfern in Abb. 8.6 veranschaulicht die bis zu sechsfach höhere Dämpfungswirkung der aktiven Schalldämpfer (ASD)-Kulissen mit gleichen Abmessungen. Im Foto in Abb. 8.5 wird zugleich die vorteilhafte Kombination von aktiven Resonatoren und porösen Absorbern angedeutet.

Abb. 8.4. Nach Abb. 8.3 gemessener Absorptionsgrad α0 des Masse-Feder-Systems gemäß Abb. 8.2; ohne (−−), mit ( )Verstärkung, poröser/faseriger Absorber nach Abb. 4.2 für d = 100 mm (− −)

·

―

92


Abb. 8.5. Aktive Schalldämpfer-Kulissen bestehend nach [13, T.4] aus aktivierten Masse-Feder-Resonatoren und dünnen Schichten aus porösem/faserigem Material als Schallabsorber-Kulisse in einem Strömungskanal (siehe auch Abb. 13.15)

Abb. 8.6. Einfügungsdämpfung De der aktiven Schalldämpfer (ASD) – Kulissen nach Abb. 8.5; Länge 250 (○) bzw. 500 mm (□), gemessen im Vergleich zu einem porösen Schalldämpfer gleicher Konfiguration


93

Der einfache Ausdruck in Gl. (8.3) reicht allerdings für eine Auslegung nicht aus, da er nicht alle Einzelheiten (Komponenten, Wechselwirkungen etc.) wiedergibt, die bei diesem Regelkreis zusätzlich zu beachten sind. In [85, 86] wurden ausführliche Untersuchungen ausgewertet und die unterschiedlichen akustischen und regelungstechnischen Einflüsse auf die Funktion aktiver Resonatoren beschrieben. Neben den konkreten Eigenschaften (Betrag und Phase der Übertragungsfunktion, mechanische Ausführung etc.) der elektroakustischen Wandler kann sich bei aktiven Resonatoren die Art und Verbindung der akustischen Umgebung besonders auf die Funktion auswirken. Dies gilt sowohl für den tiefen Frequenzbereich, in dem die Dämpfung erreicht werden soll, als auch im hochfrequenten Bereich, in dem zumindest keine Abstrahlung durch elektroakustische Instabilität des Regelkreises auftreten darf. Hierin liegen auch die Grenzen der einstellbaren Verstärkung nach Gl. (8.3) begründet: Bei tiefen Frequenzen ist es der klirrfreie Hub des Lautsprechers und bei hohen Frequenzen sind es u. a. die auftretenden Eigenschwingungen der Lautsprechermembran. Innerhalb dieser Grenzen besteht jedoch ein beträchtlicher Spielraum, in dem die Komponenten variiert und das Resonanzsystem abgestimmt werden können. Darüber hinaus bieten sich regelungstechnische Möglichkeiten, den nachträglich sehr schwierigen Komponentenaustausch durch erweiterte Regelstrukturen zu ersetzen. Ein Beispiel zeigt Abb. 8.7, bei dem in die Regelung des Resonators ein weiteres Schalldruck- bzw. Mikrofonsignal einfließt. Dieses Mikrofon befindet sich im Luftvolumen hinter der Lautsprechermembran, das Mikrofonsignal wird separat verstärkt und mit der verstärkten Spannung des Mikrofons vor der Membran summiert. Die gesonderte Verstärkung der beiden Schalldrucksignale ist durchaus von Bedeutung, da

Abb. 8.7. Aufbau, Komponenten (a) und Ersatzschaltbild (b) eines aktivierten und elektronisch abstimmbaren akustischen Masse-Feder-Systems nach [13, T.4]

94


ansonsten lediglich die Schalldruckdifferenz proportional zur Membranschnelle erfasst würde. Dies stellt, ähnlich wie die ausschließliche Verwendung des Mikrofonsignals hinter der Membran, einen anderen Fall dar. Anhand des Ersatzschaltbildes lässt sich wiederum ein vereinfachter Ausdruck für die resultierende Impedanz herleiten: W

1 ⎛ 1 VN ⎜ WR j Z M 1 V0 ⎝ jZ N

⎞ ⎟ ⎠

(8.4)

Abb. 8.8. Nach Abb.8.3 gemessener (a) und berechneter (b) Absorptionsgrad α0 des Masse-Feder-Systems ohne (dünne) bzw. mit Verstärkung (fette Kurve) sowie höherer (○) bzw. tieferer (□)Abstimmung der Verstärkung gemäß (Abb. 8.7)

8.2 Abzweig-Resonatoren

95

Hinsichtlich der einzustellenden Verstärkung V0 bleibt alles wie in Gl. (8.3). Mit der Verstärkung VN (Vorzeichen, Betrag) lässt sich jedoch die „wirksame“ Größe der Luftfeder und damit der spektrale Absorptionsbereich elektronisch einstellen. In Abb. 8.8 werden zwei unterschiedliche Abstimmungsvarianten mit dem passiven (Abb. 8.1) und dem mit einem Mikrofonsignal aktivierten Resonator (Abb. 8.2) verglichen. Das Absorptionsmaximum kann danach im Bereich von einer Oktave beliebig und ohne Komponentenwechsel variiert werden. Die automatische Abstimmung richtet sich praktisch z. B. nach den Signalen einfacher Stellglieder (Drehzahlmesser), die etwa den Zustand und somit das Spektrum einer Lärmquelle (Motor) charakterisieren.

8.2 Abzweig-Resonatoren Ein ebenfalls tieffrequentes Lärmproblem, das nach Abschn. 13.6.7 an Brisanz gewinnt, sind Abgasgeräusche von Heizungsanlagen [87]. Immer häufiger ist eine Tendenz zu erhöhten Abgasgeräuschen festzustellen, die nicht nur den Betreiber, sondern vor allem auch die Nachbarschaft betreffen. Für die notwendige Schalldämpfung der dominierenden tieffrequenten Geräuschanteile reichen konventionelle Absorptions-Schalldämpfer nach Kap. 4 nicht aus. Die aktiven Masse-Feder-Resonatoren sind in der oben vorgestellten Form allerdings auch nicht für den Einsatz bei hohen Temperaturen, mitunter starker Kondensatbildung und anderen erschwerenden Bedingungen geeignet. Aus praktischer Sicht müssen die empfindlichen Komponenten entweder geschützt oder durch robustere und zugleich viel teurere Bauteile ersetzt werden. Aus akustischer Sicht ändert sich an der Betrachtungsweise nur im ersten Fall etwas, da zusätzliche schützende Elemente die Funktion des Gesamtsystems beeinflussen können. Mit aktiven Abzweig-Resonatoren wird diese Beeinflussung nicht nur hingenommen, sondern vorteilhaft ausgenutzt. Dazu wird dem bereits geschilderten Masse-Feder-System eine langgestreckte Hohlkammer der Länge L vorgeschaltet, Abb. 8.9 Sie fungiert als wärmedämmendes Luftvolumen mit sehr gut wärmeleitenden Seitenwänden und wirkt wie ein akustischer Wellenleiter nach Abschn. 7.1. Die Beschreibung der vorderseitigen Impedanz eines solchen Wellenleiters bei zunächst rückseitig schallhartem Abschluss erfolgt für den unbedämpften Fall nach Gl. (8.2b). Bei den daraus ableitbaren Resonanzfrequenzen verschwindet der Imaginärteil der Impedanz, so dass zumindest diese Voraussetzung für hohe Absorptions- bzw. Dämpfungswirkung erfüllt ist.

96


Abb. 8.9. Ansicht (a), Schnitt (b) und Ersatzschaltbild (c) eines aktivierten akustischen Masse-Feder-Systems mit vorgeschalteter Hohlkammer (Wellenleiter) nach [87]

Für den allgemeineren Fall einer beliebigen rückseitigen Abschlussimpedanz WL der Hohlkammer gilt für die vorderseitige Impedanz [79]: W

WL cos k0 L j U0 c0 sin k0 L W j L sin k0 L cos k0 L U 0 c0

(8.5)

Der Übergang zu Gl. (8.2b) ist für sehr hohe Impedanzen (schallharter Abschluss) leicht nachzuvollziehen. Um nun die aktive Kombination aus Masse-Feder-Resonator und Wellenleiter zu beschreiben, ist in Gl. (8.5) für WL die Impedanz nach Gl. (8.4) einzusetzen. In dieser Form werden in Gl. (8.5) allerdings einige wichtige Details noch nicht berücksichtigt. Die tatsächlichen Relationen z. B. zwischen der wirksamen Membranfläche des Lautsprechers sowie den Querschnittsflächen des Resonatorgehäuses und der Hohlkammer beeinflussen auch die Impedanz des aktiv abgeschlossenen Wellenleiters. Darüber hinaus ist auch bei diesem Hohlraumresonator die Mündungskorrektur bzw. genauer die Strahlungsimpedanz [79] der Luftsäule in der Hohlkammer einzubeziehen. Auf Grund ihres Massecharakters bewirkt sie eine Verschiebung der Resonanz zu tieferen Frequenzen. Die bereits in Aussicht gestellten akustischen Vorteile der aktiven Kombination unterschiedlicher Resonanzsysteme liegen in ihrer Wirksamkeit im tieffrequenten Bereich. Zur Veranschaulichung sei wiederum der Einsatzfall eines Schalldämpfers in bzw. an einem Kanal gewählt, der in Abb. 8.10 (a) dargestellt ist. Der Messaufbau umfasst einen zylindrischen Kanal als Messstrecke, an die zwei gleichartige aktive Resonatoren gegenüberliegend angeflanscht sind. Die Einfügungsdämpfung dieser Resonatoren im passiven und

8.2 Abzweig-Resonatoren

97

Abb. 8.10. Gemessene Einfügungsdämpfung De der aktiven Abzweig-Resonatoren ohne (---) und mit Verstärkung ( )

―

aktiven Zustand zeigt Abb. 8.10 (b). Ohne elektrische Verstärkung (V0 = 0) tritt bei ca. 260 Hz das erste Dämpfungsmaximum auf, dessen Höhe u. A. auf die eben erwähnten Querschnittsverhältnisse zurückgeht. Die Resonanzfrequenz ergibt sich aus der Länge der Luftsäule von der Kanalmündung bis zur Lautsprecher-Membran zuzüglich der Mündungskorrektur. Bei eingeschaltetem Verstärker stellt sich maximale Dämpfung bereits bei 60 Hz ein. Um eine solche Resonanzfrequenz ohne aktive Abschlussimpedanz zu erreichen, wäre bei gleich anzusetzender Mündungskorrektur die mehr als vierfache Kammerlänge erforderlich. Die Aktivierung wirkt sich also platzsparend aus, ein Vorteil, der bei beengten Verhältnissen für den Einbau oder die

98


Nachrüstung sehr attraktiv ist. Die beiden Kurven mit unterschiedlichen Resonanzfrequenzen, lediglich durch Ein- und Ausschalten eines Verstärkers erreicht, deuten jedoch noch eine weiteren Vorteil an: Bei Lärmspektren, die in Abhängigkeit von Betriebszuständen hohe Pegel bei jeweils unterschiedlichen Frequenzen erzeugen, lassen sich Resonatoren auf einfache Art und Weise jederzeit automatisch anpassen. Reicht die Hohlkammer allein zum Schutz der elektroakustischen Bauteile nicht aus, bestehen weitere Möglichkeiten, die thermische Belastung zu verringern. Als zusätzliche Bauteile mit schützender Wirkung kommen z. B. Lochblech-, Vlies- und Folienabdeckungen gemäß Abschn. 4.1 an der Mündung der Hohlkammer in Frage. Während eine poröse Vliesschicht durch ihre Strömungsresistanz (WV) akustisch charakterisiert ist, stellen Folien eine reaktive Komponente (Masse WF = j Z mccF ) dar, die das resultierende Gesamtsystem verstimmen können. Dies gilt auch für ein Lochblech, wobei hier in aller Regel die Masse (WLB = j Z mccLB ) der Luftpfropfen in den Löchern wie beim Helmholtz-Resonator nach Kap. 6 die Resonanz(en) des gekoppelten Systems verändert. Ihr rechnerischer Einfluss lässt sich in Gl. (8.5) wie folgt einbinden: W

WLB WV WF

WL cos k0 L j U0 c0 sin k0 L W j L sin k0 L cos k0 L U0 c0

(8.6)

Neben dem bereits erläuterten akustischen Verhalten zeigt sich bei diesem Beispiel auch eine beständige Funktion bis zu Kanaltemperaturen von 150°C. Dieser Temperaturbereich ist für Heizungssysteme kleinerer Leistung repräsentativ. Die vorteilhafte Kombination der aktiven Masse-FederSysteme mit anderen reaktiven Bauteilen ist nicht nur auf Hohlraum-Resonatoren wie Wellenleiter oder die naheliegenden Helmholtz-Resonatoren [88] beschränkt. Zusätzliche akustische Komponenten, erweiterte oder andere Regelstrukturen [89], aber auch die angepasste Auswahl und Positionierung von Sensoren können z. B. die Empfindlichkeit aktiver Resonanzsysteme gegenüber äußeren Bedingungen verringern helfen. Dieser Aspekt entscheidet in den meisten praktischen Fällen über den Einsatz und sollte deshalb bereits beim Lösungsansatz gebührend berücksichtigt werden.

8.3 Moden-Dämpfer Der Vorteil aktiver Resonatoren, mit sehr geringem Bauvolumen tieffrequente Geräusche wirkungsvoll zu dämpfen, zahlt sich nicht nur bei ihrem Einsatz als Schalldämpfer in oder an Kanälen aus. Platzsparende Lösungen

8.3 Moden-Dämpfer

99

sind auch bei der Dämpfung bzw. Beeinflussung von Schallfeldern in Räumen gefragt. Zweifellos eignen sich die hier vorgestellten aktiven Resonanzabsorber nicht für jede raumakustische Situation. Großflächige Installationen in Hallen oder Sälen mit entsprechend vielen aktiven Einzelsystemen erscheinen aus heutiger Sicht weder akustisch noch wirtschaftlich sinnvoll. Hörbar tieffrequente Probleme treten aber auch, vielleicht sogar gerade in kleinen Räumen auf, in denen zugleich der Platz für Absorber besonders knapp ist. Hier erzwingt die Raumgeometrie eine stark ortsabhängige, modale Schalldruckverteilung. Die verzerrende Wirkung dieser Raumresonanzen gemäß Kap. 2, die wie sehr schmalbandige Filter jegliche Schallübertragung beeinflussen, begründet den Behandlungsbedarf kleiner Räume bei tiefen Frequenzen. Der mathematische Ausdruck dieses Zusammenhangs, d. h. der Schallübertragung zwischen einer Quelle (Schallfluß q) am Ort rQ (xQ, yQ, zQ) und einem Empfänger (Schalldruck p) am Ort rE (xE, yE, zE) in einem quaderförmigen Raum (Volumen V, Abmessungen lx, ly, lz) mit schallharten Wänden, lautet nach [27]: p(rE ) WQE q(rQ )

j ZU0 V

∑ %@

(11.17)

Für in ihrer Muttersprache (Deutsch) Normalhörende ergibt sich daraus die logischerweise viel höhere Wort-Verständlichkeit VW (für V = 50% z. B. VW = 80%) nach Abb. 11.12. Da ein der Sprache mächtiger Proband einen Satz noch „versteht“, auch wenn er darin nicht jedes Wort richtig wahrgenommen hat, paart sich die Silben-Verständlichkeit stets mit einer noch höheren Satz-Verständlichkeit VS (z. B. 50 und 97% in Abb. 11.12). Bei allen die maximal mögliche Silben-Verständlichkeit von 96% mindernden Einflussfaktoren in Gl. (11.17) geht man davon aus, dass es sich immer nur um einen Sender und einen Empfänger handelt. 11.2.1 Späte Reflexionen

Für Sprachdarbietungen in großen Räumen können Schallrückwürfe von mehr als ca. 8 m entfernten Reflektorflächen die Verständlichkeit nach H. Niese [139] gemäß k E # 1 0.25

EE E50 EE

(11.18)

162 11 Innovative Raum-Akustik

Abb. 11.13. Einfluss des Deutlichkeits-Maßes auf die Sprachverständlichkeit nach [140]

mindern, wobei E50 die Nutz-Energie darstellt, die innerhalb der ersten 50 ms nach Eintreffen des Direktschalls beim Empfänger ankommt und EE die danach eintreffende Echo-Energie. Stark ausgeprägte Echos sind in kleinen bis mittelgroßen Räumen, um die es bei der Kommunikation meistens geht, eher selten. Stattdessen findet man in [140] eine Art von Nutzenergie-Faktor kC, der sich nach Abb. 11.13 aus dem Deutlichkeits-Maß nach Gl. (11.12) ergibt. 11.2.2 Nachhall

Eine allgemeine Erfahrung lehrt, dass man die Sprachverständlichkeit konsequent steigert, wenn man alle späten, weniger nützlichen Reflexionen, eben den Nachhall im Raum, absenkt. Die in Abb. 11.14 dargestellte Tendenz für den Nachhall gilt für alle Größen und Nutzungsarten geschlossener Räume. An Stelle des Nachhall-Faktors kT, der sich auf T60 oder auch T10 bezieht, kann man auch einen so genannten Platz-Faktor kPL nach [134] gemäß k PL

1 ts2 105

(11.19)

aus der Schwerpunkts-Zeit tS nach Abschn. 11.1.4 ableiten und in Gl. (11.17) einsetzen. Die „Verwischungs-Schwelle“, unterhalb welcher man unmittelbar aufeinander folgende Silben noch getrennt wahrnimmt, liegt zwischen etwa 50 und 100 ms [29]. Bei einer Nachhallzeit von 1 s ist in dieser Zeitspanne der Ausgangspegel bereits zwischen 3 und 6 dB abgesunken. Käme es daher nur auf diese Art der Raumrückwirkung auf ein Sprachsignal an, so

11.2 Sprachverständlichkeit 163

würde man, auch in kleineren Räumen, wohl kaum eine kürzere Nachhallzeit für nötig halten. Es sei aber schon hier auf die Ausführungen in Abschn. 11.4 hingewiesen. DIN 18041 fordert zu Recht die kleinsten Nachhallzeiten für kommunikationsintensive Nutzungen, und zwar um so kleinere, je kleiner der Raum ist (vgl. Abb. 11.30). Auch für große bis sehr große Räume stellte V. O. Knudsen [135] fest, dass kleinere Nachhallzeiten günstig sind, um bei gleicher Anregung dieselbe Silben-Verständlichkeit zu erzielen, s. Abb. 11.15, auch wenn der größere Raum nicht die VS-Werte des kleineren erreichen kann. Abbildung 11.16 bestätigt eine andere allgemeine Erfahrung: Ein hier stets einzeln angenommener Sprecher muss seine Stimme anheben oder zur elektroakustischen Verstärkung greifen, um sich in einem großen Raum – unabhängig von seiner Nachhallzeit – besser verständlich machen zu können. Nur wenn diese Erhöhung der Sendeleistung nicht möglich ist, kann der jeweils leisere Sprecher von einer jeweils etwas höheren Nachhallzeit ein wenig profitieren.

Abb. 11.14. Einfluss der Nachhallzeit auf die Sprachverständlichkeit nach [135]

Abb. 11.15. Silben-Verständlichkeit V als Funktion der Nachhallzeit T für verschiedene Raumgrößen nach [135]; 675 (oberste), 5 400 (mittlere), 21 600 m3 (unterste Kurve)


Abb. 11.16. Silben-Verständlichkeit V als Funktion der Nachhallzeit T in einem 11 300 m3 großen Hörsaal nach [135]; mit ELA-Verstärkung (a), sehr lauter (b), lauter (c), normaler (d), leiser (e), sehr leiser Sprecher (f)

Abb. 11.17. Deutlichkeits-Maß C50 in Abhängigkeit von der Nachhallzeit T und der Entfernung r (bezogen auf rH) zur Quelle nach [141, S. 53]

11.2.3 Störabstand

Den wohl wichtigsten Einfluss auf die Verständlichkeit von Sprache nimmt, nach Echos und Nachhall, die Differenz 'L

L LS

> dB @

(11.20)

11.2 Sprachverständlichkeit 165

Abb. 11.18. Einfluss eines Stör-Pegels LS auf die Sprachverständlichkeit in Abhängigkeit vom Nutzpegel L nach [142]

des Nutz-Pegels L und des gleichzeitig wirksamen Stör-Pegels LS. Nur wenn L deutlich (z. B. 6 dB, mindestens aber 3 dB) über LS eingestellt werden kann, wird eine gute Sprachverständlichkeit erreicht (s. Abb. 11.18). Bei mehreren gleichzeitig kommunizierenden Personen kommt zwar der so genannte „Cocktailparty“-Effekt [32] der Verständigung in der Gruppe etwas zu Hilfe: die Möglichkeit eines gesunden beidohrig Hörenden, eine einzelne aus einem Gewirr von Stimmen bei entsprechender akustischer Fokussierung („Ohren spitzend“) herauszuhören. Diese Fähigkeit des Menschen wird aber meist mehr als kompensiert durch den Anstieg des durch die Kommunikation selbst erzeugten Geräusch-Pegels im Raum, der mit jedem zusätzlichen Teilnehmer weiter ansteigt und so eine regelrechte „Lautheits-Spirale“ (s. Abschn. 11.3) in Gang setzt. Nach Abb. 11.19 sinkt die Sprachverständlichkeit bei einer Nachhallzeit von 1 s auf weniger als die Hälfte, bei 2 s auf ein Drittel, wenn der Nutz-Pegel durch einen gleich lauten Pegel gestört wird ('L = 0). Mit wachsendem

Abb. 11.19. Silben-Verständlichkeit V als Funktion der Nachhallzeit T bei verschiedenen Störabständen nach Gl. (11.15); 'L > +30 dB (a), +3 dB (b), 0 dB (c), 3 dB (d)


Abb. 11.20. Von Kommunizierenden für Umgangssprache bevorzugter Abstand zueinander abhängig vom Stör-Pegel im Raum nach [130]

7Stör-Pegel versucht man zunächst, sich dem Gesprächspartner gemäß Abb. 11.20 zu nähern (mit den damit für beide u. U. verbundenen Unannehmlichkeiten), oder man zieht es vor, die Kommunikation in einer weniger störenden Umgebung fortzusetzen. 11.2.4 Frequenzbegrenzung

Von der Beschallungstechnik ist bekannt, dass man beim Übertragen von Sprache die tiefen Frequenzen bis in den kHz-Bereich hinein abschneiden darf. Erst zwischen 1 und 2 kHz fällt die Sprachverständlichkeit gemäß kf,t in Abb. 11.21 steil ab. Dagegen steigt die entsprechende Kurve für kf,h immer weiter an, wenn man die obere Übertragungsgrenze noch weit in

Abb. 11.21. Einfluss einer Begrenzung des übertragenen Frequenzbandes nach unten (kft) bzw. nach oben (kfh)auf die Sprachverständlichkeit nach [142]

11.3 Verdeckung hoher durch tiefe Frequenzanteile 167

den kHz-Bereich verschiebt. Das liegt daran, dass die für die Verständlichkeit von Sprache so wichtigen Konsonanten nur im kHz-Bereich übertragen werden können. Selbst bei gut artikulierenden Sprechern wird diese eigentliche Nutz-Energie aber leider stets um 10 bis 30 dB schwächer abgestrahlt als die für die Verständlichkeit fast wertlosen tieffrequenten Anteile, siehe Abb. 11.9.

11.3 Verdeckung hoher durch tiefe Frequenzanteile Die Bedeutung der hohen relativ zu den tiefen Frequenzanteilen der Sprache suggeriert natürlich, dass man Störgeräusche bei hohen Frequenzen besonders zu bekämpfen habe, ihre tieffrequenten Komponenten dagegen vernachlässigen dürfe. Weil dies mit konventionellen Mitteln auch leichter zu bewerkstelligen ist, dominieren selbst in aufwändig gedämmten und bedämpften Räumen oft die tieferen Frequenzen. Dies kann aber sehr negative Konsequenzen haben wegen eines anderen, bisher noch wenig untersuchten Effektes: Tiefe Frequenzen können hohe Frequenzen viel stärker verdecken als umgekehrt. Beim Ertönen eines lauteren Tones oder Geräusches wird ein leiserer Ton im gleichen Frequenzbereich erst wahrgenommen, wenn sein Pegel einen Wert etwa 20 dB unterhalb des lauteren erreicht. Diese scheinbare Anhebung der Hörschwelle, die „Mithörschwelle“, ist auf eigenartige und fast unglaubliche Weise abhängig von der Frequenz: Bei niedrigen Störpegeln und hoher Störfrequenz fällt diese „Verdeckung“, wie zu erwarten, fast symmetrisch zu tieferen wie höheren Frequenzen stark ab; die Mithörschwelle mündet, weitab von der Störfrequenz, in die individuelle Hörschwelle, s. Abb. 11.22. Bei der Einwirkung starker Töne der Frequenz f1 entstehen aber nach [144] in dem vielschichtigen nichtlinearen Mechanismus der Schallwahrnehmung zusätzliche „Harmonische“ fH

n 1 f1

…

; n 1, 2,3

(11.21)

Wirken mehrere starke Töne z. B. bei f1 und f2 ein, so werden außer ihren Harmonischen auch noch „Kombinationstöne“ gehört: fK

n f1 r m f 2

…

; m 1, 2,3

(11.22)

Diese zusätzlichen Töne entstehen im Hörorgan und werden deshalb nach [144] „subjektiv“ genannt, weil sie in dem jeweiligen Tongemisch, das tatsächlich auf das Ohr trifft, nicht wirklich enthalten sind. Die Menge und Lautstärke der subjektiven Töne nimmt mit dem Pegel des tatsächlich einwirkenden Tones überproportional stark zu. Bei tiefen Tönen mit Pegeln oberhalb 80 dB können die subjektiven „Obertöne“ bei höheren Frequenzen


Abb. 11.22. Mithörschwellen L für verschieden starke Störtöne (Lstör, Angaben in dB) nach [143], fstör = 1 kHz

sogar lauter wahrgenommen werden als der Grundton. Diese „harmonische“ Verlagerung der Wahrnehmung zu höheren Frequenzen findet zwar nur im Hörorgan statt, erinnert aber an die Schallerzeugung von einem Kontrabass, dessen Obertöne beim Streichen der tieferen Saiten tatsächlich stärker abgestrahlt werden als die Grundtöne. Trotzdem kann auch das ungeübte Ohr den Klang eines Kontrabasses sehr wohl von dem eines Cellos unterscheiden. Beim Ertönen starker Klänge oder Geräusche führt die besagte Nichtlinearität hingegen nur zu einem unharmonischen Klang-Wirrwarr mit einem entsprechend breiten Frequenzband bei hohen, auch noch weit oberhalb der eigentlichen Anregung bei tiefen Frequenzen. Wenn hochfrequenter Schall gleichzeitig mit starkem Störschall bei tieferen Frequenzen ertönt, so kann der „subjekte“ Schall den hochfrequenten also ebenso stark verdecken wie denjenigen in der Nähe der Störfrequenz. Wie Abb. 11.23 andeutet, entstehen so sehr unsymmetrische Mithörschwellen. Frequenzanteile unterhalb der Störfrequenz werden dagegen vergleichsweise wenig verdeckt. Diese Unsymmetrie wird offenbar umso stärker, je niedriger die Störfrequenz ist. Für fstör = 200 Hz und 60 dB wird ein gestörter Ton mit derselben Frequenz bei 40 dB, mit 400 Hz aber erst bei 50 dB wahrgenommen, wie Abb. 11.24 zeigt. Hebt man denselben Störton auf 80 dB an, also auf einen bewerteten Pegel von 69 dB(A) weit unterhalb der Gehörschädigung, so verschiebt sich das Maximum der Verdeckung bereits so weit, dass ein Ton von 1000 Hz erst mitgehört wird, wenn er ebenfalls mit ca. 80 dB ertönt. Alle bisherigen Erkenntnisse sprechen


dafür, dass noch tiefere Störfrequenzen wahrscheinlich den gesamten für die Verständigung so wichtigen kHz-Bereich stark verdecken. Nach I. I. Slawin [144] wirken dabei Geräusche noch stärker verdeckend als Töne, weswegen sich jede Anregung bei tiefen Frequenzen störend auf jede Art der Kommunikation (sei es Sprache oder Musik) auswirken kann.

Abb. 11.23. Mithörschwellen L für verschieden starke Störtöne (Lstör, Angaben in dB) nach [144], fstör = 800 Hz

Abb. 11.24. Mithörschwellen L für verschieden starke Störtöne (Lstör, Angaben in dB) nach [144], fstör = 200 Hz


Abb. 11.25. Hörschwellenverschiebung 'L durch einen Störton unterschiedlichen Pegels LS bei 1 200 Hz nach [137, 142]

W. Reichardt [137, Abschn. 42.4] diskutiert die physiologisch sehr interessanten Phänomene in Abb. 11.22 bis 11.24 auch anhand der Hörschwellen-Verschiebung nach H. Fletcher [142] (s. Abb. 11.25) und kommt zu dem Schluss, „dass mit höherer Lautstärke die tiefen Frequenzen immer mehr hervortreten und die für die Verständlichkeit so wichtigen hohen Töne auslöschen“, bemerkt aber gleichzeitig, „dass die Schwellwertverschiebungen in der wiedergegebenen Höhe nur zu beobachten sind, wenn beide Töne, verdeckender und verdeckter, demselben Ohr zugeführt werden. Werden sie beiden Ohren getrennt zugeführt, so ist der Verdeckungseffekt sehr viel geringer“. Dies könnte erklären, warum einohrig Schwerhörige sie offenbar als besonders erschwerend für ihre Kommunikation erleben müssen. Sie verlassen nämlich z. B. einen Stehempfang für eine große Menschenmenge in akustisch untauglicher Umgebung (z. B. einem glas- oder betonumschlossenen Foyer) meist als erste, weil sie die „Tortur“ auch mit dem besten Hörgerät nicht länger ertragen können. Eigene Versuche, diese Verdeckungen quantitativ nachzuvollziehen und ihren Einfluss auf die Sprachverständlichkeit zu konkretisieren [145] waren zwar nicht gleich erfolgreich. Die zitierten, mit synthetisierten Klängen gewonnenen Ergebnisse stützen aber eine in unzähligen Fällen gemachte praktische Erfahrung: Wenn ein Raum nicht oder nur bei mittleren und hohen Frequenzen bedämpft wurde, also seine Nachhallzeit zu tiefen Frequenzen (auch unter den von vielen Akustikern als Grenze angesehenen 250 oder 125 Hz, wenn es „nur um Sprache“ geht) ansteigt, dann leidet die Verständlichkeit. Bei Labortests mit Logatomen wurde festgestellt [145], dass die Silbenverständlichkeit bei starker Störung durch gleichzeitig eingespieltes „Rosa Rauschen“ zwischen 20 Hz und 20 kHz stets am größten bleibt, wenn der Raum gemäß Abb. 11.26 mit Absorbern bedämpft wird,


Abb. 11.26. Nachhallzeit T im „T-Labor“ des IBP; Leerraum (Ƒ), Dämpfungsmaximum unter 250 Hz (VPR) (¨), breitbandig (BKA) (), oberhalb 250 Hz (PE-Fasern) (ż)

die ihr Wirkungsmaximum nicht etwa oberhalb 250 Hz sondern zwischen 50 und 500 Hz aufweisen und zwar gleichermaßen für eine Gruppe von 20 bis 50-Jährigen, von über 50-Jährigen, Nicht-Muttersprachlern und Hörgeschädigten (s. Abb. 11.27). Von nahezu allen Probanden wurde die Testumgebung mit einer Bedämpfung vor allem unterhalb 250 Hz als die angenehmste empfunden. Die akustische Behaglichkeit wurde dabei als gut gewertet, die Silbenverständlichkeit subjektiv als hoch eingeschätzt. Demgegenüber wurde die Bedämpfung vor allem oberhalb 250 Hz von allen Testpersonen als deutlich unbehaglicher eingestuft. Überraschend war dabei, dass subjektiv die Verständlichkeit schlechter als tatsächlich gemessen eingeschätzt wurde. Wenn also die Testperson in den beschriebenen Umgebungen selbst zum Kommunizieren aufgefordert wäre, würde sie ihre Stimme im zweiten Fall (Dämpfung vor allem


Abb. 11.27. Silben-Verständlichkeit bei Störung durch rosa Rauschen (20 bis 20 000 Hz) im Raum nach Abb. 11.26 mit (von links nach rechts) der dort angegebenen Dämpfung; (a) 20- bis 50-Jährige, (b) über 50-Jährige, (c) Nicht-Muttersprachler, (d) Hörgeschädigte

oberhalb 250 Hz) wohl gemäß dem bekannten Lombard-Effekt auch deswegen stärker als im ersten Fall anheben, um sich verständlich zu machen. Durch die übliche Schallabsorption oberhalb 250 Hz wird der Pegel im für die Kommunikation so wichtigen kHz-Bereich gesenkt. Mit einer dann fast regelmäßig zu tiefen Frequenzen ansteigenden Nachhallzeit treten aber gerade die für die Verdeckung, und damit für die Sprachverständlichkeit entscheidend mitverantwortlichen tieffrequenten Schallanteile um so stärker hervor. Insbesondere in kleineren Räumen werden auch noch Eigenresonanzen nach Kap. 2 angeregt, die den Schall bei tiefen Frequenzen unharmonisch verstärken und so – den Klangeindruck verfälschen, – eine unnötige und nutzlose Lautstärke provozieren, – die Verdeckung der meist nützlicheren hohen Frequenzanteile gewaltig vorantreiben. Als Folge dieses dreifachen negativen Einflusses eines nicht oder falsch bedämpften Raumes setzt sich z. B. in Konferenzräumen oder Orchestergräben eine verhängnisvolle Lautheitsspirale in Gang (Abb. 11.28): Eine

11.4 Raumakustische Anforderungen nach DIN 18 041 173

Abb. 11.28. Modell für das Zustandekommen unnötig hoher Schallpegel in akustisch schlecht konditionierten, kommunikationsintensiv genutzten Räumen am Beispiel der Musizierenden

einzelne Stimme fühlt sich vielleicht durch einen solchen Raum gestützt und wird von allen anderen noch gut gehört und verstanden. Wenn aber mehrere Stimmen oder Instrumente gleichzeitig erklingen, steigt der Pegel kontinuierlich an. Dabei wird nicht nur für alle die Hörschwelle über das gesamte Frequenzspektrum gleichmäßig angehoben. Wegen der Betonung der Tiefen verschlechtert zusätzlich die oben geschilderte Verdeckung die Verständigung untereinander. Dies führt unvermeidbar dazu, dass alle lauter intonieren. Dabei handelt es sich nach dem sog. Lombard-Effekt um den unbewussten Versuch, durch lauteres Sprechen oder Musizieren das Verdeckungs-Phänomen zu durchbrechen [299, S. 340]. Dies endet dann regelmäßig in einem „Wirrwarr“, in welchem man seine eigene Stimme oder sein eigenes Instrument kaum noch richtig hört, wenn kein Moderator oder Dirigent diesem Tun Einhalt gebietet. Dies heißt aber gleichzeitig, dass im Gespräch oder Ensemble wirklich jeweils nur einer reden oder spielen darf, oder dass eben alle nur unter erheblichen Lärm- und Konzentrations-Belastungen ihre Arbeit verrichten können.

11.4 Raumakustische Anforderungen nach DIN 18 041 Das Baugewerbe liegt seit einiger Zeit wie „im Koma“ – jedenfalls was z. B. den Büro-, Verwaltungs- und Schulbau angeht. Wo nur noch mit schmalsten Budgets in Gebäude investiert wird, öffnen Architekten, Bauherren und


Investoren nur ungern ein Ohr für raumakustische Maßnahmen beim Innenausbau. Die verbreitete Ignoranz der Bauschaffenden gegenüber fundamentalen akustischen Erfordernissen für kommunikationsintensiv genutzte Räume rächt sich aber immer häufiger dadurch, dass Bauleistungen, die dem bestimmungsgemäßen Gebrauch nicht genügen, nicht mehr abgenommen werden. Teure Nachbesserungen sind oft die Folge, nachdem ausgiebig über in Haushaltsunterlagen und Baubeschreibungen meist nur vage formulierte raumakustische Anforderungen gestritten wurde. Oftmals kommt es erst bei der feierlichen Übergabe oder Inbetriebnahme solcher Kommunikations-Räume mit vielen Personen zu einem bösen Erwachen. Der natürlich für Alles verantwortliche und durch zu Vieles überforderte Architekt erinnert sich, unter Druck gesetzt, gegebenenfalls an seinen Bau-Akustiker, den er in zahllosen Baubesprechungen kaum hat zu Wort kommen lassen, damit dieser bzw. dessen Versicherung ihm zumindest einen Teil der Schuld abnähme. Landet der Streit gar vor einem Richter, so kann sich dieser nur über sachverständige Gutachter und oft „ohrenbetäubende“ Begehungen ein eigenes Urteil bilden. Ein verbindlicher Standard, wie ihn die DIN 4109 für die Bauakustik seit langem beschreibt, fehlte leider für die Raumakustik bisher, so dass und obgleich die Beanstandungen letztere betreffend, gerade in Kommunikations- und Dienstleistungs-Zentren, viel häufiger und gravierender sind. Man versucht zwar manchmal, viel zu lautes Kommunizieren auf schlechten Schallschutz z. B. gegen Verkehrslärm zu schieben, aber in den meisten Fällen liegt der Grund für hohe Sprachpegel in schlechter „Hörsamkeit“, d. h. der mangelnden Eignung eines Raumes für Schalldarbietungen, insbesondere sprachliche Kommunikation, d. h. „Austausch von Informationen zur Verständigung zwischen Menschen“ [110]. Die neue Raumakustik-Norm kann eine gefährliche Lücke zur rechten Zeit schließen. Die heute aktuellen Bauweisen und Baustoffe ebenso wie die Ausstattung und Möblierung in den Räumen provozieren geradezu eine schlechte Raumakustik. Das gilt auch und besonders für die Restaurierung denkmalgeschützter Bauwerke, weil man zwar bemüht ist, ihre Grob- und Feinstruktur, etwa genau nach Skizzen oder Zeichnungen, wie „nackte“ Strukturen wieder herzustellen, aber die oft vielfältigen (reflektierenden und streuenden) Einbauten und diversen (absorbierenden) Verkleidungen fortlässt, die erst in ihrem Zusammenwirken einem Auditorium seine gerühmte „Akustik“ verliehen haben. Man vergleiche dazu mit Vorhängen und Plüsch üppig ausstaffierte alte Säle mit einer zeitgemäß spartanisch eingerichteten Tagungsstätte (Abb. 11.29). Dabei sind die Anforderungen an die Sprachverständlichkeit (s. Abschn. 11.2) bei dem heute viel höheren Anteil von Schwerhörigen (in Deutschland generell ca. 20%) und Fremdsprechenden, z. B. in Konferenzen oder Schulen (hier nicht selten über 50%), eindeutig höher als vor


Abb. 11.29. Aufwändig restaurierte Versammlungsräume (hier: „Aula“ im Bundesministerium für Wirtschaft und Arbeit in Berlin) sollten hohen raumakustischen Anforderungen genügen

100 Jahren, zumal das isolierte Proklamieren und frontale Unterrichten zugunsten einer interaktiven Kommunikation zurücktreten sollten. Damit die neue Norm aus dem Jahr 2004 [110] aber mehr Klarheit über aktuelle Anforderungen und praktikable Maßnahmen zu ihrer Erfüllung bringt und nicht etwa die leider selbst in Fachkreisen verbreitete Unsicherheit noch vergrößert, sollte sie in einigen Punkten präzisiert und aktualisiert werden. Wenn 2 der 3 wesentlichen Änderungen gegenüber der Fassung aus dem Jahre 1968 die „Frequenzabhängigkeit der Nachhallzeiten“ und die ebenfalls stark frequenzabhängige „Einschränkung des Hörvermögens“ betreffen sollen [110, S. 4] dann sollte die Norm das Vorurteil nicht


bestätigen, dass man raumakustische Probleme am besten mit den konventionellen Mitteln zur Dämpfung hoher und mittlerer Frequenzen löst, wenn es „nur um Sprache“ geht. Wenn die Norm schließlich für so kommunikationsintensive Räume wie Gaststätten, Mehrpersonen- und Großraumbüros, Anwalts- und Arztpraxen oder Operationssäle (Räume der Gruppe B „über geringere Entfernungen“ [110]) nicht einmal die Einhaltung eines Sollwertes der Nachhallzeit nach [110, Bild 1], geschweige denn des Toleranzbandes nach [Bild 2] für erforderlich erklärt, dann ist beim Rat suchenden Leser, der ein Problem der Sprachkommunikation in seiner Umgebung oder bei seinem Kunden zu lösen hat, die Verwirrung perfekt. Stattdessen sollte man klar unterscheiden zwischen a) Musikdarbietung (obere Sollkurve) b) Sprachdarbietung (mittlere Sollkurve, wenn in der Regel nur eine Schallquelle im Raum sendet) c) Sprachkommunikation (untere Sollkurve, wenn regelmäßig mehrere Quellen (Sprecher) im Raum gleichzeitig senden und empfangen) und der Kategorie (c) die in [110] explizit erwähnten Räume der Tabelle 11.1 und Räume mit ähnlich hohen Anforderungen an die Sprachverständlichkeit eindeutig zuordnen und natürlich für alle diese Räume das aus der Literatur hinreichend bekannte Toleranzband für die immer frequenzabhängige Nachhallzeit (zwischen 63 und 8 000 Hz gemäß Abb. 11.30 unten) zu Grunde legen. In einer auf Kommunikation und Interaktion aufbauenden Dienstleistungsgesellschaft sollten schwächere Anforderungen (z. B. die mittlere Kurve in Abb. 11.30 oben) allenfalls für Arbeitszimmer mit 1 bis 2 Personen und solche Räume, in denen in der Regel nur eine(r) zu reden gewohnt Tabelle 11.1. Kommunikationsintensiv genutzte Räume mit hohen akustischen Anforderungen Unterricht / Diskussion Kindergärten Klassenzimmer Sporthallen Hörsäle Konferenzräume Seminarräume Tagungsstätten Museen

Arbeit / Freizeit Mehrpersonen-Büros Dienstleistungszentren Schalterhallen Anwalts- und Arztpraxen Operationssäle Empfangsräume Gaststätten Bahnhofs- und Messehallen


Abb. 11.30. Anzustrebende Nachhallzeit Tsoll, gemittelt zwischen 500 und 1 000 Hz, für Musikdarbietung (a), Sprachdarbietung (b) bzw. kommunikationsintensive Raumnutzung (c) in Abhängigkeit vom Raum-Volumen V (oben) sowie Toleranzbereich T / Tsoll als Funktion der Frequenz für Sprache (unten) nach [110]

ist, gelten (also keine Kommunikation, sondern nur Darbietung von Sprache). Wenn ein Bistro- oder Call-Center-Betreiber meint, seinen Gästen bzw. Agenten raumakustisch widrige Freizeit- bzw. Arbeitsumgebungen zumuten zu können, weil doch das Essen so gut bzw. das Gehalt dafür ausreichend hoch sei, dann wird er in Verhandlungen mit seinem Architekten einen Weg finden, um mit ihm auch eine schwächere Anforderung zu vereinbaren. Überhaupt sollte man nicht erwarten, dass das Erscheinen einer neuen Norm mit der Verabschiedung eines Gesetzes vergleichbar wäre. Aber das eine wie das andere sollte in sich schlüssig sein, und eine Norm den Stand des Wissens und der Technik richtig abbilden. Es ist zwar allgemein üblich, sich bei der Charakterisierung des Nachhalls eines Raumes auf seine Nachhallzeit „zwischen 500 und 1 000 Hz“ zu beziehen. Aber bereits vor 50 Jahren forderte E. Skudrzyk [146, S. 675],


Abb. 11.31. Kurven gleicher Lautstärke-Pegel LN für Sinus-Töne im Freifeld nach [29]

„dass die Nachhallzeit für die tiefen Frequenzen nicht wesentlich größer sein soll, als für mittlere und hohe Töne“. Vor ihm empfahl G. v. Békésy [147] „einen frequenzunabhängigen Verlauf der Nachhallzeit als günstigsten“ sogar auch für Musikdarbietungen. Damit begegneten beide dem offenbar schon damals verbreiteten Vorurteil, dass man die tiefen Frequenzanteile wegen der für diese geringeren Empfindlichkeit des menschlichen Ohres (Abb. 11.31) auch raumakustisch schwächer zu bewerten habe. Eine starke Bedämpfung der Tiefen durch Holztäfelungen und andere „schwingungsfähige Absorber“ wird in [148] ausdrücklich positiv beurteilt, selbst wenn dadurch die Nachhallzeit zu tiefen Frequenzen absänke. F. Blutner [148, S. 1105] hebt für die Musikdarbietung hervor: „Die Erscheinung der Verdeckung spielt insbesondere in der polyphonen Musik eine grosse Rolle. So bewirkt die Asymmetrie der Verdeckungskurve bei einem großen niederfrequenten Maskierungspegel (z. B. fortissimo blasende Posaunen) eine völlige Verdeckung der hohen Stimmen (z. B. Oboen, Flöten).“ H. Winkler und W. Reichardt [149] führten schon 1984 den in Abb. 11.30 unten reproduzierten Toleranzbereich (bis 63 Hz herunter) einheitlich für Unterrichts-, Seminar- und Kongressräume sowie Hörsäle, Sprechtheater und, mit gewissen Einschränkungen, auch für Mehrzweckräume ein mit Begründungen wie: „Bei Frequenzen < 250 Hz ist ein Abfall(!) anzustreben“, „Meist ist eine frequenzunabhängige Nachhallzeit optimal“, „Zur Korrektur des Frequenzganges bei tiefen Frequenzen sind stets spezielle Schallabsorber erforderlich“. So wurden die frühen Erkenntnisse bis in jüngste Ausgaben von Standardwerken wie z. B. [29] tradiert und von Praktikern als allgemein anerkannte Regel benutzt. Aber erst bei H. Kuttruff [30, S. 617] klingt dazu


eine in Abschn. 11.3 im Detail ausgeführte Begründung mit an: „Nach tiefen Frequenzen zu sollte die Nachhallzeit eher noch etwas kürzer sein, da sonst die für die Sprachverständlichkeit wichtigsten höheren Komponenten des Sprachspektrums verdeckt werden. Dies kann durch die Anwendung richtig dimensionierter Resonanzabsorber erreicht werden.“ Nur im Hinblick auf die damals wegen der geringen Wirksamkeit solcher Absorber noch erforderlichen großen Flächen im Raum dämpft L. Cremer [24, S. 111] entsprechende Anforderungen und Erwartungen mit den Worten „Glücklicherweise setzt unsere nach tiefen Frequenzen nachlassende Hörfähigkeit diesen Raumforderungen eine Grenze“. Bei der heute so verbreiteten Unterschätzung der Bedeutung tiefer Frequenzen spielen die „Kurven gleicher Lautstärke“ (Abb. 11.31) mit, die kleinere Empfindlichkeit bei tiefen und größere bei hohen Frequenzen signalisieren. Weiter wird oft argumentiert, dass die menschliche Stimme unter 250 Hz (weiblich) bzw. 125 Hz (männlich) nur noch wenig Energie abstrahlt (Abb. 11.10). Auch hat man gelernt, dass im Wesentlichen die Frequenzanteile oberhalb 500 oder 1 000 Hz zur Sprachverständlichkeit beitragen (Abb. 11.21), man sich also auch mit schalltechnischen Maßnahmen vermeintlich auf den kHz-Bereich konzentrieren sollte. Nach W. Kraak [302, S. 277] korreliert der Mittelwert einer dauerhaften Hörschwellen-Verschiebung bei 1 000, 2 000 und 4 000 Hz sogar besser als derjenige bei 500, 1 000 und 2 000 Hz bei Schwerhörigen mit deren Beeinträchtigung der Sprachverständlichkeit. Da die dort von Sprechern mehr oder weniger artikulierten Konsonanten aber im Mittel mit 20 bis 40 dB geringerer Energie abgestrahlt werden als die Vokal- und GrundtonAnteile der Sprache (Abb. 11.9), liegt es natürlich nahe, alle Störgeräusche gerade in diesem für die Sprachverständigung so wichtigen Frequenzbereich durch Maßnahmen an den Quellen möglichst niedrig zu halten. Schließlich muss Sprache gegenüber jedem Störschall mindestens um 10 bis 15 dB lauter beim Empfänger ankommen, damit dieser auch nur 80% der Silben versteht [137, Kap. 52]. Je lauter also der Grundgeräusch-Pegel ist, um so lauter wird gesprochen, auch wenn ersterer von anderen, gleichzeitig Sprechenden, verursacht wird. Eine Diskussion in Gruppen in einem Unterrichts- oder Konferenzraum kann daher schnell auf Pegel über 80 dB(A) anschwellen, selbst wenn nach [110, Tabelle E.1] ein einzelner Sprecher „normal“ mit 60 dB(A) in 1 m Abstand die Unterhaltung beginnt. Mit einer Anhebung auf über 75 dB(A) nimmt aber nicht nur die Anstrengung beim Sprechenden zu, sondern auch die Verständlichkeit durch Verzerrungen ab. Hier setzt herkömmlicherweise die raumakustische Behandlung ein, naheliegend natürlich wieder vor allem oberhalb 500 Hz, zumal wenn man wie in [110] die ca. 20% Schwerhöriger berücksichtigt, die gemäß Abb. 11.32


Abb. 11.32. Hörschwellen Normalhörender bzw. mittelgradig Schwerhörender nach [150]

mit einer Anhebung ihrer „Hörschwelle“ gerade in diesem für die Verständlichkeit so wichtigen oberen Frequenzbereich leben müssen. Es ist z. B. üblich – und besonders in raumakustisch schlecht konditionierten Umgebungen auch notwendig, bei der elektroakustischen Verstärkung von Sprachdarbietungen die tiefen Frequenzanteile unter 100 oder sogar unter 250 Hz nur reduziert über die Beschallungsanlage abzustrahlen. Oberhalb 250 Hz würde sich allerdings die entsprechende „Verfärbung“ der Sprache negativ bemerkbar machen. Außerdem werden Geräusche, die die Sprachverständlichkeit im Raum reduzieren, nicht nur über die Anlage, sondern bei größeren Menschenansammlungen auch oder überwiegend durch Unterhaltungen untereinander (z. B. als vielstimmiges „Murmeln“) sowie durch Nutzergeräusche (z. B. Stühlerücken, Hantieren und Räuspern) abgestrahlt. Was aber die weitere Verbreitung aller Schallanteile unter 500 Hz durch Reflexionen im Raum angeht, so gibt Abb. 11.21 den wertvollen Hinweis, dass man gut daran tut, bei tiefen Frequenzen die Raumrückwürfe mindestens eben so stark zu bedämpfen wie bei mittleren und hohen. Dadurch kann die Verständlichkeit nur verbessert werden, auch wenn mehrere Personen gleichzeitig sprechen. Den Direktschall in der Nähe eines jeden Sprechers oder Lautsprechers lassen derart optimierte raumakustische Maßnahmen nur um so unverfälschter erklingen. Niemand bestreitet, dass es sinnvoll ist, den Raum bei hohen Frequenzen zu bedämpfen. Man sollte sich davon nur nicht zu viel versprechen. Allein durch Möbel und Personen wird zwar jeder Raum in diesem Frequenzbereich schon etwas bedämpft. Ein schallhart belassener Versammlungsraum bleibt für die Kommunikation aber untauglich, auch wenn er


mit einer Person pro Quadratmeter Grundfläche gefüllt wird. Selbst eine hoch absorbierende „Akustikdecke“ herkömmlicher Bauart könnte allenfalls eine vergleichbare Bedämpfung des Raumes besorgen. Da es aber viele Räume gibt, die trotz dieser Maßnahme und eines zusätzlichen Teppichbodens bei voller Belegung nur schlecht zur Kommunikation taugen, geht die allgemein übliche Konzentration auf mittlere und hohe Frequenzen am eigentlichen Problem vorbei. Man kann nämlich zeigen, dass auch eine geringere Absorptionsfläche (z. B. nur 50 oder 25% seiner Grundfläche) einen solchen Raum, unabhängig von seiner Belegung, für kommunikationsintensive Nutzung ertüchtigen kann, wenn man den Frequenzbereich unter 500 Hz, herunter bis etwa 63 Hz, richtig bedämpft. Leider unterstützt die neue DIN 18041 den Trend bei akustischen Beratern, die raumakustische Auslegung – so wie es in der Bauakustik lange üblich war – allenfalls über Einzahl-Kenngrößen der Nachhallzeit Tsoll nach Abb. 11.30 oben und die daraus resultierende zusätzlich erforderliche Absorberfläche nach S A, erf

0.163

V T0 TSoll D ( w) T0 TSoll

(11.23)

mit Hilfe eines bewerteten Absorptionsgrades Dw zu erledigen. Während in der Bauakustik langsam ein Trend in Richtung spektraler Kennzeichnungen geht, versucht man in der Raumakustik, sich auf Einzahlangaben zu beschränken. Nach DIN EN ISO 11 654 [151] werden die 18 frequenzabhängigen Messwerte in einem bewerteten Absorptionsgrad Dw zusammengefasst und darüber hinaus Absorber auch noch in „Absorptionsklassen“ eingeteilt. Abbildung 11.33 macht deutlich, dass dabei wiederum die D-Werte zwischen 500 und 2 000 Hz stark, diejenigen bei 250 Hz schwach und die Werte unter 250 Hz gar nicht bewertet werden. Für das Problem der raumakustischen Gestaltung kleiner, aber anspruchsvoller Räume ist diese Tendenz widersinnig. Im Hinblick auf die Sprachverständlichkeit (s. Abschn. 11.2 und 11.5) gerade der Bereich unter 250 Hz, der mit über die akustische Qualität eines Raumes entscheidet, auch wenn in VDI 3755 aus dem Jahre 2000 leider zu lesen ist: „Der für die Raumakustik relevante Frequenzbereich erstreckt sich auf 250 bis 1 000 Hz“. Hier bleibt noch viel Aufklärungsarbeit zu leisten, am besten anhand ausgeführter Demonstrationsräume wie in Abschn. 11.6. Hier sei nochmals betont, dass die neue Norm ihren Sinn verfehlt hätte, wenn sie sich im Hinblick auf die große Zahl kommunikationsintensiv genutzter Räume gemäß Tabelle 11.1 auf Dauer einer Behandlung mindestens mit gleichem Anspruch wie bei Musikräumen widersetzen wollte, nicht obwohl es sich nur, sondern gerade weil es sich eben um die in gewisser


Abb. 11.33. Bezugskurven für den bewerteten Absorptionsgrad Dw und Absorptionsklassen nach [151]

Weise (s. o.) viel anspruchsvollere Nutzung durch Sprache handelt. Schließlich würde kein verantwortungsvoller Akustiker nur mit Einzahl-Kriterien operieren, wenn es um ein Theater oder Opernhaus ginge. Man sollte also sowohl die Nachhallzeit des Raumes T0 im Ausgangszustand und die nach [110] zu fordernde (Tsoll) als auch den Absorptionsgrad D der vorzuschlagenden Absorberflächen stets frequenzabhängig bis 63 Hz herunter der Berechnung der erforderlichen Fläche SA,erf nach Gl. (11.23) zu Grunde legen. Dazu gehört, dass eine wichtige Norm wie die DIN 18 041 nicht nur im Text den gesamten relevanten Frequenzbereich von 63 bis 4 000 oder 8000 Hz artikuliert, wo es nötig ist, sondern auch bei der Kennzeichnung von Schallabsorbern in Tabelle B.1 und B.2 die Absorptionsgrade für 63 Hz ergänzt. Als Vorbild sollte man sich z. B. die Tafeln 7 und 8 in [31] nehmen, in denen ca. 30 verschiedene Resonanzabsorber bis 63 Hz herunter gekennzeichnet sind. Nur wenn zu den zweifellos hohen Anforderungen der Norm auch entsprechende Materialien und Bauteile angeboten werden, kann man ihre Umsetzung in die Praxis erreichen.

11.5 Auflösung eines raumakustischen Dilemmas in Kommunikationsräumen Wenn man die höchsten Anforderungen der DIN 18041 gemäß Abschn. 11.4 für kommunikative Nutzung (also Kurve c in Abb. 11.30) konventionell erfüllen will, muss man große Teile der Raumbegrenzungsflächen mit

11.5 Auflösung eines raumakustischen Dilemmas in Kommunikationsräumen 183

porösem/faserigem Dämpfungsmaterial belegen, s. [110, Tabelle 6] und [152, Bilder 4 bis 7]. Bei mittleren und hohen Frequenzen hilft zwar oft die Raumausstattung mit, den Nachhall zu begrenzen. Nach [37] kann man bei Frequenzen um 100 Hz für kleinere Räume (ohne Fenster) aber nur mit einem mittleren Absorptionsgrad nach Gl. (11.8) von 0.02 bzw. 0.15 bei Massivbauweise (verputztes Mauerwerk oder Beton) bzw. Leichtbauweise (z. B. Gipskartonplatten auf Holz-Unterkonstruktionen für Wände, Decke und Boden) rechnen. Die Obergrenze der Nachhallzeit eines näherungsweise würfelförmigen Raumes mit einer Kantenlänge von 10 (5) m (ohne Fenster und andere dämpfende Einrichtungen) würde demnach bei tiefen Frequenzen bei etwa 14 (7) bzw. 2 (1) s liegen. Selbst die niedrigeren Werte für den rundum reaktiv dämpfend ausgekleideten Raum lägen also noch weit oberhalb Tsoll nach DIN 18041. Bei, wie häufiger anzutreffen, schallhartem Boden und Decke wären entsprechend höhere Werte zu erwarten. Außerdem blieben in diesem Fall die vertikalen Raum-Moden ungedämpft – ein besonders kritischer Fall, wie das erste Beispiel in Abschn. 11.6.3 zeigt. Üblicherweise wird in der Raumakustik der Raum immer nur in seinem Einfluss auf eine einzelne, durch ihren Schalleistungs-Pegel LW definierte, Quelle betrachtet. Unter der Annahme einer gleichmäßigen Verteilung der Schallenergie im Raum stellt sich so ein mittlerer Schalldruck-Pegel nach Gl. (11.2) entsprechend der insgesamt im Raum vorhandenen Absorption ein. Nur innerhalb eines eng umgrenzten Nahfeldes dominiert ihr Direktschall, in welchem der Druck-Pegel nach Gl. (3.19) mit dem Abstand r zur Quelle variiert. Die Entfernung, bei welcher beide Pegel gerade gleich groß sind, definiert den sogen. Hallradius rH, der in dieser einfachen Vorstellung ebenso wie die Nachhallzeit T nur eine Eigenschaft des Raumes darstellt, unabhängig von der (oder den) Quelle(n). Man erkennt in Abb. 11.34, dass z. B. für rH ! 0.5 m in einem z. B. 400 m3 großen Raum die Nachhallzeit nur wenig über 4 s liegen sollte. Das heißt: Um einen einzelnen Sprecher noch gut (ohne zu starke Störung durch den Nachhall des von ihm Gesprochenen) verstehen zu können, möchte der Zuhörer sich dem Sprecher gern bis auf 0.5 m nähern. Theoretisch läuft Kommunikation im Unterricht oder in einer Konferenz zwar so ab, dass immer nur einer spricht und alle anderen ihm still zuhören. Nur in einem Musiker-Ensemble erklingen regelmäßig mehrere Stimmen gleichzeitig. Tatsächlich hat man es aber fast immer mit mehreren Schallquellen zu tun. Ihr vom Nachhall des Raumes gebildeter mittlerer Schallpegel nach Gl. (3.10) bis (3.12) stellt, mehr noch als bei nur einer Quelle, für jede einzelne Sprecher-/Zuhörer-Kombination einen Störpegel dar. Wenn man n gleich starken Quellen (z. B. Schülern einer Klasse, Agenten in einem Service-Center oder Teilnehmern einer Konferenz) eine Schallleistung P und dem Direktfeld nur einer Quelle (z. B. des Lehrers


Abb. 11.34. Hallradius rH als Funktion des Volumens V für verschiedene Nachhallzeiten eines Raumes

oder Sitzungsleiters) die Leistung P1 zuordnet, die etwa bevorzugt vor einer reflektierenden Wand (J = 2), aus einer Raumkante (J = 4) oder Raumecke (J = 8) heraus sendet, dann ergibt sich der jeweilige Hallradius abhängig vom Raumvolumen V [m3] zu rH

0.057

J P1 V n PT

0.14

J P1 A nP

> m @.

(11.24)

Wollte man also für eine gleichmäßig gute Beschallung durch P1 sorgen, müsste man demnach bei einer Erhöhung der Zahl n entweder P1 entsprechend vervielfachen oder T entsprechend absenken. In Räumen mit etwa gleichmäßig verteilten und gleich lauten Quellen (z. B. Restaurants oder Call-Centern) kann man näherungsweise J = 1 und P1 = P setzen und erhält rH # 0.5

A 10 n

> m@.

(11.25)

Um sich also mit seinem Tischnachbarn oder Arbeitskollegen in 0.5 m Abstand ohne Anhebung der Stimme einigermaßen unterhalten zu können, müssten also für jeden Nutzer mindestens 10 m2 äquivalenter Absorptionsfläche im Raum installiert sein, besser noch mehr. Das wäre aber in derart


eng besetzten Räumen (oft weniger als 5 m2 Grundfläche pro Nutzer) eine völlig unrealistische Forderung. Es sei nur angemerkt, dass jeder Nutzer weniger als A = 1 m2 mit sich herumträgt (nach L. Cremer: ca. 0.6 m2). Man bedenke aber vor allem, dass diese und alle konventionellen Schallabsorber, auch Sitzpolster, nur bei höheren Frequenzen absorbieren, der Hallradius also meist zu tieferen Frequenzen schrumpft. Außerdem werden bei tiefen Frequenzen oftmals sehr störende Stehwellen (z. B. zwischen Decke und Boden) angeregt, die ebenfalls die Verständigung erschweren. Deshalb erscheint es fast aussichtslos, in solchen kommunikationsintensiv zu nutzenden Räumen eine auch nur minimale Sprachverständlichkeit zu erreichen. Die Folge ist unausweichlich, dass alle Nutzer ihre Stimme mehr oder weniger stark anheben (s. o.) und sich so mit jedem zusätzlichen Gast, Kollegen oder Schüler, der an der Kommunikation nur irgendwie teilnimmt, die in Abb. 11.28 gekennzeichnete LautheitsSpirale höher schraubt, bis kaum einer sein eigenes Wort noch versteht. In einer Stehkneipe oder Diskothek mag man sich mit solchen „akustischen Katastrophen“ [153, S. 175] vielleicht noch abfinden. In Klassenzimmern und bei Banketten illustrer Gesellschaften mit gleichermaßen international-fremdsprachlicher Mischung wird dieses eingestandene Versagen der Akustiker aber zum Skandal. Bis vor kurzem schien dieses Dilemma, das in den Probenräumen und Orchestergräben der Musiker einen tragischen Höhepunkt erreicht [154], unlösbar. Jetzt können neue Erkenntnisse und Bauteile das Problem aber mit baulichen Maßnahmen lösen und so für mehr akustische Behaglichkeit auch und vor allem in kommunikationsintensiv genutzten Räumen sorgen. Der neue Ansatz folgt drei klaren Grundsätzen: Akustische Transparenz erzeugen! Bisher hat man das oben geschilderte Dilemma zu lösen versucht, indem man so viel (meist faseriges oder poröses) Dämpfungsmaterial wie möglich in diese Räume eingebaut, am liebsten die ganze Decke und zusätzlich Teile der Wände belegt hat [155]. Das hat zwar im besten Fall die hohen Frequenzanteile geschluckt, in denen die wesentlichen Informationen von Sprache und Musik konzentriert sind. Außerdem, manchmal auch zusätzlich, hat man hier und da Geräusche in den Raum eingespielt, die den Pegel der jeweiligen Mitnutzer maskieren, zudecken sollten. Beide Maßnahmen folgten eigentlich dem Prinzip: wenn man die Geräusche nicht nachhaltig senken kann, wenigstens die Verständlichkeit der darin enthaltenen Informationen zu reduzieren. Es sei nicht bestritten, dass eine massive konventionelle Bedämpfung der Unterrichtsräume in den brutalen Beton- und Glasburgen der Boomjahre im Schulbau die Behaglichkeit


verbessert und die Pegel während des Unterrichts um mehr als die vielleicht nach Gl. (3.13) erwarteten 3 dB, nämlich um 6 bis 8 dB, gesenkt haben mag [155]. Aber zum einen ist eine derart großflächige Verkleidung von Decken und Wänden nicht immer möglich, und zum zweiten wird das Problem so nicht wirklich an der Wurzel gepackt. Demgegenüber heißt das neue Prinzip, nichts zu verdecken, sondern alle akustischen Informationen möglichst glasklar und unverfälscht vom jeweiligen Sender zu jedem auf diesen fokussierten Empfänger (im Raum oder am Telefon) zu übertragen, also zunächst einmal das Gegenteil von Maskierung und Abschirmung der Nutzer untereinander (Abb. 11.35). Wer absolute Vertraulichkeit und Abgeschlossenheit des Einzelnen will, sollte zur Zellenbauweise für Büros zurückkehren; wer die Kommunikation der Schüler untereinander und mit dem Lehrer nicht fördern zu müssen glaubt, sollte vom Gruppen- zum Frontal-Unterricht zurückkehren. Erst wenn alles Gesprochene im ganzen Raum deutlich verstanden werden kann, hat der Einzelne die Möglichkeit, seine Stimme dem jeweiligen Zweck (z. B. einer individuellen Unterhaltung zu zweit oder einer Ansprache an Alle) ganz gezielt anzupassen. Nur die größtmögliche Durchhörbarkeit des Raumes schafft nämlich die Voraussetzung, mit der eigenen Stimme die nötige Dynamik zu entfalten, die eine differenzierte Kommunikation überhaupt ermöglicht. Erst wenn der oft körperlich spürbare Zwang zum Lautwerden

Abb. 11.35. Transparenz anstelle von Maskierung als Ausweg aus einem raumakustischen Dilemma


entfällt, bekommt auch Vertraulichkeit in der Gruppe eine Chance. Das in einer solchen, für viele völlig ungewohnten, akustisch richtig konditionierten Umgebung sich zwanglos einstellende „Gemurmel“ der Nutzer verhindert viel besser als jede künstliche Beschallung, dass man ungewollter Zuhörer einer entfernteren Unterhaltung würde oder durch jene im eigenen Tun abgelenkt, gar gestört würde. In der Literatur [156] findet man die Zielgrößen akustischer Transparenz, wenn auch in anderem Zusammenhang, als – Klarheit, Deutlichkeit: zeitliche und klangliche Differenzierbarkeit der Komponenten komplexer Schallereignisse, – Register-Durchsichtigkeit: Unterscheidbarkeit gleichzeitig erklingender Schallquellen, – Zeit-Druchsichtigkeit: Erkennbarkeit einzelner imulsartiger Töne oder Klänge bei schneller Aufeinanderfolge. Dem ersten Grundsatz folgend, sind diese subjektiven Kriterien in jedem (auch in jedem optisch transparenten) Raum allein durch absorbierende Maßnahmen zu erreichen, allerdings nicht, wie allgemein üblich, durch solche, die vorrangig die für die Kommunikation wertvollen hochfrequenten Schallanteile schlucken. Vielmehr müssen Absorber zum Einsatz kommen, die auf den gemäß Abschn. 11.2 für die Kommunikation ganz und gar wertlosen bzw. sogar schädlichen Frequenzbereich abgestimmt sind. Erst wenn man den Raum von diesem die Kommunikation nur störenden akustischen Ballast, so weit wie irgend möglich, befreit hat, kann man an eine akustische Gestaltung des Raumes, auch an akustische Zonierungen in demselben denken. Raum-Moden bedämpfen! Am stärksten interferiert der Raum mit allen Schallvorgängen durch die bei schallharten Begrenzungen zunächst unvermeidliche Anregung seiner eigenen Resonanzen bei tiefen Frequenzen (s. Kap. 2). In kleinen bis mittleren, insbesondere auch flachen Räumen dominiert z. B. regelmäßig die Mode zwischen Decke und Boden, bei einer Raumhöhe von 3.5 m z. B. bei 50 und 100 Hz. Diese ganz unnatürliche, aber gewaltige Verstärkung bei tiefen Frquenzen kennt wohl jeder von Treppenhäusern und Sanitärzellen. Sie entfalten aber, für das ungeübte Ohr nur weniger auffällig, überall in jedem Raum ihre unglaublich destruktive Wirkung auf jede Kommunikation, wenn sie nicht breitbandig, d. h. etwa zwischen 50 und 500 Hz, bedämpft werden. Dies gelingt besonders wirkungsvoll mit den so genannten Verbundplatten-Resonatoren VPR nach Abschn. 5.3 und Breitband-Kompaktabsorbern BKA nach 10.1. Da die kritischen tiefsten Eigenresonanzen stets


den ganzen Raum zwischen zwei reflektierenden Flächen, z. B. auch zwischen großen Tischplatten und Decke, erfassen, lassen sie sich aber bereits von den Kanten des Raumes her sehr effektiv anpacken. In offenen Bürolandschaften ist es nicht notwendig, etwa die gesamte Deckenfläche zu belegen. Stattdessen zeigt Abb. 11.36 eine exemplarische Ausführung in einem großen IT-Unternehmen, wo nur etwa 10% der (thermisch aktivierten) Decke mit den VPR-und BKA-Modulen belegt und nur weitere 5% an harten Wänden montiert wurden (Abb. 11.37). Die nach Durchführung dieser (nach einer der jeweiligen Umgebung angepassten Oberflächenbehandlung) sehr unauffälligen raumakustischen Behandlung gemessene Nachhallzeit entspricht auch bereits auf ideale Weise dem dritten Grundsatz: Nachhallzeit gleichmäßig senken! Mit dem Volumen V [m3] eines unbehandelten Raumes steigt tendenziell seine Nachhallzeit T [s] gemäß Gl. (3.10) an, da die äquivalente Absorptionsfläche A [m2] der Raumbegrenzungen nicht in gleichem Maße wächst. Bei hohen Frequenzen wirkt diesem Trend zwar die Schallabsorption auf den Ausbreitungswegen zwischen zwei Reflexionen entgegen. Aber auch in mittleren und kleinen Räumen steigt die Nachhallzeit zu tiefen Frequenzen häufig stark an, weil die im Raum vorhandene, aber auch die konventionell installierte Absorption typischerweise zu tiefen Frequenzen regelmäßig abfällt. Das macht selbst flache Räume, wie z. B. offene Bürolandschaften oder Restaurants, zu dröhnenden akustischen Foltern für etwas sensiblere, besonders aber schlecht verstehende oder gar hörbehinderte Personen.

Abb. 11.36. Offene, transparente Bürolandschaft mit einer minimalisierten MusterInstallation aus VPR- und BKA-Modulen; Grundriss mit angedeutetem Deckenspiegel (links), Nachhallzeit (rechts)


Abb. 11.37. VPR- und BKA-Module (noch ohne Oberflächen-Finish) im Musterraum gemäß Abb. 11.36; entsprechend ca. 10% der Grundfläche an der Decke (oben), ca. 5% an den Wänden [152]

Mit den in Abb. 11.36 und 11.37 angedeuteten neuartigen AkustikBausteinen lassen sich nun nicht nur die tieffrequenten Raum-Moden bedämpfen. Bei optimaler Abstimmung auf den jeweiligen Raum und seine Ausstattung ist es, wie in Abb. 11.36 veranschaulicht, möglich, einen ganz gleichmäßigen Verlauf der Nachallzeit, d. h. der RaumRückwirkung, über den gesamten interessierenden Frequenzbereich von 63 Hz bis 8 kHz zu erzwingen. Der Raum wird so zu einem „linearen“ Übertragungselement zwischen jedem Sender und Empfänger. Man braucht also nicht mehr die Ausreden zu bemühen, dass doch keine Information unter 500 Hz verloren gehe und das Ohr doch ohnehin zu tiefen Frequenzen immer unempfindlicher werde, um eine hier ansteigende Nachhallzeit zu tolerieren.


11.6 Ausführungsbeispiele innovativer Raum-Akustik Das Fraunhofer IBP, in dessen Laboren die meisten der hier vorgestellten innovativen Materialien, Bauteile und Auslegungsverfahren entwickelt wurden, sieht es nicht als seine vorrangige Aufgabe, akustische Beratungen nach den allgemein anerkannten Regeln der Technik durchzuführen. Das können darauf trainierte Ingenieurbüros vor Ort in der Regel schneller und kostengünstiger. Wenn aber besondere Herausforderungen nach alternativen Lösungen mit neuartigen Produkten verlangen, sieht man es geradezu als eine den öffentlichen Förderern geschuldete Verpflichtung an, sich über die eigentliche Forschungs-, Entwicklungs- und Prototypphase hinaus in repräsentativen Demonstrations-Projekten mit einer gewissen Breitenwirkung mit gleicher Intensität zu engagieren. Nur unter marktüblichen Randbedingungen, Termin- und Preisdruck können Problemlösungen ihren notwendigen Praxistest bestehen. In den folgenden Musterausführungen hat das Institut in ganz unterschiedlicher Verantwortlichkeit fungiert. Wenn diese im Extremfall bis zu einer Art von Generalunternehmerschaft ging, wurde das Risiko natürlich mit dem ausführenden Unternehmen (meist dem bereits fixierten oder für Folgeprojekte vorgesehenen Lizenzpartner) den jeweiligen Kompetenzen entsprechend geteilt. Der Name Fraunhofer war dabei in manchen kritischen Fällen von einiger Bedeutung. 11.6.1 Anspruchsvolle Versammlungsstätten Für bloße Sprachdarbietungen ohne gleichzeitige Kommunikation unter den Nutzern kann man [110, Abschn. 4.3.2] eine Soll-Nachhallzeit in s Tsoll

0.37 lg V 0.14

(11.26)

für den besetzten (jeweils +0.2 s für den unbesetzten) Raum entnehmen (vgl. Kurve b in Abb. 11.30). Für fremdsprachliche Nutzer und solche mit eingeschränktem Hörvermögen sollte man um 20% niedrigere Tsoll-Werte anstreben. a) Speisesäle

Man kann darüber streiten, ob Gaststätten nicht sogar zu den kommunikationsintensiv genutzten Räumen (Kurve c in Abb. 11.30) zu zählen sind. Ziemlich unangebracht erscheint aber ihre Einordnung nach [110, Kap. 6] in eine Gruppe B, für welche „die Einhaltung eines Sollwertes der Nachhallzeit nicht erforderlich, und für deren Störgeräuschunterdrückung gemäß [110, Tabelle 6] lediglich der nur die Frequenzen oberhalb 250 Hz

11.6 Ausführungsbeispiele innovativer Raum-Akustik 191

Abb. 11.38. Raumakustische Sanierung der glasumschlossenen, mit einer „AkustikDecke“ ausgestatteten Kantine des Fraunhofer-Instituts-Zentrums (kleines) durch einige VPR-Module (großes Foto), die kaum 5% der Grundfläche des Raumes belegen; Nachhallzeit vorher (○), nachher (□), Empfehlung nach [110] (schraffiert)

berücksichtigende bewertete Absorptionsgrad Dw heranzuziehen“ sei. Was bei einer derart beschränkten Sichtweise herauskommen kann, zeigt das folgende Beispiel [59]: Die Kantine des Institutszentrums Stuttgart der FhG (Abb. 11.38) hatte nach einer Erweiterung zwar ganzflächig eine konventionelle „AkustikDecke“ mit einer ca. 40 mm dicken Mineralfaserauflage hinter Holzpaneelen, die mit ca. 20 mm breiten Fugen und etwa 20% Lochanteil von der Rohdecke abgehängt waren, erhalten. Damit war die Anforderung nach [110, Tabelle 6, Zeile 3] mit der 0.5 bis 1-fachen Belegung bei Dw zwischen


1 und 0.5 jedenfalls erfüllt. Trotzdem war der von den Nutzern selbst bei den Mahlzeiten erzeugte Lärm in dem dreiseitig glasumschossenen Raum mit schallhartem Steinfußboden geradezu ohrenbetäubend, eine entspannte Unterhaltung mit dem Tischnachbarn kaum möglich. Eine Rede des Präsidenten der FhG aus feierlichem Anlass verhallte so unverstanden – auch unter Zuhilfenahme elektroakustischer Verstärkung. Dieses eindrucksvolle Erlebnis ermöglichte eine Sanierung sogar im eigenen Hause! Es wurden kaum 1 m2 große Verbundplatten-Module nach Abschn. 5.3 gemäß Abb. 11.38, kaum sichtbar hinter dem Holzraster, unmittelbar unter die Unterdecke geschraubt. Sie bedeckt so kaum mehr als 5% der Grundfläche. Ihre Wirksamkeit wurde aber von allen Nutzern subjektiv sofort bestätigt, obgleich sie in diesem Falle objektiv (in der Nachhallzeit, s. Abb. 11.38 unten) nur unter 200 Hz zum Ausdruck kommt. Durch die geringfügige Abdeckung der ursprünglichen Akustikdecke wird sogar eine kleine Erhöhung der Nachhallzeit zwischen 200 und 500 Hz sichtbar. Dafür wird letztere aber bei 63 Hz fast halbiert und bei 80 Hz von 1.2 auf unter 0.8 gesenkt. Bei Anwendung der üblichen Mess- und Prüftechnik, die nur bis 125 Hz herunter reicht, wäre der Unterschied vorher/nachher wohl kaum auffällig geworden. Wenn man aber den Messund Beurteilungsbereich mindestens bis 63 Hz nach unten ausdehnt, wird der subjektiv wahrgenommene Unterschied durch die unscheinbare Maßnahme im Deckenbereich auch objektiv eindeutig nachweisbar und so die besondere Bedeutung der tiefen Frequenzen nach Kap. 2 und [165] eindringlich demonstriert. Aber auch wenn die Nachhallzeit in einer Werkskantine wie in Abb. 11.39 zu hohen Frequenzen hin stark ansteigt, führt dies unweigerlich zu Beanstandungen, weil Geräusche von den diversen Aggregaten im Gastraum und im Bereich der Essenausgabe oft gerade in diesem Frequenzbereich dominieren und so die Verständigung unter den Nutzern stören. Hier kamen mikroperforierte transparente Folien unter der Betondecke erfolgreich zum Einsatz, um die Nachhallzeit zu vergleichmäßigen, mit einem ganz ähnlichen Ergebnis wie im Beispiel zuvor. In beiden Fällen war es also nicht notwendig, etwas an den Glasfassaden zu unternehmen, die beide Kantinen so schön umschließen. Die durchgeführten Maßnahmen beeinträchtigen die vorhandenen Installationen nicht und erforderten auch keine Renovierung der Räume. Nach solchen Schlüsselerlebnissen kann man kaum verstehen, in wie vielen erstklassigen Gourmet-Tempeln beste Gaumenfreuden unter akustisch miserabelsten Umgebungsbedingungen verkauft werden. Auch das Einspielen der geschmackvollsten Musik in den Raum ändert an dieser eklatanten Dissonanz nur wenig. Wenn es stimmt, dass – zumindest für eine bestimmte privilegierte Schicht – die Grenzen zwischen Arbeit,


Abb. 11.39. Raumakustische Sanierung in einer großen Werkskantine durch mikroperforierte transparente Folien unter der Betondecke

Kommunikation und Freizeit immer mehr verschwimmen sollen, besteht in vielen solcher von der Norm [110] bisher vernachlässigter Räume akuter Handlungsbedarf. b) Plenarsäle

Politische und künstlerische Gremien tagen gern in von außen gut einsehbaren Plenarsälen, wenn sie sich ihrem medienwirksamen Geschäft hingeben. Dabei werden ihre verbalen und mimischen Äußerungen stets direkt über Radio und Fernsehen übertragen. Wenn es aber, etwas seltener zwar, zu Debatten im Plenum kommt, werden nicht selten akustische Mängel des Raumes deutlich, der natürlich in erster Linie optisch gestaltet wurde. Dann spielt der Raum mit seinen schallhart belassenen Oberflächen eine


destruktive Rolle, auch und besonders wenn seine Benutzer über eine komplexe elektro-akustische Anlage ELA kommunizieren sollen. Ein Musterbeispiel für eine Verkettung unglücklicher Umstände stellte der damals neue Bundestag in Bonn der Architekten Behnisch & Partner [95, 126] dar. Die helle Lichtdecke des Plenarsaales (Abb. 11.40 (a)) mit gläsernen Lamellen (außen), die dem Sonnenstand nachgeführt werden, und Licht

Abb. 11.40. Die zylindrische Glasfassade zwischen dem Plenarsaal in Bonn (a) und seinem Foyer wurde durch transparente Reflektoren (b, c) und mikroperforierte Acrylglas-Absorber (b) akustisch entschärft [98]


lenkenden Rastern (innen) sowie rundum raumhohe Glaswände (innen wie außen) sorgen für ein Höchstmaß an Klarheit und Durchsichtigkeit bei optimaler klimatischer und akustischer Trennung zwischen Innenraum (Plenarbereich) und Außenraum (Foyer). Schädliche Reflexionen der Schallwellen von den Lautsprecher-Ampeln zu den Zwischenwänden und zurück zu den Mikrofonen brachten die digitale Elektronik bei der Inbetriebnahme1992 aus dem Konzept und so die Volksvertreter zum einstweiligen Rückzug in das „Wasserwerk“! Die betörend schöne, bis fast 10 m hohe Holz-Glas-Konstruktion der Zwischenwände zwischen Plenarsaal und Foyer (Abb. 11.40 (c)) läßt sich durch schräg vor den 24 Türen installierte transparente MPA-Vorsatzschalen aus Acrylglas nach Abschn. 9.1 in Verbindung mit Glas-Reflektoren vor Wandelementen akustisch „entschärfen“. Zusammen mit einer Schrägstellung der Brüstungselemente an den Zuschauertribünen sowie Maßnahmen an der „Adlerwand“ und Auslegen eines absorbierenden Gehbelages kosteten diese Sanierungsarbeiten unnötig viel Geld. Bei sorgsamer und vor allem rechtzeitiger Planung hätte man dem namhaften Hersteller der ELA und dem Parlament als Bauherr viel Hohn und Spott erspart! Ab 1993 konnten sich die Abgeordneten, heute immer noch zahlreiche Besucher des eindrucksvollen Bauwerks, über die geschlossenen MPAKassetten (Abb. 11.40 (b)) an den 24 Türen wundern. In den vergangenen 12 Jahren wurden die viel betasteten Vorsatzschalen ebenso wie die Sicherheits-Glasscheiben regelmäßig mit konventionellen Mitteln gereinigt. Einige gingen zwar inzwischen aus Unachtsamkeit zu Bruch; Reklamationen wegen Reflexionen, die etwa die ELA gestört hätten, blieben aber aus. Diese dauerhafte Demonstration einer neuartigen Absorber-Technologie an einem herausragenden Ort führt noch heute zu Anfragen und Hilferufen an das Fraunhofer IBP. Die aber nie verstummenden Bedenken, ob sich die kleinen ( 4 dB. – Die Pegelüberhöhung DLf gegenüber dem Pegel, der sich in einem idealen Freifeld (also ohne Reflexionen vom Boden oder anderen Hindernissen im Raum) im jeweiligen Abstand von der Quelle nach Gl. (3.19) ergeben würde. Als gut gelten hier Werte DLf 400 Hz) bzw. 5 mm (f > 2 kHz) über dem nach [15, 16] schallhart (α < 0.06) ausgeführten ebenen Boden platziert. Auf mindestens 8 (nach [15]) bzw. 5 (nach [16]) Bahnen wird, radial von der Quelle, mit einem Abstand von s = 0.5 m (nach [16]) beginnend, zu den Raumecken und -kanten hin der Schallpegel („draw-away“) gemessen. Eine innerhalb der geforderten Entfernung von der Quelle an die Messwerte bestangepasste Gerade mit der nach Gl. (2.1) zu erwartenden Abnahme wie 20 lg s zeigt dann Abweichungen, die die Grenzwerte nach Tabelle 12.2 nicht überschreiten dürfen. Tabelle 12.2. Toleranzen für Abweichungen der Pegelabnahme in Freifeld-Räumen gemäß Genauigkeits-Klasse 1 („precision method“) nach [15, 16] Messraumtyp Freifeld

Freifeld über reflektierender Ebene (Halbfreifeld)

Terzmittenfrequenz [Hz] Grenzwerte für Differenzen [dB] d 630

r1.5

800 bis 5000

r1.0

t 6300

r1.5

d 630 800 bis 5000

r2.0

t 6300

r3.0

r2.5

328 12 Innovative Akustik-Prüfstände

Aus diesen Abweichungen ergibt sich nicht nur ein nutzbares Messvolumen, eine mögliche Hüllfläche oder ein maximaler Abstand für Messungen um die Quelle herum, sondern nach [244] auch ein mittlerer Reflexions- bzw. Absorptionsgrad für die gesamte Raumauskleidung. Die akustischen und aeroakustischen Modell-Untersuchungen wurden im ausgeführten Windkanal, besonders bei den so wichtigen tiefen und mittleren Frequenzen, gut bestätigt [242]. Abbildung 12.6 (a) zeigt z. B. ein Schalldruck-Spektrum an einem Messpunkt außerhalb der Strömung, Abb. 12.6 (b) an einem Punkt im Kern des Freistrahls und Abb. 12.6 (c) in der Mitte der Scherschicht. Untersuchungen im akustisch noch unbehandelten FKFS-Windkanal ergaben [238, 239], dass die notwendige Minderung des Anlagengeräusches bei Frequenzen oberhalb 1000 Hz geringer ist und leichter fällt als bei tieferen Frequenzen. Abbildung 12.7 zeigt, dass die Eigengeräusche des Gebläses, der Kanal-Einbauten und von Düse und Auffänger sowie

Abb. 12.6. Pegel der Druckschwankungen im Modell (○) und in der Ausführung (□) des BMW Windkanals [242]; (a) außerhalb der Strömung (100 km/h), (b) im Kern des Freistrahls (150 km/h), (c) in der Mitte der Scherschicht (100 km/h)

12.4 Alternative Auslegungs-Konzepte 329

Abb. 12.7. Terz-Spektren des Schalldruckes außerhalb der Strömung bei 200 km/h im FKFS-Windkanal vor der akustischen Nachrüstung (ohne Seiferth-Flügel an der Düse) [238]; leere Messstrecke (∆), Transporter 210 KB (Ⴎ), BMW 535 i mit Stufenheck (○), AUDI 5000 USA/Quattro (□)

der Nachhall der Messhalle im unbedämpften Zustand die Messung der von Serien-Pkw abgestrahlten Umströmungsgeräusche unter 1000 Hz unmöglich machten. Geräuscharme Fahrzeuge versanken auch oberhalb 1000 Hz im Anlagengeräusch. Lediglich im Inneren des Fahrzeuges selbst ließ sich bis etwa 500 Hz herunter mit genügendem Störabstand messen.

12.4 Alternative Auslegungs-Konzepte Die ersten akustischen Untersuchungen an und in Automobilen wurden einfach im Freien oder in nicht besonders dafür hergerichteten Werkhallen und Laborräumen durchgeführt. Um aber vom Wetter und von diversen Fremdgeräuschen unabhängig zu werden, hat man sich spezielle Akustik-Prüfstände für die Messung der verschiedenen Geräuschquellen am Fahrzeug geschaffen. Heute werden sie, sechs bis acht an der Zahl, in aufwändiger Raum-in-Raum-Bauweise nebeneinander in Forschungs- oder Entwicklungszentren gebaut. So ideal auf die akustischen Bedürfnisse zugeschnitten wie der 1 750 m3 große Freifeld-Raum des IBP (Abb. 12.8) können Messräume selten bleiben: Transport, Antrieb, Betrieb, Lüftung und Kühlung leistungsstarker voluminöser Maschinen und Geräte, aber auch die sonstige Messtechnik für die Prüflinge erfordern zahlreiche Kompromisse im Messraum selbst sowie in der Wandgestaltung und in der schalltechnischen Entkopplung zu den benachbarten Räumen und Aggregaten (s. Abschn. 12.6). Dafür muss


Abb. 12.8. Schnitt durch den großen Freifeld-Raum des IBP mit einem lichten Rohbau-Volumen V = 1 750 m3, einer unteren Grenzfrequenz von 80 Hz sowie einer Resonanzfrequenz der Federung von 2 Hz (s. a. Abb. 12.2)

man in der oft auch ziemlich rauen Umgebung nicht auf Zehntel eines dB genau messen. Es ist deshalb nicht in jedem Falle nötig und möglich, die sehr hohen akustischen Anforderungen aus der Frühzeit, z. B. der Bell-Laboratories, als es ausschließlich um die Prüfung von elektroakustischen Wandlern und Apparaten (v. a. Mikrofone und Lautsprecher) ging, auf jede technische Schallquelle zu übertragen. Die Mehrzahl der in den vielen Teilen der DIN 45 635 [15] behandelten Quellen lassen schon wegen mangelnder Konstanz oder Reproduzierbarkeit ihrer Betriebszustände und Umgebungseinflüsse keine Genauigkeit entsprechend Klasse 1 bei der Bestimmung der Schallemission zu. Für viele wird eine Prüfung nach Klasse 2 oder 3, für manche überhaupt nur eine Messung im Freien bzw. vor Ort für ausreichend erachtet. Da mag man sich fragen, wie sinnvoll die in [15] und älteren Ausgaben von [16] geforderte 99%-ige Absorption aller Wandauskleidungen reflexionsarmer Räume wirklich ist. Der destruktive Einfluss reflektierender, für den Betrieb und die Prüfung der Testobjekte aber unentbehrlicher Einbauten auf die FreifeldQualität wurde bereits angesprochen. Fast noch wichtiger erscheint bei Halbfreifeld-Räumen der Hinweis, dass es kaum eine technische Schallquelle (eigentlich auch keinen noch so kleinen Lautsprecher) gibt, deren direkt abgestrahltes Schallfeld nicht auf unübersichtliche Weise, sowie


stark frequenz- und ortsabhängig, mit Reflexionen vom hart belassenen Boden interferiert. Der Term 10 lg Q in Gl. (2.1) ist nur theoretisch konstant mit 3 dB anzusetzen. Da der Abstand der Quelle vom Boden nicht besonders groß ist, kann sich diese Interferenz etwa gleich starker Wellen im gesamten Messvolumen als Abweichung von dem ebenfalls nur theoretisch nach 20 lg s abklingenden Schallpegel störend bemerkbar machen (s. Abschn. 12.6.4 (f)). Wenn man von dieser starken Interferenz einmal absieht, so lässt sich das Schallfeld einer Punkt-Schallquelle in 3 Zonen unterteilen [119]: a) das Nahfeld, wo der Druckpegel so stark ist, dass er durch Reflexionen von den Raumbegrenzungen in keiner Weise beeinflusst werden kann, auch nicht durch die sich im Raum ausbildenden Moden, b) das Fernfeld, in welchem Schallmessungen nach Norm durchzuführen sind und wo deshalb insbesondere der Einfluss der Raum-Moden, wie in Kap. 4 und Abschn. 13.4.6 beschrieben, durch geeignete Dämpfungsmaßnahmen in engen Grenzen zu halten ist, c) das Randfeld, wo sich Schallwellen in größter möglicher Entfernung von der Quelle und daher mit relativ geringer Amplitude mit unvollständig absorbierten und (geometrisch) reflektierten Wellen besonders kritisch überlagern (s. Abschn. 13.4.1). Für Messungen nach [15, 16] eignet sich die Zone (a) nicht, weil ein gewisser Mindestabstand s > 2 l (l = Abmessung der Quelle) bzw. s > O/2 oder s > l2/O nach [245] (O = Wellenlänge) von der Quelle eingehalten werden sollte. In Zone (b) kann der Schalldruckpegel durch den Einfluss des Raum-Moden-Anteils verfälscht werden. Eine Pegelerhöhung oder -minderung durch Interferenz der Direktschallwelle mit einer reflektierten und dabei, je nach Raumauskleidung, mehr oder weniger geschwächten Schallwelle bleibt in nicht zu großer Entfernung von der Quelle relativ gering, solange der Abstand s´ von der durch die Absorption in ihrer Schallleistung verminderten Spiegel-Quelle Q´ zum Messpunkt viel größer ist als sein Abstand s zur realen Quelle Q (Abb. 12.9). Je näher aber der Messpunkt an die reflektierende Begrenzungsfläche rückt, umso geringer wird der Unterschied in den Abständen s zur realen und s´ zur Spiegel-Quelle. Wenn dieser gerade 2d # O/2 (bei 80 Hz also z. B. 2.15 m) wird, dann können hier hin- und rücklaufende Wellen von Quellen in sehr großem Abstand interferieren, wenn die Auskleidung nur unvollständig absorbiert. Die resultierende Pegelminderung oder -erhöhung ist abhängig von dem Verhältnis von Laufwegunterschied und Wellenlänge. Dies ist der Grund, warum Messungen nach Norm eine Randzone (c) mit d < O/4 meiden sollen. Abbildung 12.10 zeigt die resultierende


Abb. 12.9. Skizze zur Erklärung der Schalldruckverhältnisse frontal vor einer ebenen, unvollständig absorbierenden Wand

Differenz D der maximalen und minimalen Pegel im Grenzfall ebener stehender Wellen (s = s´o f) vor einer Wand in Abhängigkeit von r [28]

r 0

10 D / 20 dB 1 10 D / 20 dB 1

(12.1)

bzw. vom Absorptionsgrad D (0) gemäß Gl. (3.5). Wollte man nach diesem einfachen Modell die Pegeldifferenz nach [15, 16] für mittlere Frequenzen auf r1 dB begrenzen, so sollte r(0) höchstens

―

Abb. 12.10. Reflexionsfaktor r(0) ( ) und Absorptionsgrad α (0) (---) bei senkrechtem ebenem Schalleinfall als Funktion der Pegeldifferenz D im Stehwellenfeld senkrecht vor einer ebenen Wand nach Gl. (12.1)


einen Wert von 0.11 (D # 2 dB) und D(0) mindestens 0.99 aufweisen. Solche hohen Absorptionsgrade, wie sie in den geltenden Normen gefordert werden, sind am besten mit geeignet strukturierten porösen oder faserigen Absorbern erreichbar, wie sie in Abschn. 12.5 und 12.6.4 beschrieben werden. Für andere Einfallswinkel, wie sie in Freifeldräumen ebenso vorkommen, fehlte bisher eine verlässliche Messtechnik, insbesondere für tiefe Frequenzen und größere Absorber-Proben. Vor allem sollte man aber bei kleineren Messräumen dieses einfache Modell mit ebenen Wellen nicht zugrunde legen. Wenn nämlich nach [15, 16] ein Abstand d = 1 m von den Raumbegrenzungen eingehalten wird und s durch den Raum z. B. auf 3 m beschränkt bleibt, dann ergibt sich ein Amplitudenverhältnis der Kugelwellen von der realen und der Spiegel-Quelle, rc

pQc pQ

s ; sc s 2d , sc

(12.2)

von z. B. 0.6 am Ort des Mikrofons gemäß Abb. 12.9. In diesem Fall würde bereits ein tatsächlicher Reflexionsfaktor von r = 0.17 (entsprechend D = 0.97) zu r1 dB führen. Für Halbfreifeldräume wird aber nur r2 dB nach [15, 16] gefordert entsprechend einem resultierenden Amplitudenverhältnis von

rres

r r c 0.22

(12.3)

Dies entspricht im obigen Beispiel r = 0.37, also einem Absorptionsgrad D = 0.86 den man mit Tiefen-Absorbern nach Abschn. 12.5 auch weit unter 100 Hz inzwischen breitbandig gut erreichen kann. Die Situation hinsichtlich der Auslegung kleiner Freifeldräume für tiefe Frequenzen ist also nicht so aussichtslos, wie es auf den ersten Blick erscheint, wenn es nur gelingt, die Raumauskleidung für diese tiefen Frequenzen mit deutlich geringerer Bautiefe t als bisher nach Gl. (4.9) zu realisieren. In Wirklichkeit sind die Schallfelder, die sich bei EmissionsMessungen in reflexionsarmen Räumen ausbilden, je nach den jeweiligen Quellen- und Messpositionen viel komplexer, als es hier im Hinblick auf die sehr konservativen Forderungen in [15, 16] diskutiert wurde. Es sei aber betont, dass mehr als 99% der Emissionsmessungen an technischen Schallquellen sinnvollerweise nicht schmalbandig, sondern, völlig ausreichend, in Terzbandbreite durchgeführt werden. Bei solchen Prüfungen tritt das Problem der Interferenz zweier kohärenter Schallwellen nur mit geringeren Pegeldifferenzen D in Erscheinung. Bei der Auslegung kleiner Messräume sollte man daher vor allem auf die Bedämpfung der RaumModen besondere Sorgfalt verwenden. Um aber die Raum-Moden optimal


zu bedämpfen, erscheint es sinnvoll und notwendig, von weiteren Vorgaben bei der Auslegung reflexionsarmer Räume Abschied zu nehmen: a) Im Sinne einer möglichst gleichmäßigen Verteilung der Eigenresonanzen des Raumes bei tiefen Frequenzen sollte man keine etwa würfelförmigen Raumgeometrien sondern solche mit nicht ganzzahligen Seitenverhältnissen wählen, auch wenn dadurch den geometrischen Anforderungen in Normen scheinbar widersprochen wird. b) Da die breitbandige Dämpfung tiefer Frequenzen bis 50 oder gar 20 Hz herunter den Einsatz unterschiedlicher Resonanzabsorber erfordert und die Moden grundsätzlich ungleichförmig im Raum verteilt auftreten, sollte die optimale Raumauskleidung nicht an allen Begrenzungsflächen gleich und in der Fläche homogen ausgeführt werden, wie dies [15, 16] fordern. c) Es ist auch nicht in jedem Falle sinnvoll, die Quelle möglichst symmetrisch in der Mitte des Freifeldraumes zu platzieren, weil dann bei vorzugsweise parallelen Wänden die zu Interferenzen in den Randzonen führenden Laufwegunterschiede der direkten und reflektierten Schallwellen auf einer ebenfalls symmetrischen Messfläche unnötig gehäuft auftreten würden. Eine etwas außermittige Quellenanordnung erscheint grundsätzlich vorteilhafter, allerdings auf Kosten der Größe einer z. B. kugelförmigen Messfläche. Nach diesen neuen Ansätzen zur optimalen Gestaltung kleiner akustischer Messräume erscheint es ratsam, nicht wie bisher üblich, erst den Raum im Rohbau fertigzustellen und dann die Raumauskleidung auszusuchen und einbauen zu lassen, sondern das gesamte Konzept des Messraumes inklusive der zu prüfenden Schallquellen und der vorgesehenen Messtechnik zu planen. Aber auch wenn bereits die Geometrie des Raumes im Rohbau festliegt, ist es sinnvoll, die Auskleidung nach den hier vorgestellten Prinzipien zu diskutieren, weil die Absorber-Module nach Abschn. 12.5 neue Möglichkeiten für Installationen an den Begrenzungsflächen und für die Oberflächengestaltung bieten. Für Klasse 1-Messungen erlaubt die Norm keine Korrekturen des Messergebnisses, auch dann nicht, wenn z. B. die Geometrie der Quelle im Raum oder dessen Auskleidung für einen bestimmten Messpunkt eine gut reproduzierbare Pegelerhöhung oder -schwächung zur Folge hat. Dagegen kann man in der Genauigkeits-Klasse 2 den auf einer Messfläche (energetisch) gemittelten Schalldruck-Pegel Lp,m gemäß [15, 16] in gewissen Grenzen in dreierlei Hinsicht korrigieren: Lp

L p , w K 0 K1 K 2

(12.4)

12.4 Alternative Auslegungs-Konzepte 335 Tabelle 12.3. Korrekturen K1 für die Berücksichtigung des Fremdgeräusches abhängig von der Differenz 'L zwischen dem Schallpegel des Testobjektes und demjenigen des Fremdgeräusches allein 'L [dB]

3

4

5

6

7

8

9

10

> 10

K1 [dB]

3.0

2.2

1.7

1.3

1.0

0.7

0.6

0.5

0

a) Ausbreitungs-Korrektur K0 berücksichtigt (meist geringfügige) Einflüsse von Dichte, Schallgeschwindigkeit und Feuchte der Luft als Übertragungsmedium b) Fremdgeräusch-Korrektur K1 bringt während der Messung unvermeidlich vorhandene Fremdgeräusche (energetisch) in Abzug, allerdings nur, so lange die daraus für den A-bewerteten Summenpegel resultierende Korrektur K1A d 1.3 dB(A) bleibt, also der Störpegel mindestens 6 dB unter dem Nutzpegel liegt (vgl. Tabelle 12.3), c) Raumrückwirkungs-Korrektur K2 stellt die rechnerische Korrektur dar für Pegelerhöhungen infolge von Reflexionen der von der Quelle ausgehenden Schallwellen an reflektierenden Flächen im umgebenden Raum. Unter Berücksichtigung der jeweiligen Mess- bzw. Hüllfläche S ergibt sich aus Gl. (12.4) dann der Schallleistungs-Pegel LW

L p 10lg

S S0

; S0 1 m2 .

(12.5)

Der Raumeinfluss c) kann z. B. mittels einer Vergleichsschallquelle durch

K2

LW LWr

(12.6)

bestimmt werden mit dem Pegel der Vergleichsschallquelle im Prüffeld mit Raumrückwirkung (LW) bzw. nach Herstellerangaben oder gemessen im Freifeld (LWr). Wenn man diese Umgebungs-Korrektur, z. B. Terz für Terz, an den Messwerten eines Prüflings gemäß Gl. (12.4) anbringt, so darf die daraus resultierende A-Pegel-Korrektur insgesamt K2A = 2 dB(A) nicht überschreiten, damit die für die Praxis anzustrebende GenauigkeitsKlasse 2 eingehalten wird. Der an den Messpunkten der Hüllfläche mitgemessene Pegel infolge der Rückwürfe von Schallwellen von reflektierenden Flächen liegt in dieser Genauigkeits-Klasse also in etwa 2 bis 3 dB unter dem Pegel des Direktschallfeldes des Prüflings. Die in [15] ebenfalls definierte Genauigkeits-Klasse 3 (K2A d 7 dB(A)) entspricht in der Regel nicht den Anforderungen der Praxis, weil derartige


Messungen zur Kennzeichnung der Schallquellen und zur Auslegung von Lärmminderungs-Maßnahmen mit einer zu großen Unsicherheit verknüpft wären. Eine bestimmte Messfläche gilt nach [16] übrigens auch dann als für Klasse 1-Messungen geeignet, wenn der auf einer vierfach größeren, geometrisch ähnlichen Hüllfläche gemessene Leistungspegel um nicht mehr als 0.5 dB variiert. In normal reflektierenden Räumen macht die Raum-Rückwirkung auf die Emissions-Messung bedeutend mehr als 2 dB, bei tiefen Frequenzen nicht selten über 10 dB aus. In dieser Situation haben Praktiker in der Industrie damit begonnen, ihre Prüffelder und Laborräume durch Anbringung zusätzlicher Absorptionsmaterialien an Wänden, Decken und allen übrigen reflektierenden Flächen für Freifeld-Messungen zu ertüchtigen. Da hierfür i. A. poröse/faserige Matten verwendet werden, leidet aber oft die Qualität der Raumluft unter diesen Maßnahmen. Vom IBP wurde deshalb ein vereinfachtes Verfahren für Schallemissions-Messungen entwickelt, getestet und beim Auftraggeber erstmalig installiert (Abb. 12.11), bei dem – symmetrisch aufgebaute, beidseitig in einem breiten Frequenzbereich absorbierende Folien-Absorber als Tafeln 0.6 u 0.6 m frei im Raum aufgehängt werden, – die untereinander mit Klammern verbundenen Tafeln, z. B. senkrecht von der Decke hängend, einen vorhangartigen Schallschirm mit einem Gewicht von ca. 2 kg/m2 bilden, – zwischen den einzelnen Tafeln rundum ein Spalt von jeweils ca. 1 cm Breite verbleibt, durch den ein praktisch ungehinderter Luftaustausch mit dem umgebenden Raum gewährleistet wird, – eine leichte Montage und Demontage (z. B. über an der Decke befestigte Laufschienen) unter nahezu beliebigen Raumgegebenheiten möglich wird. In Abb. 12.11 ist ein typisches Ventilatoren-Labor mit drei größeren Prüfständen mit angeschlossenen Kanälen für aerodynamische und akustische Messungen zu sehen. Die Außenwände (6) und (7) und die Messkabinen (4) und (5) sind großflächig verglast, die Decke ist ebenfalls stark reflektierend. Der gezeichnete Prüfling (9), ein Dach-Ventilator, ist in eine die Dachfläche simulierende Wand aus Spanplatten eingebaut. Der hier realisierte Schallschirm (8) bildet ein Messvolumen von ca. 80 m3, seine Seitenteile werden über die in Abb. 12.11 (a) skizzierten Hänger an der Decke befestigt. Abbildung 12.12 zeigt die Umgebungskorrektur K2 vor und nach der Aufstellung des Schallschirms, frequenzabhängig gemessen mit einer Vergleichsschallquelle. Der Einfluss des umgebenden Raumes ließ sich in diesem speziellen Anwendungsfall von K2A = 3.8 dB(A) auf 2.0 dB(A) reduzieren. In selteneren Fällen, bei denen das Geräuschspektrum der Maschine ein


Abb. 12.11. Installation eines Schallschirms für Klasse 2 – Hüllflächen-Messungen nach [16] in einem Industrielabor [246]: 1, 2, 3 Ventilatoren-Prüfstände; 4, 5 Messkabinen; 6, 7 großflächige Glas-Bauteile; 8 leichter, licht- und luftdurchlässiger Schallschirm; 9 Prüfling; 10 Messfläche

Maximum oberhalb 2 000 Hz hat, ließe sich auf einfache Weise mit Hilfe eines leichten porösen Vorhangs die Raum-Rückwirkung bei hohen Frequenzen weiter vermindern. In den häufigeren Fällen, bei denen ein Ventilator ein Geräusch-Maximum bei 250 Hz aufweist, kann man mit speziellen Tiefen-Absorbern nach Abschn. 7.3 und 8.3 eine weitere Verbesserung des Schallschirms erzielen. In [247] wird ein Schallschirm beschrieben, der als Schirmmaterial Platten der Abmessungen 100 u 165 u 10 cm aus offenporigem PolyurethanSchaumstoff verwendet. Durch ihre Steifigkeit und ihr geringes Gewicht (3.2 kg/m2) ermöglichen sie den Aufbau leichter Schirmwände, wobei als Stützkonstruktion lediglich U-förmig gebogene Alu-Bleche, Klebeband und Blechwinkel verwendet werden. Auf diese Weise werden bis zu 3.5 m hohe Wände errichtet, die auch ein Dach tragen können, so dass ein rundum


Abb. 12.12. Umgebungs-Korrektur K2 für Oktav-Schallpegel vor (□) und nach (○) Errichtung des Schallschirms nach Abb. 12.11

geschlossener Schirm entsteht. In einer relativ halligen Umgebung ließ sich seine Wirkung über einer ca. 3 u 5 m großen schallharten Grundfläche testen. Für den A-Schallpegel einer breitbandigen Vergleichsschallquelle ergaben sich Umgebungskorrekturen ohne Schirm mit 1.7 m hohem Schirm mit 3.5 m hohem Schirm mit 3.5 m hohem Schirm mit Dach

K2A = 8.1 dB(A) = 2.1 = 1.3 = 1.2

Die erste Windkanal-Anlage, die vollständig mit Hilfe von ALFA-Bausteinen für aeroakustische Messungen jeder Art in der Genauigkeits-Klasse 1 ertüchtigt wurde, arbeitet seit 1993 im FKFS an der Universität Stuttgart. Dort hatte man zunächst ein konventionelles Konzept zur Senkung der aerodynamisch am Gebläse und in den Strömungsführungen erzeugten Geräusche verfolgt (Abb. 12.13): – Schalldämpfer-Kulissen-Pakete in den beiden Quersträngen der Luftführung zwischen den Umlenkecken vor und nach dem Axialgebläse, – Schall schluckende Auskleidung auf der Druckseite der Blechschaufeln in den der Mess-Strecke jeweils nächstgelegenen Umlenkecken, – reflexionsarme Auskleidung der Messhalle mit Faser-Keilen. Das Besondere dieser Variante A war die Ausfahrbarkeit der Schalldämpfer-Pakete aus der Luftführung heraus in seitlich angebrachte druck- und


Abb. 12.13. FKFS-Windkanal im Vertikalschnitt (a) mit Maßnahmen nach [238]: 1 Ausfahrbare Schalldämpfer-„Pakete“; 2 Druck- und schalldichte Schalldämpfer„Rucksäcke“; 3 Druckseitig absorbierende Umlenk-Ecken; 4 Mineralfaser-Keile; 5 Körperschall-Isolierung des Gebläses (b)

schalldichte „Kulissen-Häuser“ bei aerodynamischen Untersuchungen, so dass sich die erreichbare Höchstgeschwindigkeit von 268 km/h bei einer maximalen Leistungsaufnahme des Gebläses von 2 850 kW praktisch nicht ändert. Bei aeroakustischer Nutzung mit in die Luftführung eingefahrenen Schalldämpfern hätte sich jedoch infolge der Druckverluste in den dicht gepackten Dämpfer-Paketen die maximale Geschwindigkeit in der MessStrecke auf unter 200 km/h reduziert. Dies führte zum Vorschlag, zwei neuartige „Umlenk-Schalldämpfer“ in die Strömungskanäle beidseitig des Gebläses permanent zu integrieren und auch die Keil-Absorber durch eine faserfreie Wandauskleidung zu ersetzen (s. Abb. 12.14): – zwei bzw. drei freistehende Schalldämpfer-Kulissen und die zugehörigen Rand-Kulissen jeweils vor, zwischen und nach den beiden Umlenkecken-Paaren bilden zusammen mit den Umlenkprofilen jeweils eine fest eingebaute „Integrale Schalldämpfer-Umlenkeinheit“, deren Strömungsquerschnitte durch die Kulissen und Schaufeln in Teilquerschnitte unterschiedlicher Breite, aber mit gleicher Dämpfung und etwa gleichen Druckverlusten aufgelöst werden,


– profilierte, schallschluckende Beschichtung der frei stehenden Blechschaufeln aller vier Umlenkecken auf Saug- und Druckseite, s. Abb. 4.5, – ebene reflexionsarme ALFA-Auskleidung der Messhalle, s. Abb. 12.15. Durch umfangreiche Messungen und Berechnungen konnte nachgewiesen werden, dass die Körperschall-Übertragung vom Gebläse zur Messhalle auch nach Durchführung aller Luftschall-Lärmminderungs-Maßnahmen nicht stören würde. So konnten Baukosten eingespart werden, die etwas Spielraum für die zunächst etwas teureren innovativen Dämpfungsmaßnahmen und ihre Erprobung in entsprechenden Modell-Untersuchungen ergaben. Folgende grundsätzliche Anforderungen wurden vom FKFS aufgestellt [74]: – Die Absenkung des Eigengeräusches in der Mess-Strecke – ausgehend vom unbedämpften Windkanal – sollte möglichst nahe an das Niveau des „Strahlrauschens“ reichen, mindestens jedoch 20 dB betragen. – Die Maximalgeschwindigkeit sollte nach dem Umbau bei gleicher Gebläseleistung 245 km/h nicht unterschreiten; die Ungleichförmigkeit der Geschwindigkeitsverteilung sollte mit < ± 0,25% unverändert bleiben. – Alle Oberflächen von Bauteilen zur Lärmminderung insbesondere in der Luftführung sollten glattflächig, mechanisch stabil, gegen Verschmutzung und Feuchtigkeit unempfindlich und leicht reinigbar sein. – Zum Schutz von Nutzern und Kunden vor Austragungen von Fasern aus Dämpfereinbauten sowie im Hinblick auf staubempfindliche HitzdrahtMess-Sonden sollte eine faserfreie Absorbertechnik zur Anwendung kommen. – Die Auskleidung der Messhalle sollte trotz größtmöglicher Wirksamkeit bis zu tiefsten Frequenzen herab so dünn wie möglich bleiben, um eine Beeinflussung der aerodynamischen Beiwerte von Fahrzeugen infolge eines reduzierten Messhallen-Volumens zu vermeiden und die Bewegungsfreiheit des Traversiergerätes möglichst wenig einzuschränken. – Die erforderlichen Nachrüstungen des Windkanals sollten gering und seine Betriebsunterbrechung auf 4 Monate beschränkt bleiben. Am Referenz-Messpunkt 6 m neben der Strahlachse sollten für f t 125 Hz die Forderungen nach [15, 16] Klasse 1 eingehalten werden. Für tiefere Frequenzen sollte der Raum unter Einsatz der nach dem neuesten Stand der Technik leistungsfähigsten Schallabsorber so gut wie irgend möglich gestaltet werden. Diese bestehen aus 100 mm dicken Membran-Absorbern nach Abschn. 6.3, die ein Absorptions-Maximum bei 100 Hz haben. Vor diesem Resonanzabsorber wurde mit 10 mm Abstand ein 150 mm dicker, zum Raum hin verhauteter Schaumstoff hinter einer Lochgitter-Abdeckung mit 56% Lochflächenanteil befestigt. Man erkennt in Abb. 12.15 links die


Abb. 12.14. FKFS-Windkanal mit ausgeführter innovativer Lösung [74]: 1 Saugseitiger Umlenk-Schalldämpfer aus drei Teilkanälen; 2 Druckseitiger Umlenk-Schalldämpfer aus vier Teilkanälen; 3 Membran-Absorber an den Kanalwänden nach Abb. 4.5; 4 Druck- und saugseitig schallabsorbierend profilierte Umlenk-Ecken nach Abb. 4.5; 5 Auskleidung mit ebenen Kompakt-Absorbern nach Abb. 12.15

Deckmembranen des Absorbers aus Aluminiumblech und daneben das fertige Element. Der Abstand des Lochgitters von der Betonwand beträgt – bedingt durch die notwendigen Kabelverlegungen und die zur Betonwand körperschallisolierte Stahlprofil-Haltekonstruktion – ca. 300 mm. Vor dem großen Tor zum Fahrzeug-Vorbereitungsraum und vor den Fenstern zur Messwarte (s. Abb. 12.16) sind Absorber-Module über Hubspindeln verfahrbar. Dafür musste an einigen Stellen auf die Membran-Absorber hinter dem Schaumstoff verzichtet werden. Durch den Einbau der dünnen Breitband-Absorber wurde die Messhallen-Breite auf etwa 14.4 m verringert.

Abb. 12.15. Breitband-Absorber als Wandverkleidung [74, 241]: 1 Stahlunterkonstruktion aus C-Profilen mit elastischer Befestigung; 2 Membran-Absorber, 100 mm dick (Abschn. 8.3); 3 Verhautete Polyester-Schaumstoffplatten in Lochblechkörben, 150 mm dick, 4 Messhallenwand (Beton); 5 Moosgummi zur Aufnahme der Wärmedehnung und elektrolytischen Trennung Stahl / Aluminium


Abb. 12.16. Blick über ein Testobjekt in der Messstrecke des FKFS-Kanals zur vollständig reflexionsarm verkleideten Messwarte [74, 241]

Für die Abnahme im Sommer 1993 wurden, ähnlich wie bei BMW (Abschn. 12.3), vier diagonale Bahnen 1 bis 4 vom Boden in Raummitte zu den Raumecken in ca. 5.5 m Höhe (Länge ca. 10 m) und drei flache Bahnen 5, 6 und 7 vom Boden in Strahlmitte zu den verkleideten Fenstern der Messwarte in ca. 1.1 m Höhe (Länge ca. 7.4 m) gewählt; letztere auf Wunsch des Betreibers der Anlage, weil hier bevorzugt gemessen wird. Die Anforderungen wurden übererfüllt: Für f t 50 Hz sind Messabstände von der Raummitte bis s = 6 m, für t 25 Hz bis 4 m für Schallmessungen der Klasse 1 möglich. Die Vorteile dieser neuen reflexionsarmen Verkleidung kommen besonders in der hell-weiß gehaltenen abgehängten Decke der Messhalle (Abb. 12.17) zur Geltung: – – – – –

gute Licht-Reflexion, geringer Raumbedarf, mechanische Stabilität, hohe Abriebfestigkeit, variable Farbgebung (z. B. schwarz für Rauchaufnahmen, s. Abb. 12.18).

Mit den weiter oben beschriebenen mobilen oder ortsfesten Schallschirmen für Klasse 2-Messungen („engineering method“) und diversen hochabsorbierenden Verkleidungen für Klasse 1-Räume („precision method“) konnten attraktive neue Konzepte vorgestellt werden, wie man die Schallemission technischer Quellen unter ihren jeweiligen Betriebsbedingungen jeweils praxisgerecht untersuchen kann. Es leuchtet ein, dass derart komplexe Aufbauten wie in Abb. 12.15 und 12.17 zwar hohen bautechnischen Anforderungen genügen, aber als universell einsetzbare reflexionsarme Auskleidungen zu teuer sind. ALFA-Bauteile haben zwar eine gewisse Attraktivität gegenüber herkömmlichen Mineralfaser-Produkten. Sie dürfen aber im Preis dennoch nicht wesentlich über jenen liegen. Die weitere


Abb. 12.17. Reflexionsarme Unterdecke in der Messhalle des FKFS-Kanals [74, 241]: 1 Deckenträger IP 800 mit untergeschweißter Zuglamelle; 2 Bügel für die Aufnahme der Decken-Rahmenelemente; 3 Rahmenelemente aus Winkelstahl; 4 Membran-Absorber, 100 mm dick; 5 Lochblechkästen mit 10 mm Melaminharzschaum-Inlet mit 140 mm unverhautetem Polyesterschaum hinterfüllt; 6 Deckenträger-Verkleidung aus Lochblech, 10 mm Schaum-Inlet und 240 mm PE-Schaum-Füllung

Entwicklung zielte deshalb auf einfacher aufgebaute Tiefen-Schlucker, kostengünstigere, mehrfach geschichtete Breitband-Module und eine zum Schallfeld hin strukturierte Anpassungs-Schicht für höchste Reflexionsfreiheit auch in den kritischen Randfeldern nach (c).

Abb. 12.18. Außengeräusch- und Druckschwankungsmessungen im Nachlauf des Hub-/Schiebedachs eines PKW mit dem Mikrofon an der Kurbelarmlanze des Traversiergeräts [74]


12.5 Drei aktuelle ALFA-Bausteine für reflexionsarme Räume Abbildung 12.19 zeichnet die Entwicklung vom klassischen Platten-Resonator bis zur leistungsfähigsten, optimal an das Schallfeld angepassten, reflexionsarmen Auskleidung nach. Der Membran-Absorber (a) wurde als Kombination eines innen liegenden, tief abgestimmten Helmholtz-Resonators mit einem um etwa eine Oktave höher abgestimmten Feder/MasseSystem (gebildet durch die Luftkammern 5 und die beiden Membranen 6 und 7) zu einem attraktiven Schalldämpfer-Bauteil für Lüftungsanlagen entwickelt, s. Abschn. 6.3. Im FKFS-Windkanal (Abschn. 12.4) wurden insgesamt über 3 000 m2 davon als Tiefen-Schlucker sowohl in die MittelKulissen als auch in Wand- und Deckenverkleidungen integriert. Um für die nachfolgenden Realisierungen Fertigungskosten zu sparen, wurden die teure Wabenstruktur 5 und die Lochmembran 6 des MembranAbsorbers eingespart und der Hohlraum ganz oder teilweise durch einen offenporigen Weichschaum 8 gefüllt (Abb. 12.19 (b)). Dadurch wurde die Absorption zu etwas höheren Frequenzen verschoben; vor allem aber blieben die Kosten für das Blech-Gehäuse 4 hoch. In einem zweiten und dritten Entwicklungsschritt wurde deshalb die Deckmembran 7 durch eine 1 bis 3 mm dicke Stahlplatte ersetzt, letztere punktweise dauerelastisch mit der Schaumplatte verbunden und diese Verbundstruktur (c) unter Einsparung der Wanne 4 mit Hilfe einfacher Haken oder Rahmen an Wand oder Decke befestigt. Wenn man dafür sorgt, dass die Frontplatte 9 am Rand rundum weder fest eingespannt wird noch hart aufliegt, so kann diese zum einen als Masse zusammen mit dem Schaum als Luftkissen nach Art eines Feder/Masse-Schwingers, zum anderen aber auch in ihren Eigenresonanzen schwingen. Beide Mechanismen werden durch die innige Verbindung 10 der Platten 8 und 9 stark bedämpft. Wenn die auftreffenden Schallwellen, um den Rand der Platte 9 in bevorzugten Abmessungen von ca. 1 u 1.5 m gebeugt, seitlich in die Schicht 8 eindringen können, dann entsteht so ein sehr breitbandig wirksamer Tiefen- und Mitten-Absorber, s. Abschn. 5.3. Will man nur die tiefen Frequenzen, etwa unter 250 oder 125 Hz, dämpfen, dann kann man die Stirnflächen dieses Verbund-Platten-Resonators VPR auch schalldicht abdecken. Wenn man dagegen eine möglichst breitbandige Wirkung erzielen möchte, dann werden die VPR-Module im Abstand von ca. 20 bis 30 cm voneinander montiert. Durch die Variation der Abmessungen, insbesondere der Dicke der Frontplatte 9 und der Stärke der Rückenplatte 8 in Abb. 12.19 (c), kann man die Belegung einer Wand oder Decke optimal auf die spektrale Zusammensetzung und räumliche Verteilung des Schallfeldes im Raum abstimmen.

12.5 Drei aktuelle ALFA-Bausteine für reflexionsarme Räume 345

Abb. 12.19. Schematische Darstellung einer ALFA-Entwicklungslinie vom einfachen Platten-Absorber bis zur reflexionsarmen Auskleidung für Freifeld-Räume [7]

Aufbauend auf den VPR-Elementen konnten geschlossene Auskleidungen für reflexionsarme („schalltote“) Räume in zwei Stufen zur Befriedigung unterschiedlicher Anforderungen entwickelt werden. Für breitbandig abstrahlende Quellen oder audiometrische Untersuchungen reichen i. A. Messungen in Oktav- oder Terz-Bandbreite aus. In diesem praktisch vorherrschenden Anwendungsbereich hat sich der Breitband-Kompakt-Absorber BKA nach Abb. 12.19 (d) bestens bewährt. Durch das Schließen der Zwischenräume 12 und Abdecken der VPR-Module mit einer homogenen porösen oder faserigen Schicht 11, letztere vorzugsweise ca. 150 mm dick,


entsteht ein unvergleichbar breitbandiger Schallabsorber, der auch bei den tiefen Frequenzen selbst gegenüber dem VPR nochmals höhere Wirksamkeit zeigt. Die untere Kurve in Abb. 10.7 ergibt sich für VPR-Module gemäß Abb. 5.14 mit 1 mm-Stahlplatten, wie oben beschrieben, aber mit einer vorderseitig ganzflächigen Belegung mit 150 mm Schaum, wobei hier in Gl. (3.15) entsprechend S A = 10.9 m2 angesetzt wurde. Offenbar erreicht bei dieser Konfiguration, in der die Platte allseitig weich eingebettet völlig frei schwingen kann, das Dämpfungspotential dieses kombiniert reaktiv-passiven BKA ein Optimum. Mit einer Bautiefe von insgesamt nur ca. 250 mm lassen sich nun mit einer BKA-Auskleidung auch sehr kleine Freifeld-Räume für Messungen der Genauigkeits-Klasse 1 nach Norm für Frequenzen bis 50 Hz und darunter ertüchtigen [17, 119]. Wenn man die vorgesetzte poröse Schicht 11 etwas dicker (z. B. 520 mm) macht und den Schalleintritt dadurch erleichtert, dass man diese Schicht auf neuartige Weise nach Abb. 12.20 strukturiert, so entsteht eine reflexionsarme Auskleidung nach Abb. 12.19 (e), die allen schalltechnischen Ansprüchen an Freifeld-Räume genügt. Dabei geht es hier nicht so sehr um die absolute Höhe der Messwerte. Man kann D-Werte größer als 1 bei höheren Frequenzen bekanntlich mit der üblichen Anordnung von Diffusoren im Hallraum, dem Einfluss von Beugungseffekten am Rande des Prüfkörpers, aber auch mit der nach Norm vorgeschriebenen Verwendung der Sabine’schen Formel Gl. (3.15) erklären. Im Gegensatz zu im Kundt’schen Rohr bei senkrechtem Schalleinfall oder bei unter einem anderen Winkel einfallenden Schallwellen gemessenen Absorptionsgraden, die den Wert 1 nicht überschreiten, sollte man sich nach [24, S. 273] deshalb nicht über Ds-Werte weit über 1 wundern. Die Ergebnisse in Abb. 10.7 zeigen jedenfalls, dass man mit einem nur 250 mm dicken BKA mit 1 mm starker Stahlplatte offenbar den gesamten praktisch interessierenden Hörbereich abdecken kann. Der Einfluss von noch dickeren Platten

Abb. 12.20. Asymmetrisch Strukturierter Absorber aus einem offenporigen Melaminharzschaum mit beispielsweise B1 = B2 = 125, D1 = 100, D2 = 150, H1 = 250, H2 = 270 (400, 530) mm


(bis 2.5 mm) lässt sich allerdings auch in derart konditionierten Hallräumen nicht mehr so eindeutig quantifizieren wie durch Messung der Nachklingzeiten bei den Eigenresonanzen des Raumes nach [20]. Ohne den so wichtigen VPR im Rücken lassen sich die Asymmetrisch Strukturierten Absorber ASA auf einer 200 u 200 mm großen Grundfläche im Kundt’schen Rohr mit konventionellen Mineralfaser-Keilen vergleichen. Abbildung 12.21 zeigt, dass bei Frequenzen oberhalb 125 Hz alle Varianten die 99%-Forderung der alten Freifeld-Norm [15] für schmalbandige Messungen in etwa gleicher Weise erfüllen. Unterhalb dieser Frequenzgrenze ist z. B. der ASA mit 520 mm Bautiefe den Keilen mit 650 mm deutlich überlegen. Der gleich tiefe ASA liegt noch bei 100 Hz bei 99%. Der ASA mit 780 mm Bautiefe kann sich wiederum gut mit 1 075 mm tiefen Keilen, wie in Abb. 35 und 43 dargestellt, messen. Die Überlegenheit der ALFA-Technologie entfaltet sich bei tiefen Frequenzen aber erst vollständig im Raum, wenn großformatige VPRModule hinter der ASA-Verkleidung integriert werden (Abb. 10.10), um so vor allem die Raum-Moden nachhaltig zu bedämpfen, siehe z. B. Abschn. 12.6.4. Der Vorteil der strukturierten gegenüber der dünneren glatten, porösen Oberfläche hinsichtlich schmalbandiger Messungen im Freifeld tritt bei Messungen im Hallraum (Abb. 10.7) weniger stark in Erscheinung – ein weiterer Hinweis darauf, dass für die praktisch vorherrschenden Anforderungen an reflexionsarme Räume (Messungen mit

Abb. 12.21. Absorptionsgrad α0 bei senkrechtem Schalleinfall auf verschieden strukturierte poröse/ faserige Absorber, gemessen im Kundt’schen Rohr mit 200 u 200 mm Querschnitt; ASA: 520 (fette), 650 (graue), 780 mm (dünne Kurve); Keile: 680 (∆), 1075 mm (▲).


Terzbandbreite an Geräuschquellen ohne ausgeprägte tonale Anteile) die BKA-Auskleidungen sich mit deutlichen Vorteilen hinsichtlich Raumbedarf, Handhabung und Haltbarkeit empfehlen. Wenn es darum geht, auch schmalbandige Untersuchungen an tonalen Quellen im Freifeld durchzuführen, dann sind weder α-Messungen bei näherungsweise diffusem Schalleinfall im Hallraum (z. B. wie in Abb. 12.20), noch solche bei senkrechtem Einfall im Kundt’schen Rohr (z. B. wie in Abb. 12.22) für einen Vergleich verschiedener Auskleidungsarten geeignet. Der entscheidende Nachweis für ihre jeweilige Leistungsfähigkeit ist erst im ausgeführten Raum mit einer umfassenden Abnahmemessung möglich (siehe z. B. Abschn. 12.6.4). Häufig gibt der Nutzer darüber hinaus noch einen ganz bestimmten Messort oder Messpfad vor, für den eine bevorzugte Einfallsrichtung der Schallwellen auf die Auskleidung typisch ist. Im IBP wurde deshalb eine Messtechnik nach Abb. 12.24 erprobt [248]. Dabei wird der Prüfling mit dem Reflexionsfaktor r in einem hinreichend reflexionsarmen Raum von einem symmetrisch hinsichtlich des

Abb. 12.22. Zur Bestimmung des Absorptionsgrades bei schrägem (2T) Schalleinfall in reflexionsarmer Umgebung


Winkels T1 = T2 = T abstrahlenden Lautsprecher L unter dem Winkel 2T mit variabler Frequenz f beschallt. Am Mikrofon M überlagern sich dann die Schalldrucke pd der direkten und pr der reflektierten Wellen zu

p

pd pr

p0 2S f sd ⎞ p0 2S f sr ⎛ ⎛ r exp ⎜ j exp ⎜ j ⎟ sd c0 ⎠ sr c0 ⎝ ⎝

⎞ ⎟ ⎠

(12.7)

Der Betrag des Schalldrucks am Mikrofon wird so mit dem LaufwegUnterschied 's = sr sd und dem Laufweg-Verhältnis x = sd / sr eine eindeutige Funktion des Betrages des Reflexionsfaktors r:

p2

⎛

pd 2 ⎜1 2 r x cos ⎝

2S f 's 2⎞ x2 r ⎟ c0 ⎠

(12.8)

Für den Sonderfall einer vollständig absorbierenden Probenfläche, r

0 ; D 1 r

2

1,

(12.9)

zeigt sich am Mikrofon mit p2 = pd2 das unverfälschte Spektrum des Lautsprechers. Für eine vollständig reflektierende Fläche, r

1 ; D

0,

(12.10)

tritt dagegen der charakteristische Kammfilter-Effekt im Spektrum in Erscheinung. Wie Abb. 12.23 zeigt, strahlt der hier gewählte Lautsprecher nicht besonders gleichmäßig ab. Aber die gemessene und berechnete Kurve für eine hinreichend schwere und große 22 mm Spanplatte zeigen die nach

Abb. 12.23. Kammfilter-Effekt im Prüfaufbau nach Abb. 12.24 Lautsprecher ohne Prüfling Messung mit 22 mm Spanplatte Rechnung für ∆s = 2.23 m, θ = 27°, ~r~ = 1


Gln. (12.7), (12.8) zu erwartenden Pegelerhöhungen (um hier knapp 5 dB), immer wenn f

…

c0 (n 1) ; n 1, 2,3 's

(12.11)

und Einbrüche bis über 10 dB, immer wenn 's ungeradzahligen Vielfachen der halben Schallwellenlänge entspricht, f

c0 2 n 1 . 2' s

(12.12)

Abbildung 12.24 zeigt eine nur geringe Abweichung von der Lautsprecher-Charakteristik für den Fall, dass auf der Spanplatte ein ASA aufgelegt wird. Bei den Frequenzen, die bei der Spanplatte zu den starken Einbrüchen führen, lassen sich aus dieser Messkurve unter Anwendung der Gl. (12.7) die in der Tabelle in Abb. 12.26 aufgelisteten Absorptionsgrade ermitteln. Mit Werten von durchgehend D > 0.99 kann man wohl von einem außerordentlich wirksamen Schallabsorber sprechen. Bei anderen Winkeln 2T zwischen 45° und 60° ergeben sich ähnlich hohe Absorptionsgrade. Das neue Messverfahren dürfte sich auch für noch kleinere und

Frequenz [Hz]

318

552

768

992

1204

1430

1654

α (27°)

0.997

1.000

1.000

1.000

0.998

0.996

0.993

Frequenz [Hz] α (27°)

1858 0.995

2082 0.999

2312 0.998

2534 0.998

2748 0.996

2978 0.998

Abb. 12.24. Ermittlung des Absorptionsgrades eines 520 mm tiefen ASA für ∆s = 2.23 m; θ = 27° gemäß Abb. 12.6 und Gl. (12.8); Lautsprecher ohne Prüfling (― dunkel), Messung mit 22 mm Spanplatte (---), Messung mit ASA auf 22 mm Spanplatte (― hell)

12.6 Ausführungsbeispiele nach dem neuen Stand der Technik 351

größere Winkel eignen. Bei genügend großen Probenflächen könnte man versuchen, den Frequenzbereich nach unten, auch unter 100 Hz, auszudehnen und tief abgestimmte sowie Breitband-Absorber vom Typ VPR nach Abschn. 5.3 und BKA nach Abschn. 5.3 und 10.1 ebenfalls derartigen Untersuchungen zu unterziehen.

12.6 Ausführungsbeispiele nach dem neuen Stand der Technik Die neu verfügbaren Tiefen-Schlucker Membran-Absorber, Verbundplatten-Resonator und Breitband-Kompaktabsorber haben eine nachhaltige Erneuerung der fast 60 Jahre alten Standards für Freifeld-Messräume möglich gemacht. Anfangs gab es natürlich ausgiebige Diskussionen und „Abwehr-Reaktionen“. Da die Vorteile der neuartigen Auskleidungen erst im ausgeführten Raum voll zur Geltung kommen und auch objektiv, vor allem durch Messung der Schallpegelabnahme von einer Punktquelle, nachgewiesen werden können, dauerte es einige Jahre, bis der neue Standard sich durchsetzen konnte. Insbesondere die rasche Akzeptanz der ALFA-Auskleidungen in den Laboratorien führender Automobil-Hersteller hat aber dazu geführt, dass der Lizenz-Partner des IBP, FAIST Anlagenbau, seine Umsätze mit der neuen Technologie bereits eindrucksvoll steigern konnte und die Ausführung mit konventionellen Keil-Absorbern inzwischen ganz aufgegeben hat. Man kann daraus ablesen, dass es möglich ist, mit ambitionierten Anwendern auch in relativ kurzer Zeit von einem durch Normen und Gewohnheiten scheinbar unverrückbar festgeschriebenen Stand der Technik einen Weg zu rundum vorteilhaften Alternativen zu bahnen. 12.6.1 BMW Motor-Akustik-Prüfstand in München Die faserfreie Technik wurde zwar erstmalig im 1 750 m3 großen Plenum des FKFS-Windkanals zum Einsatz gebracht und in [249] vor dem Hintergrund geltender Normen diskutiert. Die Vorteile der Kombination eines porösen Schallabsorbers mit einem breitbandig wirksamen Resonanz-Absorber für die Behandlung der tiefen Frequenzen und einer ebenen gegenüber einer strukturierten Oberfläche kommen aber am bestem in kleineren Messräumen mit relativ strapaziösen Nutzungsbedingungen hinsichtlich Abrieb, Beschädigung und Verschmutzung zur Geltung. Deshalb war der (ohne Auskleidung) nur 339 m3 große Motor-Akustik-Prüfstand [235, 17] im Forschungs- und Ingenieurzentrum bei BMW fast noch bedeutsamer für die Durchsetzung der neuen Technologie.


Akustik-Prüfstände, wie sie zahlreich in vielen Industriebetrieben anzutreffen sind, begnügen sich üblicherweise mit relativ kleinen Räumen, die eng an die Größe und Form der jeweiligen technischen Schallquelle angepasst werden. Die i. A. intensiv genutzten reflexionsarmen Räume bei den Herstellern schalltechnisch zu prüfender oder zu überwachender Geräte oder Maschinen müssen regelmäßig für Betrieb, Wartung und Eingriffe in den Prüfling neben den akustischen Messvorrichtungen auch umfangreiche Installationen und Einbauten, z. B. Maschinenrahmen, -halterungen und -zuführungen erhalten. Außerdem herrschen hier höhere Anforderungen an die Robustheit und Reinigungsmöglichkeit der Boden-, Wand- und Deckenflächen. Es leuchtet ein, dass unter den in der Industrie vorherrschenden Bedingungen Freifeldverhältnisse häufig nur eingeschränkt realisierbar sind. Im Konflikt zwischen ausreichend großem Messabstand s zur Quelle und erforderlicher Auskleidungstiefe t muss oft ein unbefriedigender Kompromiss zwischen Bewegungsfreiheit und Akustik geschlossen werden (vgl. Abb. 12.25, so dass (für z. B. t = 250 mm) die untere Messfrequenz bei herkömmlicher Auskleidung oberhalb 300 Hz läge. Andererseits möchte man Lärmminderung und „sound design“ in Zukunft immer mehr auch bei tiefen Frequenzen betreiben. Eine Raumauskleidung mit nur 250 mm Bautiefe, die bis 50 Hz herunter Präzisions-Messungen ermöglicht, eröffnet da neue Möglichkeiten. Nach [15] ist das Freifeld „ein Schallfeld ohne Begrenzungsflächen oder mit absorbierenden Begrenzungsflächen, deren Einfluss auf das Schallfeld im Bereich der Messfläche im interessierenden Frequenzbereich vernachlässigbar ist“. Die Messfläche soll nach Genauigkeitsklasse 1 [15, S. 24] „außerhalb des Nahfeldes der zu messenden Schallquelle liegen und einen Abstand von den absorbierenden Wänden von mindestens O0/4 haben, wobei O0

Abb. 12.25. Konventionelle reflexionsarme Auskleidungen von Motor-AkustikPrüfständen lassen oft wenig Raum für Untersuchungen an den verschiedenen Schallquellen


Abb. 12.26. BMW Motor-Akustik-Prüfstand [235] mit angedeuteter Wand-Auskleidung aus Breitband-Kompaktabsorbern, im Vergleich zu Keil-Absorbern für fu = 125 Hz (– – –)

die Wellenlänge der unteren Grenzfrequenz f0 des Raumes ist. Dies kann auch durch Versetzung der Schallquelle je nach Messpunkt erreicht werden“. Im Motor-Prüfstand liegt die Quelle allerdings unverrückbar fest, und zwar aus der Raummitte versetzt (Abb. 12.26), damit auch die Abgasanlage noch Platz finden kann. Je näher die Quelle zu einer Begrenzungsfläche rückt, umso schwerer fällt es natürlich, die Klasse 1 in größeren Messabständen noch zu erfüllen. Um das neuartige Auskleidungssystem mit BKA-Bauteilen dem konventionellen System mit Keil-Absorbern gegenüberzustellen, wurde für einen würfelförmigen Raum der Kantenlänge lR der Raum-Nutzungsgrad

KR

Vi Va

lR 2t 3 3 l R 3 l R 2t

(12.13)

berechnet mit Vi = Innenvolumen zwischen den absorbierenden Flächen und Va = Absorbervolumen. In Abb. 12.27 ist KR für verschiedene RohbauVolumina V in Abhängigkeit von der Frequenz aufgetragen. Wie zu erwarten, weist der mit BKA ausgeführte Messraum unterhalb 315 Hz höhere KR auf als der mit Keil-Absorbern, da sich durch die nur 250 mm dicken BKA ein größeres Vi realisieren lässt. Je kleiner das Rohbauvolumen und die Messfrequenz, desto stärker reduzieren die großen Bautiefen der Keil-Absorber also den noch für Messungen zur Verfügung stehenden Innenraum.


Abb. 12.27. Raum-Nutzungsgrad ηR nach Gl. (12.13) für Messräume mit allseits konventioneller Keil-Auskleidung (―) und 250 mm dicker BKA-Auskleidung (---) in Abhängigkeit von der unteren Grenzfrequenz fu und vom Rohbauvolumen V = 125 (a), 250 (b), 500 (c), 1000 m3 (d)

Wenn z. B. ein Raum wie hier mit nur V = 339 m3 bis 80 Hz herunter reflexionsfrei ausgekleidet werden sollte, so ergäbe sich ein KR von ungefähr 0.5 für die Keil- und von mehr als 4 für die BKA-Auskleidung. Bei einer konventionellen Auslegung nach Norm für 125 Hz könnte ein Volumen von der hier vorgegebenen Größe im besten Falle nur zur Hälfte für Messzwecke genutzt werden (KR # 1). Auch bei größeren Messräumen (z. B. mit V = 1 000 m3) und einer Nutzung der BKA nur bis 100 Hz schneiden diese mit KR = 6 gegenüber KR = 1.3 für Keile immer noch deutlich besser ab. In Abb. 12.28 ist die untere Messfrequenz fu

3 c0 lR l

(12.14)

(mit l = Kantenlänge einer würfelförmigen, mittig angeordneten Schallquelle) dargestellt für den Fall, dass t und d der Norm folgend O/4 und s = O entspricht, sowie die zusätzliche Bedingung l 3 d 0.005 li 3

(12.15)

eingehalten wird. Zur Realisierung von Messräumen bis 50 Hz herunter wären nach diesen Idealvorstellungen also Rohbauvolumina in der Größenordnung von einigen Tausend m3 nötig. Mit lR3 = 339 m3 wäre der Motor-Akustik-Prüfstand konventionell nur bis etwa 176 Hz zu ertüchtigen gewesen, selbst wenn die Quelle punktförmig in Raummitte zu lokalisieren wäre. Tatsächlich wurde aber durch ihre außermittige Anordnung das


―

Abb. 12.28. Grenzfrequenz fu in Abhängigkeit vom Rohbau-Volumen ( ) für s = λ und d = t = λ/4 nach [15, 16], Prüflings-Volumen > 0,5% des Messraum-Volumens (---) für l = 0.5, 1 und 2 m

nutzbare Volumen zusätzlich so stark (auf effektiv nur noch etwa 138 m3) eingeschränkt, dass bei der relativ großen Quelle (l > 0.5 m) eine Auslegung nach dem herkömmlichen Stand der Technik eigentlich nur auf fu > 220 Hz hätte abzielen können. Abbildung 12.29 stellt den maximalen Messabstand smax von einer Quelle als Funktion der kleinsten Entfernung dR zum Rohbauteil für verschiedene Messfrequenzen gemäß [15, 16] dar.

Abb. 12.29. Maximaler Messabstand smax von der Quelle als Funktion der kleinsten Entfernung dR zum nächsten Rohbauteil gemäß [15, 16] für Frequenzen oberhalb 50 (a), 100 (b), 200 (c) und 400 Hz (d)


Abb. 12.30. Vertikalschnitt des BMW Motor-Akustik-Prüfstandes [235]

Der Raum (Abb. 12.30) besitzt zwei Türen, eine zum Begehen des Prüfstandes und die andere zum Einbringen des Prüflings. Unterhalb des Zwischenbodens befindet sich die vom Gebäude schwingungsentkoppelte Fundamentplatte. Auf dieser ist die Stützkonstruktion für den Rahmen schwingungsisoliert befestigt, auf dem der Prüfling montiert wird. Für die notwendige Raumkühlung mit maximal etwa 21 000 m3/h sind in der Raumecke, in deren Nähe der Motor untersucht wird, über die gesamte Höhe Schlitzauslässe integriert. Weitere Luftzuführungen befinden sich unmittelbar unterhalb und seitlich vom Motor direkt über der Gitterrostebene. Die Öffnungen zur Luftabsaugung sind oberhalb und seitlich der schräg stehenden Wand eingebaut. Zum Transport des Motors von der Tür bis zum Montagerahmen wird ein aushängbarer Kran verwendet. In die Decke sind eine Sprinkleranlage, verschiedene Sensoren, Leuchtstofflampen, Videokameras und Rauchmelder integriert. Die Tragkonstruktion des Gitterrostes überspannt mit Stützen den gesamten Raum und hat keinerlei Kontakt zu den Seitenwänden. Fugen im Wandbereich ermöglichen die Unterbringung von Mess- und Versorgungsleitungen (Abb. 10.9). Zur Raumseite hin sind diese mit speziellen Absorbern abgedeckt, so dass sich im Inneren des Prüfstandes eine geschlossene ebene Absorberoberfläche ergibt. Sämtliche Kanäle im Bereich der Zu- und Abluftöffnungen sind mit Schaum hinter Lochblech abgedeckt. Die Reflektoren der 17 Leuchtstofflampen bestehen aus dem gleichen Lochblech wie die BKA und sind ebenfalls mit Schaum schallabsorbierend hinterlegt. Sowohl die Lampen als auch die Schiene für die Kranbahn sind in Deckenfugen verlegt. Die Stahlprofilträger der Gitterrost-Tragkonstruktion sind im seitlichen und unteren Bereich mit Schaum verkleidet. Unverkleidet


Abb. 12.31. BMW Motor-Akustik-Prüfstand nach Abb. 12.32 mit dem ersten Prüfling [235]

blieben die Gitterroste, der Montagerahmen für den Motor, die Oberseiten der Gitterrost-Tragkonstruktion, die zuvor erwähnten Hilfseinrichtungen sowie die Treppe mit Geländer. Insgesamt sind so ca. 6 m2 schallharte Oberfläche im Raum verblieben, entsprechend etwa 10% der Grundfläche. Abbildung 12.31 zeigt den Motor im fertigen Raum mit seinen auffallend hellen, glatten Oberflächen. Vor der Inbetriebnahme wurde Anfang 1997 die SchalldruckabnahmePrüfung nach [15] durchgeführt. Dabei wurden die Schallquelle auf dem Montagerahmen des Motors angebracht und, ausgehend von ihrem Mittelpunkt, Stahldrähte zu den fünf oberen und fünf unteren Raumecken gespannt. In Abb. 12.32 ist beispielhaft die Pegelabnahme auf einer Bahn für zwei Frequenzbänder dargestellt. Hier beträgt die Abweichung selbst bei

Abb. 12.32. Relative Pegelabnahme mit der Entfernung auf einer oberen Bahn im Raum nach Abb. 12.31 ohne Gitterrost für 800 (∆) und 50 Hz (□)


der größten Messentfernung von 4.5 m bei 50 Hz weniger als 1.5 dB und bei 800 Hz weniger als 1 dB. Auf dieser Bahn kann also mindestens ab 50 Hz aufwärts überall wie im Freifeld mit höchster Genauigkeit gemessen werden. In Abb. 12.33 sind die kritischen Entfernungen „x“ beispielhaft für 50 Hz in den Grundriss des Prüfstandes eingezeichnet. Die Entfernungen sind die tatsächlichen Abstände auf den Bahnen, abzulesen an dem eingezeichneten Maßstab. Außerdem sind für die hier verwendete Punktschallquelle der zulässige Messradius der Vollkugel-Messfläche smax1, der sich aus dem erforderlichen Mindestabstand von einem Viertel der Wellenlänge zu den absorbierenden Flächen ergibt, und der Mindestabstand von der Punktschallquelle smin = 1 m nach [15] dargestellt. Zusätzlich wurde der bei einem Abstand d = O/4 nach [15] noch mögliche maximale Radius smax2 für eine halbkugelförmige Messfläche im oberen Teil des Messraumes eingetragen. Der kleinste Abstand des Quellpunktes von der Raumauskleidung von nur 2.14 m bestimmt, dass smin > smax ist. Bei Einhaltung des O/4Wandabstandes nach [15] ist daher eine Normmessung bei 50 Hz nicht zulässig. Erst ab 80 Hz (smin < smax) kann der Halbfeldfreiraum trotz seiner nachgewiesenen Freifeldgüte auf Grund der besonderen Lage der Quelle relativ nah zur Auskleidung für diesen Punkt auf einer (Halb-)Kugelfläche nach der GK 1 gemessen werden. Messungen nach GK 2 sind ab 50 Hz möglich. Im Prüfstand mit den oben beschriebenen Einbauten können also Messungen gemäß Tabelle 12.4 durchgeführt werden.

Abb. 12.33. Entfernungen (x) auf den Bahnen in der oberen Raumhälfte, bis zu denen im Prüfstand die GK1-Anforderungen nach [15] für 50 Hz erfüllt sind [235]

12.6 Ausführungsbeispiele nach dem neuen Stand der Technik 359 Tabelle 12.4. Zulässige Messbereiche für den Raum nach Abb. 12.31, für die Lage der Quelle im Raum nach Abb. 12.33 Rohbauvolumen Volumen zwischen den Absorbern Raumnutzungsgrad KR nach Gl. (12.13) Höhe des Gitterrostes über Bodenabsorber Höhe über Gitterrost kleinster Abstand des Quellpunktes von der Raumauskleidung Messungen nach DIN 45 635 Teil 1 Genauigkeitsklasse 1 (Vollkugel) s min = 1 m; s max1 = 2.14 m λ/4 s max1 = 1 bis 1.06 m für f = 80 Hz

339 m3 276 m3 4.4 1.44 m 3.30 m 2.14 m

Genauigkeitsklasse 2

s ! 1.5 m

s max1 = 1 bis 1.28 m für f = 100 Hz s max1 = 1 bis 1.45 m für f t 125 Hz

für 50 Hz d f d 16 kHz

Dank der nur 250 mm dicken BKA können im Motorprüfstand Schallpegelmessungen der Genauigkeitsklasse 1 nach Norm bis 80 Hz herunter durchgeführt werden. Die Verwendung 700 mm langer Keile würde für Messungen ab 125 Hz aufwärts die Messflächen deutlich verringern: Der zulässige Radius der Vollkugel-Messfläche würde von 1.45 (wie ausgeführt) auf 1 m (mit Absorber-Keilen) reduziert. Dies bedeutet, dass ab 125 Hz nur kleinere Schallquellen vermessen werden könnten. Größere Motoren würden bereits bei Frequenzen deutlich oberhalb 125 Hz an die Grenzen des konventionell ausgekleideten Prüfstandes stoßen. Die in Abb. 12.33 strichliert angedeutete Auskleidung mit Keilen für 50 Hz ließe kaum Platz für den Prüfling selbst. Je kleiner der Messraum, desto vorteilhafter ist natürlich seine Gestaltung mit raumsparenden Kompakt-Absorbern. Die Einflüsse auf das Freifeld durch Reflexionen an den relativ klein strukturierten Gitterrosten wurden bei der Messung zwar in einzelnen Frequenzbändern und in größerer Entfernung von der Quelle festgestellt. Auf den für die Klasse 1 zulässigen Messflächen konnten sie aber vernachlässigt werden. Ein größeres Augenmerk ist dagegen auf die Stützkonstruktion zu richten. Wird der Gitterrost für Norm-Messungen ausgebaut, so werden die relativ breiten Auflageflächen der Tragkonstruktion ebenso mit Schaumstoff belegt wie die anderen Elemente der Stützkonstruktion, damit keine störenden Reflexionen bei Frequenzen ab 1 000 Hz aufwärts die Messergebnisse verfälschen. In der unteren Raumhälfte führen die zahlreichen verkleideten Stützelemente ab 800 Hz aufwärts zu Schalldämpferund Abschirmeffekten, die die Pegel im Bereich neben und hinter den Einbauten stark absenken. Dies hat zur Folge, dass die Klasse 1-Forderungen


für die hohen Frequenzen nur noch in einem kleinen Bereich um die Quelle herum realisiert werden können. Die zulässigen Messradien der Tabelle 12.4 gelten sowohl mit als auch ohne Gitterrost. Diese erste Anwendung der VPR/BKA-Technologie unter äußerst engen räumlichen Vorgaben hat eindeutige Vorteile offenbart: a) Sie schrumpft den üblicherweise zerklüftet aufgebauten Absorber räumlich auf ein notwendiges Minimum zusammen, b) sie schafft Raum für ausgedehnte Quellen und maximale Messabstände, c) sie macht einen reflexionsarmen Boden begehbar, d) sie ermöglicht die Anbringung einer auswechselbaren Auflage, um aus dem Motor fast unvermeidbar abtropfende Flüssigkeiten zu binden, e) sie erweitert den möglichen Frequenzbereich für Freifeld-Messungen bis 50 Hz, evtl. sogar noch darunter, ohne wesentliche Einbußen bei höheren Frequenzen. Will man die durch die Modul-Bauweise (Abb. 10.9) geschaffene Möglichkeit zur Integration der diversen Prüfstands-Installationen voll nutzen, setzt dies eine frühzeitige gute Abstimmung zwischen allen Planern voraus. Ein Mehrpreis für diese flexible und attraktive Raumauskleidung ist im Markt i. A. zwar nicht zu erzielen. Man kann aber eine Einsparung bei

Abb. 12.34. Mögliche Einsparung bei den Rohbaukosten durch den Einsatz raumsparender (t = 250 mm), allseitig reflexionsarmer Auskleidungen für fu = 80 Hz als Funktion des Rohbauvolumens eines würfelförmigen Raumes in Abhängigkeit von den Rohbaukosten; 65 € / m3 (□), 125 € / m3 (―), 255 € / m3 (∆)


den Rohbaukosten 'K durch die Reduktion der Auskleidungstiefe 't gegenüber konventionellen Keil-Absorbern gemäß Gl. (4.9) zur Diskussion bringen. Abbildung 12.34 zeigt diesen Gewinn 'K

⎡l R3 ⎣

3 l R 2 't ⎤ K

⎦

(12.16)

für drei beispielhafte Rohbaukosten K als Funktion eines Rohbauwürfels lR3 für eine anvisierte untere Messfrequenz f0 = 80 Hz. Nicht selten werden bei Prüfständen mit aufwändigen Installationen für deren Betrieb Leitungen und Kanäle hinter einer Vorsatzschale verlegt, vor welcher dann die akustische Auskleidung angeordnet wird. Wenn man diesen „verlorenen“ Hohlraum mitrechnet, weil die neuartige Modul-Bauweise die Integration der Installationen in die Auskleidung ermöglicht, fällt die Ersparnis in den Baukosten noch höher aus. 12.6.2 Audi Aeroakustik-Windkanal in Ingolstadt Das erste Windkanal-Plenum, das so vollständig wie eben möglich mit einer BKA-Auskleidung ausgestattet werden konnte, wurde 1998 im AudiWindkanalzentrum in Betrieb genommen [236]. Abbildung 12.36 zeigt die Messhalle mit einem Testobjekt; auch die großen Fenster der Messwarte, die durch absenkbare Absorber-Wände für Präzisionsmessungen akustisch unschädlich gemacht werden können. Die BKA-Module mit 250 mm Bautiefe werden hier durch Lochblech-Körbe nach Abb. 10.9 gehalten und geschützt. Die Bedingungen für Halbfreifeld-Räume nach Norm sind für Terz-Messungen bis 63 Hz von einer neutralen Prüfstelle bestätigt worden. In diesem Projekt kamen auch erstmals Schalldämpfer-Kulissen aus BKA-Modulen in einer der Umlenkecken zum Einsatz (Abb. 12.37). Sie wurden, jeweils 250 mm dick, durch eine 2 mm dicke Stahlplatte getrennt und mit Lochblech abgedeckt. Zur Minimierung der Druckverluste und Optimierung der Einfügungsdämpfung bei höheren Frequenzen wurden An- und Abströmprofile angepasst und mit offenporigem Weichschaum hinter Lochblech gefüllt (Abb. 10.6). Die anderen zwei Ecken wurden mit Umlenk-Blechen bestückt, die beidseitig, ähnlich wie in Abb. 11.8 angedeutet, mit verhautetem Schaumstoff profiliert sind. So konnte die Dämpfung bei mittleren und hohen Frequenzen weiter verbessert und der Druckverlust nochmals reduziert werden. Die großen Querschnitte der Strömungsführung ermöglichten die zusätzliche Anbringung einer ebenfalls sehr breitbandig wirksamen akustischen Wand- und Deckenverkleidung. So wurde im Bereich des Auffängers die in Abb. 10.6 oben dargestellte abgehängte Konstruktion mit 300 mm dicken


Abb. 12.35. Mit BKA-Auskleidungen reflexionsarm gestaltete Messhalle im AudiWindkanal [236, 11]; (a) Blick zur Düse und Messwarte; (b) Blick zum Auffänger

BKA-Modulen realisiert. Der große Hohlraum entstand, weil die ursprüngliche Planung von weitaus voluminöseren faserigen Auskleidungen ausging. Er wurde durch eine 3 mm dicke Stahlplatte abgetrennt, auf der die BKA-Module montiert wurden. Im Hohlraum sorgen Absorber-Schotts für die nötige Dämpfung, um Längsübertragung von Luftschall zu vermeiden. Schließlich wurde noch ein Naben-Schalldämpfer aus ALFA-Modulen, wie in Abb. 12.38 angedeutet, am Gebläse selbst als besonders wirksame Maßnahme unmittelbar an der Quelle eingebaut. Alle diese innovativen Konzepte zusammen sowie eine sorgfältige Auswahl eines lärmarmen Gebläses haben den Audi-Windkanal zur weltweit leisesten Anlage gemacht [250]. Abbildung 12.39 veranschaulicht den respektablen Fortschritt bei der Lärmbekämpfung in Fahrzeug-Windkanälen in einer ersten Stufe, zu welcher vor allem der FKFS-Kanal zählt [74, 238, 249], um gut 30 dB(A) und in einer zweiten Stufe, die durch den Audi-Kanal eingeleitet wurde [236, 11, 250], um nochmals mehr als 10 dB(A). Damit scheint ein neuer Standard für die ungestörte Messung


Abb. 12.36. Die neuartige Verkleidung mit Breitband-Kompaktabsorbern ermöglicht eine nach Bedarf vor der Messwarte absenkbare reflexionsarme „Schürze“

Abb. 12.37. Druckseitiger Umlenk-Schalldämpfer aus BKA-Modulen im Audi-Windkanal [236, 11]


Abb. 12.38. Naben-Schalldämpfer am Gebläse des Audi-Windkanals [7, 8]

Abb. 12.39. Eigengeräusch außerhalb der Messstrecke von Windkanälen der Fahrzeug-Hersteller nach [250, 251]

von Umströmgeräuschen an Kraftfahrzeugen erreicht zu sein, der allen Anforderungen der Praxis gerecht wird (vgl. die Ausführungen am Schluss von Abschn. 12.3). Es leuchtet ein, dass es beim prestigeträchtigen Thema „acoustic comfort“ und „sound design“ von unschätzbarem Vorteil sein kann, wenn ein Kfz-Hersteller eine Anlage zur Verfügung hat, in welcher auch schwache Geräuschanteile noch ohne messtechnische Klimmzüge sicher analysiert werden können. Dass alle Maßnahmen faserfrei ausgeführt werden können, stellt einen weiteren Vorteil für das hochqualifizierte Personal und die empfindlichen Messsonden dar.


12.6.3 Mercedes Technik-Zentrum in Sindelfingen Gewisse Nachteile der Mineralfaser-Technologie, wie sie im BMW-Windkanal (Abschn. 12.3) zu einem vorläufigen Höhepunkt geführt wurde, motivierten Mercedes und Opel bei der Nachrüstung des von diesen Kfz-Herstellern stark frequentierten FKFS-Windkanals (Abschn. 12.4), sich auf die faserfreie Membran-Absorber-Technik in Kombination mit verhautetem Weichschaum als Schalldämpfer in den Kanälen und reflexionsarme Auskleidung im Plenum einzulassen. Für ihren Motor-Akustik-Prüfstand (Abschn. 12.6.1) ließ sich BMW von den neuartigen Breitband-Kompakt-Absorbern auf Melaminharz-Basis (mit der Brandschutz-Klasse B1) überzeugen. Auch Audi sah für seinen Windkanal (Abschn. 12.6.2) im Einsatz dieser ALFA-Bauteile als Schalldämpfer und Raumauskleidung bei der Installation bewährter Brandschutzeinrichtungen keine besondere Gefahr. Für das Mercedes-Technik-Center bei Daimler-Chrysler kamen dagegen nur Baumaterialien der Brandschutz-Klasse A in Frage. Auch auf diese neue Herausforderung wurde bei der Auslegung der sechs hier zu realisierenden Prüfstände nach Tabelle 12.5 den Kundenwünschen entsprechend reagiert. Bei der ebenen und kompakten Bauweise der BKA-Module ist gegen den Ersatz der an sich bevorzugten Schaumstoff-Platten und Passstücke wie in Abb. 10.9 skizziert durch entsprechende Mineralwolle-Elemente nichts einzuwenden, wenn diese hinter Lochblech und Faservlies-Abdeckungen gemäß Abb. 12.40 ähnlich wie in konventionellen Schalldämpferkulissen dauerhaft und hier auch ohne größere Strömungsbeaufschlagung „eingepackt“ werden können. Die dann in der Mineralwolle eingebettete

Abb. 12.40. Prinzipskizze der Breitband-Kompaktabsorber mit Mineralwolle als Dämpfungsmaterial (schematisch); Verbund der eingebetteten Schwingplatte durch Klebung (a), Stifte (b) bzw. Zapfen (c)

366 12 Innovative Akustik-Prüfstände Tabelle 12.5. Reflexionsarme Räume im Mercedes-Technik-Center Bezeichnung des Messraumes 1. Allrad-Prüfstand (Abb. 12.41 und 12.42) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR nach Gl. (12.13) – Maximale Luftleistung 2. 1-Achs-Prüfstand mit Fahrtwind-Simulation – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 3. 1-Achs-Prüfstand (Abb. 12.44) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 4. Kleinaggregate-Prüfstand – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 5. Körperschall-Prüfstand – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 6. Strukturanalyse-Prüfstand – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 7. Außengeräusch-Messhalle (mit Keilen) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung

V KR Qmax Reflexionsarme [m3] [-] [m3/h] Fläche [m2] Halbfreifeld 623 539

338 6.4 20 000 Halbfreifeld

630 543


630 543

348 6.2 20 000 Freifeld

226 175


408 345


575 496


2 828 1 910

855 2.1 20 000


Schwingplatte kann durch Zapfen oder Stifte, wie in Abb. 12.40 skizziert, innig mit ersterer verbunden werden. Im Prozess der auch räumlichen Konzentration verschiedener Pkw-Entwicklungsbereiche entstand bei Daimler-Crysler in unmittelbarer Nähe zum größten Mercedes-Benz Montagewerk in Sindelfingen ein neues Entwicklungs- und Vorbereitungszentrum. Darin wurden im Jahre 2000 auch sechs der insgesamt sieben Akustik-Prüfstände mit BKA-Auskleidung realisiert. Letztere haben, nach Abnahme durch ein neutrales Prüfinstitut, alle Erwartungen des Betreibers voll erfüllt. Da zum Zeitpunkt der Ausschreibung dieses Projektes die raumsparende Auskleidung mit Asymmetrisch Strukturierten Absorbern ihre Generalprobe bei Volkswagen (s. Abschn. 12.6.4) noch nicht bestanden hatten, wurde die große Außengeräusch-Messhalle noch mit Mineralwolle-Keil-Absorbern ausgeführt. Bei den Rollen-Prüfständen handelt es sich um komplexe Bauwerke, in denen hochtechnisierte Prüfstands-Aggregate mit empfindlichen Messund Überwachungssystemen, Medienzuführung (Benzin, Diesel, Wasser), leistungsfähiger Luft- und Klimatechnik sowie Abgasentsorgung durch zahlreiche Gewerke im Gebäude integriert werden müssen. Es liegt daher im Grunde nahe, die gesamte Abwicklung von der Initialphase, Projektstudie, Kostenermittlung und Budgetgenehmigung über die Erstellung des Lastenheftes (Spezifikation) und eines detaillierten Leistungsverzeichnisses als Basis für die Ausschreibungen an geeignete Lieferanten, bis hin zur Vergabe und Ausführung gemäss den in der Verdingungsordnung für Bauleistungen VOB festgelegten Randbedingungen und schließlich der Abnahme des Prüfstands, einem Generalunternehmen zu übertragen. Die Zulieferung schalltechnischer Komponenten wie Schwingungsisolatoren, Schalldämpfer, Schallschutz-Türen und Raumauskleidungen erschiene dann als nur eine von vielen Leistungen. Aber bei DC wie bei VW (s. Abschn. 12.6.4) wurden viele Gewerke, insbesondere aber die innovative akustische Gestaltung der Prüfstände, separat vergeben. Im Gegensatz zum VW-Projekt, bei dem zunächst das FhG-Institut bereits in einer sehr frühen Planungsphase einbezogen wurde, kam das FAIST/FhG-Gespann bei DC erst relativ spät zum Zuge. Hier fand man sich dafür in der glücklichen Lage, die Anforderungen an den im Hallraum nachzuweisenden Absorptionsgrad der Raumauskleidung für die in Tabelle 12.5 aufgelisteten Akustik-Prüfstände 1. bis 6., insbesondere bei tiefen Frequenzen, mit der in Abschn. 12.5 beschriebenen BKA-Technologie deutlich überbieten zu können (vgl. die untere Kurve in Abb. 12.7). Nachdem auch die erhöhten Brandschutz-Anforderungen durch den Austausch des Schaumes in den BKA-Modulen (s.o.), sowie einige harte Einkaufsbedingungen erfüllt werden konnten, wurde in Sindelfingen das erste


Akustik-Zentrum, in dem alle Räume bis auf einen mit ebenen, nichtbrennbaren BKA ausgestattet sind. Bei den drei gleich großen Rollen-Prüfständen mit schallhartem Boden standen die späteren Innengeräusch-Messungen im Vordergrund. Dabei stellt der Allrad-Rollen-Prüfstand (Abb. 12.41) mit 2 Doppel-Rollen und

Abb. 12.41. Innenansicht und Grundriss des Allrad-Rollen-Prüfstandes im Mercedes Technik-Zentrum


4-Rad-Dynamometer sowie seiner frontalen Blaseinrichtung ebenso wie einer der 1-Achs-Prüfstände (mit maximal 200 000 m3/h) gleichzeitig einen kleinen Windkanal mit einem 250 kW-Gebläse dar (Abb. 12.42). Die separaten Rollen-Fundamente sind im Kellergeschoss auf Federelementen gelagert, um Körperschallübertragung zu unterbinden. Die Lauftrommeln werden mit auswechselbaren Belägen versehen, um verschiedene Straßenzustände zu simulieren. Die Aggregate der lufttechnischen Anlage, die auch der Fahrtwind-Simulation dienen, sind dagegen im Obergeschoss, ebenfalls sorgfältig schwingungsisoliert, aufgestellt. Die Raumluft wird über Kanäle in den Raumkanten zuund abgeführt, die wandseitig die BKA-Module und raumseitig für tiefe Frequenzen durchlässige Mineralwolle-Platten als kostengünstige, druckverlustfreie Schalldämpfer nutzen. Auch die für eine gute Ausleuchtung des Fahrzeuges in die Wandverkleidung integrierten Leuchten sind auf eine Art reflexionsarm ausgeführt,

Abb. 12.42. Aufriss und Schnitt des Allrad-Rollen-Prüfstandes nach Abb. 12.41


Abb. 12.43. Schnitt durch ein akustisch reflexionsarmes, optisch reflektierendes Leuchten-Element im Prüfstand nach Abb. 12.41

wie dies nur in Verbindung mit der flexiblen Modul-Bauweise möglich ist (Abb. 12.43). Diese speziellen Bauelemente kehren auch in den anderen Prüfständen der Tabelle 12.4 wieder. In den 1-Achs-Prüfstand mit Fahrtwind-Simulation wurde eine konventionelle Schallschutz-Kabine, auf

Abb. 12.44. 1-Achs-Prüfstand mit integrierter Schallschutz-Kabine und allseitig schallgedämpfter Raumluft-Zuführung (unten) im Mercedes Technik-Zentrum


Längsdämm-Bügeln gelagert, in den massiv einschalig ausgeführten Rohbau eingestellt, um eine ausreichende Entkopplung zu den benachbarten Räumen zu erreichen (Abb. 12.44). 12.6.4 Volkswagen Akustik-Zentrum in Wolfsburg Der von der Anzahl und Vielfältigkeit der akustischen Messräume größte Auftrag für reflexionsarme Auskleidungen und Dämpfungselemente wurde im Jahre 2001 bei VW erfolgreich zum Abschluss gebracht. Die sieben Prüfstände im neu erbauten Akustik-Zentrum gemäß Tabelle 12.6 wurden nicht nur, wie die entsprechenden Prüfräume bei Daimler-Chrysler (Abschn. 12.6.3), hinsichtlich der eigentlichen Raum-Akustik betreut. In diesem Falle wurde bereits in einem sehr frühen Stadium des Projektes ein Planungsauftrag an das IBP erteilt, zusätzlich auch den Erschütterungsund Schallschutz der Räume untereinander sowie der lüftungs- und klimatechnischen Anlagen sowohl von den akustischen Anforderungen her als auch hinsichtlich der Ausführungen im Detail zu planen. Die technischen Anlagen und Einrichtungen zum Betrieb der Prüfstände wurden ebenfalls vom IBP beraten und ausgelegt, soweit diese Auswirkungen auf die Freifeldeigenschaften der Räume hatten. Das betraf vor allem die Lage und Abmessungen von schallreflektierenden Einbauten. Die Vorgaben zur Einhaltung der Geräuschemissionen von den E-Maschinen, Rollenantrieben usw. oblag dagegen den jeweiligen Lieferfirmen. Auch wurde jeder einzelne Prüfstand seiner jeweiligen Nutzung entsprechend vom IBP individuell ausgelegt, hinsichtlich der Freifeldbedingungen vor Ort optimiert und durch umfängliche Messungen abgenommen (s. a. Abschn. 12.6.4 (f)). Hier kam als Dämpfungsmaterial in den BKA-Modulen wieder ausschließlich Melaminharzschaum zum Einsatz. Der gleichzeitige und voneinander unabhängige Betrieb von sieben akustischen Prüfzentren als Halbfreifeldräume innerhalb eines Gebäudekomplexes (Abb. 12.45) stellte eine Besonderheit dar, die eine zweischalige Raum-in-Raum-Bauweise für fünf Räume erforderlich machte. Eine besondere Herausforderung ergab sich aus der von Seiten des Nutzers verschärften Spezifikation, die in [15, 16] vorgegebene Toleranzbreite gemäß Tabelle 12.2 ab 100 Hz aufwärts auf nur ±1 dB abzusenken (Tabelle 12.7). Hintergrund dieser Forderung bildet die VW-interne Messkonzeption, die ermittelten Schalldruckpegel mit der größtmöglichen Präzision und Sicherheit und ohne eine Korrektur für alle Beurteilungen heranzuziehen. Die Tiefe der schallabsorbierenden Auskleidung wurde dabei zunächst mit nur 50 cm veranschlagt. In den Messräumen wurden Messquader vorgegeben, in denen die verschärften Freifeldbedingungen gelten sollten. Um


diesem hohen Qualitätsanspruch zu genügen, wurden die drei relativ großen Rollen-Prüfstände (1. und 2. in Tabelle 12.6) erstmals mit der in Abschn. 12.5 beschriebenen Technologie der Strukturierten Reflexionsarmen Raumauskleidung mit einer Bautiefe von tatsächlich 620 mm ausgeführt. Diese besteht aus einer Kombination von 100 mm dicken wandseitigen Verbund-Platten-Resonatoren VPR und raumseitigen Asymmetrisch Strukturierten Absorbern ASA. Tabelle 12.6. Halbfreifeld-Räume im VW Akustik-Zentrum [252] Bezeichnung des Messraumes 1. Außengeräusch-Messhalle (Abb. 12.47– 12.49) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen (einschl. Lüftung) – Raum-Nutzungsgrad KR, Gl. (12.13) – Maximale Luftleistung 2. Allrad-Rollen- / RollgeräuschPrüfstände (Abb. 12.50–12.52) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen (einschl. Lüftung) – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 3. Aggregate-Prüfstand (Abb. 12.56) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen (einschl. Lüftung) – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 4. Motoren-Prüfstände 1 und 2 (Abb. 12.55–12.57) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen (einschl. Lüftung) – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung 5. Fenster-Prüfstand (Abb. 12.58 und 12.59) – Rohbau-Volumen – Nutzbares Volumen (einschl. Lüftung) – Raum-Nutzungsgrad KR – Maximale Luftleistung

V [m3]

KR [-]

Qmax [m3/h]

ALFA-Bauteile BKA:

3 454 2 814

Luftkanäle VPR + ASA: 4 32 000

690 484

Wände Decke BKA: Luftkanäle VPR + ASA:

2.4 32/36 000 220 173 3.7 27 000 160 124

Wände Decke BKA: Wände Luftkanäle ASA: Decke BKA: Wände Luftkanäle

3.5 27 000

347 284

ASA: Decke BKA: Wände Luftkanäle

4.5 15 000

Decke Kranbahn

12.6 Ausführungsbeispiele nach dem neuen Stand der Technik 373 Tabelle 12.6. Von VW für die Prüfstände 1. und 2. in Tabelle 12.6 tolerierte Abweichung der Pegelabnahme [253] Messraumtyp Freifeld über reflektierender Ebene (Halbfreifeld)

Terzmittenfrequenz [Hz] 50 bis 80 t 100

Grenzwerte für Differenzen [dB] r 2.5 r 1.0

In allen Rollenprüfständen erfolgt die Raumbelüftung und -entlüftung über Luftführungskanäle mit in die Absorberschicht integrierten Schlitzauslässen jeweils längsseits im Deckenbereich (Abb. 12.46). Zusätzlich wird mit einem Schlitzauslass über dem Doppeltor die Frischluft für den Motor zugeführt. In den beiden kleineren, gleich großen Rollenprüfständen sind zusätzlich vertikale Schlitzauslässe in den Raumecken vorhanden. Die Kanäle sind innen mit Schaumstoff und Breitband-Kompakt-Absorbern BKA schallabsorbierend ausgekleidet. Von diesen zweigen Stichleitungen ab und verlaufen im Fugenbereich zwischen den VPR-Modulen mit Austritten zum Prüfraum bündig mit der Wandverkleidung. Leitungen zur Versorgungs- und Sensortechnik verlaufen wandseitig und sind mit der Auskleidung überbaut. Im schallharten Boden sind versenkbare Fahrtwindeinlässe und -auslässe sowie die Abgasabsaugung integriert. Eine große Bodenfläche ist symmetrisch in Raummitte aus der Betonplatte für die darunter befindliche Prüfeinrichtung mit den verschiebbaren Antriebsrollen ausgespart. Die Rollen befinden sich in Unterkellerungen jeweils federnd gelagert auf einem Fundament innerhalb einer Abmauerung und körperschallisoliert von den dazu gehörenden Antrieben. Dieser

Abb. 12.45. Grundriss Erdgeschoss des VW Akustik-Zentrums mit 7 HalbfreifeldRäumen nach [252]


Abb. 12.46. Schnitt durch eine Raumkante mit schallgedämpften Lüftungs- und Heizungskanälen sowie strukturierter reflexionsarmer Raumauskleidung


abgemauerte Raum ist mit kleinformatigen Passelementen zum Messraumboden abgedeckt. Zwischen den Rollen gibt es verfahrbare Arbeitsbühnen. Daraus ergeben sich im Messraum zwangsläufig zahlreiche Spalte und Öffnungen zum schallharten unteren Raum. a) Außengeräusch-Messhalle Untersuchungen der Innen- und Außengeräusche von Fahrzeugen werden sowohl auf der Straße als auch in Fahrzeug-Rollenprüfständen durchgeführt. Für die Bewertung eines Fahrzeuges sind letztendlich immer die Messungen auf der Straße ausschlaggebend. Diese haben allerdings den Nachteil, dass sie in hohem Maße von den Umgebungseinflüssen abhängen. Den Kern des VW Akustik-Zentrums bildet daher die Außengeräusch-Messhalle mit lichten Rohbaumaßen von 25 u 20 u 6.8 m. Mit einem 4 u 175 kW Allrad-Rollen-Prüfstand und modernster Messtechnik ausgerüstet, bietet dieser Prüfraum die Möglichkeit, Untersuchungen zum Vorbeifahrtgeräusch witterungsunabhängig und reproduzierbar durchzuführen. Auf dem Prüfstand lassen sich gezielte Quellenanalysen durchführen, ohne dass straßentaugliche Aufbaustände der Fahrzeuge realisiert werden müssen. Durch Überblenden der Messsignale lässt sich bei stehendem Fahrzeug der Pegelverlauf in einer Außengeräusch-Messstrecke nach ISO 362 [254] simulieren. Der Messzyklus der beschleunigten Vorbeifahrt kann entweder manuell durch eine im Fahrzeug befindliche Person oder programmgesteuert mit Hilfe eines Autopiloten durchgeführt werden. Zur Gewährleistung der bei Straßenmessungen vorliegenden Verhältnisse ist der Messraumboden mit einem asphaltähnlichen Belag, der dem Anforderungsprofil nach ISO 10844 [255] bezüglich Textur und Reflexionsverhalten genügt, ausgelegt. Über die Möglichkeit der Vorbeifahrt-Simulation hinaus lassen sich auf dem Prüfstand akustische und schwingungstechnische Untersuchungen bis zu einer maximalen Geschwindigkeit von 300 km/h durchführen. Zur Fahrzeugkühlung und zur Abführung der in den Prüfraum eingetragenen Wärmelast ist neben der normalen Raumbelüftung mit einer maximalen Dauerwärmeabfuhr von 250 kW (40.000 m3/h) zusätzlich ein Fahrtwindgebläse installiert. Bei Bedarf können die in den Prüfraumboden eingelassenen Ein- bzw. Auslässe vor und hinter dem Prüfstand ausgefahren werden. Das Fahrtwindgebläse dient nur zur Kühlung des Prüflings und nicht der Simulation der durch Fahrtwind entstehenden Geräusche. Zur Erreichung möglichst niedriger Störpegel durch die Lüftung strömt die auf 17°C gekühlte, gerichtete Luft mit einer maximalen Austrittsgeschwindigkeit von 30 km/h aus. Besonders temperaturempfindliche Bauteile können zusätzlich mit separaten Spots gezielt gekühlt werden.


Zur Simulation der Vorbeifahrt werden nach [254] beidseitig in 7.5 m Abstand zur Längsachse eines Fahrzeuges auf jeweils 20 m Länge Mikrofone in 1.20 m Höhe über dem Boden installiert. Etwas außermittig in diesem 300 m2 großen Areal befindet sich das zu untersuchende Fahrzeug auf Rollen. Mit verschiedenen Belägen lassen sich unterschiedliche Straßenverhältnisse simulieren. Ziel ist die bessere Übertragbarkeit der Ergebnisse von einer stehenden Quelle im Prüfstand auf Straßenmessungen mit einem

Abb. 12.47. Längsschnitt (oben) und Grundriss (unten), 7.5 m-Pfade für die nach [254] simulierte Vorbeifahrt, sowie Messquader und Messbahnen 1 bis 5 nach [255] der Außengeräusch-Messhalle im VW Akustik-Zentrum [252]


bewegten Fahrzeug. Zur Bestimmung der Vorbeifahrtpegel von Straßenfahrzeugen wurde der größte Prüfraum im VW Akustik-Zentrum als Rollen-Prüfstand errichtet. Der reflexionsarme Halbfreifeldraum ist in Abb. 12.47 mit Grundriss, Messquader und Messbahnen dargestellt. Dieser Raum wurde einschalig errichtet. Er ist vom übrigen Baukörper entkoppelt. Die Außenwände sind aus Gründen der Tauwasserproblematik innen mit einer Wandheizung versehen. Diese wiederum ist durch eine Überbauung mit Trapezblech hinterlüftet. Den Abschluss bildet raumseitig eine Glattblechabdeckung als Montagefläche für die schallabsorbierende Wandauskleidung (Abb. 12.46). Um die erforderlichen Schalldämmwerte auch bei den Türen zu sichern, sind diese von außen nach innen hintereinander als Brandschutz-, Schallschutz- und Absorberelemente angeordnet. Im Bereich der Lüftungskanäle treten die Auskleidungen 2 m breit und 0.60 m dick aus der Deckenverkleidung hervor (Abb. 12.46). In einer stirnseitigen Außenwand befindet sich eine einflügelige Tür von 1 u 2 m als Notausgang, gegenüber ein zweiflügeliges Tor von 3.5 u 4 m als Zufahrtöffnung für die Prüfobjekte sowie eine Verbindungstür zur Messwarte. Freifeldeigenschaften auf einem Messquader über dem Rollen-Prüfstand Zur Prüfung der Pegelabnahme gemäß [16, Anhang A] von einer zentralen Messposition auf dem Boden wurden, in Abstimmung mit den späteren Nutzern, vier Messbahnen diagonal durch die oberen Ecken und eine Bahn durch die Mitte einer der oberen Kanten des in Abb. 12.47 skizzierten Messquaders mit den gedachten Abmessungen 13 u 8 u 5 m festgelegt und die Messungen in 0.5 m-Schritten, beginnend 1 m von der Schallquelle, durchgeführt. Aufgrund der geforderten kugelförmigen Abstrahlcharakteristik der Quelle wurde das Schallfeld für die verschiedenen Frequenzbereiche mit entsprechenden Lautsprechersystemen angeregt. Trotzdem wurden Abweichungen festgestellt, die eindeutig Reflexionen und Interferenzen zuzuordnen sind. Z. B. ist dies durch die Aufstellung des Lautsprechers entgegen der Norm oberhalb des harten Bodens und damit besonders durch seine endlichen Abmessungen bedingt (s.a. Abschn. 12.6.4 (f)). Zur Verringerung dieser Einflüsse wurde während der Messung die jeweilige Störstelle über oder auf dem Boden in einem eng begrenzten Bereich absorbierend belegt. Sogar eine großflächige Belegung des Bodens wird ja für Messungen im Freien nach [256] vorgeschlagen. Innerhalb des vorgegebenen Messquaders auf jeweils 9 m Bahnlänge (s. Abb. 12.47) erfüllt der Raum die Anforderungen der Norm für Freifeldmessungen nach [16] ab einer unteren Grenzfrequenz von 40 Hz. Darüber hinaus werden die höheren VW-Anforderungen nach Tabelle 12.7 mit ±1 dB für den Frequenzbereich von 100 Hz bis 16 kHz und mit ± 2.5 dB für 40 Hz bis 16 kHz erfüllt. Ebenso werden im kHz-Bereich die VW-Anforderungen


auf den Bahnen 1 bis 4 über den Messquader hinaus statt bis 9 m noch bis zu Abständen über 12 m erfüllt. Im fahrzeugnahen Bereich sind sogar Messungen nach Norm bei 31.5 Hz bis zu 8 m und bei 25 Hz bis zu 5.5 m möglich. Das bedeutet eine wesentliche Erweiterung der Messmöglichkeiten. Freifeldeigenschaften auf dem Messpfad für die Vorbeifahrt-Simulation Für die Messungen der simulierten Vorbeifahrt wurde zum Nachweis der Freifeldeigenschaften in einem Viertel des Raumes, d. h. für 10 m der Raumlänge in jeweils 1 m Abstand auf den 7.5 m-Pfaden gemäß [254] zusätzlich die Pegelabnahme auf elf Bahnen bestimmt. Die Bahnen führten radial von derselben Test-Quelle durch die in 1.2 m Höhe liegenden

Abb. 12.48. Zur Messung der Vorbeifahrt-Pegel im Freien nach [254] (oben) und im Halbfreifeldraum des VW Akustik-Zentrums (2 u 10 m) (unten)


7.5 m-Bezugspunkte. Der Raum ist symmetrisch aufgebaut und dementsprechend absorbierend ausgekleidet. Deshalb und auch auf Grund der Messergebnisse von den vier Raumdiagonalen sind die Ergebnisse auf die anderen Viertel übertragbar. Gemessen wurde in Terzbandbreite bis 400 Hz in 0.5 mSchritten und ab 500 Hz in 0.25 m-Schritten. Der erste Messpunkt jeden Pfades befand sich in 3.5 m (bis 400 Hz) bzw. in 1.5 m (ab 500 Hz) Abstand vor den 7.5 m-Bezugspunkten von der Schallquelle aus betrachtet. Der letzte Messpunkt führte bei allen Pfaden und Frequenzen bis 0.5 m über den 7.5 m-Bezugspunkt in Richtung Wandverkleidung hinaus (Abb. 12.48). Die Abweichungen nach Tabelle 12.7 blieben wiederum im gesamten besonders interessierenden Frequenzbereich von 100 Hz bis 16 kHz in der engen Toleranzvorgabe von nur ±1 dB für Terz-Messungen bis zum 1 mPunkt der 7.5 m-Bezugslinie. Die Norm-Bedingungen nach Tabelle 12.2 konnten für 50 Hz bis 9 m und für 40 Hz bis 8 m in Richtung Stirnwand entlang des 7.5 m Pfades eingehalten werden. Das darf aber nicht verwundern, weil hier der Grenzabstand zur Wandauskleidung von λ/4 gemäß [15, 16] zur Stirnwand hin erreicht wird, s. a. die Ausführungen in Abschn. 12.4 (c) (Randfelder). An diesem Punkt wird der massive Vorteil der raumsparenden ALFAAuskleidung besonders greifbar: Eine konventionelle Wandauskleidung mit Keil-Absorbern würde für Frequenzen unter 100 Hz nach Gl. (4.9) Bautiefen entsprechend O/4 von über 1 m, für 50 Hz z. B. 1.70 m, verlangen. Dies

Abb. 12.49. Innenansicht der Außengeräusch-Messhalle im VW Akustik-Zentrum [252]


entspräche einem Raum-Nutzungsgrad nach Gl. (12.13) von nur 1.2 gegenüber 4.2 für die neue ALFA-Auskleidung. Die strichliert angedeutete Auskleidung für 50 Hz in Abb. 12.48 zeigt, wie bei gleichen Rohbau-Abmessungen der Messbereich längs des 7.5 m-Pfades eingeschränkt würde, bzw. um wie viel größer die Vorbeifahrt-Messhalle tatsächlich hätte gebaut werden müssen. Vor allem macht aber das Foto in Abb. 12.49 die optischen und nutzungstechnischen Vorteile der innovativen Auskleidung deutlich. b) Rollen-Prüfstände In den vergangenen 25 Jahren sind die Emissions-Grenzwerte für Kraftfahrzeuge zwar stetig verschärft worden. Viele sind trotzdem unverändert laut geblieben. Diesen Widerspruch führt das Umweltbundesamt auf Basis eines Gutachtens des Technischen Überwachungsvereins darauf zurück, dass die Kfz-Typprüfung sich bisher vor allem auf das Antriebsgeräusch konzentriert, aber das Abrollgeräusch der Reifen auf der Straße nicht angemessen berücksichtigt. Bevor aber entsprechend modifizierte Messvorschriften [254 bis 256] hier greifen können, tun Hersteller gut daran, bereits auf dem Prüfstand die Rollgeräusche möglichst realistisch zu erfassen. Besonders in der Oberklasse der Automobile gewinnt das Rollgeräusch immer mehr an Bedeutung. In einem Allrad-Rollen-Prüfstand und einem Rollgeräusch-Prüfstand werden im VW Akustik-Zentrum deshalb Fahrzeuge auf vier Rollen akustisch getestet. Sie sind geometrisch und in ihren raumakustischen Eigenschaften sehr ähnlich, unterscheiden sich jedoch wesentlich hinsichtlich der Messaufgaben voneinander. Zur Verhinderung von Körperschallübertragungen wurden diese in Raum-in-RaumBauweise errichtet. Raumansichten, Grundrisse und Messquader sowie die Messbahnen für die Abnahme-Messungen sind in den Abb. 12.50 und 12.51 dargestellt. Die Türen sowie die diversen Installationen wurden auf ähnlich hohem bautechnischen Niveau wie im Vorbeifahrt-Prüfstand (a) ausgeführt. Die Schnittzeichnung in Abb. 12.52 zeigt z. B. die Bestückung der „Lüftungsdecke“ mit ALFA-Absorbern nach Abschn. 12.5 und einer Längswand mit VPR- und ASA-Modulen.


Abb. 12.50. Ansicht, Grundriss, Messquader sowie Messbahnen nach [80] des AllradRollen-Prüfstandes mit Fahrtwind-Simulation im VW Akustik-Zentrum [252]


Abb. 12.51. Ansicht, Grundriss, Messquader sowie Messbahnen nach [16] des Rollgeräusch-Prüfstandes im VW Akustik-Zentrum [252]


Abb. 12.52. Längsschnitt zur Darstellung der ALFA-Bauteile gemäß Abb. 12.50 und 12.51 in den Rollen-Prüfständen [252]

Der 15 u 9 u 5 m große Prüfraum ist sowohl von außen als auch von der zentralen Fahrstraße aus befahrbar und bietet großzügigen Raum für alle erdenklichen messtechnischen Analysearbeiten. Für allgemeine Untersuchungen von Innengeräuschen und zum Schwingungsverhalten dient eine 4 u 125 kW Allrad-Rollen-Anlage. Bezüglich der Fahrzeugkühlung ist der Allrad-Rollen-Prüfstand mit der bereits beim Außengeräusch-Prüfstand erwähnten Lüftungstechnik ausgerüstet. Auch hier lässt sich über das Fahrtwindgebläse ein Luftvolumenstrom von bis zu V = 40 000 m3/h einbringen. Eine absenkbare Scherenarbeitsbühne zwischen den Prüfstandsrollen gewährleistet eine optimale Erreichbarkeit des Fahrzeugunterbodenbereichs. Die Fesselung der Fahrzeuge erfolgt auf allen drei Rollenprüfständen über an den Abschleppösen angreifende Seilverspannungen. Jeweils vier einzeln ansteuerbare, zugkraftüberwachte Seilspanner sorgen für eine sichere Fahrzeugbefestigung. Lockert sich während des Prüfbetriebes eines der vier Seile, wird das Prüfprogramm automatisch unterbrochen und der Prüfstand heruntergefahren. Der in seiner Größe mit dem Allrad-Rollen-Prüfstand vergleichbare Rollgeräusch-Prüfstand bietet die Möglichkeit der Struktur-Analyse der Entstehungsmechanismen sowohl der Geräusche als auch der in die Karosse eingeleiteten Schwingungen. Der Prüfstand besitzt eine Analyserolle mit 3.18 m Durchmesser sowie eine Stützrolle mit 1 m Durchmesser. Abbildung 12.53 aus der Prüfstands-Testphase beim Hersteller verdeutlicht die Größenordnung eines solchen Prüfstandes. Der Prüfstand kann wahlweise als Einachs- oder als Allrad-Prüfstand betrieben werden. Die Untersuchung von Vorder- und Hinterachse erfolgt getrennt auf der eigentlichen Analyserolle. Das bedeutet, dass das zu untersuchende Fahrzeug einmal vorwärts und einmal rückwärts auf dem Prüfstand positioniert werden


Abb. 12.53. Test-Aufbau (beim Hersteller) für den Rollgeräusch-Prüfstand nach Abb. 12.51

muss. Diese Vorgehensweise erlaubt bei der Auswertung der Messergebnisse eine eindeutige Zuordnung der Anteile der einzelnen Achsen. Zur Simulation unterschiedlicher Schwingungseinleitungen kann die Analyserolle mit verschiedenen Belägen ausgestattet werden (Asphalt; Grobasphalt; Kopfsteinpflaster, Schlagleisten). Sowohl bei dem Grobasphalt als auch bei dem Kopfsteinpflaster handelt es sich um Abgüsse von Messstreckenoberflächen im Prüfgelände Wolfsburg. Kopfsteinpflaster und Schlagleisten sind Wechselbeläge, die wahlweise neben dem Grobasphalt aufgeschraubt werden können. So sind auf den Analyserollen jeweils zwei Beläge nebeneinander angeordnet (Abb. 12.54). Da es sich bei Untersuchungen zum Fahrzeug-Rollgeräusch in der Regel um Schleppversuche handelt, bei denen das Fahrzeug vom Prüfstand geschleppt wird, konnte hier auf aufwändige Fahrtwindgebläse sowie auf Spotanlagen verzichtet werden.


Abb. 12.54. Zwei unterschiedliche Test-Beläge auf den „Analyse-Rollen“ des Rollgeräusch-Prüfstandes nach Abb. 12.51

Die Pegelabnahme-Messungen gemäß [16] erfolgten, wie unter (a) beschrieben, wiederum auf diagonalen Bahnen durch den gedachten Messquader beginnend 1 m von der Quelle, hier aber in 0.25 m-Schritten. Innerhalb des in Abb. 12.55 angedeuteten Quaders erfüllt der Raum die Anforderungen der Norm für Freifeldmessungen ab einer unteren Grenzfrequenz von 50 Hz auf den 5 Bahnen (s. Abb. 12.50 und 12.51) ab 4.5 m. Es macht sich mit maximal zulässigen Messentfernungen von 5 m bei 63 Hz und 5.5 m bei 80 Hz wieder der λ/4-Randabstand zur Auskleidung bemerkbar. Darüber hinaus werden für den Frequenzbereich von 100 Hz bis 16 kHz die höheren VW-Anforderungen nach Tabelle 13.4 mit ±1 dB erfüllt. Auf einigen Bahnen werden unter 100 Hz trotzdem Messabstände von maximal 5.75 m (bis zur Quaderecke) ermöglicht. Auf den Bahnen 1 und 2 erscheinen sogar Messungen bei 25 Hz bis zu diesem Abstand möglich, was angesichts der Raumabmessungen mit KR = 2.4 nach den Ausführungen in Abschn. 12.6.1 und Abb. 12.28 positiv überrascht. c) Motoren- und Aggregate-Prüfstände Die zwei Motor-Akustik-Prüfstände (Abb. 12.55) dienen der reproduzierbaren Vermessung und Analyse der vom Verbrennungsmotor emittierten Betriebsgeräusche bei definierten Lastzuständen. Neben der Bestimmung der Schallleistung, d. h. der akustischen Güte des Motors, geht es um die Beurteilung von Bauteilvarianten, Potenzialabschätzungen, sowie der Analyse bestimmter Geräuschphänomene, wie beispielsweise der Motorrauigkeit. Aus den neu gewonnenen Analyseergebnissen werden entsprechende Abhilfemaßnahmen erarbeitet und ggf. in serientaugliche Versuchsteile umgesetzt. Eine maximale Leistung von 400 kW und Drehzahlen bis 8 000 min-1 lassen Untersuchungen an Verbrennungsmotoren im oberen Leistungssegment zu. Um eine möglichst störungsfreie Schallausbreitung


Abb. 12.55. Ansicht und Grundrisse der Motoren-Prüfstände 1 (links) und 2 (rechts) mit BKA-Auskleidung im VW Akustik-Zentrum [252]

zu gewährleisten, wird der Prüfling auf Einzelstützen montiert. Die Verbindung zu der im Nebenraum befindlichen Belastungsmaschine wurde durch eine CFK-Welle realisiert. Durch diesen relativ leichten Aufbau konnte die Belastung auf die Präzisionslagerpatronen auf ein Minimum reduziert werden. Auf dem Aggregate-Prüfstand (Abb. 12.56) werden die Gesamtaggregate, also der Motor mit dem Getriebe, hinsichtlich ihres Schwingungsverhaltens und ihrer Schallabstrahlung analysiert und beurteilt. Während die kleinen


Abb. 12.56. Ansicht (a), Längsschnitt (b) und Grundriss (c) des Aggregate-Prüfstandes im VW Akustik-Zentrum [252].


Getriebe der querverbauten Aggregate die Schallleistung nur im geringen Maße erhöhen, können die großen Getriebe im Längseinbau durchaus einen beträchtlichen Anteil an der Gesamtschallleistung liefern. Neben der Gewichtung, wieviel Schall kommt vom Motor direkt und wieviel wird über die Getriebeoberfläche abgestrahlt, geht es auch um die Fragestellung des motorinduzierten Geräusches in die Getriebestruktur. Eine weitere Aufgabe ist die Betriebsschwingungsanalyse. Mit ihr wird das Schwingverhalten des Aggregates inklusive der angebauten Nebenaggregate beurteilt. Anhand der Ergebnisse lassen sich sowohl Bauteilresonanzen als auch die dynamischen „Schwachstellen“ des Motor-Getriebeverbandes erkennen und Maßnahmen zur Verbesserung des Schwingungsverhaltens erarbeiten. Auch auf diesem Prüfstand wird der Prüfling auf Einzelstützen, unter Beachtung der Fahrzeugeinbaulage, montiert. Die Belastung wird in Abhängigkeit vom aufgebauten Antriebskonzept (Front-, Heck- oder Allradantrieb) auf bis zu drei E-Maschinen verteilt. Um die Analysen immer mit den entsprechenden Originalantriebswellen durchführen zu können, sind die Unterbauten der Belastungsmaschinen hydraulisch verschiebbar aufgebaut, um verschiedene Spurweiten einstellen zu können. Für den Frontantrieb stehen 2 u 110 kW und für den Heckantrieb 1 u 220 kW zur Verfügung. Die relativ kleinen Messräume weisen, ähnlich wie der in Abschn. 12.6.1 beschriebene, zahlreiche Einbauten auf, die durch die Prüfaufgaben bedingt sind. Gegenüber den größeren Rollen-Prüfständen waren hier die Anforderungen nach [16] ab 63 Hz und nach Möglichkeit darunter zu erfüllen. Auch diese Räume wurden zweischalig errichtet. Von Vorteil sind gerade in den kleineren Messräumen die BKA-Module, zum einen wegen der relativ hohen Belastungen hinsichtlich Abrieb, Beschädigung und Verschmutzung und zum anderen mit den möglichst wandnahen Anordnungen der Antriebswellen zum benachbarten Raum mit den E-Maschinen. Ebenfalls von Vorteil sind die komplett in die Zwischendecken integrierten Lüftungskanäle mit den raumseitigen Schlitzauslässen (vgl. Abb. 12.46). Diese Kanäle sind gleichzeitig zur Bedämpfung der tieffrequenten Anteile des im Kanal mitgeführten Schalls mit BKA-Modulen ausgekleidet. Raumseitig wurden die Unterdecken mit ASA schallabsorbierend verkleidet und die Lüftungsschlitze sowie schallabsorbierenden Leuchten in diese integriert. Die Wandauskleidung wurde einheitlich mit den nur 25 cm dicken BKA-Modulen ausgeführt. Eine zusammenhängende Darstellung der Kombination von Lüftung und Absorberaufbau im Deckenbereich zeigt, beispielhaft für alle 3 Räume, die Abb.12.57. Hier erweist sich die Luftführung komplett über den Deckenbereich als Raumgewinn für den Prüfling, seine Antriebsstränge und die erforderlichen Einbauten für den anspruchsvollen Prüfbetrieb. Ansicht, Längsschnitt und Grundriss des Aggregate-Prüfstandes zur akustischen Untersuchung von Fahrzeugmotoren mit und ohne Getriebe


Abb. 12.57. Ansicht sowie Längsschnitt durch einen der Motoren-Prüfstände gemäß Abb. 12.55. mit BKA-Modulen als Wandverkleidung und Unterdeckenauskleidung

mit drei Antriebssträngen ist in Abb. 12.56 dargestellt. Die Aufständerung des Motors erfolgt in einer mittleren Höhe von 1.40 m über dem schallreflektierend ausgeführten Fußboden. Bei der Pegelabnahme-Prüfung wurde die Eignung des gesamten Messraumkonzeptes unter Einbeziehung eines Originalmotors als typische Geräuschquelle untersucht. Einfluss auf die Eignung haben daher die Raumgröße, die Abmessungen und Lage des Prüflings, die Einbauten im Raum sowie die absorbierende Auskleidung der Raumbegrenzungsflächen. Der Prüfraum sollte eigentlich frei von reflektierenden Einbauten sein. In dem Aggregate-Prüfstand war jedoch durch die zahlreichen besonderen Ein- und Aufbauten eine Prüfung nach [16, Anhang A] auf diagonalen Messpfaden nicht durchführbar. Stattdessen ist alternativ die Prüfung nach Anhang B durchzuführen. Dazu erfolgte die Prüfung nach dem „Zwei-Hüllflächen-Verfahren“ auf den mit den Nutzern abgestimmten Messpositionen.


Die Messungen wurden nach [16, 257] auf einer inneren und einer äußeren Halbkugel-Messfläche durchgeführt. Diese entspricht der Lage der späteren Messpositionen bei der Nutzung des Messraumes. Die äußere Halbkugel-Messfläche wurde zur inneren geometrisch ähnlich gewählt. „Ausreißer“ bei den Pegeldifferenzen zwischen den beiden Radien bei einzelnen Frequenzen weisen auf Reflexionen der Einbauten bzw. von den Flächen der unverkleideten Stützen von Motor und Wellenlagerungen, Rahmen für die Mikrofonhalterung und weitere Rohre, Kabel und Halterungen hin. Wenn diese Flächen mit absorbierendem Material zusätzlich abgedeckt werden und die geometrische Nähe von Messpositionen zu störenden Einbauten vermieden wird, ist es auch in diesem Raum möglich, bis unter 50 Hz gemäß Genauigkeits-Klasse 1 zu messen. Der Halbfreifeldraum erfüllt die Bedingung δ d 0.5 dB nach [16] für f t 100 Hz. Durch die prüflingsbedingten Einbauten kommt es zwischen 50 und 80 Hz zu Abweichungen bis zu 2 dB. Der Prüfraum und die Originalmessfläche werden als geeignet für die Zwecke entsprechend dieser internationalen Norm eingestuft. Die Motoren-Prüfstände 1 und 2 dienen der akustischen Untersuchung von Fahrzeugmotoren mit und ohne Getriebe mit jeweils einem Antriebsstrang. Abbildung 12.55 zeigt die Grundrisse und Messpfade der beiden spiegelbildlich angeordneten Prüfstände. In einer der beiden gekürzten Seitenwände befindet sich jeweils ein zweiflügeliges Tor. Es dient als Einbringöffnung für die Prüfobjekte. Eine Verbindung zur Messwarte besteht über eine Tür in der 5.4 m langen Seitenwand. Durch die 45° abgeschrägte Raumecke führt die Antriebswelle der im benachbarten Raum aufgestellten E-Maschine. Die Aufständerung des Motors erfolgt mittels vier Stützen in einer Höhe von 1.20 m, der Achsmitte der Antriebswelle, über dem schallreflektierend belassenen Boden. Die Pegelabnahme-Prüfung wurde nach [16, Anhang A] auf den Messpfaden gemäß Abb. 12.55 durchgeführt. Die Abnahme der Pegel wurde gemessen, indem radial von der Position der Schallquelle 5 Bahnen festgelegt wurden. Es führten die Bahnen 1 bis 5 in die fünf oberen Ecken des Raumes. Die Pegel wurden im Abstand von 1 m von der Quelle in Schritten von 0.25 m gemessen. Dabei wurden Abweichungen festgestellt, die eindeutig Reflexionen und Interferenzen von den beschriebenen, das Freifeld stark beeinflussenden prüflingsbedingten Einbauten zuzuordnen sind. Dennoch wurden die nach [16] zulässigen Toleranzen in der GK 1 in diesen kleinen Räumen bei 63 Hz bis zu einem Messradius von etwa 2 m, bei 100 Hz bis 3 m und darüber sogar bis 3.5 m eingehalten.


d) Fenster-Prüfstand Die Schalldämmung großer, beliebig geformter Bauteile und Bauteilgruppen wird mit Hilfe eines Fenster- bzw. Deckenprüfstandes beurteilt. Die Anlage besteht aus einem Empfangsraum sowie zwei Sende-Hallräumen: ein Senderaum neben dem Empfangsraum (Fensterprüfstand für senkrechte Bauteile/Bauteilgruppen), ein zweiter unterhalb des Empfangsraumes (Decken-Prüfstand für waagerechte Einbauten), Abb. 12.58. Die Größe der Öffnungen zwischen Sende- und Empfangsraum sind variabel und ermöglichen den Einbau sehr großer Bauteile bis hin zu Bodengruppen von Nutzfahrzeugen. Der Empfangsraum ist als Halbfreifeldraum mit einem schallharten Boden für den Einsatz der akustischen Nahfeldholografie ausgelegt. Hierbei handelt es sich um ein Messverfahren, das eine räumliche Transformation von Schallfeldern ermöglicht. Sie dient dem präzisen Lokalisieren von abstrahlenden Flächen und Leckagen. Die Messwertaufnahme erfolgt mit Hilfe eines Mikrofonarrays. Große Bauteile werden mit einer rechnergesteuerten Verfahrvorrichtung gescanned. Somit ist eine Optimierung von Maßnahmen zur Verbesserung der Schalldämmung zielgerichtet und zeiteffizient möglich. Als Messraum für die akustischen Untersuchungen wird der Empfangsraum als Halbfreifeldraum benutzt. Zusätzlich wurde er so konzipiert, dass dort Einzelkomponenten von Fahrzeugen untersucht werden können. Sende- und Empfangsraum im EG verfügen über eine Abgasabsaugung. Zwei benachbarte Senderäume mit 240 m3 bzw. 352 m3 Volumen sind als Hallräume jeweils über eine verschließbare Prüföffnung mit dem Empfangsraum verbunden. Der neben dem Empfangsraum liegende Senderaum ist wandseitig über eine Prüföffnung von maximal 10.2 m2 angekoppelt. Die Prüföffnung selbst lässt sich nach Bedarf mittels kleinformatiger Segmente reduzieren bzw. verschließen. Sie ist damit relativ leicht an die Größe der Prüflinge anzupassen. Weiterhin besitzt dieser Senderaum ein Zugangstor vom Gang sowie eine Verbindungstür zur Messwarte. Ein zweiter Senderaum mit einem Zugangstor zum Kellerbereich ist unmittelbar unter dem Empfangsraum angeordnet. Die Prüföffnung im Boden wird zur Vermessung der Dämmung einer Fahrzeug-Bodengruppe benötigt. Sie muss in horizontaler Einbaulage erfolgen, da das Feder-Masse-System dafür ausgelegt wurde. Zur Bewältigung dieser Aufgabe wurde im Empfangsraum mittig in Längsrichtung eine Kranbahn an der Decke angebracht. Um eine Nebenwegübertragung vom Sende- zum Empfangsraum, durch die einschalige Bauweise bedingt, zu vermeiden, wurden vor der schallabsorbierenden Auskleidung des Empfangsraumes beide flankierenden Wände sowie die Trennwand mit der Prüföffnung mit Vorsatzschalen belegt. Die gesamte Lüftungstechnik wird über den Deckenbereich geführt und ist


Abb. 12.58. Vertikalschnitt (a) und Grundriss (b) sowie Messbahnen nach [16] des Fenster-Prüfstandes im VW Akustik-Zentrum [252]

zwischen den Unterzügen platziert. Die Kanäle sind innen schallabsorbierend ausgekleidet. Der sich ergebende Hohlraum zwischen den Lüftungskanälen und der Kranbahn wurde ebenfalls bedämpft. Den Abschluss bildet raumseitig eine Unterdecke aus 2 mm Glattblech, die gleichzeitig als


Rückwand für die schallabsorbierende Raumauskleidung aus BKA-Modulen im Regelmaß von 1.4 u 1 m mit der Dicke von 250 mm dient. Zum mechanischen Schutz wurden diese Absorber mit Lochblechkörben an den Wänden und der Decke befestigt. Der Bereich des Prüffensters, der nicht vom Prüfling belegt ist, wurde ebenfalls verkleidet. Durch die Unterteilung des Fensters in 24 Einzelelemente war es hier nicht möglich, BKA-Module zu verwenden. Stattdessen wurde die Verkleidung komplett mit Weichschaum ausgeführt. Auch die Kranbahn wurde mit 250 mm dicken Schaumstoff-Absorbern verkleidet, die bei Bedarf weggeklappt werden können. Die Ansicht der Prüföffnung ist in Abb. 12.59 von der Empfangsund Senderaumseite dargestellt.

Abb. 12.59. Ansicht der Prüföffnung von der Empfangsraumseite (oben) und der Senderaumseite (unten) des Fenster-Prüfstandes im VW Akustik-Zentrum [252]


Die Pegelabnahme-Messungen erfolgten in 0.25 m-Schritten gemäß Abb. 12.62, beginnend 1 m von der Quelle auf diagonalen Bahnen 1 bis 4 in die oberen Raumecken sowie auf Bahn 5 in die Mitte der oberen Raumkante über der Prüföffnung. Die Messquader werden hier durch die Messungen unmittelbar vor den in den Prüföffnungen eingebauten Prüfobjekten vorgegeben. Aus diesem Grund beginnen die deckenseitigen Lüftungsschlitze erst im Abstand von 2 m von der Wand mit der Prüföffnung. Bei Anordnung der Test-Schallquellen auf dem schallhart verschlossenen Boden werden die Freifeld-Bedingungen nach [80] für Terz-Messungen ab 125 Hz bis mindestens 3.25 m ohne Einschränkung erfüllt. Trotz der relativ großen Flächen, an denen es nicht möglich war, BKA-Module anzubringen, konnten dennoch bei 63 Hz bis 2.75 m, bei 80 Hz bis 1.75 m und bei 100 Hz bis 2.25 m die Freifeldanforderungen der Norm erfüllt werden. Für tiefe Frequenzen konnte dieser Messraum offensichtlich nicht optimal gestaltet werden: Insgesamt ca. 35 m2, d. h. ca. 20% der reflexionsarm zu verkleidenden Wand- und Deckenflächen, konnten nur ohne Resonatoren nach Abschn. 12.5 ausschließlich mit 250 mm dicken SchaumstoffElementen verkleidet werden. Dabei liegen die ca. 16 m2 der KranbahnAbdeckung auf einer Breite von 2 m sehr ungünstig zentral über dem schallharten Boden. Auch die bei der Messung sich frontal gegenüberstehenden, nur unzureichend verkleideten Flächen von 10 bzw. 9 m2 der Prüföffnung bzw. der Türen führen unter 125 Hz zwangsläufig zur Ausbildung von nur schwach gedämpften Moden-Feldern, wie sie ähnlich auch von

Abb. 12.60. Nachhallzeiten in den Hallräumen des Fenster-Prüfstandes nach Abb. 12.58; Untergeschoss (Vorsatzschalen an der Decke) (fette), Erdgeschoss (jeweils 3 VPR mit 1 mm-Schwingblechen in zwei oberen Ecken) (dünne Kurve), Erdgeschoss (5 Brandschutz-Klappen geöffnet) (---)


den später einzubauenden Prüfobjekten angeregt werden können. Wenn man sich aber, wie dies dem Normalfall entsprechen dürfte, auf Schallmessungen im Nahfeld konzentriert, so eignet sich dieser Messraum auch gut für Messungen unter 125 Hz. Der obere Sendehallraum wurde, ähnlich wie in Abschn. 5.3 beschrieben, mit Hilfe von sechs VPR-Modulen bedämpft, die hier in zwei oberen Ecken dauerhaft installiert wurden. Der untere Hallraum erhielt durch großflächige Gipskarton-Vorsatzschalen ebenfalls eine tieffrequente Grunddämpfung. Mit den in Abb. 12.60 dargestellten Nachhallzeiten der leeren Hallräume sind die Voraussetzungen geschaffen, um auch Messungen der Schalldämmung von Prüflingen in den Prüföffnungen bis 63 Hz herunter reproduzierbar und vergleichbar durchführen zu können. e) Hör-Studio Zur Beurteilung von Klängen und Geräuschen können in dem neu gestalteten Hör-Studio (Abb. 12.61) mittels Kopfhörer- oder Lautsprecherwiedergabe die mit einem Kunstkopfsystem aufgenommenen Signale naturgetreu eingespielt werden. So sind direkte Vergleiche von akustischen Signalen im schnellen Wechsel möglich, zwischen deren Aufnahme zum Teil ein erheblicher zeitlicher Abstand besteht. Tiefe Frequenzen werden von zwei Subwoofer-Systemen abgestrahlt. Simulationen von z. B. mittels Filterung modifizierten Signale sind ebenso möglich. So lassen sich gewünschte Zielklänge erzeugen, ohne die entsprechenden Varianten in zeitraubenden Umbauten an Hardware erstellen zu müssen. Zur Visualisierung der Ergebnisse oder Diagramme ist das Hör-Studio mit einer modernen Beamerund Visualisiertechnik ausgestattet. Bei seiner Realisierung stand zwar die originalgetreue, vom Raum in keiner Weise akustisch beeinflusste Reproduktion und Präsentation von Prüfergebnissen im Vordergrund. Es wurde aber außerdem größter Wert auf ein auch optisch ansprechendes Ambiente gelegt. Die Oberfläche der Wandverkleidung sollte dabei bewusst das Lochbild-Motiv der Motor-Prüfstände strukturell und farblich aufgreifen. Der 120 m3 große, ca. 3 m hohe Raum (Abb. 12.61 (b)) liegt unmittelbar über dem Rollgeräusch-Prüfstand (b). Mit seiner Massiv-Bauweise, hochdämmenden Türen, aufgeständertem Doppelboden und sorgfältig bedämpfter Lüftungs- und Klimaanlage wurde für einen Ruhepegel weit unter 25 dB(A), gemessen bei Prüfstandsbetrieb des unmittelbar darunter befindlichen Rollgeräusch-Prüfstandes, gesorgt. Das Hör-Studio selbst besitzt keine Fenster und ist über eine Tür mit einem zum Betrieb des Studios erforderlichen separaten Technikraum verbunden. Dieser ist mit allen zeitgemäßen audio-visuellen Reproduktionstechniken ausgerüstet.


Abb. 12.61. Ansicht (a), Längsschnitt (b) und Grundriss (c) sowie Messpfad für die Übertragungsfunktion im Hör-Studio des Akustik-Zentrums [252]


Abb. 12.62. Deckenspiegel mit Absorberbelegung des Hör-Studios nach Abb. 12.61

Die raumakustische Gestaltung benutzt Schaumstoff-, VPR- und BKAModule hinter Lochblech-Kassetten mit Vlies-Hinterlegung mit einer maximalen Bautiefe von 150 mm. Abbildung 12.62 zeigt z. B. die Belegung der Rohdecke im Hör-Studio mit BKA-Modulen und einigen Weichschaum-Elementen. So entstand eine völlig ebene Oberfläche, farblich abgestimmt auf den Geschmack der Nutzer, die hier in bequemen Sesseln Platz nehmen können (Abb. 12.61 (a)). Damit die in den Prüfräumen oder andernorts aufgenommenen Geräusche bis zu den tiefsten Frequenzen hin objektiv und subjektiv richtig beurteilt und verglichen werden können, muss möglichst an allen Sitzplätzen ein neutrales Schallfeld aufgebaut werden. Dies ist nur möglich, wenn – die Raum-Eigenresonanzen („Moden“) stark bedämpft sind, – frühe Reflexionen (innerhalb 15 ms) mindestens 10 dB unterhalb des Direktschalls liegen, – die Nachhallzeit möglichst niedrig ist und vor allem zu tiefen Frequenzen wenig ansteigt. Die Raum-Übertragungsfunktion in Abb. 12.63 dokumentiert mit einer Varianz von weniger als r4 dB, dass die Moden gut bedämpft wurden. Mit einer über acht Messpunkte gemittelten Nachhallzeit (Abb. 12.64) von kaum über 0.15 s, die auch bei 63 und 50 Hz kaum über 0.2 s anwächst, werden international gültige Anforderungen für professionelle Ton-Studios t erfüllt [48].


Abb. 12.63. Raum-Übertragungsfunktion, gemessen zwischen 2 diagonal gegenüberliegenden Ecken des Raumes nach Abb. 12.61

Abb. 12.64. Nachhallzeit als Fucnktion der Frequenz, gemittelt über 8 Messpositionen im Raum nach Abb. 12.61 und Toleranzband nach [222]

f) Erfahrungen aus einem anspruchsvollen Projekt Das VW-Akustik-Zentrum unterstreicht eindrucksvoll die hohen Ansprüche eines Autoherstellers an die Entwicklungsqualität bei Geräusch und Schwingungskomfort. Für alle Akustik-Prüfstände zeigt die Abnahmeprüfung die Eignung als Halbfreifeldräume im Sinne der internationalen Norm ISO 3745 [16]. Tabelle 12.8 zeigt ihre schalltechnischen Eckdaten. Es stellte sich heraus, dass über die gestellten Anforderungen hinaus in der Außengeräusch-Messhalle bis zu einem Radius von 6 m um den Prüfstandsmittelpunkt Freifeldbedingungen ab einer unteren Grenzfrequenz von 25 Hz erreicht werden. Neben den bestehenden Einrichtungen bietet dieses Zentrum den 150 in diesem Arbeitsgebiet arbeitenden Mitarbeitern


damit einen nicht leicht zu übertreffenden neuen Standard für die Prüfstands- und Messtechnik an Kraftfahrzeugen. Der Bau und die Ausstattung akustischer Prüfstände verlangt vom Projektplaner eine große Flexibilität und Anpassung an die individuellen Wünsche und Vorstellungen der Nutzer. Letztere in sorgfältiger Kommunikation mit dem IBP zu eruieren und zu einem nachprüfbaren Anforderungsprofil zusammenzufassen, oblag einem für das gesamte Projekt verantwortlichen Akustiker bei VW [252]. Die eigentliche Bauplanung und -ausführung stand unter der Regie der VW-Bauabteilung. So wurde es möglich, in kontinuierlicher Abstimmung zwischen allen Verantwortlichen, die in einem derart komplexen Bauvorhaben unvermeidbar auftretenden Koordinationsprobleme zu meistern und alle hochgesteckten Ziele, den Lärm- und Erschütterungsschutz nach den anerkannten Regeln der Technik betreffend, zu erreichen. Was den neuen Standard bei den raumakustischen Anforderungen mit geringeren Toleranzen nach Tabelle 12.7 für Terz-Messungen und Erfüllung der Normen [15, 16] nach Tabelle 12.2 auch für Sinus-Messungen angeht [253], so wurde es nötig und vom Auftraggeber toleriert, dass einige Detail-Ausführungen die Raumauskleidungen betreffend messtechnische Probleme bei den aufwändigen und diffizilen Abnahme-Messungen erst zu gegebener Zeit vor Ort optimiert bzw. geklärt wurden. Den Verantwortlichen bei VW ist zu danken, dass sie zusätzliche Zeit und Ressourcen bereitgestellt haben, um die ehrgeizigen Zielvorgaben in wirklich jedem Punkt ohne Abstriche zu realisieren. So hatte man z. B. zunächst gehofft, mit einer kostengünstigen Belegung von maximal 40% der Raumbegrenzungsflächen durch VPR-Module hinter der ASA-Verkleidung auszukommen. Eine exakte Berechnung der Schallfeldverteilung ist aber, insbesondere bei den hier im Vordergrund stehenden sehr tiefen Frequenzen von 50 Hz und nach Möglichkeit noch darunter, leider noch nicht möglich. Deshalb verlangt die Festlegung der Dicke der Schwingbleche in den VPR in den verschiedenen Wand- und Deckenbereichen, die alle nur einmal zur Absorption bei den tiefsten Frequenzen verfügbar sind, viel Erfahrung, die wegen der immer wieder anderen Raumgeometrien nur im Zuge der Realisierung unterschiedlich dimensionierter reflexionsarmer Räume ergänzt werden kann. Abbildung 12.65 zeigt z. B. die Pegelabnahme auf einer diagonalen Bahn 1 gem. Abb. 12.47 in der Außengeräusch-Messhalle, die zwischen der Quelle auf dem harten Boden und der Rohdecke ca. 14 m lang ist. Etwa auf halber Höhe, also bei ca. 7 m, sind für das Terzband bei 50 Hz ein ausgeprägtes Maximum bzw. für 25 Hz ein Minimum zu erkennen, von denen letzteres den Toleranzbereich nach Tabelle 12.2 stark überschreitet. Beide lassen sich eindeutig den Axial-Moden 0, 0, 1 bzw. 0, 0, 2 gemäss Gl. (2.2)


mit Lz = O/2 bzw. O zuordnen. Bei 3.5 und 10.5 m Entfernung von der Quelle deuten sich bei 50 Hz außerdem 2 Minima entsprechend der ebenfalls in Abb. 12.65 skizzierten Schallfeldverteilung an. Erhöht man den Anteil der mit 2.5 mm dicken Schwingblechen bevorzugt auf diese tiefen Frequenzen abgestimmten VPR z. B. an der Decke von zunächst nur 8 auf 20% der Deckenfläche und die Belegung aller Wände und der Decke mit VPR insgesamt von 39 auf schließlich 55%, so wird der Toleranzbereich nach Tabelle 12.2 für diese beiden tiefsten Terzen erst im Abstand von ca. 13 m (25 Hz) bzw. 9.5 m (50 Hz) verlassen, s. Abb. 12.66. Tabelle 12.8. Schalltechnische Charakterisierung der 8 Akustik-Prüfstände im VW Akustik-Zentrum Prüfstand

Abmessungen LuBuH [m]

Auskleidung [m]

Ruhe- Lüftungspegel pegel des bei max. Raumes Volu[dB(A)] menstrom [dB(A)]

Außengeräusch- 23.6 u 19.2 u 6.2 0.62 26 Messhalle Fahrtwindgebläse Allrad-Rollen0.62 21 13.9 u 7.8 u 4.4 Prüfstand Fahrtwindgebläse Rollgeräusch0.62 23 13.9 u 7.8 u 4.4 Prüfstand Motorend 24 4.5 u 5.4 u 3.9 0.25/0.62 Prüfstand Aggregated 23.5 6.7 u 5.6 u 3.9 0.25/0.62 Prüfstand Fenster0.25 23 Prüfstand 7.6 u 7.0 u 4.4 (Empfangsraum) Hör-Studio 0.15 20 6.0 u 5.5 u 3.0 a lichte Maße zwischen den Auskleidungen. b in einem Radius von 6 m um den Prüfstandsmittelpunkt. c ab einem Abstand von 2 m von den Stirnwänden der Halle. d im Deckenbereich.

untere Grenzfrequenz [Hz] von Raummitte auf Messpfad

27 45

25 b

28 45

50

28

50

ca. 34

50

33.5

100

--

125 --

40 c


Abb. 12.65. Pegelabnahme auf Bahn 1 nach Abb. 12.51 und Schalldruckverteilung der axialen Mode 0, 0, 1 bei 25 Hz (oben) bzw. 0, 0, 2 bei 50 Hz (unten) in der Außengeräusch-Messhalle des VW Akustik-Zentrums [253]

Abb. 12.66. Pegelabnahme wie in Abb. 12.65 bei 25 Hz (a) bzw. 50 Hz (b), aber mit einem erhöhten Anteil besonders tief abgestimmter VPR hinter der ASA-Auskleidung


Musste bei den tiefen Frequenzen zur Erfüllung der Norm-Anforderungen bei der Ausführung der Messräume im VW Akustik-Zentrum noch etwas nachgebessert werden, so erfüllten sie ab 100 Hz aufwärts auf Anhieb auch die erhöhten Anforderungen nach Tabelle 12.7 dank der ganzflächigen raumseitigen Auskleidung mit ASA. Allerdings treten bei einer Toleranz von nur r1 dB bereits bei der Abnahme-Messung einige messtechnische Probleme deutlich zutage, die wegen ihrer allgemeinen Bedeutung, auch im Hinblick auf die späteren Messungen in diesen neuen Prüfständen, hier angesprochen werden sollen. Nach [16] sollte die Test-Schallquelle entweder kleiner als 0.1 O (d. h. bei 800 Hz nur 4.3 cm, bei 8 kHz nur 4.3 mm) sein oder vollständig im harten Boden versenkt werden, um Reflexionen von letzterem und damit verbundene Interferenzen mit dem Direktfeld der Quelle zu vermeiden. Derart kleine Quellen können aber nicht mit ausreichender Schallleistung und kugelförmiger Charakteristik hergestellt werden. Selbst bei der sehr ambitionierten und kooperativen Vorgehensweise in diesem Pilot-Projekt war es auch nicht möglich, eine geeignete Schallquelle in einem Loch im Boden zu versenken. Stattdessen wurde, wie in Abb. 12.67 angedeutet, der jeweilige Lautsprecher unmittelbar oberhalb des Bodens angeordnet. Wenn man eine Punktquelle ca. 0.2 m über einem auch nur mit r = 0.7 reflektierenden Boden annähme, so ließen sich auf Bahn 5 in Abb. 12.47 für verschiedene Sinus-Töne ganz unterschiedliche Abklingkurven berechnen [242], s. Abb. 12.68. Nur für tiefe Frequenzen folgten diese den im Freifeld eigentlich erwarteten 6 dB pro Entfernungsverdoppelung. Bei 4 kHz erschiene der Pegelabfall fast doppelt, bei 2 kHz dagegen nur halb so groß. Der Laufweg-Unterschied von ca. 0.25 m bzw. 0.2 m im Abstand von 1 m bzw. 10 m entspräche im ersten Fall gerade 3 O bzw. 5 O/2, also einem Maximum bzw. einem Minimum des resultierenden Schallfeldes nach Gln. (12.7) bis (12.12). Bei 800 Hz strebt die Pegelabnahme dagegen längs des gesamten Messpfades einem Minimum bei 's = 0.21 m O/2 zu. Dies erklärt qualitativ den Kurvenverlauf in Abb. 12.67 oben. Tatsächlich macht sich diese Boden-Interferenz bei Messungen mit Terz-Rauschen weniger stark bemerkbar; auch ist die Annahme einer Punktquelle in Wechselwirkung mit dem Boden in ihrem Nahfeld nur ein vereinfachendes Modell. Es erscheint aber gerechtfertigt, diesen Effekt, der nichts mit der Qualität der reflexionsarmen Raumauskleidung zu tun hat, durch Auslegen einer nur 1 u 0.4 m großen Schaumstoffplatte in unmittelbarer Nähe zur Quelle zu unterbinden. Die Messkurve folgt dann sehr gut der theoretisch erwarteten. Bei einer optimal angepassten Geraden würden die Messwerte den r1 dBToleranzbereich nach Tabelle 12.7 nicht einmal berühren (vgl. Abb. 12.67).


Abb. 12.67. Zur Verdeutlichung unvermeidbarer Boden-Interferenzen in HalbfreifeldRäumen: Pegelabnahme für das Terzband bei 800 Hz mit (oben) und ohne (unten) Reflexion vom Boden in der Nähe des Lautsprechers am Beispiel der AußengeräuschMesshalle nach Abb. 12.47 bis 12.49

Auch bei höheren Frequenzen traten bei den Abnahme-Messungen weitere Interferenz-Effekte auf, die wiederum nichts mit der reflexionsarmen Auskleidung zu tun haben. Weil die Quelle selbst nie punktförmig sein kann und im vorliegenden Fall (Abb. 12.69) z. B. die Öffnung der Druckkammer ein kleiner Kragen umgibt, zeigte die Pegelabnahme bei 6.3 kHz eine ähnliche Abweichung wie in Abb. 12.67, die aber leicht korrigiert werden konnte, indem der Kragen mit einer nur 5 mm dicken Schaumstoffscheibe belegt wurde, s. Abb. 12.69 (b). Ähnlich verhält es sich mit einer


Abb. 12.68. Abschätzung des Einflusses der Boden-Reflexion auf der Bahn 5 in Abb. 12.47 für Sinus-Töne bei mittleren Frequenzen und einem angenommenen Reflexionsfaktor des Bodens von r # 0.7

Interferenz bei 10 kHz, die nicht unmittelbar an der Quelle, sondern am Empfänger ihre banale Ursache hat: Nur wenn man auch den kleinen fernsteuerbaren Messwagen, der das Mikrofon entlang einem im Raum gespannten Drahtseil führt, ebenfalls mit einem dünnen Absorber verkleidet, verschwindet dieses Phänomen, das auch bei jeder Freifeld-Messung in der Praxis auftreten kann, s. Abb. 12.70.


Abb. 12.69. Sender- und Empfänger-Anordnung für die Abnahme-Messungen [258] (a) Dodekaeder-Lautsprecher für f d 400 Hz; (b) Druckkammer-Lautsprecher für f t 500 Hz; (c) Mikrofon-Messwagen


Abb. 12.70. Zur Vermeidung von Interferenzen durch Messaufbauten in reflexionsarmen Räumen; Pegelabnahme für das Terzband bei 10 kHz mit (oben) und ohne (unten) Reflexion vom Mikrofon-Messwagen nach Abb. 12.69 (c)

Abb. 12.71. Pegelabnahme bei Terz-Messungen nach [15, 16] auf der Bahn 1 gemäß Abb. 12.47


Wenn man diese messtechnischen Unzulänglichkeiten sorgfältig eliminiert, kann man die Qualität der reflexionsarmen Messhalle aus den Abklingkurven wie in Abb. 12.71 beurteilen. Es sei aber ausdrücklich darauf hingewiesen, dass bei fast allen Messungen im Freifeld mit reflektierendem Boden in der Praxis Interferenz-Effekte der oben beschriebenen Art nahezu unvermeidlich auftreten. Abbildung 12.72 verdeutlicht am Beispiel einer Quelle in 1 m Höhe über reflektierendem Boden, dass sich hier die Ungleichförmigkeit des Schallfeldes auch zu tieferen Frequenzen fortsetzen kann, wenn man die Boden-Reflexionen nicht im Auge behält. Es kann andererseits durchaus sinnvoll sein, diesen Einfluss in Messungen nach Normen, wie z. B. [255], die auf die jeweilige technische Schallquelle zugeschnitten sind, mit zu erfassen. Man muss sich dann nur klar darüber

Abb. 12.72. Abschätzung des Boden-Einflusses bei einer Punktquelle 1 m über einem mit r # 0.7 reflektierenden Boden nach [248]


Abb. 12.73. Pegelabnahme bei Sinus-Messungen nach [13, 14] auf der Bahn 1 gemäß Abb. 12.47

sein, dass der Schallpegel in einem bestimmten Abstand u. a. deutlich von der Höhe der Quelle über dem Boden abhängt. Schließlich sei hier noch die Tauglichkeit der Vorbeifahrt-Messhalle für schmalbandige (Sinus-)Messungen gemäss Genauigkeits-Klasse 1 nach [80] nachgewiesen, auch wenn diese aufwändige Messtechnik, wie bei den meisten Freifeld-Messungen in der industriellen Praxis, selbst bei VW nicht ausdrücklich zu verifizieren war. Abbildung 12.73 zeigt, dass bei Vermeidung aller unnötigen Reflexionen und Interferenzen im Messraum und an den Messaufbauten der Messabstand für f t 80 Hz mehr als 9 m, für 63 Hz 7.5 m und für 31.5 Hz wieder mehr als 9 m, der Zielvorgabe des Nutzers und Auftraggebers, betragen darf. In anderen zwischenzeitlich mit der neuen Absorber-Technologie ausgeführten Freifeld-Räumen konnte ihre Tauglichkeit im Frequenzbereich 80 Hz d f d 16 kHz für Terz- wie für Sinus-Messungen nach [80] auch in kleineren Räumen testiert werden. 12.6.5 DaimlerChrysler Windkanal in Auburn Hills Die Entwicklung raumsparender und abriebfester reflexionsarmer Auskleidungen für Freifeld-Messräume wurde wesentlich durch die ständig wachsenden Anforderungen in der Kfz-Industrie vorangetrieben. Dabei spielten


Abb. 12.74. Waagerechter Schnitt durch den 87 u 33 m großen Aero-Acoustic Wind Tunnel AAWT im DC Technology Center in Auburn Hills [11, 251]

die Bestimmung und Analyse sowie das Design des Umströmungsgeräusches von Automobilen in Aeroakustik-Windkanälen eine besondere Rolle, ausgehend vom BMW-Kanal (Abschn. 12.3) über den FKFS-Kanal (Abschn. 12.4) bis zur Audi-Anlage (Abschn. 12.6.2). Wegen der in Kanälen zur Simulation von Fahrgeschwindigkeiten bis nahe 300 km/h entsprechend 80 m/s extrem hohen Anforderungen an die Abriebfestigkeit der strömungsführenden Berandungen sollte es nicht verwundern, dass 2001 der Sprung über den Atlantik mit der neuen faserfreien Technologie zuerst ebenfalls für einen Kfz-Kanal, sogar den bisher größten seiner Art, gelang. Ähnlich wie beim Audi-Windkanal (Abb. 12.37) wurde bei DaimlerChrysler (Abb. 12.74) in Auburn Hills bei Detroit nicht nur das Plenum mit BKA-Modulen gestaltet, sondern auch die Kanäle zu großen Teilen mit BKA-Wandverkleidungen versehen und der Naben-Schalldämpfer, der sich direkt an den Ventilator mit einem Laufraddurchmesser von 8 m anschließt, mit ALFA-Modulen ausgerüstet. Nur die Schalldämpfer in den Umlenkecken wurden durch separate Beauftragung als Schalldämpfer mit Mineralfasern hinter Vlies und Lochblech konventionell ausgeführt. Der Grundriss des Plenums ist in Abb. 12.75 skizziert. Der 61 Tonnen schwere Drehtisch, auf dem auch bis zu 4.5 Tonnen schwere LKW arretiert werden können, enthält eine Waage mit einer Genauigkeit von 0.01%. Mit ihm können die Fahrzeuge in jede gewünschte Position zum Wind gebracht werden. Die Wände, an denen die Auskleidung montiert wird, bestehen aus Beton. Im Plenum sollen die Geräusche an Personenwagen und an Nutzfahrzeugen gemessen werden, so dass eine, auch im Verhältnis zu denjenigen in den BMW-, FKFS- und Audi-Windkanälen, große Düse


Abb. 12.75. Grundriss des Plenums im DC-Windkanal nach Abb. 12.74 mit den Messbahnen für die Pegelabnahme-Messungen [11]

mit 28 m2 Öffnungsfläche vorgesehen wurde. Auf der gegenüber liegenden Seite befindet sich die Auffängeröffnung (Kollektor) mit einer ebenfalls vorteilhaft großen Fläche von 47 m2, die an drei Seiten mit verstellbaren Flügeln ausgestattet ist. Die zweiflügelige Zugangstür, durch welche die Fahrzeuge in das Plenum gelangen, und die schmale Tür ins Freie auf der gegenüberliegenden Seite sind in der gleichen Weise mit Absorbern verkleidet wie das Plenum selbst. Die übrigen Fenster und die Zugangstür zum Kontrollraum blieben unverkleidet. Sie können jedoch ebenfalls mit Absorber-Modulen, die über eine automatische Vorrichtung bewegt werden, in der gleichen Weise wie die Wände ausgestattet werden. Die zu prüfenden Fahrzeuge werden auf dem schallharten Boden im Zentrum der Waage aufgestellt, die um 3.28 m aus dem Zentrum des Plenums in Richtung zur Düse verschoben liegt. Die Wandverkleidung besteht aus Breitband-Kompakt-Absorbern aus PU-Schaum mit einer Gesamtdicke von nur 250 mm und einer StandardModulgröße von 1.2 u 1.5 m. Sie sind direkt auf den Betonwänden und den Innenseiten der Zugangstüren angebracht. Zum Schutz vor Beschädigungen sind die BKA mit weiß lackierten Lochblechkörben abgedeckt und gehalten. An einer Längswand wurden die Lochblechkörbe schwarz lackiert und dienen damit als Hintergrund für Videoaufzeichnungen von Rauchbildern der Strömung (Abb. 12.76). Das optische Erscheinungsbild der Module wurde durch die Montage mit einer umlaufenden Fuge von 50 mm sehr attraktiv gestaltet. Die Deckenverkleidung besteht aus BKA-Modulen des


Abb. 12.76. Ansicht des Plenums vom Kollektor aus mit Blick auf die 6.9 u 4.4 m große Düsenöffnung des DC-Windkanals [11, 251]

gleichen Typs wie die Wandverkleidung. Aufgrund der Konstruktion als abgehängte Unterdecke wurde die Rückseite der BKA mit einer über der gesamten Fläche angebrachten geschlossenen Blechtafel abgedeckt, die als schallharte Wand fungiert. Das Volumen zwischen Rohdecke und abgehängter Decke ist akustisch unbehandelt und zum Plenum hin über die gesamte Länge der drei Stahlträger offen, die die abgehängte Decke und die Traversiereinheit tragen. Einige Flächen und Einbauten im Plenum bleiben akustisch unbehandelt und damit schallhart. Dazu zählen die Rückseiten der Düse und des Kollektors, deren Haltekonstruktionen aus Stahl, ein über zwei Raumseiten verlaufender Umgang und vor allem die große Traversiereinheit. Trotz all dieser unbehandelten Flächen soll das Plenum als Halbfreifeldraum der Genauigkeitsklasse 1 nach [14] mit einer unteren Grenzfrequenz von 80 Hz dienen. Der einzuhaltende Freifeld-Radius um die in der Mitte des Bodens angebrachte Prüfschallquelle sollte 5.5 m betragen. Die Ertüchtigung des Plenums als Halbfreifeldraum auch bei noch tieferen Frequenzen war von großem Interesse für den Auftraggeber. Zur Überprüfung der Freifeldeigenschaften wurden Abnahmemessungen auf den fünf Bahnen Nr. 1, 2, 3, 7 und 8 nach Abb. 12.74 in Terzbandbreite durchgeführt und der Einfluss der Fenster- und Türverkleidungen an der Kontrollraumwand durch weitere Messungen auf den Bahnen 4, 5 und 6 ermittelt, wobei der Bahnradius auf 7 m ausgedehnt wurde. Einige Ergebnisse dieser Abnahmemessungen sind in Abb. 12.77 für die kürzere und damit kritischere Bahn 6 (mit BKA-Verkleidung an Kontrollraumfenstern und -tür) dargestellt. Auf allen Bahnen wurden Freifeldbedingungen nach Norm im erweiterten Frequenzbereich bis 50 Hz und bis 7 m


Abb. 12.77. Pegelabnahme bei Terz-Messungen nach [15, 16] auf der Bahn 6 gemäß Abb. 12.75

Bahnradius erfüllt. Wenn die Anforderungen gemäß Auftrag nur bis 80 Hz und für einen Bahnradius von 5.5 m einzuhalten sind, kann auf die Verkleidung der Kontrollraumfenster und der Tür verzichtet werden. Auf der durch reflektierende Einbauten am wenigsten beeinträchtigten Bahn 8 nach Abb. 12.74 brachten Testmessungen, die in Abb. 12.78 für den tieffrequenten Bereich dargestellt sind, das erstaunliche Ergebnis, dass bis auf die 31.5 Hz-Terz Freifeldbedingungen im 5.5 m-Radius sogar bis 20 Hz herunter erfüllt werden. Als zusätzliche Schallschutzmaßnahmen wurden Teile der Kanäle mit BKA-Modulen ausgekleidet und ein Naben-Schalldämpfer ähnlich dem in Abschn. 12.6.2 beschriebenen am Ventilator eingesetzt. Diese Maßnahmen dienen zur Reduzierung der Ventilatorgeräusche und der durch die Strömung an Kanaleinbauten zusätzlich entstehenden Geräusche. Die Wände und die Decke des Diffusors, die sich daran anschließenden Wände der Ecke 1 und des Querkanals sind ebenso mit BKA-Modulen mit einer Dicke von 360 mm ausgeführt wie ein Teil der Kanalwände vor der Düse und die davor liegende Ecke 4. Bei den Wänden der Ecken 2 und 3 und dem Naben-Schalldämpfer kam ein poröser Absorber, bestehend aus 305 mm dickem PU-Schaum, zum


Abb. 12.78. Pegelabnahme bei Terz-Messungen nach Norm auf der Bahn 8 gemäß Abb. 12.75

Einsatz. Abbildung 12.79 zeigt einen Blick vom Plenum in den Diffusor. Man erkennt sowohl die mit PU-Schaum belegten Flügel des Auffängers als auch die BKA-Verkleidung an der Diffusorwand und Decke.

Abb. 12.79. Ansicht auf die Wand- und Deckenverkleidung des 8.7 u 5.4 m großen Kollektors aus BKA-Modulen und auf die mit PU-Schaum verkleideten Flügel des DC-Windkanals [11, 251]


Abb. 12.80. Naben-Schalldämpfer am Gebläse des DC-Windkanals. Ansicht mit dahinter liegendem Ventilator (oben), Längs- und Querschnitt (unten)

In Abb. 12.80 ist der Naben-Schalldämpfer mit dahinter liegendem Ventilator dargestellt. Das Foto wurde im sich anschließenden Betonkanal aufgenommen, der nach dem Schalldämpfer mit rundem Querschnitt auf einen quadratischen Querschnitt übergeht. Am Ventilator hat der Schalldämpfer einen Durchmesser von 8 m. Durch die konische Form erweitert er sich über einer Länge von 12.5 m auf 8.6 m. Der Zentralkörper hat ebenfalls eine konische Form mit einem Durchmesser von 3.55 m auf 1.20 m am Schalldämpferende. Die absorbierenden Auskleidungen der äußeren Berandung und des Zentralkörpers sind einheitlich 305 mm dick. Der Naben-Schalldämpfer musste seine Tauglichkeit durch Pegelmessungen, gemittelt über den Kanalquerschnitt vor und hinter dem Schalldämpfer (Abb. 12.81 (a)) beweisen. Dabei zeigte sich, dass die Anforderungen an die Dämpfung über den gesamten Frequenzbereich vollständig erfüllt wurden (b). Besonders wichtig war hierbei der kritische tieffrequente Bereich bis 250 Hz, bei dem der Ventilator die höchsten Pegel erzeugt.


Abb. 12.81. Überprüfung der Durchgangsdämpfung Dd des Naben-Schalldämpfers (a); Mittelwert beider Ausbreitungsrichtungen (b); Anforderung (rot), Modell-Messung (grün), Messung des IBP (schwarz), des Betreibers (blau)

Die gesamte aerodynamische und akustische Auslegung des 37.5 Mio. Dollar teuren DC-Windkanals zielt mit seinen mehrstufigen Schallschutzmaßnahmen, einem auf minimale Geräuschabstrahlung optimierten Ventilator und Strömungsführung in den Kanälen, auf ambitioniert niedrige Pegel im Plenum (Abb. 12.39). Im Vergleich zu den drei anderen hier beschriebenen Aeroakustik-Prüfständen, s. Tabelle 12.9, fällt die DC-Anlage aber vor allem durch die sehr große Düse auf. Einige Daten in Tabelle 13.6 wurden einem kürzlich verfassten Überblick über alle AeroakustikWindkanäle [251, 259] entnommen. Anders als beim BMW- (Abschn. 12.3) und beim FKFS-Windkanal (Abschn. 12.4), wurden Auslegung, Planung und Bauüberwachung komplett an ein weltweit agierendes Ingenieurbüro, Sverdrup Technologies, vergeben. Der Konstruktion dieses AAWT im Daimler Chrysler Technical Center DCTC war der Bau einer Pilot-Anlage, etwa 10 Jahre früher, vorausgegangen [251]. In der Zwischenzeit ging die Entwicklung über den FKFS- und Audi-Windkanal rasant weiter, so dass der Generalplaner das

416 12 Innovative Akustik-Prüfstände Tabelle 12.9. Aeroakustik-Windkanäle bei Automobil-Herstellern (Fettdruck hebt Anlagen hervor, die wesentlich vom Fraunhofer IBP mitgestaltet wurden) Betreiber

Nissan, Japan BMW, München Honda, Japan FKFS, Stuttgart Ford, Köln Audi, Ingolstadt Pininfarina, Italien Hyundai, Korea GM, Detroit DC, Auburn Hills PSA Renault St.-Cyr-L’Ecole

Fertig- Düsenstellung fläche

Ventilatorleistung

Luftleistung

Max. Geschwindigkeit [km/h] [m/s] 190 53

1986

[m2] < 28

[MW] 2.2

[m3/s] 1478

1987

10

1.9

667

240

67

1991

28

?

1550

200

55

1993

22

3.0

1 603

257

71

1998

20

kW @

(13.24)

Mit der Verfügbarkeit bzw. dem Einsatzgrad der strömungstechnischen Anlage,

P

Betriebsstunden ( h) / Tag ( d ) 24 h

bzw.

Betriebstage ( d ) / Jahr (a ) 365 d

(13.25)

456 13 Innovative Kanal-Auskleidungen

lässt sich die jährlich durch die Schalldämpfer nutzlos in Wärme umgesetzte elektrische Energie EL berechnen nach

] P U qV ⎛ vs ⎞ EL 5.25 K U0 q0 ⎝⎜ v0 ⎠⎟

2

⎡ MWh ⎤ ⎢ a ⎥. ⎣ ⎦

(13.26)

Aus dem Vorstehenden wird schon klar, dass es angesichts eines wachsenden Umwelt- und Energiebewusstseins in der Öffentlichkeit höchste Zeit wird, dass man auch die Verluste in den zahllosen Schalldämpfern in Lüftungsanlagen in die betriebswirtschaftliche Kalkulation stärker als bisher üblich mit einbezieht. Da dies am greifbarsten wohl durch Abschätzung der dadurch jährlich verursachten Energiekosten EK geschieht, sollen diese ebenfalls angegeben werden: EK

5.25

] P H U qv ⎛ vs ⎞ K U 0 q0 ⎝⎜ v0 ⎠⎟

2

⎡T € ⎤ ⎢ a ⎥. ⎣ ⎦

(13.27)

Dabei ist natürlich der Energiepreis H [€/kWh] im Vergleich zu sämtlichen anderen Einfluss-Parametern mit der größten Variabilität und Unsicherheit behaftet; ein Preis von 0.2 €/kWh wird sicherlich bereits in naher Zukunft überschritten.

13.5 Messungen an Schalldämpfern In Abschn. 13.2 bis 13.4 wurden einfache Abschätzungsformeln für alle Kenngrößen von Schalldämpfern angegeben, die Messungen an konventionell, aber sorgfältig hergestellten Mustern einer Produktpalette eigentlich überflüssig machen. Zumindest für das Eigengeräusch (13.3) und den Druckverlust (13.4) genügt eine äußerliche Betrachtung ihrer Geometrie und Oberflächen, um diese wichtigen Kenngrößen genau zu ermitteln. Anders sieht es aber bei der Dämpfung (13.2) aus. Hier können die Qualität der Mineralwolle und ihre Verarbeitung in der jeweiligen Auskleidung schon zu Abweichungen in der nach Gl. (13.8) bis (13.12) eigentlich sicher zu erwartenden Wirksamkeit führen. Nach Einführung der DIN 45 646 [106], die heute in DIN EN ISO 7235 [107] globale Gültigkeit erlangt hat, mussten einige Hersteller ihre Katalogdaten erheblich nach unten korrigieren. Damit dies ohne befürchtete Wettbewerbsverzerrungen geschehen konnte, haben sich qualitätsbewusste Marktteilnehmer in einer „Gütegemeinschaft Schalldämpfer“ [272] zusammengeschlossen. Abbildung 13.14 zeigt, wie stark diese Korrektur bei einem ihrer Mitglieder tatsächlich ausfiel: bei tiefen Frequenzen blieb

13.5 Messungen an Schalldämpfern 457

Abb. 13.14. Katalogangaben des Herstellers eines Schalldämpfers mit d = 50 mm, m = 1, L = 1.5 m vor (oben) und nach (unten) Einbindung in die „Gütegemeinschaft Schalldämpfer“ [272]

kaum noch Dämpfung übrig; nur im praktisch ohnehin nur selten realisierbaren Maximum konnten die hohen Werte in etwa aufrecht erhalten werden. Davon unbenommen bleibt die Tatsache, dass Dämpfer im Einsatzfall, besonders bei höheren Frequenzen, aus den in Abschn. 13.2.7 geschilderten Gründen erheblich größere, nach 13.2.6 aber eben auch deutlich kleinere Dämpfungen erbringen können. In dieser etwas unübersichtlichen Situation kann es sehr hilfreich sein, wenn man sich, was die Qualitätssicherung und Gewährleistungsprobleme angeht, stets nur auf die Messung im Schalldämpfer-Prüfstand nach [107] beruft. Dabei handelt es sich um einen extrem leisen Windkanal (Abb. 13.11) mit einer maximalen Luftleistung von z. B. 35 m3/s bestehend aus – einem 130 kW-Gebläse, dessen Geräusche in sehr wirksamen Nabenund Kulissen-Schalldämpfern (s. Abb. 13.15 (a)) sowie in Auskleidungen der Umlenkecken unter Einsatz passiver, reaktiver und aktiver Dämpfer nach Abschn. 4.2, 8.1 und 10.1 eliminiert wurden, – dem 106 m3 großen Sende-Hallraum mit tief abgestimmten VPR-Modulen nach Abschn. 5.3 (mit rundum geschlossenen Stirnflächen) in seinen oberen Kanten und einer für Messungen mit Strömung verfahrbaren „Lautsprecherwand“ vor der 2 m langen „Einlaufdüse“ mit einer Kontraktion von 8 : 1,


– der 12 m langen, 0.5 m hohen, normal 1 (maximal 1.3) m breiten Messstrecke (Abb. 13.15 (b)) in sehr schwerer, Element für Element körperschallisolierter Modulbauweise mit einem fast 5 m langen, annähernd exponentiell sich öffnenden Transmissionselement, – dem 187 m3 großen Empfangs-Hallraum mit VPR-Modulen ähnlich wie im Senderaum und einem fest installierten „Drehmikrofon“ (Abb. 13.15 (c)).

Abb. 13.15. Schalldämpfer-Prüfstand nach Abb. 13.11: (a) Kulissenspalt mit aktiven Absorbern hinter Lochblech im UG; (b) 7 m lange Mittel-Kulisse in der auf 0.6 m Breite verkleinerten Messstrecke; (c) Transmissionselement zum Empfangshallraum mit VPR-Modulen in den Raumkanten


Abb. 13.16. Segmente des „Pilz-Schalldämpfers“ (a) und der Dämpfer in der Rückführung (b) des BMW-Windkanals (Abschn. 12.3 und [242]) in der erweiterten Messstrecke des IBP-Prüfstandes nach Abb. 13.11

Im IBP-Prüfstand bleiben so die Anlagengeräusche immer unter 35 dB(A) im Sende- und unter 30 dB(A) im Empfangs-Hallraum, wobei ersterer auch eine wichtige Funktion als Beruhigungskammer zur Herstellung einer


Abb. 13.17. Schnitt (a), Messstrecke (b) und Transmissionselement (c) des RohrSchalldämpfer-Prüfstandes des IBP [273]

gleichmäßigen Strömung im Messkanal erfüllt. Selbst für sehr große Schalldämpfer, etwa den in Abschn. 12.3, Abb. 12.4 beschriebenen „PilzSchalldämpfer“, kann die Messstrecke, entsprechend aufgeweitet, genutzt werden, um wenigstens eine Hälfte eines symmetrischen Segments dieses einmaligen Gebildes im Maßstab 1 : 1 zu untersuchen, s. Abb. 13.16 und [242]. Parallel zu diesem rechteckigen Messkanal ist eine zylindrische Messstrecke ebenfalls zwischen den beiden Hallräumen aufgebaut, in der sowohl Rohr-Schalldämpfer als auch fast beliebig gestaltete Dämpfer samt ihrem Gehäuse mit entsprechenden Übergangsstücken getestet werden können, s. Abb. 13.17 und [273]. Die hohe Grenzdämpfung von jeweils über 60 dB bei 250 Hz und nahe 90 dB im kHz-Bereich ermöglicht in beiden Kanälen Prüfungen auch der wirksamsten Dämpfer. Spezielle Temperatur-Module erlauben auch Messungen an Schalldämpfern (ohne Strömung) bei Temperaturen bis +500°C (in Kulissen-) bzw. +400°C (in Rohr-Schalldämpfern). Eine 2 u 0.8 u 0.5 m große „Temperaturbox“ (Abb. 13.18 (a)) wird mit Übergangsstücken an den Prüfkanal mit einem Nenndurchmesser von 400 mm angeschlossen. In ihrem Boden und ihren Seitenwänden sind Heizelemente mit einer Leistung von 21 kW


Abb. 13.18. „Temperatur-Box“ (a) im Prüfstand nach Abb. 13.17 für Messungen an Kulissen-Schalldämpfern (b); „Heizstab“ für Rohr-Schalldämpfer (c)

installiert. Über den Deckel werden ein planer Abschluss für die eingebauten Kulissen (Abb. 13.18 (b)) und eine zusätzliche Wärmedämmung erreicht. An ihren Stirnseiten halten 50 mm dicke Absorberschotts die erhitzte Luft im Messsegment und sorgen zusammen mit Keramikdichtungen an den Übergangsstücken dafür, dass der übrige Messkanal weiterhin kühl bleibt. Zur Beheizung von Rohr-Schalldämpfern kommt ein „Heizstab“ mit einer nutzbaren Länge von 1.4 m und einer Heizleistung von 8 kW zum Einsatz, s. Abb. 13.18 (c). Über verschiedene Anschlussflansche kann der Heizstab für Rohrdurchmesser von 100 bis 500 mm verwendet werden. Der übrige Kanal ist wieder thermisch vom bis 400°C beheizbaren Segment getrennt. Eine kleine Druckluftleitung sorgt für einen besseren Wärmeübergang vom Stab an die Luft und zusammen mit


der äußeren Wärmedämmung für eine gleichmäßige Temperaturverteilung im Inneren des horizontal eingebauten Prüflings. Schließlich soll noch auf ein stark vereinfachtes Verfahren zur Bestimmung der akustischen Wirksamkeit von Kanal-Auskleidungen eingegangen werden. Wie in Abschn. 13.1 ausgeführt wurde, wird ein symmetrisch aufgebauter Schalldämpfer bereits durch sein Grundelement (b) in Abb. 13.1 vollständig charakterisiert. Wenn man, im Rahmen praktischer Anwendungen, mit guter Näherung annimmt, dass die Höhe H bei einer homogenen Auskleidung keinen wesentlichen Einfluss hat und die Länge L gemäß Gl. (13.4) bis (13.6), jedenfalls in einem Wertebereich von etwa 5 s < L < 20 s, nur als einfacher Multiplikator für D´ und D eines beliebig aus diesem Grundelement zusammengesetzten Schalldämpfer-Aufbaus wirksam wird, liegt es nahe, grundsätzliche Untersuchungen z. B. für Forschungs- und Entwicklungszwecke auch nur an einem solchen Grundelement durchzuführen. Auch die Qualitätsüberwachung von eingesetzten Dämpfungsmaterialien kann so im Werk vorgenommen werden. Dafür genügt aber ein relativ kleiner Prüfstand, z. B. mit einer nur 1 u 0.5 u 0.1 m großen Messstrecke. Diese sollte zwar an wiederum genügend lange zuund abführende Kanäle angeschlossen sein, die aber nur entsprechend kleinere Querabmessungen aufzuweisen brauchen. Ein solcher „Kleinprüfstand“ ist in Abb. 13.19 (a) und (b) zusammen mit dem Reflexionsfaktor seines reflexionsarmen Abschlusses (c) und dem Spektrum des von einer „Lautsprecherzeile“ am anderen Ende des Messkanals erzeugten Prüfschalls (d), gemessen hinter der leeren, geschlossenen Prüfstrecke, dargestellt und in [274] ausführlicher beschrieben. Er hat sich im IBP als zusätzlicher Laboraufbau vielfach bewährt, auch um mit Prototypen und Mustern innovativer Schallabsorber kostengünstig und schnell zu optimalen Problemlösungen zu gelangen. Für an sich schon kleinformatige Produkte, z. B. so genannte Telefonie-Schalldämpfer zwischen benachbarten Wohn- oder Arbeitsräumen, bietet sich diese Messeinrichtung als probates Prüfwerkzeug an. An Stelle des Drehmikrofons im Hallraum des Norm-Prüfstands (Abb. 13.11) wird hier ein kleines Mikrofon am Ende eines dünnen Rohres durch eine seitliche Kanalwand mit Hilfe einer außerhalb angeordneten „Pneumatikschiene“ diagonal auf halber Höhe durch den Kanal hin und her geführt. Man kann an Abb. 13.19 (d) sehen, dass sich die in jeder Terz festgestellten örtlichen Schwankungen auch oberhalb der ersten Quer-Mode gemäß Gl (13.15) bei 340 Hz bis etwa 1.25 kHz in engen Grenzen halten. Aber auch die stärkeren Ungleichförmigkeiten des Schallfeldes im Kanal bei höheren Frequenzen schlägt, bei der entsprechenden Mittelung, nicht voll auf das Messergebnis durch: In Abb. 13.20 sind neben der natürlich (in Folge seiner gegenüber dem Norm-Prüfstand einfachen Bauweise) viel


Abb. 13.19. Prinzip des Kleinprüfstandes nach [274] (a); Messstrecke mit eingebautem Schalldämpfersegment (b); gemessener (—) und nach [107] zu fordernder (‫)ـ ـ ـ‬ Reflexionsfaktor r seines Abschlusses (c); Schwankungen des Prüfschalles Lp auf einem diagonalen Messpfad (d)

geringeren Grenzdämpfung des Kleinprüfstandes (a) zwei vergleichende Messungen an sehr zwei vergleichende Messungen an sehr unterschiedlichen Kulissen-Dämpfern, zum einen mit Mineralwolle- (b), zum anderen mit Membran-Absorbern nach Abschn. 6.3 (c) dargestellt. Dieser Vergleich fällt auch unter 200 Hz (Grenze bzgl. Reflexionsfreiheit) und oberhalb 1.25 kHz (Grenze bzgl. Homogenität des Schallfeldes) erstaunlich gut aus und zeigt einmal mehr die Tauglichkeit eines auf die praktischen Bedürfnisse zugeschnittenen vereinfachten Verfahrens. Im Folgenden sollen u. A. auch einige noch weiter von der Norm [107] abweichende Messverfahren kurz angesprochen werden. Eine ausführlichere Darstellung von „in-situ“-Messungen an Schalldämpfern findet sich in [275].


Abb. 13.20. Grenz-Einfügungsdämpfung eines Kleinprüfstandes nach [274] (a); Einfügungsdämpfung (b) homogener Kulissen mit d = 50 mm, m = 0.67, L = 0.9 m mit 4 Kulissen (B = 1 m) im großen (‫ )ـ ـ ـ‬bzw. 2 Kulissen (B = 0.5 m) im kleinen Prüfstand (—)


13.5.1 Einfügungsdämpfung

Zur Kennzeichnung der schalltechnischen Wirksamkeit von Schalldämpfern in Kanälen sind 3 Dämpfungs-Maße geeignet: – Einfügungsdämpfung De – Durchgangsdämpfung Dd – Ausbreitungsdämpfung Da, wobei die erstgenannte mit Abstand die wichtigste ist und auch regelmäßig gemeint ist, wenn im Vorstehenden von der Dämpfung D die Rede ist. Sie wird nach [107] z. B. in einem Prüfstand wie in Abb. 13.11 nach dem so genannten Substitutionsverfahren bestimmt. Sie stellt die Differenz des Schallleistungs-Pegels LW II in einem glatten, allseits schallharten Kanal und des Pegels LW I nach dem Einfügen des Prüflings in denselben dar, De

LW II LW I .

(13.28)

Bei der Messung ohne Dämpfer muss also u. U. ein glattes hartes Substitutionselement in den Kanal eingebaut werden. Von den in Abb. 13.3 angedeuteten Nebenwegen kann also nur die Körperschall-Längsleitung (c) Einfluss auf die Messung nehmen. Anders sähe es natürlich aus, wenn ein dem Prüfling zugehöriges Gehäuse mit dem Schalldämpfer zusammen eingebaut und in LW I mit gemessen würde. Die Pegel werden aus den entsprechenden räumlich und zeitlich gemittelten Schalldruck-Pegeln auf genormten Messpfaden in der Messstrecke hinter dem Prüfling oder im angeschlossenen Hallraum ermittelt, De

L p II L p I .

(13.29)

Die Anregung erfolgt stets frontal mit ebenen Wellen, z. B. mit einer Wand von vielen gleichphasig betriebenen Lautsprechern wie in Abb. 13.11 (c), bevorzugt breitbandig mit rosa Rauschen, die Messung jeweils in Terzen bei den genormten Mittenfrequenzen (vgl. Abb. 13.20). Die Umrechnung von jeweils 3 Terzwerten (DT) in einen entsprechenden Oktavwert (DO) erfolgt nach den Prüfbestimmunen der „Gütegemeinschaft Schalldämpfer“ durch D0

∑10 3

⎡1 3

10 lg ⎢ ⎣

i 1

0.1 DT ,i

⎤ ⎥. ⎦

(13.30)

Es sei aber ausdrücklich betont, dass bei der Darstellung von Oktav-Spektren auch bei relativ breitbandig wirksamen Resonanz-Dämpfern wie denen in Abb. 13.20 (d) u. U. für den jeweiligen Einsatzfall wichtige Informationen verloren gehen.


Abb. 13.21. Einfluss des Schallfeldes auf die Einfügungsdämpfung: (a) frontale (—) bzw. laterale (– –) Anregung im geraden Kanal [269]; (b) gerader (—), unter 45° (– –) bzw. unter 90° anregender Kanal im Kleinprüfstand

Für die Umsetzung der im Prüfstand ermittelten Ergebnisse in die Praxis müssen natürlich der innere und äußere Aufbau des Dämpfers (mit 2d und L), aber auch der Spalt (2s) dem Prüfzeugnis genau entsprechen. Lediglich durch die Höhe (H) und die Kulissenzahl n (B) nach Gl. (13.3) lassen sich Prüfergebnisse auch auf beliebig hohe und breite Strömungskanäle 1:1 übertragen. Die Messungen an O/4-Dämpfern (ähnlich dem in Abb. 7.3) in Abb. 13.21 (a) zeigen oberhalb 500 Hz deutlich höhere Werte, wenn nicht normgerecht frontal (ebene Wellen von der Lautsprecherwand), sondern lateral (mit höheren Moden) mit zwei gleichphasigen Lautsprechern an einer Seitenwand des Kanals unmittelbar hinter der Einlaufdüse, um eine Kanalbreite axial versetzt, angeregt wird. Einen ähnlichen Effekt kann man auch erzielen, wenn man einen Schalldämpfer im Kleinprüfstand hinter einem Knick des Kanals anordnet, s. Abb.13.21 (b). Beide hier gut reproduzierbaren Labor-Ergebnisse bestätigen die praktische Erfahrung, dass Schalldämpfer ihre Normwerte im Einbauzustand fast regelmäßig um bis zu 10 dB übertreffen, allerdings leider immer nur bei den hohen Frequenzen, wo es seltener an Dämpfung fehlt, s. auch [269, Bild 18]. Auf exemplarische Weise ließ sich der „Umlenkbonus“ in den Umlenk-Schalldämpfern des FKFS-Windkanals (Abschn. 12.4) zur Geltung bringen: Die für die hohen Frequenzen ausgelegten Profile in Abb. 4.5 rechts brächten in ihrer gestreckten geraden Variante oberhalb 500 Hz bis zu 20 dB weniger Dämpfung, vgl. Abb. 4.6. Die ebenfalls über 40 dB


Einfügungsdämpfung bei 125 Hz der in diesem Fall für die tiefen Frequenzen zuständigen Membran-Absorber-Kulissen (Abb. 4.5 links) sind auch etwas der doppelten 90°-Umlenkung zu verdanken, auch wenn bekanntlich die (in diesem Frequenzbereich) schallharten Umlenkprofile den Umlenkbonus deutlich verkleinern, vgl. [45, Bild 9]. 13.5.2 Durchgangsdämpfung

Viel seltener als die Einfügungs- wird die Durchgangsdämpfung Dd

L p1 L p 2

(13.31)

über die mittleren Schalldruckpegel vor (Lp 1) und hinter (Lp 2) dem Prüfling bestimmt. Als exemplarisches Beispiel für solche Messungen möge der Nachweis der Wirksamkeit des Naben-Schalldämpfers am Gebläse des DaimlerChrysler-Windkanals (Abschn. 12.6.5, Abb. 12.85) dienen: Vor Ort konnten hier nur sehr grob die Pegel-Differenzen vor und hinter dem Dämpfer in beiden Richtungen bestimmt werden. Auch hier werden die gestellten Anforderungen bei Frequenzen oberhalb 500 Hz stark übertroffen, weil auch in dieser Konfiguration die grundsätzlich stärker gedämpften höheren Moden wieder mit im Spiel sind. 13.5.3 Ausbreitungsdämpfung

Wenn man den Schallwellen vom Eintritt in einen Schalldämpfer mit einem Sonden-Mikrofon, z. B. auf einer Pneumatikschiene (Abb. 13.11 (b)), an der absorbierenden Auskleidung entlang, folgt, so kann man natürlich, besser als nur mit Messungen vor und hinter dem Dämpfer, die Pegelabnahme beobachten. Zur Auslegung von Schalldämpfern z. B. auf Frequenzen um 250 Hz kann man Platten- und poröse Absorber in den Kulissen hintereinander anordnen. In Abb. 13.22 (a) kann man deutlich die beiden unterschiedlich wirksamen Absorber erkennen. Abbildung 13.22 (b) wurde in einem Kulissenspalt bei lateraler Anregung (s. Abschn. 13.5.1) aufgezeichnet. Hier ist deutlich das rasche Abklingen der als Quer-Moden eintretenden Schallenergie und erst danach die Ausbreitungsdämpfung für die verbleibende ebene Welle zu erkennen. In anderen Fällen kann man im Einbauzustand zum Ende des Dämpfers hin bei einer solchen Durchzugsmessung nach einem gleichmäßigen Abfall, Da

' Lp x 'x

⎡ dB ⎤ ⎢ m ⎥ ⎣ ⎦

(13.32)


Abb. 13.22. Pegelabnahme im Kulissenspalt (a) eines inhomogen ausgekleideten Dämpfers und (b) eines homogenen bei lateraler Anregung [276]

einen erneuten Pegelanstieg bemerken. Dies ist dann ein untrügliches Zeichen, dass auf einem Nebenweg nach Abb. 13.3 übertragener Schall mit höherer Amplitude rückwärts in den Spalt eindringt. Abbildung 13.23 zeigt eine Durchzugsmessung durch den Naben-Schalldämpfer in Abb. 12.84 und 12.85. Der Pegelverlauf lässt erkennen, dass seine Dämpfung schon bei 40 Hz beginnt und bei 63 Hz bereits 2 dB/m beträgt. Als diagnostisches Werkzeug kann also auch die Ausbreitungsdämpfung im Detail Aufschluss über die Wirksamkeit von Schalldämpfern geben.


Abb. 13.23. Pegelabnahme im Schalldämpfer von Abb. 12.81 bei 31 Hz, 40 Hz, 50 Hz und 63 Hz

13.5.4 Immissionswirksame Dämpfung Wenn z. B. ein Dachventilator, ein Abgaskamin einer Heizanlage oder ein Schornstein einer Fertigungsanlage für Papier, Mineralfasern oder Düngemittel in der Nachbarschaft als Störenfried festgestellt wird, kann man im einfachsten Fall das Störgeräusch an einem maßgeblichen Immissionsort als Schalldruck-Spektrum aufnehmen und daraus die notwendige Dämpfung, ebenfalls frequenzabhängig, als 'L(f) festlegen, um einen bestimmten Immissions-Grenzwert Li [dB(A)] nach Gl. (3.19) nicht zu überschreiten. Diese Anforderung kann ein an oder in der Nähe der Quelle, z. B. auch vor einer den Schall emittierenden Schornsteinmündung einzubauender Schalldämpfer mit seiner charakteristischen Einfügungsdämpfung nach Abschn. 13.5.1 De

' L f

(13.33)

erfüllen. Voraussetzung für den Erfolg dieser schalltechnischen Maßnahme ist nur, dass sich die Ausbreitungsverhältnisse zwischen Emissions- und


Immissionsort sowie die Betriebsbedingungen der Anlage inzwischen nicht wesentlich verändert haben. Viel schwieriger ist es, den Bedarf für Schalldämpfer allein aus einem Immissions-Grenzwert und einem Schallleistungs-Pegel der Quelle (beide vielleicht nur in dB(A) vorgegeben) zu bestimmen. Selbst wenn man Erfahrungen oder gar gesicherte Daten über das jeweilige Emissions-Spektrum zur Verfügung hat, bleiben, auch und gerade bei hoch aufragenden Emittenten wie Schornsteinen, noch viele Einflüsse auf dem Ausbreitungswege zu klären, siehe z. B. [277]. Da ist zunächst die Richtcharakteristik der Quelle (DI in Gl. (3.19)), z. B. einer durchströmten Schornsteinmündung. Man muss zwar für leichte Mitwind- und Inversions-Wetterlagen damit rechnen, dass die Schallwege zum Immissionsort gemäß Abb. 13.24 nicht gerade (sm), sondern zum Boden hin gebeugt (etwa auf einem 5 km-Radius R) verlaufen. Der jeweils maßgebliche Abstrahlwinkel ergibt sich dann aus ⎛ sm ⎞ ⎟. ⎝2R⎠

- -0 arc sin ⎜

(13.34)

Aber selbst wenn Quelle und Immissionsort auf gleicher Höhe oder sehr weit voneinander entfernt liegen, bleibt nur der Anteil der Schallemissionen immissionswirksam, der unter Winkeln - > 80° zur Normalen abgestrahlt wird [278], während der Anteil für - < 80° in der Atmosphäre absorbiert wird.

Abb. 13.24. Schallausbreitung von einer Schornsteinmündung nach [277]


In Modelluntersuchungen an einer Schornsteinmündung mit einem lichten Durchmesser von 2 m [279] wurde deshalb das Richtwirkungs-Maß von Gl. (3.19) für diesen relevanten Winkelbereich bei konstanter Temperatur ohne bzw. mit einer Schall absorbierenden Auskleidung unmittelbar vor der Mündung bestimmt. Tabelle 13.3 (a) zeigt, wie stark DI zu hohen Frequenzen hin zunimmt, bei der „schallweichen“ sogar doppelt so stark wie bei der „schallharten“ Mündung. Dieser aus [280] bekannte, für den Schallschutz positive Effekt wird nur etwas geschmälert, wenn eine schon relativ starke Strömung mit 15 m/s überlagert wird. Er wächst noch bis auf nahe 30 dB an für größere Winkel und sehr hohe Frequenzen, bleibt aber für 63 Hz stets fast vernachlässigbar, s. Tabelle 13.3 (b). Wenn man also ohne genauere Kenntnis der Ausbreitungsbedingungen im Einbaufall mit den DI-Werten für 80° rechnet, liegt man in den meisten Fällen auf der sicheren Seite. Man kann deshalb in der Regel auf zusätzliche Dämpfung bei hohen Frequenzen verzichten und sich stattdessen voll auf die tiefen konzentrieren mit dem Ziel, insbesondere die oft sehr auffälligen „Brummtöne“ zu eliminieren. Tabelle 13.3. Richtwirkungs-Maß DI an einer Schornsteinmündung mit 2 m Durchmesser (oben) unter 80° zur Achse ohne bzw. mit Schalldämpfer und Strömung, (unten) unter größeren Winkeln [278] SchornsteinMündung ohne SD, ohne Strömg. mit SD, ohne Strömg. mit SD, 15 m/s SchornsteinMündung mit SD, 15 m/s, 80° mit SD, 15 m/s, 90° mit SD, 15 m/s, 100° mit SD, 15 m/s, 110°

Oktavband [Hz] 500 1k

63

125

250

2k

4k

8k

–1

–3

–5

–6

–7

–8

–10

–14

–1

–6

–10

–12

–15

–20

–25

–28

–1

–6

–9

–11

–14

–18

–23

–25

63

125

250

2k

4k

8k

–1

–6

–9

–11

–14

–18

–23

–25

–1

–7

–10

–12

–15

–19

–25

–27

–2

–10

–12

–14

–17

–21

–27

–29

–3

–12

–14

–16

–19

–23

–29

–31

Oktavband [Hz] 500 1k


Solche auf tiefe und sehr tiefe Frequenzen zugeschnittenen Schalldämpfer werden in Abschn. 7.3 (bis ca. 0.8 m) und in 10.3 (bis 3 m Durchmesser) beschrieben. Bei einer Länge von oft mehr als 10 m lassen sich diese Dämpfer natürlich nicht mehr im Prüfstand nach [107] testen. Zur bei diesen großen Anlagen unabdingbaren Qualitäts-Sicherung und ständigen Verbesserung der Auslegungs-Genauigkeit der in die Schornsteine integrierten Schalldämpfer wird jedes Produkt vor dem oft sehr aufwändigen Transport und der Montage, noch beim Hersteller (Niessing Anlagenbau), auch akustisch sorgfältig überprüft, s. Abb. 13.25 (a). Das geschieht grundsätzlich auf zweierlei Art [278]: In einem etwa 2 bis 3 m langen Stück Abgasrohr, das nur für die Messungen an den Abgaseintritt am Schornstein axial oder lateral angebaut wird, simulieren geeignete Lautsprecher die Quelle. Mit Hilfe eines Drehmikrofons (Abb. 13.25 (b)) oder vieler Mikrofonpositionen auf einer diagonalen Bahn (c) im Senderohr wird der mittlere Pegel als Maß für die in den Schornstein eingestrahlte Schallleistung bestimmt.

Abb. 13.25. Schalldämpfer-Prüfung im Werk über seitlich angeschlossenes Senderohr (a) mit Lautsprecher und Drehmikrofon (b) bzw. Mikrofon auf Pneumatikschiene (c) im Senderohr sowie Mikrofon am Seil vor der Schornsteinmündung [278]

13.6 Ausführungsbeispiele innovativer Kanal-Auskleidungen 473

Nach dem ersten Verfahren wird in ca. 20 cm Abstand von der Mündungsebene auf mehreren Messpunkten die hinter dem Dämpfer abgegebene Schalleistung ermittelt. Die Differenz beider Mittelwerte ist ein Maß für die Durchgangsdämpfung nach Abschn. 13.5.2 dieser innovativen Schallschutzmaßnahme. Nach dem zweiten Verfahren wird ein an einem Stahlseil befestigtes Mikrofon durch den ganzen Schalldämpfer gezogen und dabei die Pegelabnahme als Ausbreitungsdämpfung nach Abschn. 13.5.3 Schritt für Schritt gemessen (Abb. 13.25 (d)). Alle Messergebnisse werden dann noch mit den Betriebsbedingungen im jeweiligen Einsatzfall bewertet, denn die Strömungs- und Temperaturverhältnisse können auf die schalltechnischen Eigenschaften dieser Resonator-Dämpfer einen nicht unwesentlichen Einfluss nehmen. Nur in Ausnahmefällen werden zusätzlich Abnahmemessungen vor Ort an der Schornsteinmündung (jeweils vor und nach der Maßnahme) erforderlich, aus denen man die Einfügungsdämpfung des Schalldämpfers nach Abschn. 13.5.1 ableiten könnte. Dabei wird das von dort z. B. unter 80° (für tiefe Frequenzen im Gegensatz zu hohen nahezu kugelförmig) abgestrahlte Geräusch schon oft von anderen Quellen derselben oder anderer Anlagen übertönt. Maßgeblich bleibt natürlich immer der am Immissionsort messbare Erfolg.

13.6 Ausführungsbeispiele innovativer KanalAuskleidungen Die Serie Alternativer Faserfreier Absorber ALFA nach Abb. 1 begann einmal mit dem Absorber ganz aus Kunststoff-Folien von Abschn. 5.1. Als dieser 1983 auf der Hannover Messe als Ersatz für Mineralwolle-Anwendungen in der Raumakustik vorgestellt wurde, animierte er Frau R. Maute der Ferdinand Schad KG, dem IBP einen Entwicklungsauftrag für einen ganz nur aus Aluminium herzustellenden Absorber für den Einsatz in Strömungskanälen zu erteilen. Beim wohl größten Einzelauftrag mit dem daraus entstandenen Absorber nach Abschn. 6.3, dem FKFSWindkanal (Abschn. 12.4), kam dieser außer in den Kanälen auch in der reflexionsarmen Auskleidung der Messhalle zum Einsatz. Diese gegenseitige Befruchtung von Aufgaben zur Raumakustik und zum technischen Schallschutz blieb typisch für die nachfolgenden Innovationsprozesse im Fraunhofer-Institut, auch wenn mal die eine, mal die andere Disziplin auslösend war.


13.6.1 Membran-Absorber für Bewetterungsanlagen Im Steinkohlebergbau wird die Frischluft unter Tage durch so genannte Lutten geführt. Um den durch die Lüftungskanäle zu den Bergleuten gelangenden Ventilatorlärm zu reduzieren, müssen Schalldämpfer eingebaut werden, an die hohe Anforderungen hinsichtlich Resistenz gegenüber Verschmutzung bzw. Zerstörung durch Kohlestaub bzw. Erschütterungen zu stellen sind. Deshalb wurden die allseitig hermetisch abgeschlossenen Membran-Absorber MA nach Abschn. 6.3 zunächst im Labor akustisch mit herkömmlich offenen Hohlkammer-Resonatoren nach Abb. 7.3 (O/4Resonatoren) und Abb. 6.2 (Helmholtz-Resonatoren) verglichen [63], wie sie zuvor in einer Breite von 40 cm im Schalldämpfer-Prüfstand getestet wurden, s. Abb. 13.15 (b). Obgleich die ganz aus Edelstahl hergestellten MA-Kulissen (Abb. 13.26) nur 10 cm dick sind, konnten sie sich neben den jeweils 40 cm dicken anderen im Ventilator-Prüfstand der Westfälischen Berggewerkschaftskasse sehr gut behaupten, s. Abb. 13.27. Hier hat der Membran-Absorber neben seinem kleineren Volumen und Gewicht aber noch einen entscheidenden Vorteil: Auf seinen glatten

Abb. 13.26. 100 mm dicke Membran-Absorber aus Edelstahl (a) als Ersatz für 400 mm dicke Hohlkammer-Resonatoren (b) in Kohlegruben [281]

Abb. 13.27. Akustischer Vergleich in [280] von Membran-Absorbern (a), λ/4-Resonatoren (Abb. 7.3) (b) und Helmholtz-Resonatoren (Abb. 6.2) (c)


Oberflächen kann sich kein Kohlenstaub ablagern. Dringt dagegen Kohlenstaub in die Kammern der anderen Dämpfer ein, so kann dieser beim Auftreten einer Druckwelle in den Kanälen aufgewirbelt werden und die im Bergbau gefürchteten Staubexplosionen auslösen. Außerdem unterscheiden sich beide Dämpfer-Konfigurationen bei gleicher Länge L = 1 m und bei vorgegebenem Gehäusequerschnitt S ganz deutlich in ihren Druck- und Energieverlusten nach Gl. (13.20) und (13.24): (a ) eine dicke Kulisse

(b) zwei dünne Kulissen

ma

2

mb

0.5

]a

0.85

]b

0.46

⇒

N el , b N el , a

] b ⎛ vs , b ⎞ ⎜ ⎟ ] a ⎝ vs , a ⎠

2

0.135

Durch den Übergang zu den dünneren Kulissen kann also nicht nur das Einbauvolumen Vd auf die Hälfte reduziert werden. Auch die Energieverluste lassen sich auf nur 13.5% senken. Bei größerer Dämpferlänge wird zwar wegen der Verdoppelung der von der Strömung benetzten Oberfläche im Fall (b) der Vorteil etwas geringer, aber bei L = 2 bzw. 4 m beträgt er immer noch 85 bzw. 83%. Dieser Vergleich fällt tatsächlich noch stärker zu Gunsten der MA-Kulissen aus, weil die Hohlkammer-Resonatoren mit ihrer rauen, zerklüfteten Oberfläche der Strömung einen größeren Widerstand entgegensetzen, der in Gl. (13.20) nicht berücksichtigt ist. 13.6.2 Membran-Absorber in Rauchgas-Reinigungsanlagen Mit fossilen Brennstoffen befeuerte Kraftwerke müssen mit leistungsfähigen Rauchgas-Reinigungsanlagen RRA ausgerüstet werden. In diesen sind Ventilatoren mit Antriebsleistungen bis über 10 MW installiert, um das Rauchgas durch Filter, Wäscher und andere Einbauten in den Strömungskanälen zu fördern. Saugzug-, Druckerhöhungs- und Rezirkulationsgebläse, wie sie in RRA eingesetzt werden, können je nach Auslegung (Volumenstrom qV, Pressung 'p, Drehzahl U und Schaufelzahl z) SchallleistungsPegel zwischen 115 und 145 dB(A) in die geschlossenen Kanäle abstrahlen (Abb. 13.28).Dadurch werden unmittelbar vor und hinter dem Gebläse die Kanalwände derart angeregt, dass der Druckpegel vor großen abstrahlenden Flächen nicht selten oberhalb 100 dB(A) liegt. Wie Abb. 13.28 (b) andeutet, reduziert die übliche Wärmedämmung der Kanäle die Pegel bei hohen Frequenzen ganz erheblich, so dass das verbleibende Spektrum ein umso ausgeprägteres Maximum bei tiefen Frequenzen, typischerweise um


Abb. 13.28. Typische Geräusch-Emissionen von Rauchgasgebläsen in Entschwefelungsanlagen (a) und Schalldruckpegel (b) unmittelbar neben dem Rauchgaskanal hinter bzw. vor dem Gebläse (Kurve c mit Wärmeisolierung des Kanals) [63]

fm = 250 Hz herum, behält. Ähnliches gilt für die Dämpfung durch die verschiedenen Kanaleinbauten, so dass auch das Emissionsspektrum an der Kaminmündung bei tiefen Frequenzen dominiert. Insbesondere hinter „Nassgebläsen“ stellen Feuchtigkeitsaufnahme (besonders in faserigen/porösen Materialien), Anbackungen (besonders in Totwassergebieten) und Korrosionserscheinungen Probleme dar, die die Wahl der Materialien für Schalldämpfer stark einschränken. Ein Mitglied der Vereinigung der Großkraftwerksbetreiber VGB suchte deshalb nach einer Möglichkeit, den MA unter realistischen Bedingungen, aber mit dem gebotenen eingeschränkten Risiko, in einer Rauchgas-Entschwefelungsanlage REA (auf der Basis Nasswäsche/Gips) der BEWAG in Berlin zu erproben[63], und zwar in einem Schalldämpfer im Reingasstrang hinter


Abb. 13.29. Integration von Membran-Absorbern in einen Schalldämpfer der REA eines Heizkraftwerkes [63]

dem mit Schweröl befeuerten Dampfkessel, s. Abb. 13.29. In einer Kulisse wurde das obere, 90 cm hohe Segment durch 3 MA-Segmente ersetzt. Jedes MA-Kulissensegment ist durch 1.5 mm dicke Wände aus Edelstahl (Werkstoff 1.4539) in 10 u 11 cm große Waben unterteilt. Durch Trennbleche werden jeweils 80 einseitig offene Kammern mit 660 und 2970 cm3 Volumen gebildet, s. Abb. 13.30 (a). Die Waben (b) werden auf den Trennblechen angepunktet und dann mit einem schwer entflammbaren und bis 300°C temperaturbeständigen Kleber dauerelastisch gedichtet. Gemäß (c) werden auf die offenen Waben Edelstahlblechstreifen so geklebt, dass 1 cm breite Schlitze entstehen. Über diese Schlitzmembranen werden anschließend Deckmembranen (beide nur 0.075 mm dick aus Edelstahl 1.4301 bzw. „Hastelloy“) gespannt und an den Segmenträndern sicher befestigt. Jedes der 3 Segmente wiegt 95 kg. Abbildung 13.30 (d)


Abb. 13.30. Aufbau von Membran-Absorber-Elementen aus Edelstahl für den Einsatz in einem Schalldämpfer gemäß Abb. 13.29 [63]

zeigt zwei davon fertig zur Messung im Norm-Prüfstand des IBP, Abb. 13.31 das Ergebnis der Einfügungsdämpfung. Die 3 Segmente wurden zunächst für 3 Monate (zwischen 2 Revisionen) vor Ort eingebaut. Danach zeigten sie keinerlei Veränderungen. Auch nach weiteren 5 Monaten wurden die MA-Kulissen in tadellosem Zustand vorgefunden nach immerhin insgesamt 2140 Betriebsstunden, 9 Stillständen mit weniger sowie 4 Stillständen mit mehr als 6 Stunden Dauer. Außer geringfügigen Ablagerungen, die sich leicht abbürsten ließen, waren keine Veränderungen zu erkennen (Abb. 13.32). Erst nach längerer Standzeit wurden nach dem Ausbau winzige Porositäten festgestellt, die aber die schalltechnische Funktion im Prüfstand noch nicht beeinträchtigten. Auch die in Abb. 13.29 vorgegebene Schalldämpfer-Konfiguration soll hier insgesamt energetisch untersucht werden: – – – –

Geometrie: Ausstellungsverhältnis: Spaltgeschwindigkeit: Druckverlust-Koeffizient:

S = H u B = 10 m2; L = 3.6 m 2d = 0.33 m; 2s = 0.2 m m = 1.65 qV = 146 m3/s; vs = 39 m/s ] = 1.12 (nach Gl. (13.20).

⇒


Abb. 13.31. Einfügungsdämpfung von 3 Kulissen-Segmenten nach Abb. 13.30

Abb. 13.32. Membran-Absorber nach 5 Monaten Einsatz in einem Rauchgaskanal einer Entschwefelungsanlage [63]

Mit einem geschätzten K nach Tabelle 13.2 von 0.85 und U | U0 ergibt sich somit ein Leistungsbedarf für diesen Dämpfer nach Gl. (13.24) von Nel = 176 kW.


Bei einer Verfügbarkeit von P = 0.96 bedeutet dies einen jährlichen Energiebedarf nach Gl. (13.26) von EL = 1 475 MWh/a und bei Energiekosten von H = 0.1 €/kWh einen Kostenaufwand nach Gl. (13.27) von EK = 150 T€/a. Mit der MA-Alternative ließen sich die Kulissen, wie im Beispiel 13.6.1 demonstriert, viel dünner bauen und damit der Druckverlust in diesem Dämpfer minimieren. Außerdem könnten die Membranen dann, zur Abstimmung wiederum auf 250 Hz, entsprechend dicker gewählt und so ihre Haltbarkeit noch weiter erhöht werden. Trotz aller dieser positiven Erfahrungen fehlt dieser Technologie aber leider bis heute eine marktgerechte Umsetzung in diesem Anwendungsbereich. 13.6.3 Alternative Dämpfer-Technologien für Vakuumanlagen an Papiermaschinen Vakuumanlagen, die in der Nassstrecke von Papiermaschinen den Papierbrei entwässern, strahlen ein von den Drehkolben-Gebläsen erzeugtes tieffrequentes „Wummern“ ab, das auch im A-bewerteten Immissionspegel noch in großer Entfernung deutlich hervortritt. Bei Nordland Papier, einer der größten Feinpapier-Fabriken in Europa, wurde dieses Problem bereits Ende der 80er-Jahre mit einer neuen Schalldämpfer-Technologie, anfangs mit Förderung durch das Umweltbundesamt, mit Membran-Absorbern nach Abschn. 6.3 angegangen. Inzwischen sind in diesem innovationsfreudigen, aber kaufmännisch scharf kalkulierenden Werk auch Platten-Resonatoren nach Abschn. 5.3 und ein Schornstein mit Eckigem Innenzug nach Abschn. 10.3 erfolgreich im Einsatz. Für das IBP begann die Arbeit mit der Aufnahme des Ist-Zustands durch Schallpegel-Messungen (mit Teilabschaltungen der verschiedenen Maschinen) zum einen an verschiedenen Immissionsorten und zum anderen an den Kaminöffnungen. Darauf erfolgte die Auslegung der damals neuartigen Membran-Absorber auf eine möglichst große Einfügungsdämpfung bei 80 und 160 Hz, Fertigung und Test von Prototypen, zunächst aus Aluminium, im Klein-Prüfstand sowie in den Norm-Prüfständen von Abschn. 13.5 und anschließend an den Kaminöffnungen der Papiermaschinen. Erst danach wurden Kulissen- und Rohr-Schalldämpfer ganz aus Edelstahl (1.4571) vom Lizenzpartner (Schako Klima Luft) hergestellt, nochmals im Labor nach [107] gemessen und dann auf den Dächern der Fabrik eingebaut [70].


In die 5.8 u 0.6 m große Öffnung der Vakuumanlage einer der Papiermaschinen wurden 1989 beidseitig absorbierende, insgesamt 30 cm dicke und 3 m lange Kulissen mit einem Ausstellungs-Verhältnis von m = 0.7 eingebaut. Auf beiden Seiten eines Mittelblechs sind 3 u 6 Kammern mit einem Volumen von jeweils 3 900 cm3 nebeneinander angebracht. Die Wanddicke der Kammern und des Mittelblechs beträgt 1.5 mm. Durch diese Wabenstruktur erhalten die Kulissen eine hohe Stabilität. Auf die Stege ist die 0.3 mm dicke Schlitzmembran so aufgeklebt, dass ein in Strömungsrichtung verlaufender, etwa 3 mm breiter Schlitz entsteht. Unmittelbar darüber verschließt die ebenfalls 0.3 mm dicke Deckmembran das Innere der Kulisse dauerhaft. Um zu vermeiden, dass sich beide Membranen berühren, wurde zuvor die Schlitzmembran mit einer Gummiwalze etwas eingedellt. An den Stirn- und Seitenflächen der 1 u 0.5 m großen Segmente bietet ein umlaufender Rahmen mit einem 15 mm breit überstehenden Falz mechanischen Schutz. Damit ein sich innen bildendes Kondenswasser ablaufen kann, befindet sich in jedem Segment unten ein kleines Loch. Das Gewicht eines Segments beträgt 35 kg. Membran-Absorber MA dieser Bauart können auch leichter gebaut werden, wenn der Einsatzfall die Fertigung der akustisch nicht wirksamen Wabenstruktur aus dünnerem Material erlaubt. Abbildung 13.33 (a) zeigt den Einbau der MA-Segmente in die vorbereiteten 8 Gestelle (b), die unten mit einem halbkreisförmigen Anströmprofil versehen sind. Dazu dienen Montagekrallen, die auch das spätere Ziehen der Kulissen für die hier regelmäßig notwendigen Inspektions- und Wartungsarbeiten erleichtern. Die Druckverluste bleiben bei einer Strömungsgeschwindigkeit von nur vs = 3.5 m/s im Kulissenspalt mit 'p = 2 Pa praktisch vernachlässigbar. Diese Schalldämpfer reduzieren den Hüllflächen-Pegel um 7 dB(A), die Pegelspitzen bei 80 bzw. 160 Hz um 10 bzw. 5 dB, s. Abb. 13.34. Die Auswertung einzelner Messpunkte auf der Hüllfläche zeigt aber, dass bei den immissionswirksamen flachen Winkeln sogar Dämpfungswerte bis 15 dB erreicht werden (vgl. Abschn. 13.5.4). Auch nach einem Jahr im Einsatz waren noch keine Verschlechterungen festzustellen. Um aber das akustische Alterungsverhalten auch unter besser reproduzierbaren Messbedingungen im Norm-Prüfstand bestimmen zu können, wurde ein Kulissensegment gegen ein Reserveelement bei laufendem Betrieb ausgetauscht. Auch diese Ergebnisse in [70, Abb. 20] zeigen keine Veränderung. Abbildung 13.35 lässt eine trockene Oberfläche erkennen, die von einer dünnen grauen Schicht bedeckt ist, die sich aber leicht entfernen lässt. Darunter kommt dann die saubere Metalloberfläche wieder zum Vorschein (Abb. 13.35 (c)). Papierreste wie an der Kaminwand haben sich auf der glatten Deckmembran nicht abgesetzt. Nach einigen Jahren stellte der Betreiber allerdings fest,


Abb. 13.33. Einbau der Membran-Absorber aus Edelstahl (a) in den Abluftschacht (b) auf dem Dach (c) einer Papierfabrik [70]

dass die Membranen unter diesen chemisch extrem harten Bedingungen, denen Mineralwolle-Dämpfer nur wenige Wochen standhalten [281], stark korrodiert waren. Seitdem wechselt er diese bis heute von Zeit zu Zeit selbst aus. Auch die in [70] ausführlich beschriebenen MA-Rohr-Schalldämpfer (Abb. 13.36), die auf die Abluftrohre mit einem Durchmesser von 0.4 m einer anderen Papiermaschine aufgesetzt wurden, erbrachten unter den


Abb. 13.34. Terz-Spektrum (a) und Schmalband-Analyse (b) im Nahfeld des Abluftschachtes in Abb. 13.33; Hüllflächen-Schalldruckpegel vor (□) bzw. nach (○) Einbau derer Membran-Absorber [70]

immissionswirksamen flacheren Winkeln wiederum mehr als die angestrebte Pegelminderung von 10 dB(A). In Abb. 13.36 (c) ist zu erkennen, wie sich Papierreste nicht auf der glatten Absorberoberfläche, sondern nur an deren oberem Rand ablagern können. Allerdings wurde bei der Verbindung zwischen den 1m langen, oktaederförmig aus MA-Segmenten zusammengesetzten Dämpfern und den stark zu Körperschall angeregten Abluftrohren nicht genügend auf eine saubere Entkopplung geachtet. Dies hatte zur Folge, dass sich die Erschütterungen übertrugen und an den Kontaktstellen der Membranen sich regelrechte „Verbrennungen“ ergaben, die rasch zur mechanischen Zerlegung dieser Schalldämpfer führten. Nach 15 Jahren positiver Erfahrungen mit den Membran-Absorbern und deren Erfindern sowie der Zusammenarbeit mit dem IBP und seinen Lizenzpartnern beauftragte Nordland 2004 die schalltechnische Sanierung der Abluftanlagen weiterer Papiermaschinen. Dazu wurden alle dort installierten „Absorberkammern“ und Kulissen-Schalldämpfer in den Kanälen


Abb. 13.35. Inspektion des Membran-Absorbers nach einem Jahr im Schalldämpfer nach Abb. 13.33

durch einen einzigen Schall dämpfenden Abluft-Schornstein ersetzt. Zu diesem werden jetzt insgesamt 6 Abluftkanäle in einer hoch gedämmten Sammelleitung herangeführt, in der zur Vermeidung von Resonanzen bereits tief abgestimmte Platten-Resonatoren eingebaut sind. Die eigentliche Dämpfungsaufgabe übernimmt jetzt der 18 m hohe Stahlschornstein mit einem Durchmesser von 1.3 m in seinem Eckigen Innenzug nach Abschn. 10.3. In seinem oberen Teil ist zusätzlich ein Kreuz aus 6 bzw. 10 cm dicken, ebenfalls rundum hermetisch abgeschlossenen Resonator-Kulissen nach Abschn. 5.3 und [282] auf einer Länge von 15.5 m eingebaut. Die Einfügungsdämpfung De der dünneren, auf 1 600 Hz abgestimmten, Kulisse zeigt Abb. 13.37, zum einen berechnet nach [283],


Abb. 13.36. Oktogonaler Rohr-Schalldämpfer aus Membran-Absorber-Segmenten (a) an den Abluftöffnungen (b) einer Vakuumanlage [70]


▬

Abb. 13.37. Im Prüfstand (a) gemessene ( ) und berechnete (• •) Einfügungsdämpfung (b) von hoch abgestimmten Platten-Resonatoren [283]

zum anderen gemessen im Norm-Prüfstand. Die Messung der Durchgangsdämpfung Dd entsprechend den Ausführungen in Abschn. 13.5.4 und Abb. 13.25 beim Hersteller (Niessing Anlagenbau) zeigt in Abb. 13.38 einen sehr breitbandigen Dämpfer, der mit vollkommen geschlossenen und glatten Oberflächen unempfindlich gegenüber Verschmutzungen und Korrosionen ist und bei einer mittleren Strömungsgeschwindigkeit vs = 17 m/s einen Druckverlust von nur 150 Pa aufweist. Die Dämpfung bei hohen Frequenzen durch die relativ langen Kulissen wurden etwas überdimensioniert, um einer Verschiebung ihrer Platten-Resonanzen zu tiefen Frequenzen in Folge eventueller Ablagerungen aus der Abluft vorzubeugen. Die Geräusche der gefürchtet lauten Vakuumanlagen werden durch diese verschiedenen innovativen Schallschutz-Technologien jedenfalls bis zur jeweiligen Mündung ins Freie so stark gedämpft, dass dort nur noch das Strömungsrauschen der austretenden Abluft zu vernehmen ist [283]. 13.6.4 Schalldämpfer in der Abluft von MineralfaserProduktionsanlagen Für fortschrittliche Umwelttechnik gibt es einen weltweit heute noch stark wachsenden Markt, den deutsche und amerikanische Anlagenbauer mit jeweils ca. 27% dominieren. Er hat allein hierzulande ein Volumen von ca. 30 Mia. €. Ein Viertel davon wird in Maßnahmen zur Luftreinhaltung investiert (Abb. 13.39). Da die in den Anlagen für den Umweltschutz implementierten Strömungsmaschinen und Antriebe zu den stärksten LärmEmittenten zählen, macht der mitgelieferte integrale Schallschutz in der Form von Schalldämpfern und -kapselungen regelmäßig 10 bis 20% der


Abb. 13.38. Schall dämpfender Schornstein beim Hersteller (Niessing Anlagenbau) von der Mündung (a) bzw. von innen (b) und die erreichte Durchgangsdämpfung Dd [dB] (c)


Abb. 13.39. Patentanmeldungen zum Umweltschutz (a); Verteilung der Umsätze auf dem deutschen Markt für Umwelttechnik (b) [284]

Anlagenkosten aus. Der tatsächliche Anteil der Schallschutztechnik am Umweltmarkt beträgt daher tatsächlich mehr als der in Abb. 13.39 (b) für die Lärmbekämpfung (an Straßen, Schienen, Maschinen und Anlagen) ausgewiesene Anteil, sicherlich mehr als 10%. Zählt man zu den so berechneten 3 Mia. € noch den Umsatz mit raumakustischen Maßnahmen im Arbeits- und Freizeitbereich hinzu, so wird deutlich, wie groß der Markt für akustische Bauelemente allein in Deutschland ist. Die sprichwörtlich hohen Anforderungen des Schallimmissionsschutzes in diesem Land haben dazu beigetragen, dass nach einer Erhebung des ifo-Instituts im Jahre 1995 43% der weltweiten Patentanmeldungen zur Lärmbekämpfung von deutschen Anmeldern stammen. Hier liegt ein deutlicher Schwerpunkt der einheimischen Forschungs- und Entwicklungstätigkeit. Das Fraunhofer IBP liegt also mit seinen Alternativen Faserfreien Absorber (ALFA)-Bauteilen


Abb. 13.40. Vakuumpumpen zur Entwässerung von Papierbahnen (unten) bzw. Faserplatten (oben) [285] gehören zu den stärksten Quellen tieffrequenten Lärms

und dem Bestreben, diese mit Lizenzpartnern auf einem in technischer und kommerzieller Hinsicht interessanten Markt umzusetzen, voll im Trend. Nach wie vor basieren aber die weitaus meisten Akustik-Materialien und -Bauelemente auf Mineralfasern der einen oder anderen Art. Auch bei der Fertigung der verschiedenen Mineralfaser-Produkte kommen Drehkolben-Gebläse ähnlich denjenigen im Beispiel 13.6.3 und in Abb. 13.40 zum Einsatz. Für die unter (b) weiter unten beschriebene Vakuumanlage war an der über Dach befindlichen Austrittsöffnung für ca. 5.5 m3/s mit Wasserdampf gesättigte Abluft ein maximal zulässiger SchallleistungsPegel LWA = 73 dB(A) vorgegeben. 3 hier eingesetzte Vakuum-Ventilatoren tragen zusammen dazu 109 dB(A) bei mit einem starken Drehklang bei 500 Hz. Eines der 5 Drehkolben-Gebläse wurde im IBP auf dem Prüfstand vermessen. Sie tragen danach insgesamt 134 dB(A) bei mit einem starken tonalen Anteil bei 50 Hz. Letzteren unmittelbar nachgeschaltet


Abb. 13.41. Schalldämpfer aus porösen (blau) und Membran-Absorbern (braun) in der Vakuumanlage (a); Einfügungsdämpfung (b); Schalldruckpegel neben der Abluftöffnung ohne (grün) bzw. mit (braun) Schalldämpfer

sind aber bereits große Schalldämpfer-/Abscheider-Töpfe, die den Pegel in der Druckleitung um ca. 30 dB(A) verringern. Die Schalldämpfer müssen demnach noch die Einfügungsdämpfung nach Abb. 13.41 (b) erbringen. Die Strömungsgeschwindigkeit in den Kulissenspalten wurde auf 12 m/s begrenzt, um ihren Druckverlust und ihr Eigengeräusch niedrig zu halten. In der Produktion von mit Mineralwolle-Fasern verstärkten Deckenplatten des Odenwald Faserplattenwerks wurden lufttechnische Anlagen in den vergangenen 15 Jahren mit neuartigen, verschmutzungsunempfindlichen und leicht reinigbaren Schalldämpfern aus- bzw. nachgerüstet. Dabei wurde jede einzelne Maßnahme im harten Wettbewerb mit konventioneller


Technik erarbeitet und in jeder Hinsicht marktgerecht abgewickelt. Im Gegensatz zur allgemein üblichen Praxis wurden hier bei der Vergabe der Aufträge aber neben Herstellungs- und Montagekosten auch die Wartungsund Betriebskosten einschließlich der mittelfristig zu veranschlagenden Energiekosten infolge der jeweiligen Druckverluste in den verschieden ausgelegten Schalldämpfer-Anlagen detailliert berücksichtigt. a) Schalltechnische Anforderungen Bei der Faserplatten-Herstellung wird in Abluftanlagen verschmutzte Luft gereinigt und mit unbedenklichem Reststaubgehalt in vorgeschriebener Höhe (hier: 10 bis 40 m über dem Gelände) emittiert. Im unmittelbar an Mischgebiet angrenzenden Betrieb liegen die zulässigen A-bewerteten Schallleistungspegel je nach Lage der Abluftöffnungen bei etwa 70 bis 75 dB(A). Sie werden vom Akustik-Berater für jede Lärmquelle des Werkes vorgegeben mit dem Ziel, die in der Nachbarschaft des Werkes zulässigen Immissionspegel einzuhalten. Besondere Aufmerksamkeit muss dabei der Vermeidung starker tonaler Komponenten vor allem bei tiefen Frequenzen gewidmet werden. In der TA Lärm [3] gibt es bezüglich der lästigen Brummgeräusche im Frequenzbereich unter 90 Hz detaillierte Festlegungen. b) Ganzmetall-Schalldämpfer für eine Vakuum-Anlage Faserplatten werden aus einem durch Mineralwolle verstärkten Material hergestellt, das nass gemischt wird. Ähnlich der Produktion von Papier wird über eine sogenannte Nassstrecke durch ein unter dem nassen Produkt befindliches Sieb die grobe Entwässerung durchgeführt. Das übrige Wasser wird mittels Vakuum aus dem Produkt extrahiert. Auf der Druckseite dieser Vakuumerzeuger werden Schalldämpfer benötigt. Die Abluft ist nass und enthält Reste von nicht abgeschiedenem Produkt. Daher müssen die Schalldämpfer nicht nur akustisch wirksam, sondern auch leicht reinigbar und möglichst unempfindlich gegen Verschmutzung sein. Eingebaut wurden 1991 Schalldämpfer mit Membran-Absorbern (MA) für die tiefen Frequenzen und Stahlwolle hinter Lochblech für die mittleren und hohen. Die Kulissen und Gehäuse bestehen aus Edelstahl. Die Membranen sind zwischen 0,8 mm und 0,1 mm dick. Die Schalldämpfer-Kulissen-Anordnung zeigt Abb. 13.41 [285]. Die dicke MA-Kulisse ist auf die Oktavbänder 63 und 125 Hz unter besonderer Berücksichtigung des Drehklangs der Drehkolbengebläse (50 Hz) abgestimmt. Die dünnen MA-Kulissen für die tiefen Frequenzen bis zu 250 Hz sind auf ihrer Rückseite mit Edelstahlwolle hinter Lochblech für die Frequenzen oberhalb 250 Hz kombiniert. Damit


Abb. 13.42. Schalldämpfer nach Abb. 13.41 vor (a) bzw. nach (b) der Reinigung mit Wasserstrahl [284]

werden die in Abb. 13.41 (b) angegebenen, im Prüfstand in Oktavbändern gemessenen, Dämpfungsmaße erreicht. In Abb. 13.41 (c) ist der Schallpegel in 1 m Entfernung von der Abluftöffnung der neuen und einer vergleichbaren alten Anlage mit herkömmlichen Schalldämpfern dargestellt. Man sieht deutlich den Vorteil, den die MA akustisch bieten: Die tonale Komponente der Drehkolbengebläse im Terzband 50 Hz, die von den normalen Schalldämpfern nur unzureichend gedämpft wird und demzufolge in der Nachbarschaft in den ruhigen Nachtstunden hörbar ist, wird von den MA gedämpft. Die Reinigung (Abb. 13.42) wird mittels Wasserstrahl alle 6 Monate durchgeführt und benötigt eine Arbeitskraft für ca. 2 Stunden. Sollten die MA-Schalldämpfer einmal ihre Aufgabe erfüllt haben, können sie als Schrott verwertet werden, wohingegen weniger haltbare MineralwolleKulissen nach dem Verschleiß als Sondermüll entsorgt werden müssen. Auch dies ist ein – bisher wenig beachteter – Vorteil dieser GanzmetallSchalldämpfer. Anlässlich einer der jährlichen Reinigungen zeigte die Inspektion nach 2 Jahren einen sowohl optisch als auch akustisch einwandfreien Zustand des Schalldämpfers. c) Umlenk-Schalldämpfer für eine Entstaubungsanlage Wenn die getrockneten Faserplatten konfektioniert werden, fällt Staub an. Dieser wird in Filteranlagen abgeschieden und dem Produktionsprozess wieder zugeführt. Aus den Filtern werden ca. 110 000 m3/h Abluft mit einem lufthygienisch zulässigen Reststaubgehalt von maximal 50 mg/m3


und tatsächlich nur etwa 4 bis 7 mg/m3 durch einen Radialventilator ins Freie geblasen. Durch den Schalldämpfer gehen somit ca. 2.6 t Staub pro Jahr. Auch in diesem Schalldämpfer wurden wieder die Membran-Absorber (MA), diesmal aus Aluminium, für die Dämpfung der tieffrequenten Schallanteile eingebaut [287]. Die in Abb. 13.43 genannten akustischen Anforderungen erfordern aber ebenfalls nicht nur MA für die tiefen Frequenzen, sondern auch poröse Absorber für die Dämpfung oberhalb 250 Hz. Dazu wurden in dieser Anlage mit Erfolg verhautete offenzellige Schaumstoffe eingebaut. Es handelt sich um einen PU-Schaum mit ca. 30 kg/m3 Raumgewicht, der eine akustisch transparente dünne Verhautung hat. Auf der verhauteten Oberfläche setzt sich zwar auch Staub ab, der aber ebenso wie an den Aluminium-Blechen der MA nicht in den Absorber eindringen kann und bei Inspektionen leicht mittels Luftstrahl oder mit einem Besen entfernt werden kann. Die Anlage ist in Abb. 13.43 (b) schematisch dargestellt. In Abb. 13.43 (a) ist der Umlenk-Schalldämpfer bei der Montage zu sehen. Die Öffnung zeigt in die der Wohnbebauung entgegengesetzte Richtung. Die zwei Umlenkungen bewirken, dass die hohen geforderten Dämpfungen mit geringem Druckverlust (relativ große Spalte zwischen den Kulissen) erreicht werden [288, 289]. Zunächst waren im Schalldämpfer 2 (Abb. 13.43 (b)) 100 mm dicke mit Mineralwolle gefüllte und mit Glasvlies abgedeckte Kulissen eingebaut. Weil diese aber nach etwas mehr als einjährigem Betrieb eine dicke Staubschicht aufwiesen (Abb. 13.44) und bei der Reinigung beschädigt wurden, sind sie gegen gleich dicke Schaumstoff-Kulissen mit beidseitig verhautetem PU-Schaum ausgetauscht worden. Diese von der Deutschen Bundesstiftung Umwelt geförderte Maßnahme ist seit 1994 störungsfrei in Betrieb.


Abb. 13.43. Prinzipskizze (a), Montage (b) und Anforderung (c) für den UmlenkSchalldämpfer der Entstaubungsanlage eines Akustikdecken-Herstellers (Odenwald Faserplattenwerk [284]


Abb. 13.44. Bogen 2 des Umlenk-Schalldämpfers in Abb. 13.43 im Neuzustand (a) und nach 2-jährigem Betrieb (b) im Vergleich zu faseriger Auskleidung nach 1-jährigem Betrieb (c) [284]

d) Schornstein mit integriertem Schalldämpfer für die Abluft einer Mineralwolle-Produktionsanlage Die Mineralwolle wird nach dem Düsenblasverfahren hergestellt. Aus der Schmelze werden mit Druckluft feine Fasern in den so genannten Fallschacht geblasen. Dort werden sie mit einem öligen Bindemittel versehen und auf einem Förderband zur weiteren Verarbeitung aus der Anlage transportiert. Die Abluft des Fallschachtes (ca. 120 000 m3/h) wird in einem


Wäscher entstaubt und mit einem zulässigen Reststaubgehalt über ein Saugzug-Gebläse mit Schalldämpfer in einen Stahlschornstein gefördert. Zwei solcher Anlagen werden parallel betrieben. Nachdem beide Anlagen nach etwa 20-jährigem Betrieb verschlissen waren und rekonstruiert werden mussten, sollten die bisher eingesetzten Dämpfer herkömmlicher Bauart mit Mineralwolle hinter Lochblech durch ein gegen Verschmutzung unempfindlicheres System, das leicht reinigbar ist, ersetzt werden. Die konventionellen Kulissen setzten sich nämlich regelmäßig so mit dem klebrigen Staub zu, wie Abb. 13.45 (a) zeigt. Das Auswechseln der Kulissen gegen neue war zudem durch Platzprobleme behindert, zeit- und kostenaufwendig. Es wurde daher ein Eckiger Innenzug nach Abschn. 10.3 in die Schornsteine eingebaut [290]. Die Dämpfer haben die in Abb. 13.45 (d) angegebenen Dämpfungen zu bringen. Diese Dämpfung wurde nach Vorversuchen an einem Schornsteinrohr von 1,8 m Durchmesser und 5 m Länge mit einem achteckigen Innenzug aus Plattenabsorbern (Abb. 13.46 (a)) erreicht, indem die beiden 37 m hohen Schornsteinanlagen mit einem Durchmesser von 1.6 m auf 20 m Länge mit solchen 8-eckig angeordneten Resonatoren zur Dämpfung der tiefen Frequenzen und mit 11 m langem Schornstein integrierten Schalldämpfers ist so gering, dass sich eine Energiekosten-Ersparnis von ca. 15 000 € pro Jahr für jede der beiden Anlagen ergibt. Auch die Investitionskosten konnten mit diesem neuen Konzept für beide Anlagen um ca. 40 T€ unter den veranschlagten Betrag für einen Schornstein mit separatem Schalldämpfer gesenkt werden. Dazu haben auch geringere Montagekosten beigetragen. Wie Abb. 13.46 (c) zeigt, wurde die Schornstein-Schalldämpfer-Einheit einfach durchs Dach eingelassen. Auch an noch größeren Anlagen für die Mineralwolle-Herstellung im großen Maßstab wurde diese Problemlösung mit gutem Erfolg eingesetzt: Abb. 13.47 zeigt z. B. den 34 m hohen Schalldämpfer-Schornstein für 600 000 m3/h feuchte Abluft mit 10 m Eckigem Innenzug und 6 m porösen Absorber-Kulissen bei ISOVER.


Abb. 13.45. Alte faserige Kulissen im Fallschacht der Abluftanlage (a) und alter verschmutzter Schornstein (b); neuer Schornstein mit 8-eckigem Innenzug nach 3-jährigem Betrieb und Reinigung mit Wasserstrahl (c) und Anforderungsspektrum (d) [284]


Abb. 13.46. Schornsteinelement mit 8-eckigem Innenzug (a, b) gemäß Teil 3 in Skizze (c); Montage in einem Stück (d) [284]


Abb. 13.47. Schall dämpfender Schornstein mit 3.1 m Innendurchmesser und hermetisch abgeschlossener Auskleidung mit Kulissen-Kreuz beim Hersteller (a) und vor Ort (b) sowie fertig montiert (c, d)

13.6.5 Schalldämpfer für die Nassentstaubung in einer Düngemittel-Fabrik In einer hier einmal neu zu errichtenden Anlage zur Herstellung von Harnstoff-Ammonsulfat-Mischgranulat wird deren Abluft mit 163 000 m3/h in einem Nasswäscher gereinigt und über einen 20 m langen Schornstein mit 2 m Durchmesser ins Freie geleitet. Die Schall dämpfenden Einbauten


sollen wiederum aus Edelstahl bestehen, die für die mittleren und hohen Frequenzen zusätzlich benötigten porösen Absorber sollen unempfindlich gegenüber Wasser, Reststaub und das saure Fluid (ph-Wert ca. 4) sein. Der Druckverlust aller Einbauten soll unter 100 Pa bleiben. Da zwischen Wäscher und Schornstein, der die gereinigte Abluft in ca. 40 m Höhe emittiert, kein Platz für einen Schalldämpfer vorgesehen war, musste dieser in den Schornstein integriert werden. Für die Schall dämpfenden Einbauten stand von der Mündung nach unten eine Länge von nur 12.5 m zur Verfügung. Darunter befinden sich die lufthygienischen Messeinrichtungen, deren Funktion keinesfalls durch die Gleichmäßigkeit der Strömung beeinflussende Einbauten gestört werden darf. Damit aber durch die schalltechnischen Einbauten die Strömungsgeschwindigkeit und mit ihr der Druckverlust nicht unzulässig steigen, wurde der Schornstein im Bereich der Absorber im Durchmesser von 2 auf 2.3 m erweitert. Die für den Eckigen Innenzug zur Verfügung stehenden 8 m Länge reichten jedoch für die nötige Dämpfung noch nicht aus. Deshalb wurde zusätzlich ein ebenfalls 8 m langes Kulissen-Kreuz aus Platten-Resonatoren nach Abschn. 5.3 und [282] eingebaut. Für die Oktavbänder 250 bis 4 000 Hz wurde schließlich noch auf 4 m Länge Mineralwolle hinter Glasseidengewebe, Edelstahlwolle und Lochblech als Randverkleidung und KulissenKreuz zusätzlich eingebaut. In Abb. 13.48 erkennt man hinter den Ganzmetall-Dämpfern die zylindrische Lochblech-Abdeckung des mit dem Rechenprogramm nach [264] ausgelegten passiven Absorbers.

Abb. 13.48. Blick vom Schalldämpfer zur Mündung eines Schalldämpfer-Schornsteins für die Nassentstaubung bei der Düngemittelherstellung [292]


Abb. 13.49. Ausbreitungsdämpfung Da (a) im Schalldämpfer von Abb. 13.48, gemessen in 1m-Schritten mit einem am Seil geführten Mikrofon (b)[292]

Zur Messung der Ausbreitungsdämpfung wurde durch einen der 4 Teilkanäle des ganzen Schalldämpfers ein Drahtseil gespannt, mit dem ein Mikrofon durchgezogen werden konnte. Bei Anregung mit rosa Rauschen wurde der Schallpegel vom Anfang des Schalldämpfers her in 1m-Schritten gemessen. Abbildung 13.49 (b) zeigt das Mikrofon kurz vor der Mündung


Abb. 13.50. Wäscher und absorbierender Schornstein nach Abb. 13.48

des Schornsteins. Ganz hinten sind der schwarze Dodekaeder-Lautsprecher und der Drehtopf des Kontrollmikrofons zu erkennen. Die Ausbreitungsdämpfung ist in Abb. 13.49 (a) dargestellt. Der 8 m lange untere Teil des Dämpfers hat sein Wirkungsmaximum, wie geplant, bei 80 bis 160 Hz. Der 4 m lange obere Teil ergänzt die Dämpfung deutlich zu höheren Frequenzen. Die fertig installierte Anlage in Abb. 13.50 ist seit 1998 in Betrieb. 13.6.6 Reinigbare Rohr-Schalldämpfer für mit Staub beladene Abluft Der in Abschn. 7.3 beschriebene Resonator-Schalldämpfer mit 6 Hohlkammern (Abb. 7.6) fand zunächst Einsatz an einem Heizkraftwerk mit Kohlestaubverbrennung. Über einen 40 m hohen Kamin mit 0.45 m werden die Abgase, die nach Filterstufen noch mit Reststäuben versehen sind, mit einer Temperatur von 180°C und 10 m/s mit Hilfe eines Ventilators abgeleitet. Dank einer vorhandenen Kanalauskleidung mit faserigem Absorber dominieren tieffrequente tonale Geräusche, die den Grenzwert am Immissionsort weit überschreiten. Die akustischen Anforderungen (bis zu 25 dB Dämpfung zwischen 63 und 250 Hz) konnten mit dem


Abb. 13.51. Rohr-Schalldämpfer nach Abb. 7.6 während der Fertigung (a) und an einer Abgasleitung von einer Blähgestein-Verarbeitung (b)

6-Kammer-Dämpfer, der am oberen Kaminende nachgerüstet wurde, erfüllt werden, wie Abb. 7.6 belegt. Um der Verschmutzung vorzubeugen, wurden Lochbleche mit 10 mm an Stelle der sonst üblichen 3 mm gewählt. So kann der Betreiber im Rahmen der jährlichen Wartungsarbeiten Lochbleche und Kammern mit einem Hochdruck-Dampfreiniger säubern. Abbildung 13.51 (a) zeigt den Dämpfer noch ohne Außenmantel, so dass


die Trennbleche und Lochbleche sichtbar sind, bei der Vorfertigung beim Hersteller (Niessing Stahlschornsteinbau) und Abb. 13.51 (b) den Einbau eines solchen Schalldämpfers in die Abgasleitung einer Anlage zur Herstellung von Blähgestein (Blähperlite) als beliebtem Zuschlagstoff für die Faserplatten z. B. in Unterdeckensystemen. 13.6.7 Schalldämpfer in Heizungsanlagen In dezentralen Heizungsanlagen und kleineren Blockheizkraftwerken BHKW für Wohn- und Bürogebäude liegen die Lärmerzeuger in unmittelbarer Nachbarschaft zu ihren Nutzern. Die hier dominanten Brenner- und Gebläsegeräusche gehen auf explosionsartige Volumenänderungen und turbulente Vermischungsvorgänge im Brennraum zurück. Für Wärmeleistungen zwischen 100 und 500 kW zeigt Abb. 13.52 (a) ein typisches Spektrum der Druckschwankungen im Verbindungsrohr zwischen dem Heizkessel und dem Kamin, das zu tiefen Frequenzen hin stark ansteigt. Insbesondere die tieffrequenten Pulsationen können in der Abgasleitung Hohlraum-Resonanzen nach Kap. 7, Gl. (7.6) und (7.8), anregen, die in den heute verbreitet eingebauten zylindrischen metallischen Innenzügen kaum gedämpft über die offene Kaminmündung abgestrahlt werden (Abb. 13.52 (b)). Man kann zwar, wie in Abschn. 13.5.4, Tabelle 13.3 beschrieben, davon ausgehen, dass diese Abstrahlung, wenigstens bei hohen Frequenzen, stark gerichtet erfolgt, s. Abb. 13.53. Aber anders als bei Industrie-Schornsteinen kann hier durch extreme Hanglagen und Mündungshauben dieser RichtwirkungsBonus ganz oder teilweise entfallen. Bei den besonders störenden tiefen Frequenzen ist er jedenfalls kaum vorhanden.

Abb. 13.52. Typischer Schallpegel im Verbindungsstück zwischen Wärmeerzeuger und Abgasleitung bei 100 bis 500 kW Heizleistung (a), Ausbreitungswege (rot) sowie Einflussparameter (blau) (b) [87]


Abb. 13.53. Richtwirkung DI der Schallabstrahlung von der Schornsteinmündung bei einer Nennweite von 340 mm [87]

Die neuen Brenner-Technologien (so genannte Blau- oder Raketen-Brenner) konnten zwar die wärmetechnische Ausbeute von Öl und Gas wesentlich steigern. Sie haben aber ein inzwischen weit verbreitetes Geräuschproblem deutlich weiter verschärft. Abgas-Schalldämpfer sind daher auch bei kleinen Heizanlagen heute – wohl auch wegen eines allgemein gestiegenen Umweltbewusstseins und Anspruchsdenkens – heute fast regelmäßig erforderlich. Sie können hier aber nur selten an der Schornsteinmündung oder in der Abgasleitung selbst installiert werden. Sie müssen entweder auf konventionelle Weise zwischen Kessel und Leitung eingebaut oder, wie vom IBP zusammen mit seinem Lizenzpartner auf diesem Anwendungsgebiet (Kutzner + Weber) seit einigen Jahren propagiert, auch gleich in den Heizkessel integriert werden. Abbildung 13.54 (a) zeigt einen passiven Rohr-Schalldämpfer im Edelstahl-Gehäuse sowie (b) eine platzsparende und den Umlenk-Bonus für hohe Frequenzen nach Abschn. 13.2.7 nutzende Variante. a) Reaktive Rohr-Schalldämpfer In größeren BHKW hat sich der in Abschn. 7.3 beschriebene Resonator als Schallschutz-Maßnahme insbesondere gegen die tieffrequenten Brummtöne in der Praxis schon hier und da als nicht ganz billiger Problemlöser bestens bewährt. Seinem Einsatz muss am besten eine Analyse des jeweiligen Immissions-Spektrums vorausgehen, um seine Hohlkammern möglichst gut auf die störenden Frequenzanteile abstimmen zu können. Als


Abb. 13.54. Passiver Rohr-Schalldämpfer (a), Umlenk-Schalldämpfer (b), SchlitzSchalldämpfer (c) sowie aktive und reaktive Schalldämpfer in Edelstahl-Gehäusen zum Einbau zwischen Heizkessel und Abgasleitung (d) (Fotos: Kutzner + Weber)

Serien-Produkt, das man sozusagen ab Lager bestellen kann, eignet er sich dagegen weniger. b) Aktive Resonanz-Schalldämpfer Die marktgängigen Rohr-Schalldämpfer, üblicherweise mit einer Mineralwolle-Füllung mit Auskleidungstiefen von kaum mehr als 5 cm, wirken nach Abschn. 4.2, Abb. 4.2, vor allem bei mittleren und hohen Frequenzen. Auch der in Abschn. 13.2.7 angesprochene Umlenk-Bonus kommt bei tiefen Frequenzen nicht recht zum Tragen. Da aber die fast immer sehr engen räumlichen Randbedingungen zwischen Kessel und Abgasleitung voluminösere oder längere Schalldämpfer meistens nicht zulassen, wurde ein Absorber entwickelt, der einen passiven Rohr-Schalldämpfer für hohe mit einem aktiven Abzweig-Resonator nach Abschn. 8.2 sowie zusätzlich bedarfsweise mit einem O/4-Resonator nach Abschn. 7.1 für tiefe Frequenzen kombiniert. Einen typischen Einbau eines solchen Kombi-Schalldämpfers zeigt Abb. 13.54 (d). Es versteht sich, dass das Aktiv-Modul durch ein mit einer temperatur- und kondensatbeständige Folie abgeschlossenes Kanalstück vom eigentlichen Abgasstrang getrennt bleibt. Dadurch ergibt sich eine Platz sparende Möglichkeit, die Dämpfung zu fast beliebig tiefen Frequenzen


auszudehnen, indem man dieses komplexe Resonanzsystem mit seinen geometrischen, mechanischen und elektronischen Einstellparametern sehr breitbandig wirksam macht. c) Schlitz-Schalldämpfer in Heizkesseln In Abschn. 6.2 wurde ein Schlitz- oder Streifen-Absorber beschrieben, der allein mit den geometrischen Daten des Dämpfervolumens und dessen schallharter Teilabdeckung besonders gut auf mittlere Frequenzen (etwa 125 bis 500 Hz) abstimmbar ist. Eine Ausführungsvariante für Heizungsanlagen (Kutzner + Weber) ist in Abb. 13.54 (c) abgebildet. Bei entsprechend sorgfältiger akustischer Anpassung an die Quelle lässt sich damit ein sehr kompakter Schalldämpfer auch serienmäßig vollständig in den Heizkessel integrieren. Abbildung 13.55 zeigt in einem Schnitt-Modell, wie solche Schlitz-Absorber vor dem Auslassstutzen eines Kessels Platz sparend hinter der Brennkammer eingebaut werden und von dort eine Pegelminderung von immerhin ca. 8 dB(A) erzielen können.

Abb. 13.55. Schlitz-Absorber im Abgasweg (rot) des Brennraumes (a) und die mit diesem erzielbare Pegelminderung [292] (Foto: Viessmann)


13.6.8 Aktive Schalldämpfer in Raumklimageräten Eine ähnlich kompakte Integration des Schallschutzes wie in Abschn. 13.6.7 (c) wünscht sich natürlich auch der Hersteller von Lüftungs- und Klima-Aggregaten für den Einsatz in hochwertig ausgestatteten Arbeits-, Freizeit- und Wohnbereichen. Mit vielfältigen konstruktiven und strömungstechnischen Maßnahmen lässt sich deren Lärmemission schon unmittelbar an der Quelle und während der Entwicklung reduzieren. Trotz erfolgreicher Lärmminderung am Ventilator und der Luftführung bleibt aber gerade bei leistungsstarken Geräten ein Geräusch-Niveau, das für anspruchsvolle Kunden durch Schalldämpfer weiter verringert werden muss. Dabei geht es, wie so oft, um die tiefen Frequenzen, ein geringes Platzangebot und möglichst kleinen Druckverlust. Gleichzeitig dürfen weder die äußeren Abmessungen oder das Design der Geräte verändert noch die Kosten wesentlich erhöht werden. Zur Lösung dieses schwierigen, aber auch in anderen Geräten häufig anzutreffenden Konflikts wurde für eine Gruppe innovativer Klimageräte, z. B. für EDV-Räume, Telefonzentralen oder Museumssäle ein aktiver Absorber nach Abschn. 8.1 bis zur Serienreife entwickelt [82]. Wie Abb. 13.56 andeutet, wird in den Klimageräten die von oben aus dem Raum angesaugte Luft konditioniert und nach unten in einen doppelten Boden ausgeblasen. Wegen der akustisch abgekoppelten Ausblasseite ist also nur für die Ansaugseite ein kleiner Schalldämpfer-Aufsatz vorzusehen, allerdings mit vorgegebener Breite und Tiefe sowie minimaler Höhe. Das

Abb. 13.56. Schema eines Klimagerätes, das aus dem Raum ansaugt und in einen Zwischenboden ausbläst [82]


an einem repräsentativen Messpunkt vor dem Gerät gemessene Spektrum ohne Dämpfer (Abb. 13.57 (a)) veranschaulicht das tieffrequente Problem. Die Pegelspitze bei 200 Hz wird durch den Drehklang des Ventilators verursacht und als tonale Komponente besonders störend wahrgenommen. Den entsprechend ausgelegten Schalldämpfer mit einer Höhe von 300 mm zeigt Abb. 13.57 (b). Alle 9 gleich aufgebauten Kassetten arbeiten gegenüber einer dünnen porösen Schicht. Ihr Zusammenwirken mit diesen passiven Absorbern führt insgesamt zu einem breitbandig wirksamen Schalldämpfer, der auch das tonale Problem löst, s. Abb. 13.57 (a). Bei einer Luftleistung von nominal 9 000 m3/h verursacht dieser Dämpfer eine Drosselung von nur 3%. Die resultierende Geschwindigkeit von ca. 10 m/s zeigt, dass die aktiven Kassetten auch bei dieser Durchströmung gut funktionieren.

Abb. 13.57. Schalldruckpegel am Messpunkt von Abb. 13.56 (a) ohne (dünne) und mit (dicke Linie) den aktiven Schalldämpfern (b) [82]


13.7 Rück- und Ausblick auf Schall dämpfende Maßnahmen Die Belastung des Menschen durch Lärm steigt in fast allen Lebensbereichen – am Arbeitsplatz, – im öffentlichen und Freizeitsektor, – im Wohnbereich langsam aber stetig weiter an. In Zeiten knapper Ressourcen genügt es aber nicht mehr, diese bedauerliche Entwicklung nur zu beklagen, wie dies z. B. der Deutsche Arbeitsring für Lärmbekämpfung DAL (www.dalaerm.de) regelmäßig tut. Man muss vielmehr das Problem selbst ebenso wie praktikable Abhilfemaßnahmen quantitativ – und das heißt auch: finanziell – bewerten, damit sich ein entsprechendes Lärm-Bewusstsein entwickeln kann und wenigstens langfristig eine Trendwende möglich wird. Bisher erscheint Lärmschutz in der Öffentlichkeit ja eher als ein vernachlässigbarer Teil des Umweltschutzes, der hinter den stärker diskutierten Anstrengungen zur Reinhaltung von Wasser, Boden und Luft fast verschwindet. Dabei ließen sich die gesamtwirtschaftlichen Kosten des Lärms allein in Deutschland nach [293] auf über 15 Mia. €/a beziffern. Diese berücksichtigen neben den Kosten der Lärm-Schwerhörigkeit und lärmbedingten HerzKreislauf-Erkrankungen auch die „Zahlungsbereitschaft“ der Bevölkerung für Ruhe, aber nicht die anderen durch Lärm bedingten Gesundheitsschäden sowie Produktivitätsverluste am Arbeitsplatz. Die Zahlen verdeutlichen aber schon, dass es beim Schallschutz um einen Wirtschafts- und Umweltfaktor ersten Ranges geht. Allein der Gewerbelärm schlägt in seiner Nachbarschaft nach [293] mit rund 2.5 Mia. €/a zu Buche, obgleich sich nach Erhebungen des Umwelt-Bundesamtes nur 14% der Bevölkerung dadurch belästigt fühlt. (vgl. Abb. 1.1). Den Kosten der Lärmbelastungen werden in [293] Aufwendungen zur Vermeidung von Lärm der öffentlichen Hand von 0.15, des produzierenden Gewerbes von 0.3 und der privaten Haushalte von 1.4 Mia. €/a gegenübergestellt. Einschließlich Planungs- und Überwachungskosten würden demnach für Lärmbekämpfung nur knapp 2 Mia. €/a ausgegeben. Diese Zahlen sind aber viel zu niedrig geschätzt aus 3 Gründen: Verdeckte Lärmschutz-Kosten Für den Fabrikanten, der Prozessluft über Filter und Wäscher gereinigt in die Atmosphäre entlässt oder die Hallenluft in Entstaubungsanlagen zum Schutz der Menschen an den Arbeitsplätzen oder in der Nachbarschaft reinigt, dienen diese lufttechnischen Anlagen primär natürlich der Luftreinhaltung,

13.7 Rück- und Ausblick auf Schall dämpfende Maßnahmen 511

auch wenn diese wie alle anderen Anlagen strengen Lärmschutz-Auflagen genügen müssen. Wenn aber 10 bis 20% der notwendigen Investitionen für eine dem Umweltschutz dienende Anlage und ein wesentlicher Teil der laufenden Betriebskosten eigentlich dem damit verbundenen Lärmschutz zuzurechnen sind, dann wird klar, dass wohl erheblich mehr als 10% der UmweltKosten verdeckt letzterem gelten, vgl. Abb. 13.39. Kosten für Maßnahmen an den Lärmquellen Primär an lauten Maschinen und Anlagen durchgeführte Maßnahmen zur Geräuschreduktion sind sekundären (Kapselungen, Schirmungen) immer vorzuziehen, weil sie am nachhaltigsten wirken. Die oft sehr hohen Entwicklungskosten für lärmarme Produkte, die dann u. U. mit einem entsprechenden Gütesiegel (Abb. 13.58) als zusätzlichem Verkaufargument auf den Markt gebracht werden, erscheinen aber in keiner Statistik als Lärmschutz-Kosten, weil sie nicht so sichtbar werden wie andere auf dem Ausbreitungsweg zwischen Sender und Empfänger.

Abb. 13.58. Vom Umweltbundesamt vergebenes „Umweltzeichen“ für lärmarme Produkte und Verfahren

Energiekosten durch Schalldämpfer Es gibt viele Geräte, z. B. Ventilatoren, Pumpen und Kompressoren, die sich primär – z. B. durch konstruktive Maßnahmen an den Laufrädern oder Wahl der Drehzahl – nur um vielleicht 3 bis 6 dB lärmmindern lassen. Trotz ihrer extrem niedrigen akustischen Wirkungsgrade emittieren sie bei Nennleistungen von z. B. 10 MW Schallleistungen entsprechend 130 dB(A) (Abb. 13.28), so dass häufig Schalldämpfer mit De > 40 dB in die angeschlossenen Kanäle oder an die Ansaug- oder/und Ausblasöffnungen gebracht werden müssen, um bestimmte Immissions-Richtwerte einhalten zu können. Deren Energie- und Wartungskosten können – über die ganze Lebensdauer der Anlage betrachtet – die zunächst immer im Vordergrund stehenden Investitionskosten für diesen zusätzlichen Schallschutz oft um ein Vielfaches übersteigen.


Dies soll hier am Beispiel des Kühlturms des Atomkraftwerkes AKW Neckarwestheim (Abb. 13.59) einmal explizit vorgerechnet werden: Das dem Neckar in großen Mengen entnommene Kühlwasser muss nach seiner grob mechanischen Vorreinigung und dem Durchlaufen des Kühlkreislaufes im Kraftwerk vor seiner Rückführung rückgekühlt werden, damit die Abwärme des AKW (ca. 2 500 MW) nicht den Fluss umweltschädlich aufheizt, sondern einigermaßen umweltverträglich an die Luft abgegeben wird. Dies geschah in älteren Anlagen in einem hoch aufragenden NaturzugKühlturm, der hier an einer Neckarschleife zwischen lieblichen Weinbergen aber die Landschaft arg verschandelt hätte. Deswegen wurde Mitte der 80er-Jahre mit schalltechnischer Beratung, Messung und Prüfung durch das Fraunhofer IBP ein so genannter Hybrid-Kühlturm errichtet, der mit einer

Abb. 13.59. Schnittzeichnung (a) und Ansicht (b) des Hybrid-Kühlturmes des Kernkraftwerkes Neckarwestheim [294]


Höhe von nur 51 m und einem Durchmesser von unten 160 und an seiner Mündung von 37 m flach in die Landschaft eingebettet ist, s. Abb. 13.59 (b). In einem „Tropfenabscheider“ ca. 17 m über dem Boden wird das Wasser gleichmäßig versprüht. Jeweils 44 auf einem Ring mit 120 m Durchmesser radial angeordnete Axialgebläse sorgen im unteren Nassteil mit einer Antriebsleistung von 44 u 190 kW und im oberen Trockenteil mit 44 u 255 kW für die Zufuhr von maximal 56 000 m3/s kalter Luft aus der Umgebung und für den nötigen Auftrieb der aufgeheizten Luft im Kühlturm. Mit insgesamt 20 MW nimmt diese Maßnahme zur optischen Schonung der Umwelt also bis zu 1.6% der gesamten Kraftwerks-Nettoleistung von 1 225 MW in Anspruch. Die Gebläse emittieren bei einem angenommenen akustischen Wirkungsgrad

KA

PA Pel

2 106

(13.35)

einen A-bewerteten Leistungspegel LWA | 136 dB(A). Eine grobe Abschätzung nach Gl. (3.19) führt an einem vorgegebenen Immissionsort in 800 m Entfernung unter Berücksichtigung einer Ausbreitungsdämpfung von insgesamt Di | 7 dB zu einem Druckpegel Li | 60 dB(A). Damit der in dem reinen Wohngebiet einzuhaltende Teil-Immissionspegel von 30 dB(A) eingehalten werden kann, müssen Schall dämpfende Maßnahmen also einen Wert De | 30 dB erbringen, natürlich abhängig von ihrer Lage zum Immissionsort und unter Berücksichtigung der Abschattung durch den großen Diffusor, so wie dies durch DI in Gl. (13.19) zum Ausdruck kommt und detailliert in [294, 295] untersucht wurde. Die entsprechend ausgelegten Kulissen-Schalldämpfer mit Mineralwollefüllung spannen eine Querschnittsfläche von insgesamt fast 20 000 m2 in den 4 in der Schnittzeichnung von Abb. 13.59 (b) schraffierten Bereichen auf. Mit den Angaben des Herstellers für 9, U, qV und vs sowie der Annahme für K = 0.85 nach Tabelle 13.2 lassen sich auch die energetischen Kenndaten der einzelnen Schalldämpfer-Komplexe abschätzen: – Nassteil-Zuluft Saugseite (44 Felder mit B = 9.5 m, H = 8.75 m) ] = 0.38, U = 1.24 kg m3, qV = 22 200 m3 s1, vs = 12 m s1, Nel = 887 kW – Trockenteil-Zuluft Saugseite (44 Felder mit B = 9.5 m, H = 8.75 m) ] = 0.29, U = 1.24 kg m3, qV = 24 000 m3 s1, vs = 13 m s1, Nel = 866 kW – Trockenteil-Abluft Druckseite (44 Felder mit B = 7.6 m, H = 10 m) ] = 0.34, U = 1.17 kg m3, qV = 24 000 m3 s1, vs = 13.3 m s1, Nel = 994 kW – Nassteil-Abluft Druckseite (Fläche mit 9 500 m2 über Tropfenabscheider) ] = 0.28, U = 1.14 kg m3, qV = 24 100 m3 s1, vs = 6.3 m s1, Nel = 180 kW


Mit insgesamt fast 3 MW sind also etwa 15% der Ventilatorleistung und damit 0.24% der Kraftwerksleistung zur Überwindung der Druckverluste in den Schalldämpfern notwendig geworden. Bei einer Verfügbarkeit der Anlage von angenommen P | 0.75 verbrauchen diese nach Gl. (13.26) fast 20 Mio. kWh/a. Wenn man die damit verbundenen Energiekosten, sozusagen an der Quelle, mit nur 0.08 €/kWh veranschlagen würde, schlügen diese nur der akustischen Schonung der Umwelt dienenden Betriebskosten mit ca. 1.5 Mio. €/a zu Buche. In nur wenigen Jahren dürften damit die laufenden Energiekosten die einmaligen Investitionskosten schon erheblich übertroffen haben. Wenn die Anlage, im Rahmen des politisch vereinbarten Atom-Ausstiegs, in Kürze abgeschaltet wird, haben die Schalldämpfer überschlägig 400 Mio. kWh verbraucht und die Stromkunden 32 Mio. € (ohne Investitionen und Wartung) gekostet. Dafür hätte man etliche Anlieger auch anders entschädigen können. Man kann auch ganz grundsätzlich fragen: Wie aufwändig – und wiederum umweltbelastend – darf eine Schallschutz-Maßnahme sein, wenn, wie in diesem Beispiel, nur eine kleine Zahl von Betroffenen entlastet, sehr viele aber wegen der damit verbundenen hohen Investitions-, Betriebs- und Umweltkosten direkt oder indirekt belastet werden? Wenn eine solche oder ähnliche Anlage aber neu mit Schalldämpfern auszustatten wäre, würde man wohl nicht mehr 700 to Mineralwolle, 540 to Aluminium und 40 to Stahl zum Einsatz bringen wie in dem obigen Beispiel. Grundsätzlich sind bei der Auslegung von Kulissen-Dämpfern folgende Regeln zu beachten: a) Zur Erzielung hoher akustischer Wirksamkeit Kulissen nicht eng zusammenstellen, sondern mit größerem Abstand lieber etwas länger bauen! b) Auch für tiefe Frequenzen Kulissen möglichst schlank bauen! (Diesem Prinzip kommen die Resonanz-Absorber nach Abschn. 5.3 und 6.3 entgegen) c) Bereits in der Planungsphase ausreichend Raum für Schalldämpfer vorsehen! (Später irgendwo eingezwängte Dämpfer führen regelmäßig zu überhöhten Druckverlusten.) d) Kulissen in die Wartungsarbeiten einbeziehen! (Wenn sie leicht zugänglich oder gar herausnehmbar sind, lassen sie sich regelmäßig reinigen.) Hier liegt eine Herausforderung an beratende Ingenieure: Sie sollten nicht nur Pegelminderungen an den relevanten Immissionsorten fordern und Einfügungsdämpfungen für Schalldämpfer an den Anlagen festschreiben. Sie könnten dem Betreiber und der Umwelt darüber hinaus helfen, wenn sie in ihren Gutachten auch Angaben über die zu erwartenden Druckverluste machen würden. Nur wenn man dem Betreiber die jeweiligen Betriebskosten


deutlich gegenüberstellen kann, lässt er sich vielleicht von der Notwendigkeit einer erforderlichen Baugröße der Schalldämpfer überzeugen. Mit ihrer eigenen Arbeit haben Autor und Fraunhofer IBP zusammen mit den jeweiligen Industriepartnern bereits einiges zur Einführung innovativer Kanal-Auskleidungen (Kap. 13) und Akustik-Prüfstände (Kap. 12) beizutragen versucht. In beiden Anwendungsfeldern hat geholfen, dass die Neuerungen nicht mehr sondern weniger kosten, wenn man nur alle Kosten in die Kalkulation einbezieht. Dasselbe Prinzip wird zwar auch bei den innovativen Auskleidungen von Aufenthaltsräumen (Kap. 11) verfolgt; die finanziellen Vorteile sind aber dort nicht so leicht zu beziffern, weil sich akustische Behaglichkeit und ihre Auswirkungen auf Produktivität und Gesundheit nicht so einfach quantifizieren lassen wie Energiekosten und Raumbedarf. Wenn man aber den globalen Markt für Schallabsorber und -dämpfer insgesamt betrachtet, dann stehen alle an diesem Innovationsprozess Interessierten doch erst am Anfang eines Weges voller Widerstände von den lieber im Konventionellen Verharrenden.

Nachwort

Das Buch „Schallabsorber und Schalldämpfer“ gibt einen aktuellen Überblick über Akustik-Bauteile, die heute zur zeitgemäßen Gestaltung des Lärmschutzes und der akustischen Behaglichkeit zur Verfügung stehen. Nicht jeder Leser ist wohl in der Lage, daraus seine individuelle Problemlösung abzuleiten und selbst schalltechnische Maßnahmen zu ergreifen. Wenn es nur um die Anwendung konventioneller Materialien und Bauteile nach den „allgemein anerkannten Regeln der Technik“ geht, so kann er sich von bewährten Beratungsbüros vor Ort, z. B. unter www.vbi.de unter planerdatenbank zu finden, fachlich helfen lassen. Werden alternative Lösungen mit innovativen Produkten notwendig oder angestrebt, die noch nicht überall ihren Niederschlag in den einschlägigen Normen und Richtlinien gefunden haben, so kann der Leser sich direkt an die jeweiligen Hersteller, Lizenznehmer und Umsetzer auf den hier behandelten Anwendungsfeldern wenden, die sich mit Ihrem individuellen Firmen-Profil und Lieferprogramm im Anhang des Buches vorstellen: Renz System-Komplett-Ausbau GmbH, Aidlingen Deutsche Telekom Immobilien und Service GmbH, Stuttgart Akustik & Raum AG, Wangen b. Olten Nimbus Design GmbH, Stuttgart Odenwald Faserplattenwerk GmbH, Amorbach <[email protected]> FAIST Anlagenbau GmbH, Krumbach Kutzner + Weber GmbH, Maisach Nießing Anlagenbau GmbH, Borken-Marbeck SCHAKO Klima-Luft Ferdinand Schad KG, Messkirch

518 Nachwort

HEAD acoustics GmbH, Herzogenrath DataKustik GmbH, Greifenberg Das Fraunhofer IBP, aus dem viele der hier beschriebenen neuen Konzepte und Prototypen hervorgegangen sind, bietet sich zur Erforschung noch ungelöster Probleme als Partner an. Da der Autor selbst, seit seinem Ausscheiden im Jahre 2005, im Institut nicht mehr erreichbar ist, kann der interessierte Leser sich auch unmittelbar über an ihn wenden. Über zukünftige Innovationen werden in bewährter Weise u. A. die Zeitschriften „Bauphysik“ und „Lärmbekämpfung“ berichten. Forscher, Entwickler und Anwender können so die im Vorwort angesprochene Plattform Innovative Akustik PIA ständig erweitern und dem vorliegenden Buch den Charakter als „work in progress“ auch für seine dritte Auflage erhalten. Die große, bisher allgemein unterschätzte, Bedeutung der tiefen Frequenzen zieht sich wie ein roter Faden durch dieses Buch. Besonders im Kap. 11 führt dieser zur Entwicklung neuer Konzepte und Problemlösungen. Mit der Umsetzung seiner alternativen Ansätze in die Praxis des Lärmschutzes und der akustischen Behaglichkeit fühlt sich der Autor zwar erst am Anfang. Er möchte aber auch das noch Unfertige den fachkundigeren Kollegen zur Diskussion vorlegen, getreu einem Leitspruch seines verehrten Lehrers L. Cremer in den Vorbemerkungen zu [51]: „Obschon wir zur Zeit noch keineswegs den erstrebten Gipfel, der eine Übersicht bieten würde, erreicht haben, lohnt es, einmal auf dem Weg zu ihm den heutigen Stand der Erkenntnis festzuhalten.“ Im gleichen Sinne können auch Korrekturen und Anregungen zum bisher vorgelegten Text wirken, zu denen Autor und Verlag deshalb jeden Leser ausdrücklich ermuntern möchten.

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Sachverzeichnis

O O/2-Resonator 81 O/4-Resonator 78

1 1-Achs-Prüfstand 366, 370

A A-Bewertung 6 Abgasgeräusch 95 Abgas-Schalldämpfer 505 Abhörraum 294, 395 Abklingzeit 312 Ablagerung 37, 80, 195, 435, 448, 478, 486 Abrieb 36, 325, 342, 351, 388, 448 Abriebfestigkeit 409 Abrollgeräusch 380 Abschirmung 5, 27, 39 Absorber 15–28, 35, 29–38, 130, 324 Absorbervolumen 353 Absorbierende Möbel 130 Absorptionsfläche 5, 17, 18, 20, 23, 26, 184 Absorptionsgrad 12, 16, 22, 29, 32, 34, 43, 44, 111, 149, 151, 200, 332, 347 Absorptionsklasse 181 Absorptionskoeffizient 19 Abstandsmaß 5 Abstrahlwinkel 470 Abzweig-Resonator 79, 95, 506 acoustic monitoring 320 Aeroakustik-Windkanal 322, 416, 431

Aerodynamik-Windkanal 431 Aggregate-Prüfstand 372, 386, 400, 428 Akademie der Künste 204 Aktiver Resonator 100 Akustik-Decke 114, 181, 191, 220 Akustik-Prüfstand 126, 320, 321 Akustik-Putz 104, 196, 201, 202 Akustik-Verkleidung 205 Akustik-Windkanal 36, 321, 326 Akustische Grenzschicht 38, 107, 124 Akustische Transparenz 21, 185 ALFA 3, 322, 473, 488 Allrad-Prüfstand 366 Allrad-Rolle 372 Allrad-Rollen-Prüfstand 368, 381, 400 Alternativer Faserfreier Absorber 3, 322, 473, 488 Analyserolle 383 Anlagengeräusch 329, 459 Anpassung 30, 441 Anpassungsgesetz 16 Anpassungsverhältnis 30, 441, 445 Antidröhn 52 Antischall 87 Antriebsgeräusch 380 Antriebskonzept 388 Arbeitsbedingung 236, 257, 259, 266 Artikulation 152, 239 ASA 134 Asymmetrisch Strukturierter Absorber 134, 322, 346 Auditorium 146, 152, 258, 279

538 Sachverzeichnis

Auffänger 321, 326, 362, 410 Ausbreitungsdämpfung 467, 502 Ausbreitungskonstante 67 Ausbreitungs-Korrektur 335 Ausbreitungsweg 2, 5, 25, 504 Außengeräusch-Messhalle 366, 372, 375, 379, 400, 429 Außenlärm 23 Ausstellungsverhältnis 438, 449 Autopilot 375 Axial-Mode 57

B Baffel-Absorber 196 Balance 21, 154, 247, 275 Bauteil-Resonanz 24 Bearbeitungsraum 294 Behaglichkeit 185, 238, 270, 299, 515 Belastungsmaschine 388 Berührungsschutz 33, 63 Beschallung 199, 204, 233 Beschallungsanlage 201 Besprechungsraum 217 Betriebskosten 453, 491, 511, 514 Beurteilungs-Pegel 235, 242 Bewetterungsanlage 474 Bezugskurve 150, 182 Biegesteife 49 Biegewelle 54 BKA 128, 389 Blähton 38 Blockheizkraftwerk 504 Boden-Einfluss 321, 404, 407 Brandschutz 36, 72, 213, 365, 367 Breitband-Absorber 230, 341 Breitband-Kompaktabsorber 131, 134, 187, 220, 226, 322, 345, 365, 410, 428 Brillanz 239, 254 Brummton 471, 491 Brüstung 195, 256, 271, 273 Bühnen-Dekoration 144 Bühnenraum 280 Bühnenturm 269, 281

Bündelungsmaß 20 Büro-Immobilie 238 Büroraum 218

C Cocktailparty-Effekt 165 Computersimulation 273, 276 cut-on-Frequenz 83, 450

D Dämmung 6, 79, 150, 391 Dämmungseinbruch 23 Dämpfende Schornstein-Innenzüge 134 Dämpfungskonstante 19 Decken-Reflektor 275, 277 Deckmembran 73, 344, 477, 481 Denkmalschutz 201, 203, 229, 244 Deutlichkeit 154, 158, 278 Deutlichkeits-Maß 156, 164 Deutsches Historisches Museum 199 Dienstleistungszentrum 176, 235 Diffusfeld 20 Diffusität 38, 312 Diffusor 59, 258, 307 Direktschall 20, 154, 156, 183 Dodekaeder-Lautsprecher 405 Drehklang 491, 509 Drehkolben-Gebläse 489 Drehmikrofon 314, 462, 472 Dröhnen 3, 21, 219, 243, 244, 252, 254, 291 Druckfestigkeit 39 Druckkammer 8 Druckkammer-Lautsprecher 405 Druckschwankungen 328 Druckverlust 77, 452, 491, 514 Druckverlust-Koeffizient 453 Durchgangsdämpfung 415, 467 Durchhörbarkeit 156, 186 Durchstrahlung 25, 451, 453 Durchzugsmessung 467, 468 Dynamik 150, 186, 240, 263, 278

Sachverzeichnis 539

E Early Decay Time 149 Echo 17, 154, 199, 227, 275 Echobildung 231 Echowirkung 145 Eckiger Innenzug 135, 484, 500 Edelstahlwolle 37, 500 Eichensaal 203 Eigenfrequenz 7, 9–12, 49, 52, 54, 56, 246, 313 Eigengeräusch 324, 340, 364, 417, 431, 451 Eigenresonanz 6, 11, 19, 52, 131, 187, 289, 334, 344 Einbauvolumen 438, 475 Einfügungsdämpfung 25, 84, 438, 465 Eingehülltsein 157 Einzahl-Angabe 6, 23, 150 EIZ 135 Elastizitätsmodul 49, 52 Emissions-Grenzwerte 2 Emissionskontrolle 2 Emissionsmessung 333 Emissions-Spektrum 5, 470 E-Modul 135 Empfangsraum 23, 316, 391, 400 Energiekosten 137, 146, 436, 456, 491, 496, 511, 514 Engineering Method 342 Ensemble-Musizieren 21, 239 Entstaubungsanlage 492 Erlebnisbad 211 Ersatzschaltbild 89 Erschütterung 75, 77, 435, 474, 483 Expansionskammer 79

F Fabrikhalle 129, 229, 232 Fahrtwindgebläse 375, 383 Fahrtwind-Simulation 369 Fahrzeugbefestigung 383 Fahrzeug-Bodengruppe 391 Fahrzeug-Geräusche 324 Fahrzeugkühlung 375, 383

Faser-Durchmesser 107 faserfreie Technik 103, 351 Faserfreiheit 213 faserige Technik 104 Faser-Keile 338 Faserplatten-Herstellung 491 Faserstärke 37 Faservlies 33, 63, 428 Fehlanpassung 16 Fehllenkung 145 Feinstruktur 146, 174 Fenster-Prüfstand 372, 391, 400 Fernfeld 331 Flachabsorber 432 Flächenbezogene Masse 42 flacher Raum 187 Flatterecho 204 Fluglärm 1 Fokussierung 276 Folien-Absorber 42, 47, 50, 213, 217, 304, 336 Freifeld 5, 8, 14, 153, 327, 352, 432 Freifeld-Bedingung 320, 428 Freifeld-Raum 19, 23, 31, 311, 324, 426 Freizeithalle 208 Fremdgeräusch 240, 294, 335 Fremdgeräusch-Korrektur 335 Frequenzbegrenzung 166, 244 Frequenzparameter 441 Frequenz-Verstimmung 43

G Gaststätte 176 Gaze-Strumpf 325 Geblähter Baustoff 38 Gehörschutz 21, 239, 242 Genauigkeitsklasse 327, 352, 359, 428 Geschwindigkeitsbereich 324 Gestühl 204, 278 Gewerbelärm 510 Gitterrost 356 Glasfassade 192, 194, 196, 207 Glasfenster 231

540 Sachverzeichnis

Glaskabine 221 Glasschaum 27, 38, 435 Grenzfrequenz 9, 10, 330, 353, 355 Grenzkurve 294 Grenzschichtdicke 19, 106, 124 Grobplanung 270 Grobstruktur 145, 264, 274 Großraumbüro 128, 151, 176 Grunddämpfung 12, 60, 282, 314, 395 Grundgeräusch-Pegel 179, 286 Grundton-Bereich 158 Gütegemeinschaft Schalldämpfer 456, 465

Hör-Studio 395, 400 Hüllfläche 328, 335, 427, 481 Hüllflächen-Verfahren 389

I Immissions-Pegel 25 Immissions-Richtwert 470, 511 Impedanz 10, 16, 48, 94, 96, 122, 136 Impedanz-Kanal 55 Impulsantwort 154–156, 263, 307 Innengeräusch 320, 383 Interferenz 334, 377, 403, 406 Interferenz-Dämpfer 77

H

K

Halbfreifeld 327 Halbfreifeldraum 320, 427 Halbwertsbreite 291 Hallfeld 9 Hallkammer 11 Hallradius 20, 21, 184, 215 Hallraum 12, 59, 149, 312, 313, 395, 457, 465 Hauptvorhang 269 headset 236 Heizkraftwerk 502 Heizstab 461 Heizungsanlage 95, 504 Helmholtz-Resonator 45, 63, 66, 68, 83, 106, 345, 474 Hohlkammer 73, 80, 81, 95, 502, 505 Hohlkammer-Resonator 77, 109, 474 Hohlraum-Resonanz 64 Holzschnitzel 37 Holzvertäfelung 204 Hörfläche 158 Hörgerät 170 Hörposition 307 Hörsaal 176, 229 Hörsamkeit 126, 141, 174 Hörschwelle 158, 170, 242 Hörschwellen-Verschiebung 179

Kammfilter 349 Kammfilter-Effekt 306, 349 Kantine 191, 220 Kapselung 5, 26, 39 Kassettierung 52, 72, 135 Keil-Absorber 134, 324, 361 Kellergewölbe 243 Kennwiderstand 108, 110 Kfz-Typprüfung 380 Kirche 143, 146, 205 Klangbild 156, 246, 253, 319 Klangverfärbung 249, 254, 292 Klarheit 17, 21, 154, 226, 278 Klarheits-Maß 156, 252, 259, 261, 262, 265, 285 Klassenzimmer 176, 185, 217 Kleinaggregate-Prüfstand 366 Kleinprüfstand 462, 463 Klimaanlage 234, 259, 294 Klimagerät 91, 508 Kloster Bronnbach 225 Kohlenstaub 475 Kokosfaser 37 Kollektor 411, 413, 419 Kombinationston 167 Kommunikation 2, 21, 162, 174, 183, 186, 204, 208, 218, 230, 235, 258 Kommunikative Nutzung 176 Kompakt-Absorber 10, 128, 201, 237

Sachverzeichnis 541

Kompakt-Schalldämpfer 322 Konferenzraum 176, 179, 201, 217, 235 Konsonant 158 Konzert 272, 282 Konzertzimmer 271, 281, 282 Körperschall 15, 293, 442, 449, 483 Körperschall-Isolierung 75, 339 Körperschall-Prüfstand 366 Kreisform 269 Kühlturm 512 Kulissendicke 444 Kulissen-Kreuz 499, 500 Kulissenspalt 467 Kunstkopf 157, 287 Kunstkopf-Stereophonie 287 Künstlicher Mund 157 Kunststoff-Folie 45, 49, 123, 473

L Lärmarmes Produkt 511 Lärm-Dosis 240 Lärmemission 319 Lärmkosten 510 Lärmminderung 511 Lärmminderung an der Quelle 5 Lärmpegel 213 Lärmzulage 233 Laufband 420 Lautheits-Spirale 185 Lautstärke 151, 236, 239, 258, 263 Lavagestein 39 Lichthof 204 Licht-Reflexion 342 Lochblech 33, 84, 105, 341, 448 Lochblech-Käfig 325 Lochflächen-Absorber 63, 106, 107 Lochflächen-Verhältnis 33, 64, 124 Loch-Membran 73 Lochplattenabdeckung 33 Logatom 170 Lombard-Effekt 20, 173, 236, 242 Lüftungsdecke 380 Lüftungszentrale 436

M Marktdurchdringung 433 Maskierung 21, 252 Masse-Feder-Resonanz 49, 50, 54 Masse-Feder-System 43, 70, 88 Massegesetz 24 Mehrkanal-Wiedergabe 289, 291, 293 Mehrpersonen-Büro 20, 129, 176, 231, 237 Mehrzweckraum 204, 225 Membran-Absorber 36, 72, 127, 243, 245, 290, 295, 322, 341, 343, 345, 474, 475, 478, 490 Messbahn 215, 376 Messfläche 334, 358 Messkabine 337, 428 Messpfad 390, 465 Messquader 376 Messraum 22, 310, 324, 333, 432 Messvolumen 328, 336, 422 Messwarte 342, 362, 377, 419, 421 Metall-Membran 45 Mikrofon-array 391 Mikrofon-Messwagen 405 Mikroperforierte Absorber 103 Mikroperforierte Folie 198, 309 Mikroperforierter Folien-Absorber 223 Mineralfaser 32, 37 Mineralfaser-Keile 321, 325, 347 Mineralfaser-Produktionsanlage 486 Mineralwolle-Produktionsanlage 495 Mittelkulisse 438 mittlere freie Weglänge 145 Modalfeld 10 Modell-Untersuchung 155, 282, 321, 328, 340 Moden-Dämpfer 98 Moden-Felder 149 Modul-Bauweise 360 Motoren-Prüfstand 322, 351, 372, 386, 400

542 Sachverzeichnis

MPA-Flächengebilde 119 MPA-Folien 115, 207 MPA-Platten 108, 228 MPA-Rollo 231 MPA-Unterdecke 114, 221 Mündungs-Korrektur 33, 73, 79, 109, 124 Musikaufnahme 244 Musikdarbietung 176, 308

Oberton 168 Oblique-Mode 57 Offene Bürolandschaft 188, 221, 231 Offenporiger Schaumstoff 35 Office Innovation Center 197, 220 Oper 272, 284 Orchesteraufstellung 266 Orchestergraben 21, 185, 239, 246, 251, 278

Pegelabnahme 19, 357, 378, 401, 469, 473 Pegelabnahme-Prüfung 389, 390 Pegelsenkung 19, 213 Pegelverteilung 8, 152, 283 Perforationsgrad 68 Piening’sche Formel 25, 137, 440, 444 Pilz-Schalldämpfer 326, 459 Platten-Absorber 50, 136 Platten-Resonanz 54 Platten-Resonator 41, 48–50, 54, 73, 206, 344, 345, 484, 500 Platten-Schwingung 53 Plattform Innovative Akustik 425 Platz-Faktor 162 Plenarsaal 17, 193, 194, 196, 205 Plenum 193, 325, 326, 351, 409, 411, 416, 419 Pneumatikschiene 462, 467 Poisson-Zahl 49 Porenbeton 38 Porengröße 37, 107 Porenradius 108 Poröser Putz 35 Porosität 29, 38, 478 Portal-Reflektor 274 Präzisionsmessung 320, 427 Precision Method 327, 342 Primär-Struktur 145 Probenraum 125, 258 Produktionsstudio 294, 305 Produktivität 235, 238, 266, 510, 515 Projektionsfläche 61, 129, 220, 228, 231, 302 Proszenium 270, 274 Prüföffnung 391 Puffervolumen 81

P

Q

Papiermaschine 480 Passiver Absorber 29 Pegelabfall 148, 232

Qualitätssicherung 457 Quellenanalyse 375 Quellenanordnung 334

N Naben-Schalldämpfer 364, 409, 414, 415, 468 Nachbarschaftslärm 2 Nachhall 125, 126, 147, 149, 162, 244, 263, 270 Nachhall-Faktor 162 Nachhallzeit 12, 22, 129, 146, 148, 177, 188, 226, 259, 283 Nachklingzeit 11, 131 Nahfeld 183, 331 Nahfeldholografie 391 Nassentstaubung 500 Nebenweg 442, 449 Noise-Rating 293 Nutz-Energie 167 Nutzenergie-Faktor 162

O

Sachverzeichnis 543

R Randeinspannung 52 Randfeld 331, 343 Randkulisse 438 Rauchgas-Reinigungsanlage 475 Raum-Akustik 139, 190, 253, 371 Raumakustische Anforderung 173 Raumakustische Gestaltung 18, 242, 258 Raumbedarf 2, 61, 128, 348, 435 Raumbelüftung 375, 420 Raum-Eigenresonanz 24 Raumeignungsprüfung 314 Raumeindruck 154, 157, 215, 258, 276 Raumeinfluss 305, 310 Raum-in-Raum-Bauweise 293, 329, 371, 380 Raumklang 18 Räumlichkeit 157 Raum-Mode 10, 13, 20, 23, 57, 59, 132, 183, 187, 219, 222, 290, 331, 333, 347 Raum-Nutzungsgrad 353, 380, 428 Raumresonanz 99 Raum-Rückwirkung 19, 189, 337 Raumrückwirkungs-Korrektur 335 Referenzraum 9, 295 Reflektor 262, 266 Reflexionsarme Raumauskleidungen 132 Reflexionsarme Unterdecke 343 reflexionsarmer Abschluss 462 Reflexionsdämpfer 78 Reflexionsdämpfung 447, 450 Reflexionsfaktor 16, 17, 332, 348, 463 Reflexionsfreiheit 432 Reflexionsgrad 15, 78, 326 Regiefenster 17, 294, 306 Reibung 42, 108, 124 Reinigbarer Rohr-Schalldämpfer 82, 502 Reinigung 137, 352, 492 Reinigungsmöglichkeit 196

Reinraum-Bedingung 72 Reproduzierbarkeit 12, 22, 314, 320, 330 Resonanz-Absorber 49 Resonanz-Frequenz 42, 43, 52, 64, 109, 290 Resonanz-Überhöhung 75 Resonator-Kennwiderstand 42 Restaurant 188, 218 Richtungsfaktor 5 Richtungshören 246 Richtungswahrnehmung 158 Richtwirkung 25, 154, 471, 505 Rieselschutz 33 Ringdehnfrequenz 134 Rohbaukosten 361 Rohr-Schalldämpfer 74, 81, 452, 460, 505 Rohrschalldämpfer-Prüfstand 135 Rollen-Prüfstand 380 Rollgeräusch 372, 380 Rollgeräusch-Prüfstand 382, 400 Rückführbarkeit 39 Ruhepegel 240, 395

S Satz-Verständlichkeit 161 Schädliche Reflexion 17, 270 Schafswolle 37 Schalldämm-Maß 6, 23, 24, 78, 293, 315, 316 Schalldämpfer 2, 5, 25, 39, 66, 72, 80, 81, 92, 121, 131, 295, 338, 435 Schalldämpfer-Aufsatz 508 Schalldämpfer-Prüfstand 449, 457 Schallfeld 13, 314 Schallfeldverteilung 146, 400 Schallgeschwindigkeit 15 Schallkapsel 26, 76, 429 Schall-Konzentration 145, 146 Schallleistung 13, 311, 335, 470 Schalllenkung 262, 273 Schallschirm 27, 233, 237, 336 Schallschutz-Kabine 370

544 Sachverzeichnis

Schallschutztor 419 Schalterhalle 176, 229 Schaumstoff 37, 127, 131, 249, 300 Schauspiel 272 Schienenverkehr 2 Schirmhöhe 28 Schlagzeug-Konzert 244 Schlitz-Absorber 66, 68, 106, 507 Schlitzmembran 477, 481 Schluckgrad-Tabelle 17, 149 Schlüterhof 199, 310 Schmerzgrenze 158 Schneiden-Effekt 76 Schornsteinmündung 470, 505 Schuhkarton 146 Schulbau 185 Schule 218 Schulungsraum 217 Schulungszentrum 129, 229 Schwerpunkts-Zeit 157, 162 Seegras 37 Segel 196, 199, 241 Seiten-Reflektor 275 Seitenschall-Maß 158, 286 Seitenverhältnis 334 Seminarraum 176, 235 Senderaum 316, 391 Sichtverhältnis 269 Silben-Verständlichkeit 161, 163 Simulationsprogramm 125, 155 Sinus-Messung 408 Skelettschwingung 67 Sonden-Mikrofon 467 Sound Design 364 Sound Quality 320 Spaltgeschwindigkeit 452 Spandicke 37 Späte Reflexion 161 Speech Interference Level 150 Speisesaal 190 Spektrum-Anpassungswert 151 Spezifische Dämpfung 441 Spiegel-Quelle 331, 333 Sporthalle 118, 176, 208 Sprachdarbietung 152, 161, 176

Sprachkommunikation 176 Sprachrohr 269 Sprachverständlichkeit 3, 18, 105, 157, 158, 160, 174, 236, 301 Sprinkleranlage 356 Sprühbeschichtung 196 Spurweite 388 Standardabweichung 313 Staubfigur 53 Stehende Welle 16, 17, 125, 185 Stehwellenfeld 332 Stellwand 2, 196, 203, 226, 245, 249, 291, 309 Stichleitung 79 Stoffverkleidung 202, 203 Stopfdichte 34 Störabstand 164, 329 Störgeräusch-Pegel 148 Störpegel 150 Straßenmessung 376 Strömungsführung 131, 361 Strömungskanal 25, 72 Strömungswiderstand 29, 34, 52, 63, 104, 122, 135, 431, 445, 453 Struktur-Analyse 383 Strukturanalyse-Prüfstand 366 Strukturfaktor 29 Strukturierte reflexionsarme Auskleidung 345, 374 Substitutionsverfahren 465 Subwoofer 11, 291, 395 Systemwand 128, 237

T Tagungsraum 176, 201 Talkshow 308 Tangential-Mode 57 Telefonie-Schalldämpfer 462 Temperaturbeständigkeit 39 Temperatur-Modul 460 Teppich 243, 249, 267 Test-Belag 385 Test-Schallquelle 153, 215, 402, 420, 421

Sachverzeichnis 545

Tiefen-Absorber 11, 22, 24, 43, 61, 254, 337 T-Labor 171 Tonbearbeitungsraum 304 Tonnengewölbe 243 Tonstudio 218, 287 Transferimpedanz 99, 137 Transmissionsgrad 33, 231 Transparenz 128, 205, 235, 252, 258, 263, 278, 303 Trapez-Diagramm 440 Traversiergerät 340, 343, 411, 421

U Übergangsstück 460 Überhang 252, 255–257 Übertragung 6, 154, 247, 258, 274 Übertragungsfunktion 7, 93, 287, 299, 301, 313, 397 Übertragungskette 288 Übertragungstechnik 287 Übertragungswagen 291 Übungsraum 21, 241 Umgebungs-Korrektur 338 Umlenk-Bonus 127, 466, 506 Umlenkecke 36, 127, 338–340 Umlenk-Schalldämpfer 127, 341, 363, 466, 492, 506 Umströmung 329, 435 Umströmungsgeräusch 329, 409 Umwegleitung 81 Umweltmarkt 488 Unterboden 129 Unterrichtsbetrieb 210 Unterrichtsraum 179, 185

V Vakuumanlage 480 Ventilator 436, 455, 509, 511 Ventilatoren-Labor 336 Ventilator-Prüfstand 474 Verbundplatten-Resonator 50, 130, 134, 187, 201, 206, 210, 220, 222, 225, 296, 322

Verdeckung 167, 178, 241, 278 Vergleichsschallquelle 335 Verhautung 435 Verkehrsaufkommen 1 Verkehrsdichte 5 Verkehrslärm 1, 319, 431 Verlustfaktor 49, 75 Versammlungsstätte 175, 190 Verschmutzung 77, 104, 137, 195, 351, 388, 448, 474 Vertäfelung 45 Vertraulichkeit 187, 303 Verwaltungsbau 238 Verwischungs-Schwelle 162 Vlies 104, 120, 251, 448 Vokal 158 Volumen-Kennzahl 144, 267 Vorbeifahrtgeräusch 375 Vorbeifahrt-Messhalle 322, 429 Vorbeifahrt-Pegel 319, 378 Vorbeifahrt-Prüfstand 429 Vorbeifahrt-Simulation 375, 378 Vorhang 204 Vorsatzschale 24, 195, 196, 227, 231 Vortragsraum 198, 226 VPR 51, 262, 280, 301

W Waage 409 Wabenstruktur 72, 344, 481 Waldorfschule 208 Wand-Impedanz 42, 108 Wärmeableitung 108, 124 Wasserschall-Dämpfer 79 Wellenleiter 81, 84, 88, 95 Wellenwiderstand 15, 30, 67, 78 Werkhalle 125, 151, 196, 229, 233 Widerstandsbeiwert 36 Wiedergabequalität 289 Wiederholgenauigkeit 12, 22, 316 Wirkungsgrad 455, 513 Wort-Verständlichkeit 161

546 Sachverzeichnis

Z Zentralkörper 414, 452 Zonierung 237

Zusammenspiel 246, 271 Zuschauerraum 153, 247, 255, 268, 271, 274, 279 Zylinderform 269, 271

Schallabsorber und Schalldämpfer - Innovative akustische Konzepte und Bauteile mit praktischen Anwendungen und konkreten Beispielen 2.Auflage

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Praktische Lebensversicherungsmathematik: Mit zahlreichen Beispielen, Abbildungen und Anwendungen

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Quantenmechanik und ihre Anwendungen

Stochastik: Theorie und Anwendungen

Groebnerbasen und Anwendungen 001

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Die HOAI 2009 verstehen und richtig anwenden: Honorarermittlung- und Abrechnung mit Beispielen und Praxistipps

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Controlling von Projekten Mit konkreten Beispielen aus der Unternehmenspraxis – Alle Aspekte der Projektplanung, Projektsteuerung und Projektkontrolle

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Geschäftsbeziehungsmanagement: Konzepte, Methoden und Instrumente

Empfehlungssysteme: Grundlagen, Konzepte und Systeme

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