JPH02286802A - ガスタービンエンジン、慣性ダンパ及びガスタービンエンジンのロータアセンブリ - Google Patents
ガスタービンエンジン、慣性ダンパ及びガスタービンエンジンのロータアセンブリInfo
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- JPH02286802A JPH02286802A JP2087594A JP8759490A JPH02286802A JP H02286802 A JPH02286802 A JP H02286802A JP 2087594 A JP2087594 A JP 2087594A JP 8759490 A JP8759490 A JP 8759490A JP H02286802 A JPH02286802 A JP H02286802A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C27/00—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement
- F16C27/04—Ball or roller bearings, e.g. with resilient rolling bodies
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
- F01D25/04—Antivibration arrangements
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C2360/00—Engines or pumps
- F16C2360/23—Gas turbine engines
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- Exhaust-Gas Circulating Devices (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
この発明は一般にガスタービンエンジンに関し、とくに
ガスタービンエンジンのロータアセンブリのある部分か
ら別の部分に伝達される特定の振動を減衰するための慣
性ダンパを組み込んだ改良ロータアセンブリに関する。
ガスタービンエンジンのロータアセンブリのある部分か
ら別の部分に伝達される特定の振動を減衰するための慣
性ダンパを組み込んだ改良ロータアセンブリに関する。
発明の背景
ガスタービンエンジンでは、ロータアセンブリがステー
タ内に回転自在に装着されている。ロータアセンブリは
代表的には、主ロータシャフトに円周方向に間隔をあけ
て植設されたブレードの列を軸線方向に間隔をあけて複
数列有する。このようなロータアセンブリの圧縮機段で
は、各列のブレードの寸法が流れ方向に次第に減少する
。すなわち、各列のブレードは上流側のすぐ隣りの列の
ブレードより小さい。
タ内に回転自在に装着されている。ロータアセンブリは
代表的には、主ロータシャフトに円周方向に間隔をあけ
て植設されたブレードの列を軸線方向に間隔をあけて複
数列有する。このようなロータアセンブリの圧縮機段で
は、各列のブレードの寸法が流れ方向に次第に減少する
。すなわち、各列のブレードは上流側のすぐ隣りの列の
ブレードより小さい。
代表的には主ロータシャフトにかさ歯車が装着され、こ
のかさ歯車が補助シャフトの先端に配置された協働ｈｆ
ｉ助かさ歯車と常時係合している。この補助シャフトは
通常動力取り出しシャフトと呼ばれ、大抵はその長さ方
向軸線が主シヤフトの軸線に直交するか少なくとも斜め
になるように配置されている。補助シャフトにはスター
タが作動連結されている。したがって、たとえば、エン
ジンの始動時に、スタータにより補助シャフトを約７゜
０００ ｒｐｍまで回転させる。このような運動が補助
および主シヤフトのかさ歯車を通して伝達されて、ロー
タアセンブリを回転する。エンジンを始動させ終ったら
、主シヤフトの動力回転により補助シャフトの回転を駆
動する。この方式では、通常スタータを切り離し、シャ
フトに連結された同期発電機により電力をエンジンを含
む装置に供給する。したがって、補助シャフトは、代表
的には約４６，０００ｒｐｍに達する主シヤフトの全運
転速度範囲を通して主ロータシャフトと機械的に結合し
たままである。
のかさ歯車が補助シャフトの先端に配置された協働ｈｆ
ｉ助かさ歯車と常時係合している。この補助シャフトは
通常動力取り出しシャフトと呼ばれ、大抵はその長さ方
向軸線が主シヤフトの軸線に直交するか少なくとも斜め
になるように配置されている。補助シャフトにはスター
タが作動連結されている。したがって、たとえば、エン
ジンの始動時に、スタータにより補助シャフトを約７゜
０００ ｒｐｍまで回転させる。このような運動が補助
および主シヤフトのかさ歯車を通して伝達されて、ロー
タアセンブリを回転する。エンジンを始動させ終ったら
、主シヤフトの動力回転により補助シャフトの回転を駆
動する。この方式では、通常スタータを切り離し、シャ
フトに連結された同期発電機により電力をエンジンを含
む装置に供給する。したがって、補助シャフトは、代表
的には約４６，０００ｒｐｍに達する主シヤフトの全運
転速度範囲を通して主ロータシャフトと機械的に結合し
たままである。
成るエンジンの設計では、圧縮機の第５段のブレードが
エンジンの始動時に共振振動数またはその近くで過剰な
振動応力レベルをうけることが歪みゲージで計測された
。このようなブレードの共振振動数に起因する応力はロ
ータアセンブリのかさ歯車の歯数と明らかな関係にある
ことがわかった。具体的には、第５段のブレードが「３
８／回転」 （すなわちロータ速度の３８倍）で起振さ
れることが観察された。この数値はロータアセンブリの
かさ歯車の歯数と一致する。この測定結果から、第５段
ブレードの起振（振動励起）は補助歯車からロータアセ
ンブリのかさ歯車に伝達される振動源に由来し、ロータ
シャフトから圧縮機第５段へのねじり振動を介してであ
ると考察した。
エンジンの始動時に共振振動数またはその近くで過剰な
振動応力レベルをうけることが歪みゲージで計測された
。このようなブレードの共振振動数に起因する応力はロ
ータアセンブリのかさ歯車の歯数と明らかな関係にある
ことがわかった。具体的には、第５段のブレードが「３
８／回転」 （すなわちロータ速度の３８倍）で起振さ
れることが観察された。この数値はロータアセンブリの
かさ歯車の歯数と一致する。この測定結果から、第５段
ブレードの起振（振動励起）は補助歯車からロータアセ
ンブリのかさ歯車に伝達される振動源に由来し、ロータ
シャフトから圧縮機第５段へのねじり振動を介してであ
ると考察した。
発明の要旨
したがって、この発明の目的はガスタービンエンジンの
改良ロータアセンブリを提供することにある。
改良ロータアセンブリを提供することにある。
この発明の別の目的は、振動源がロータアセンブリの特
定部分に作用しても、起振されない特定列のブレードを
有するロータアセンブリを提供することにある。
定部分に作用しても、起振されない特定列のブレードを
有するロータアセンブリを提供することにある。
この発明の他の目的は、ロータアセンブリの第１部分か
ら別の部分に伝達される振動を減衰するのに有効なガス
タービンエンジン用慣性ダンパを提供することにある。
ら別の部分に伝達される振動を減衰するのに有効なガス
タービンエンジン用慣性ダンパを提供することにある。
この発明のさらに他の目的は、ロータのがさ歯車から第
５段のブレード列に伝達される特定の振動を減衰するの
に有効な慣性ダンパを提供することにある。
５段のブレード列に伝達される特定の振動を減衰するの
に有効な慣性ダンパを提供することにある。
この発明のさらに他の目的は、現状のエンジン構造及び
その物理的制約に合わせて簡単に組み込むことができ、
現有の部品および構成要素の変更が最小限ですむガスタ
ービンエンジン用の慣性ダンパを提供することにある。
その物理的制約に合わせて簡単に組み込むことができ、
現有の部品および構成要素の変更が最小限ですむガスタ
ービンエンジン用の慣性ダンパを提供することにある。
この発明は、改良した慣性ダンパを組み込んだガスター
ビンエンジンの改良ロータアセンブリを提供する。改良
ダンパは、ロータアセンブリに設けられた一方の当接表
面およびがさ歯車に設けられた他方の当接表面に所定の
力を発揮するように、ロータアセンブリに装管される構
成である。この予荷重力の大きさ、ダンパの慣性極モー
メント、モしてダンパおよび２つの当接表面の摩擦係数
を適切に選択して、かさ歯車を通して伝達される振動励
起が効果的に減衰されるようにするとともに、その振動
励起によりロータアセンブリの別の部分（たとえば第５
段のブレード）が共振振動数またはその付近で振動励起
されることがないようにする。このような選択は第５段
ブレードの高サイクル疲労（ＨＣ：Ｆ）寿命を長くする
ことを目的としている。同時に、この慣性ダンパは、現
状のエンジン設計および構造に、他の構成要素の変更を
最小限にして、簡単に組み込むことができる。したがっ
て、最小のコストと作業で効果的な防振が達成される。
ビンエンジンの改良ロータアセンブリを提供する。改良
ダンパは、ロータアセンブリに設けられた一方の当接表
面およびがさ歯車に設けられた他方の当接表面に所定の
力を発揮するように、ロータアセンブリに装管される構
成である。この予荷重力の大きさ、ダンパの慣性極モー
メント、モしてダンパおよび２つの当接表面の摩擦係数
を適切に選択して、かさ歯車を通して伝達される振動励
起が効果的に減衰されるようにするとともに、その振動
励起によりロータアセンブリの別の部分（たとえば第５
段のブレード）が共振振動数またはその付近で振動励起
されることがないようにする。このような選択は第５段
ブレードの高サイクル疲労（ＨＣ：Ｆ）寿命を長くする
ことを目的としている。同時に、この慣性ダンパは、現
状のエンジン設計および構造に、他の構成要素の変更を
最小限にして、簡単に組み込むことができる。したがっ
て、最小のコストと作業で効果的な防振が達成される。
好適な実施態様では、ダンパを円筒形管とする。
管は、管の互いに反対側の端面がロータおよびかさ歯車
の互いに向かい合う当接表面に係合する構成になってい
る。管には、円周方向に間隔をあけて配置されたスロッ
トの列が軸線方向に間隔をあけて２列以上設けられてい
る。各列のスロットはウェブ状の中断部で分離され、あ
る列の中断部が隣りの列のスロットに関して円周方向に
ずれている。したがって、ダンパは軸線方向に可撓性と
され、軸線方向に所定の距離だけ圧縮されて、所望の予
荷重力を当接表面に加える。
の互いに向かい合う当接表面に係合する構成になってい
る。管には、円周方向に間隔をあけて配置されたスロッ
トの列が軸線方向に間隔をあけて２列以上設けられてい
る。各列のスロットはウェブ状の中断部で分離され、あ
る列の中断部が隣りの列のスロットに関して円周方向に
ずれている。したがって、ダンパは軸線方向に可撓性と
され、軸線方向に所定の距離だけ圧縮されて、所望の予
荷重力を当接表面に加える。
この発明を特徴づける新規な事項は特許請求の範囲に記
載した通りである。この発明の特徴、目的および利点を
一層よく理解できるように、以下にその好適な実施例を
図面を参照しながら詳しく説明する。
載した通りである。この発明の特徴、目的および利点を
一層よく理解できるように、以下にその好適な実施例を
図面を参照しながら詳しく説明する。
第１図に、この発明の好適な実施例によるガスタービン
エンジンの前方部分を１０で総称して示す。
エンジンの前方部分を１０で総称して示す。
エンジン１０は、細長いステータ１１およびその内側の
ロータアセンブリ１２を含む。ステータ１１は、外側ケ
ーシング１３と内側ケーシング１４を含み、その両者間
に環状流路を画定する構成で、この環状流路は最前部人
口１５から後方へ中間の圧縮機部分１６まで延在する。
ロータアセンブリ１２を含む。ステータ１１は、外側ケ
ーシング１３と内側ケーシング１４を含み、その両者間
に環状流路を画定する構成で、この環状流路は最前部人
口１５から後方へ中間の圧縮機部分１６まで延在する。
人口付近で、ステータの外側ケーシング１３と内側ケー
シング１４とに、多数の半径方向に延在する案内ベーン
１８が円周方向に間隔をあけて接合されている。
シング１４とに、多数の半径方向に延在する案内ベーン
１８が円周方向に間隔をあけて接合されている。
図示のロータアセンブリ１２は、主シヤフト１９を有し
、主シヤフト１９は前端でステータに後部軸受２１によ
り適当にジャーナル支承され、また後端でシャフト１９
を駆動する高圧タービン（図示せず）に適当に連結され
ている。主シヤフト１９内にはパワーシャフト１７が同
軸的に貫通し、そのパワーシャフト１７は前端で前部軸
受２０により支持され、後端で低圧タービン（図示せず
）に適当に連結されている。低圧タービンがパワーシャ
フト１７を駆動して、たとえばプロペラまたはヘリコプ
タのロータへの動力を供給する。
、主シヤフト１９は前端でステータに後部軸受２１によ
り適当にジャーナル支承され、また後端でシャフト１９
を駆動する高圧タービン（図示せず）に適当に連結され
ている。主シヤフト１９内にはパワーシャフト１７が同
軸的に貫通し、そのパワーシャフト１７は前端で前部軸
受２０により支持され、後端で低圧タービン（図示せず
）に適当に連結されている。低圧タービンがパワーシャ
フト１７を駆動して、たとえばプロペラまたはヘリコプ
タのロータへの動力を供給する。
前部軸受２０の外側レースは内側ケーシング１４に、円
周方向に間隔をあけて設けられた複数個の半径方向に延
在する支柱２２（１つだけ図示）により固定されている
。後部軸受２１の外側レースは内側ケーシング１４の後
部末端部に適当な手段で固定されている。
周方向に間隔をあけて設けられた複数個の半径方向に延
在する支柱２２（１つだけ図示）により固定されている
。後部軸受２１の外側レースは内側ケーシング１４の後
部末端部に適当な手段で固定されている。
圧縮機部分１６は、円周方向に間隔をあけて配置された
ロータブレードからなるブレード列を軸線方向に間隔を
あけて５列有する。ロータブレードは主シヤフト１９か
ら外方へ、ブレードのルート部が植設されたディスクと
外側ケーシング１３との間に画定された環状通路内に延
在する。５つのブレード列をそれぞれ１６Ａ、１６Ｂ、
１６Ｃ。
ロータブレードからなるブレード列を軸線方向に間隔を
あけて５列有する。ロータブレードは主シヤフト１９か
ら外方へ、ブレードのルート部が植設されたディスクと
外側ケーシング１３との間に画定された環状通路内に延
在する。５つのブレード列をそれぞれ１６Ａ、１６Ｂ、
１６Ｃ。
１６Ｄおよび１６Ｅで示す。各ブレード列の上流にはス
テータベーンの列が配置されている。ベーン４ブレード
列の１組を「段」と呼ぶ。各列のブレードの物理的寸法
はエンジンのガス流方向に次第に減少する。すなわち、
第１段ブレード１６Ａは第２段ブレード１６Ｂより大き
く、第２段ブレード１６Ｂは第３段ブレード１６Ｃより
大きく、以下同様となっている。さらに遠心圧縮機２３
が主シヤフト１９に、第５段のブレード列１６Ｅの後側
に装着されている。
テータベーンの列が配置されている。ベーン４ブレード
列の１組を「段」と呼ぶ。各列のブレードの物理的寸法
はエンジンのガス流方向に次第に減少する。すなわち、
第１段ブレード１６Ａは第２段ブレード１６Ｂより大き
く、第２段ブレード１６Ｂは第３段ブレード１６Ｃより
大きく、以下同様となっている。さらに遠心圧縮機２３
が主シヤフト１９に、第５段のブレード列１６Ｅの後側
に装着されている。
前向きのかさ歯車２４が主ロータシャフト１９に、後部
軸受２１の直前に装着されている。このかさ歯車２４は
、補助または動力取りだしくＰＴＯ）シャフト２６の内
側末端部に固定された補助ピニオンまたはかさ歯車２５
と常時噛み合い関係にある。（エンジンに対し分解した
整列関係で図示しである）通常スタータモータ２８がス
テータに装着され、補助シャフト２６と切り離し可能な
噛み合い係合関係にある。エンジン始動時には、スター
タ２８を作動させて主ロータ１９をステータに対して選
択的に回転させる。しかし、エンジンが始動したら、ス
タータ２８を切り離す。この改良エンジンの他の下流構
成要素、たとえば燃焼器、高圧タービンおよび低圧ター
ビンは、図面を明瞭にする為、省略しである。
軸受２１の直前に装着されている。このかさ歯車２４は
、補助または動力取りだしくＰＴＯ）シャフト２６の内
側末端部に固定された補助ピニオンまたはかさ歯車２５
と常時噛み合い関係にある。（エンジンに対し分解した
整列関係で図示しである）通常スタータモータ２８がス
テータに装着され、補助シャフト２６と切り離し可能な
噛み合い係合関係にある。エンジン始動時には、スター
タ２８を作動させて主ロータ１９をステータに対して選
択的に回転させる。しかし、エンジンが始動したら、ス
タータ２８を切り離す。この改良エンジンの他の下流構
成要素、たとえば燃焼器、高圧タービンおよび低圧ター
ビンは、図面を明瞭にする為、省略しである。
エンジンの上述した部分は従来通りである。しかし、使
用時には、第５段ブレード１６Ｅは、特定のロータ速度
またはその付近での明らかな共振の為に、高サイクル疲
労（ＨＣＦ）寿命が短いことが認められた。具体的には
、このような共振はロータシャフト１９の場合にはロー
タ速度が約７゜０００ ｒｐｍ迄の始動の際に起こるこ
とがわかった。
用時には、第５段ブレード１６Ｅは、特定のロータ速度
またはその付近での明らかな共振の為に、高サイクル疲
労（ＨＣＦ）寿命が短いことが認められた。具体的には
、このような共振はロータシャフト１９の場合にはロー
タ速度が約７゜０００ ｒｐｍ迄の始動の際に起こるこ
とがわかった。
ロータの速度範囲はθ〜約４６，０００ｒｐ＋ｅである
ので、ロータはエンジンを始動するたびごとに共振を誘
起する速度を通過する。そこでブレードを起振する振動
源をつきとめる目的で、第５段ブレードに歪ゲージを取
り付けた。これらの歪ゲージから得られるデータを解析
したところ、ロータ臨界速度（すなわち約７．００Ｏｒ
ｐｍ）またはその付近でのブレード応力が３８／回転の
振動数をもつことがわかった。かさ歯車２４の歯数が３
８であるので、このことは補助歯車２５がかさ歯車２４
に振動を伝達しており、それが原因で第５段ブレード１
６Ｅが共振振動数またはその付近で振動したことを示唆
している。したがって、第１図に２９で総称して示す改
良ダンパは、エンジンの他の現存構造の変更を最小限に
抑えてロータアセンブリ１２に作動的に装着できるよう
な設計および構造としである。
ので、ロータはエンジンを始動するたびごとに共振を誘
起する速度を通過する。そこでブレードを起振する振動
源をつきとめる目的で、第５段ブレードに歪ゲージを取
り付けた。これらの歪ゲージから得られるデータを解析
したところ、ロータ臨界速度（すなわち約７．００Ｏｒ
ｐｍ）またはその付近でのブレード応力が３８／回転の
振動数をもつことがわかった。かさ歯車２４の歯数が３
８であるので、このことは補助歯車２５がかさ歯車２４
に振動を伝達しており、それが原因で第５段ブレード１
６Ｅが共振振動数またはその付近で振動したことを示唆
している。したがって、第１図に２９で総称して示す改
良ダンパは、エンジンの他の現存構造の変更を最小限に
抑えてロータアセンブリ１２に作動的に装着できるよう
な設計および構造としである。
ここで第２図に移ると、エンジンの関係部分が、同じく
主ロータシャフト１９、軸受２１、かさ歯車２４、ダン
パ２９、ナツト３０、補助シャフト２６およびビニオン
歯車２５を含むものとして示しである。改良ダンパを理
解する上で二次的なエンジンの他の構造は、図面を明瞭
にする為、第２図から省略しである。
主ロータシャフト１９、軸受２１、かさ歯車２４、ダン
パ２９、ナツト３０、補助シャフト２６およびビニオン
歯車２５を含むものとして示しである。改良ダンパを理
解する上で二次的なエンジンの他の構造は、図面を明瞭
にする為、第２図から省略しである。
補助（ＰＴＯ）シャフト２６は、ロータの長さ方向中心
軸線ｘ−ｘに直交する軸線ｙ−ｙの周りを回転可能なも
のとして示されており、その下端部分にビニオン歯車２
５が固着されている。補助シャフト２６は軸受３１内で
回転自在にジャーナル支承され、軸受３１の外側レース
はエンジンステータ部分に装着される構成となっている
。ビニオン歯車２５は、その下向きかつ外向きの歯がか
さ歯車２４の上向きかつ左向きの歯と常時噛み合う関係
に配置されている。
軸線ｘ−ｘに直交する軸線ｙ−ｙの周りを回転可能なも
のとして示されており、その下端部分にビニオン歯車２
５が固着されている。補助シャフト２６は軸受３１内で
回転自在にジャーナル支承され、軸受３１の外側レース
はエンジンステータ部分に装着される構成となっている
。ビニオン歯車２５は、その下向きかつ外向きの歯がか
さ歯車２４の上向きかつ左向きの歯と常時噛み合う関係
に配置されている。
主シヤフト１９の図示の部分は、水平軸線ｘ −Ｘに沿
って伸びた筒状部材として示してあり、その外側表面は
関連部分として順に、外向き水平円筒状表面３２、外ね
じ部分３３、左向き環状鉛直表面３４、外向き水平円筒
状表面３５、スプライン歯を画定する外向き表面３６、
外向き水平円筒状表面３８、左向き環状鉛直表面３９お
よびそこから右方へ続く外向き水平円筒状表面４０を含
む。
って伸びた筒状部材として示してあり、その外側表面は
関連部分として順に、外向き水平円筒状表面３２、外ね
じ部分３３、左向き環状鉛直表面３４、外向き水平円筒
状表面３５、スプライン歯を画定する外向き表面３６、
外向き水平円筒状表面３８、左向き環状鉛直表面３９お
よびそこから右方へ続く外向き水平円筒状表面４０を含
む。
シャフト１９の残りの細部はこの発明の基本的な理解に
二次的であると考えられるので、図示していない。主ロ
ータシャフト１９は軸線Ｘ−Ｘのまわりをθ〜約４６．
００Ｏｒｐｍの角速度で回転する。
二次的であると考えられるので、図示していない。主ロ
ータシャフト１９は軸線Ｘ−Ｘのまわりをθ〜約４６．
００Ｏｒｐｍの角速度で回転する。
軸受２１は通常の設計で、シャフト１９を囲んで配置さ
れ、その内側レース４３の環状鉛直右端面４２がシャフ
ト表面３９に当接するように配置されている。内側レー
ス４３の内向き水平円筒状表面４４は、シャフト表面３
８の右末端部分に密接関係で配置されている。
れ、その内側レース４３の環状鉛直右端面４２がシャフ
ト表面３９に当接するように配置されている。内側レー
ス４３の内向き水平円筒状表面４４は、シャフト表面３
８の右末端部分に密接関係で配置されている。
かつ歯車２４は、シャフト１９を囲む特殊な形状の部材
として示されており、その環状鉛直右端面４５が軸受２
１の内側レースの左端面４６に当接する。かさ歯車２４
の上向きかつ左向きの歯４８（数個のみ図示）が、補助
歯車２５の下向きかつ右向きの歯４９と噛み合い係合し
ている。かさ歯車２４の外側環状表面は順に、上向きか
つ右向きの円錐台状表面５０、次の上向きかつ右向きの
円錐台状表面５１およびそこから右方へ続き右端面４５
につながる外向き水平円筒状表面５２を含む。表面５０
と５１の間および表面５１と５２の間の外側表面の部分
は滑らかな連続移行部として示しである。かさ歯車２４
の内側表面は順に、歯４８から右方かつ内方へ延在する
内向きかつ左向き円錐台状表面５３、内向き水平円筒状
表面５４、右向き環状鉛直表面５５、内向き水平円筒状
表面５６、左向き環状鉛直表面５８、内向き水平円筒状
表面５９、スプライン歯を画定する内向き表面６０およ
びそこから右方へ続き右端面４２につながる内向き水平
円筒状表面６１を含む。かさ歯車２４はシャフト１９に
、両者の表面３６および６０の相互噛み合いスプライン
歯で規定されたスプライン連結（６２で示す）されてい
る。したがってかさ歯車２４はシャフト１９上を摺動し
、シャフト１９に対し右方へ、かさ歯車の右端面４５が
軸受内側レース４３の左端面４６に当接するまで移動す
る。
として示されており、その環状鉛直右端面４５が軸受２
１の内側レースの左端面４６に当接する。かさ歯車２４
の上向きかつ左向きの歯４８（数個のみ図示）が、補助
歯車２５の下向きかつ右向きの歯４９と噛み合い係合し
ている。かさ歯車２４の外側環状表面は順に、上向きか
つ右向きの円錐台状表面５０、次の上向きかつ右向きの
円錐台状表面５１およびそこから右方へ続き右端面４５
につながる外向き水平円筒状表面５２を含む。表面５０
と５１の間および表面５１と５２の間の外側表面の部分
は滑らかな連続移行部として示しである。かさ歯車２４
の内側表面は順に、歯４８から右方かつ内方へ延在する
内向きかつ左向き円錐台状表面５３、内向き水平円筒状
表面５４、右向き環状鉛直表面５５、内向き水平円筒状
表面５６、左向き環状鉛直表面５８、内向き水平円筒状
表面５９、スプライン歯を画定する内向き表面６０およ
びそこから右方へ続き右端面４２につながる内向き水平
円筒状表面６１を含む。かさ歯車２４はシャフト１９に
、両者の表面３６および６０の相互噛み合いスプライン
歯で規定されたスプライン連結（６２で示す）されてい
る。したがってかさ歯車２４はシャフト１９上を摺動し
、シャフト１９に対し右方へ、かさ歯車の右端面４５が
軸受内側レース４３の左端面４６に当接するまで移動す
る。
ナツト３０は特定形状の環状部材として示されており、
環状鉛直左端面６３と環状鉛直右端面６４とを有し、そ
の間の段状外側表面が順に、多角形表面６５、右向き環
状鉛直当接表面６６、およびそこから右方へ続き右端面
６４につながる外向き水平円筒状表面６８を含む。ナツ
ト３０の内側表面は、左端面６３から右方へ延在するめ
ねじ部分６９と、そこから右方へ続き右端面６４につな
がる右向きかつ内向き円錐台状表面７０とを有する。ナ
ツト３０はシャフト１９のおねじ３３にねじ係合され、
ナツトの右端面６４がかさ歯車２４の当接表面５８の内
端部分に当接するまで、選択的に締めつけられる。
環状鉛直左端面６３と環状鉛直右端面６４とを有し、そ
の間の段状外側表面が順に、多角形表面６５、右向き環
状鉛直当接表面６６、およびそこから右方へ続き右端面
６４につながる外向き水平円筒状表面６８を含む。ナツ
ト３０の内側表面は、左端面６３から右方へ延在するめ
ねじ部分６９と、そこから右方へ続き右端面６４につな
がる右向きかつ内向き円錐台状表面７０とを有する。ナ
ツト３０はシャフト１９のおねじ３３にねじ係合され、
ナツトの右端面６４がかさ歯車２４の当接表面５８の内
端部分に当接するまで、選択的に締めつけられる。
第２図〜５図にダンパ２９が、かさ歯車２４とナツト３
０との間に圧縮状態ではさまれた水平方向に長い円筒形
管として示されている。第４図から明らかなように、ダ
ンパ２９は、環状鉛直左端面７１、環状鉛直右端面７２
、水平円筒状外側表面７３および水平円筒状内側表面７
４を有する。
０との間に圧縮状態ではさまれた水平方向に長い円筒形
管として示されている。第４図から明らかなように、ダ
ンパ２９は、環状鉛直左端面７１、環状鉛直右端面７２
、水平円筒状外側表面７３および水平円筒状内側表面７
４を有する。
ダンパ左端面７１の内端部はナツト３０の当接表面６６
に係合するように配置されている。ダンパ右端面７２は
かさ歯車２４の当−接表面５８に係合するように配置さ
れている。ダンパ内側表面７４はナツトの表面６８から
れずかに離れて、最大直径方向クリアランス約２ミル（
０，００２インチ）以下を残して、ダンパ２９のずれに
基づく望ましくない不釣合いを防止する。最小直径方向
クリアランスを約１／２ミル（０，０００５インチ）と
するのが、ダンパ２９のかみつきを防止し、拘束のない
円周方向移動を許す上で好ましい。
に係合するように配置されている。ダンパ右端面７２は
かさ歯車２４の当−接表面５８に係合するように配置さ
れている。ダンパ内側表面７４はナツトの表面６８から
れずかに離れて、最大直径方向クリアランス約２ミル（
０，００２インチ）以下を残して、ダンパ２９のずれに
基づく望ましくない不釣合いを防止する。最小直径方向
クリアランスを約１／２ミル（０，０００５インチ）と
するのが、ダンパ２９のかみつきを防止し、拘束のない
円周方向移動を許す上で好ましい。
第３図〜５図に示すように、好適な形態のダンパ２９に
は円周方向に間隔をあけた貫通スロットの列を軸線方向
に間隔をあけて２列設ける。、各列毎に３個のスロット
を設けている。２列をダンパの中心部分に設けるのが好
ましく、左の列のスロットをダンパの軸線方向中点の左
側に、また右の列のスロットを軸線方向中点の右側に配
置する。
は円周方向に間隔をあけた貫通スロットの列を軸線方向
に間隔をあけて２列設ける。、各列毎に３個のスロット
を設けている。２列をダンパの中心部分に設けるのが好
ましく、左の列のスロットをダンパの軸線方向中点の左
側に、また右の列のスロットを軸線方向中点の右側に配
置する。
したがって、好適な実施例では、スロットの左右の列が
そのような中点に中心をもつ。左の列のスロットを７５
で示し、スロット間の中断部または残存部を７６で示す
。同様に右の列のスロットを７８で示し、スロット間の
中断部または残存部を７９で示す。各列のスロットは円
弧距離的１１０°を占め、中断ウェブが円弧距離的１０
″を占める。２つの列のスロットおよび中断部は寸法も
割合も等しいが、第５図に示すように円周方向に互いに
ずれている。このようなスロットは所望に応じて通常の
電気放電加工によりつくることができる。これらの２列
のスロットを設ける目的は、ダンパが軸線方向の圧縮に
応答して撓み得るようにすることである。したがってダ
ンパは軸線方向のばね率が比較的低い。
そのような中点に中心をもつ。左の列のスロットを７５
で示し、スロット間の中断部または残存部を７６で示す
。同様に右の列のスロットを７８で示し、スロット間の
中断部または残存部を７９で示す。各列のスロットは円
弧距離的１１０°を占め、中断ウェブが円弧距離的１０
″を占める。２つの列のスロットおよび中断部は寸法も
割合も等しいが、第５図に示すように円周方向に互いに
ずれている。このようなスロットは所望に応じて通常の
電気放電加工によりつくることができる。これらの２列
のスロットを設ける目的は、ダンパが軸線方向の圧縮に
応答して撓み得るようにすることである。したがってダ
ンパは軸線方向のばね率が比較的低い。
ダンパ２９はロータアセンブリに第２図に示すように、
その右端面７２をかさ歯車２４の当接表面５８と係合し
、その左端面７１をナツト３０の当接表面６６に当接し
て、装着される。ダンパ２９は非圧縮時の軸線方向長さ
が特定の値となるように形成され、またナツト３０はそ
の右端面６４と当接表面６６との間の軸線方向寸法がダ
ンパの軸線方向長さより短い所定の値となるように形成
されている。したがって、ナツト３０をロータ上でねじ
込み、ナツトの端面をかさ歯車２４の当接表面５８にぴ
ったり押しつけたとき、ダンパ２９は既知の距離（すな
わち、ダンパの非変形時の自由状態軸線方向距離とナツ
トの当接表面６６一端面６４間の軸線方向距離との差）
だけ軸線方向に圧縮される。ダンパのばね率とその既知
量の軸線方向圧縮とが組合わさって働らき、ダンパの左
右の端面がナツトの当接表面６６およびかさ歯車の当接
表面５８それぞれに既知の予荷重力を加える。
その右端面７２をかさ歯車２４の当接表面５８と係合し
、その左端面７１をナツト３０の当接表面６６に当接し
て、装着される。ダンパ２９は非圧縮時の軸線方向長さ
が特定の値となるように形成され、またナツト３０はそ
の右端面６４と当接表面６６との間の軸線方向寸法がダ
ンパの軸線方向長さより短い所定の値となるように形成
されている。したがって、ナツト３０をロータ上でねじ
込み、ナツトの端面をかさ歯車２４の当接表面５８にぴ
ったり押しつけたとき、ダンパ２９は既知の距離（すな
わち、ダンパの非変形時の自由状態軸線方向距離とナツ
トの当接表面６６一端面６４間の軸線方向距離との差）
だけ軸線方向に圧縮される。ダンパのばね率とその既知
量の軸線方向圧縮とが組合わさって働らき、ダンパの左
右の端面がナツトの当接表面６６およびかさ歯車の当接
表面５８それぞれに既知の予荷重力を加える。
特定の実施例では、このような予荷重力が約１０ボンド
となるようにダンパを設計する。予荷重力は用途ごとに
最大の減衰を達成するように選定する。
となるようにダンパを設計する。予荷重力は用途ごとに
最大の減衰を達成するように選定する。
さらに、ダンパ２９の形状および寸法を適切に調整して
、このような予荷重力の大きさと、ダンパ端面およびそ
れらに対向する当接表面の間の摩擦係数と、ダンパの慣
性極モーメントとを適切に組合わせることにより、始動
時にロータがかさ歯車２４によりねじり起振されたとき
、ダンパ２９の両端面７１および７２が当接表面５８お
よび６６に対して横すべり（スキッド）またはスリップ
し、こうしてかさ歯車からシャフトその他の振動伝達構
造を経て起振可能なロータ部分、たとえば第５列のブレ
ードに伝えられる振動を減衰する。
、このような予荷重力の大きさと、ダンパ端面およびそ
れらに対向する当接表面の間の摩擦係数と、ダンパの慣
性極モーメントとを適切に組合わせることにより、始動
時にロータがかさ歯車２４によりねじり起振されたとき
、ダンパ２９の両端面７１および７２が当接表面５８お
よび６６に対して横すべり（スキッド）またはスリップ
し、こうしてかさ歯車からシャフトその他の振動伝達構
造を経て起振可能なロータ部分、たとえば第５列のブレ
ードに伝えられる振動を減衰する。
さらに具体的には、この発明の好適な実施例による改良
ロータアセンブリ１２に設けるダンパ２９は、摩擦によ
り振動励起エネルギーを消散し、約４６．００Ｏｒｐｍ
以下の高回転速度での作動時に、構造的一体性を失なう
ことなく、ダンパ２９を実用的にするのに十分な軸線方
向可撓性を予め内包する。
ロータアセンブリ１２に設けるダンパ２９は、摩擦によ
り振動励起エネルギーを消散し、約４６．００Ｏｒｐｍ
以下の高回転速度での作動時に、構造的一体性を失なう
ことなく、ダンパ２９を実用的にするのに十分な軸線方
向可撓性を予め内包する。
減衰を達成するには、かさ歯車２４が所定の振動数、た
とえばかさ歯車２４の３８／回転の起振により生じる振
動数で振動励起されるとき、ダンパ２９と当接表面５８
．６６との間に適切な相対的ねじりすべりを与えるよう
に、ダンパ２９の慣性極モーメントおよびダンパ２９と
当接表面５８゜６６との間の摩擦力を選択する。
とえばかさ歯車２４の３８／回転の起振により生じる振
動数で振動励起されるとき、ダンパ２９と当接表面５８
．６６との間に適切な相対的ねじりすべりを与えるよう
に、ダンパ２９の慣性極モーメントおよびダンパ２９と
当接表面５８゜６６との間の摩擦力を選択する。
このような起振状態で、かさ歯車２４、シャフト１９お
よびナツト３０はねじれから振動または揺動し、ダンパ
２９はその慣性極モーメントによりその振動を制止しよ
うとする。もしもダンパ２９と当接表面５８．６６との
間の摩擦力が比較的小さいと、ダンパ２９はシャフト１
９の名目回転速度に留まろうとし、かさ歯車２４の振動
運動に追従しない。もしも上記摩擦力が比較的大きいと
、ダンパ２９はかさ歯車２４に追従し、かさ歯車２４と
ともに振動し、有効な減衰が得られない。もしも中程度
の摩擦を与えれば、ダンパ２９と当接表面５８．６６と
の間にねじりすべりが起こるので、その摩擦がねじり振
動エネルギーを消散するように作用する。
よびナツト３０はねじれから振動または揺動し、ダンパ
２９はその慣性極モーメントによりその振動を制止しよ
うとする。もしもダンパ２９と当接表面５８．６６との
間の摩擦力が比較的小さいと、ダンパ２９はシャフト１
９の名目回転速度に留まろうとし、かさ歯車２４の振動
運動に追従しない。もしも上記摩擦力が比較的大きいと
、ダンパ２９はかさ歯車２４に追従し、かさ歯車２４と
ともに振動し、有効な減衰が得られない。もしも中程度
の摩擦を与えれば、ダンパ２９と当接表面５８．６６と
の間にねじりすべりが起こるので、その摩擦がねじり振
動エネルギーを消散するように作用する。
したがって、ダンパ２９の慣性極モーメントおよび軸線
方向予荷重は共に良い結果を生むように選択して、ねじ
り起振を起こす所定の条件で、慣性極モーメントに基づ
くねじり力に対する抵抗がダンパ２９の軸線方向予荷重
に基づく摩擦力より大きくなるようにする。このような
条件下で、ダンパ２９と当接表面５８．６６との間の接
触は、起振エネルギーを摩擦により消散させるねじりす
べりを許すような接触となる。
方向予荷重は共に良い結果を生むように選択して、ねじ
り起振を起こす所定の条件で、慣性極モーメントに基づ
くねじり力に対する抵抗がダンパ２９の軸線方向予荷重
に基づく摩擦力より大きくなるようにする。このような
条件下で、ダンパ２９と当接表面５８．６６との間の接
触は、起振エネルギーを摩擦により消散させるねじりす
べりを許すような接触となる。
好適な実施例では、慣性極モーメントが３．９ＸＩＯ″
４Ｉｎ・１ｂ−５ｅＣ２で、軸線方向予荷重力が約１０
１ｂであった。
４Ｉｎ・１ｂ−５ｅＣ２で、軸線方向予荷重力が約１０
１ｂであった。
所定レベルのねじり振動でダンパ２９のすべりを確実に
得るには、ダンパ２９に正確な量の軸線方向予荷重を加
える必要がある。ダンパ２９をスロットなしにすること
ができるが、無孔ダンパは軸線方向に比較的剛性（スチ
ッフ）となり、所定の軸線方向予荷重を保証するのに必
要とされる、当接表面５８．６６に対するダンパ２９の
寸法公差が著しく小さくなり、実用的でない。軸線方向
予荷重は別のばねバイアス手段を用いることによっても
生成でき、そうするとかなり複雑となるが、比較的高い
回転速度でさらに有効である。
得るには、ダンパ２９に正確な量の軸線方向予荷重を加
える必要がある。ダンパ２９をスロットなしにすること
ができるが、無孔ダンパは軸線方向に比較的剛性（スチ
ッフ）となり、所定の軸線方向予荷重を保証するのに必
要とされる、当接表面５８．６６に対するダンパ２９の
寸法公差が著しく小さくなり、実用的でない。軸線方向
予荷重は別のばねバイアス手段を用いることによっても
生成でき、そうするとかなり複雑となるが、比較的高い
回転速度でさらに有効である。
好適な実施態様によれば、スロット７５および７８を設
けて、摩擦による減衰を行なうだけでなく、スロット７
５および７８に基づく相対的な軸線方向可撓性も本来的
に与える部材（すなわちダンパ２９）を構成する。軸線
方向可撓性があれば、当接表面５８．６６間でのダンパ
２９の軸線方向圧縮が、正確な比較的小さい量の軸線方
向予荷重力を保証するのに十分となる。たとえば、好適
な実施例での１０１ｂの軸線方向予荷重力は、当接表面
５８．６６間でダンパ２９を軸線方向に距Ｍ１０ミル（
すなわちｏ、ｏｉｏインチ）圧縮することによって得た
。
けて、摩擦による減衰を行なうだけでなく、スロット７
５および７８に基づく相対的な軸線方向可撓性も本来的
に与える部材（すなわちダンパ２９）を構成する。軸線
方向可撓性があれば、当接表面５８．６６間でのダンパ
２９の軸線方向圧縮が、正確な比較的小さい量の軸線方
向予荷重力を保証するのに十分となる。たとえば、好適
な実施例での１０１ｂの軸線方向予荷重力は、当接表面
５８．６６間でダンパ２９を軸線方向に距Ｍ１０ミル（
すなわちｏ、ｏｉｏインチ）圧縮することによって得た
。
スロット７５および７８は円周方向に配向されているの
で、約４６．０００ｒｐｍ以下の高い回転速度で起こる
大きな遠心荷重下でも、ダンパに望ましくない応力が発
生しない。そして、ダンパ２９は適切な構造的一体性を
保持し、あらゆる速度で一定の予荷重を維持する。
で、約４６．０００ｒｐｍ以下の高い回転速度で起こる
大きな遠心荷重下でも、ダンパに望ましくない応力が発
生しない。そして、ダンパ２９は適切な構造的一体性を
保持し、あらゆる速度で一定の予荷重を維持する。
この発明の改良エンジンロータアセンブリおよびダンパ
は数多くの変更、改変が可能である。たとえば、所望に
応じてダンパに円周方向離間スロットの列を軸線方向に
間隔をあけて３列以上設けてもよい。そしてこれらの列
は必ずしも、ダンパの軸線方向中点に関して対称に配置
しなくてもよい。各列のスロットは所望に応じて、「の
こ歯」その他の形状に形成することができる。かさ歯車
２４と軸受内側レース４３との間および／または内側レ
ース４３とシャフト１９との間には種々のスペーサ（図
示せず）を設けてもよい。ダンパ、ナツトおよびかさ歯
車の係合表面（すなわち表面６６．７１および表面７２
．５８）は適当に仕上げしくすなわち研摩、粗面化など
）、両者間の摩擦係数を適切に定めることができる。
は数多くの変更、改変が可能である。たとえば、所望に
応じてダンパに円周方向離間スロットの列を軸線方向に
間隔をあけて３列以上設けてもよい。そしてこれらの列
は必ずしも、ダンパの軸線方向中点に関して対称に配置
しなくてもよい。各列のスロットは所望に応じて、「の
こ歯」その他の形状に形成することができる。かさ歯車
２４と軸受内側レース４３との間および／または内側レ
ース４３とシャフト１９との間には種々のスペーサ（図
示せず）を設けてもよい。ダンパ、ナツトおよびかさ歯
車の係合表面（すなわち表面６６．７１および表面７２
．５８）は適当に仕上げしくすなわち研摩、粗面化など
）、両者間の摩擦係数を適切に定めることができる。
以上、この発明の好適な実施態様と考えられるものにつ
いて説明したが、当業者にはこの発明の他の変更例が上
述した教示から明らかである。したがってこのような変
更例もすべてこの発明の範囲内に包含される。
いて説明したが、当業者にはこの発明の他の変更例が上
述した教示から明らかである。したがってこのような変
更例もすべてこの発明の範囲内に包含される。
第１図は改良ガスタービンエンジンの前方部分の斜視図
で、外側ケーシングの一部を破断して内部のロータアセ
ンブリの前方部分を露出させるとともに、スタータをス
テータケーシングに対して分解した配列関係で示す。 第２図は改良エンジンの一部の長さ方向断面図で、かさ
歯車および補助歯車を互いに噛み合い係合状態で示すと
ともに、改良ダンパをナツトおよびロータかさ歯車間に
作動的に配置した状態で示す。 第３図は改良ダンパの斜視図である。 第４図は第３図の４−４線方向に見たダンパの長さ方向
鉛直断面図である。 第５図は第４図の５−５線方向に見たダンパの横方向鉛
直断面図である。 主な符号の説明 １０：エンジン、 １１：ステータ、１２：ロ
ータアセンブリ、 １３：外側ケーシング、 １４：内側ケーシング、 １６：圧縮機部分、１９：主
ロータシャフト、２０：前部軸受、２１：後部軸受、 ２４：かさ歯車、 ２５：補助かさ歯車、２６：
補助シャフト、 ２８：スタータ、 ２９：ダンパ、 ３０：ナツト、３２．３３
，３４．３５，３６，３８，３９゜４０：シャフト１９
の外側表面部分、 ４２．４６：内側レース端面、 ４３：内側レース、 ４ｇ、４９：２４．２５の歯、 ５０．５１，５２：かさ歯車２４の外側表面部分、 ５３．５４，５５，５６，５８，５９，６１：かさ歯車
２４の内側表面部分、 ６３．６４，６５，６６．６８：ナツト３０の表面部分
、 ６９．７０：ナツト３０の内側表面部分、？１，７２．
７３，７４：ダンバ２９の表面部分、 ７５．７８ニスロツト。
で、外側ケーシングの一部を破断して内部のロータアセ
ンブリの前方部分を露出させるとともに、スタータをス
テータケーシングに対して分解した配列関係で示す。 第２図は改良エンジンの一部の長さ方向断面図で、かさ
歯車および補助歯車を互いに噛み合い係合状態で示すと
ともに、改良ダンパをナツトおよびロータかさ歯車間に
作動的に配置した状態で示す。 第３図は改良ダンパの斜視図である。 第４図は第３図の４−４線方向に見たダンパの長さ方向
鉛直断面図である。 第５図は第４図の５−５線方向に見たダンパの横方向鉛
直断面図である。 主な符号の説明 １０：エンジン、 １１：ステータ、１２：ロ
ータアセンブリ、 １３：外側ケーシング、 １４：内側ケーシング、 １６：圧縮機部分、１９：主
ロータシャフト、２０：前部軸受、２１：後部軸受、 ２４：かさ歯車、 ２５：補助かさ歯車、２６：
補助シャフト、 ２８：スタータ、 ２９：ダンパ、 ３０：ナツト、３２．３３
，３４．３５，３６，３８，３９゜４０：シャフト１９
の外側表面部分、 ４２．４６：内側レース端面、 ４３：内側レース、 ４ｇ、４９：２４．２５の歯、 ５０．５１，５２：かさ歯車２４の外側表面部分、 ５３．５４，５５，５６，５８，５９，６１：かさ歯車
２４の内側表面部分、 ６３．６４，６５，６６．６８：ナツト３０の表面部分
、 ６９．７０：ナツト３０の内側表面部分、？１，７２．
７３，７４：ダンバ２９の表面部分、 ７５．７８ニスロツト。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、ロータアセンブリがステータ内に回転自在に装着さ
れ、振動源から特定の振動数の振動が上記ロータアセン
ブリの第２部分に作用する結果として上記ロータアセン
ブリの第１部分が起振されるガスタービンエンジンにお
いて、 慣性ダンパが上記ロータアセンブリに、所定の力を上記
ロータアセンブリ第２部分に加えるように装着され、上
記ダンパの慣性極モーメントおよび上記所定の力の大き
さを相関的に、上記振動数で上記ロータアセンブリ第２
部分から第１部分に伝達されるねじり振動を効果的に減
衰するように選択したことを特徴とするガスタービンエ
ンジン。 ２、上記ロータアセンブリが円周方向に間隔をあけて配
置されたブレードの列を複数列有し、上記ロータアセン
ブリ第１部分が１つのブレード列である請求項１に記載
のガスタービンエンジン。 ３、上記ロータアセンブリが少なくとも５つのブレード
列を有し、各列のブレードの寸法が第１列から遠去かる
方向に次第に減少し、上記ロータアセンブリ第１部分が
第５ブレード列である請求項２に記載のガスタービンエ
ンジン。 ４、上記ロータアセンブリ第２部分がかさ歯車である請
求項１に記載のガスタービンエンジン。 ５、上記エンジンが上記ロータアセンブリの回転軸線に
対して傾斜した軸線に沿って延在する補助シャフトを有
し、上記かさ歯車が上記補助シャフトに回転伝達関係で
連結された請求項４に記載のガスタービンエンジン。 ６、上記かさ歯車が当接表面を有し、上記ダンパの第１
表面が上記かさ歯車の当接表面に開放可能な接触関係で
摩擦係合するよう配置された請求項４に記載のガスター
ビンエンジン。 ７、ナットが上記ロータアセンブリにねじ係合で装着さ
れ、ナットの当接表面が上記かさ歯車の当接表面と向か
いあうよう配置され、上記ダンパの第２表面が上記ナッ
トの当接表面に開放可能な接触関係で摩擦係合するよう
配置された請求項６に記載のガスタービンエンジン。 ８、上記ダンパが上記ナットおよびかさ歯車の当接表面
同士間に圧縮状態で保持された円筒形管である請求項７
に記載のガスタービンエンジン。 ９、上記管が軸線方向に可撓性で、非変形時に軸線方向
長さを有し、上記ナットの端面が上記かさ歯車の一部に
係合するよう配置され、この配置で上記かさ歯車および
ナットの両当接表面を互いに所定の距離だけ離間させ、
かつ上記ダンパが上記所定の力を上記ナットおよびかさ
歯車の両当接表面に加える請求項８に記載のガスタービ
ンエンジン。 １０、上記管が円周方向に間隔をあけて配置されたスロ
ットの列を軸線方向に間隔をあけて２列以上有する請求
項９に記載のガスタービンエンジン。 １１、各列のスロットが隣りの列のスロットに関して円
周方向にずれている請求項１０に記載のガスタービンエ
ンジン。 １２、ガスタービンエンジンのロータアセンブリに装着
され、振動源から特定の振動数の振動がロータアセンブ
リの第２部分に伝えられる結果生じるロータアセンブリ
の第１部分の起振を減衰する慣性ダンパにおいて、上記
ロータアセンブリの第１当接表面が上記ロータアセンブ
リ第２部分に配置され、第２当接表面が上記第１当接表
面に対して向かい合いかつ間隔をあけた関係で配置され
、上記ダンパが軸線方向に可撓性となる形状と、上記第
１および第２当接表面間で軸線方向に圧縮される構成と
を有する円筒形管からなり、この管の形状および寸法は
、管の慣性極モーメントと管が上記当接表面それぞれに
加える力とが協働して、振動源から特定の振動数の振動
がロータアセンブリの第２部分に伝えられる結果生じる
ロータアセンブリの第１部分の起振を摩擦により効果的
に減衰するような形状および寸法であることを特徴とす
る慣性ダンパ。 １３、上記管が円周方向に間隔をあけて配置されたスロ
ットの列を複数列有する請求項１２に記載の慣性ダンパ
。 １４、上記管が２つのスロット列を有する請求項１３に
記載の慣性ダンパ。 １５、上記スロット列の一方が上記管の軸線方向中点の
片側に位置し、他方のスロット列が中点の他側に位置す
る請求項１４に記載の慣性ダンパ。 １６、一方の列のスロット間の中断部が他方の列のスロ
ット間の中断部に対して円周方向にずれている請求項１
４に記載の慣性ダンパ。 １７、シャフトがかさ歯車および円周方向に間隔をあけ
て配置されたブレードの複数列を含み、上記かさ歯車が
第１当接表面を有し、上記ブレード列のうち１列のブレ
ードが振動源から特定の振動数の振動がかさ歯車に伝え
られることにより起振され、 ナットが上記シャフトに装着され、上記第１当接表面か
ら間隔をあけて配置された第２当接表面を有し、 慣性ダンパの第１端面が上記第１当接表面と摩擦係合す
るように配置され、第２端面が上記第２当接表面と摩擦
係合するように配置され、上記ダンパが軸線方向ばね率
を有し、上記ダンパはダンパが上記当接表面それぞれに
所定の力を加えるように上記当接表面間で圧縮状態に変
形され、上記ダンパの形状および寸法は、ダンパの慣性
極モーメントと、上記端面および上記当接表面間の摩擦
係数と、ダンパが上記当接表面それぞれに加える所定の
力の大きさとにより、特定の振動数の振動源から上記か
さ歯車を通して上記ブレード列に伝達される振動を効果
的に減衰するような形状および寸法である ことを特徴とするガスタービンエンジンのロータアセン
ブリ。 １８、上記ダンパが上記ロータアセンブリの隣接部分か
ら離れた内向き円筒状表面を有する円筒形管である請求
項１７に記載のロータアセンブリ。 １９、上記管が円周方向に間隔をあけて配置されたスロ
ットの列を軸線方向に間隔をあけて２列以上有する請求
項１８に記載のロータアセンブリ。 ２０、各列のスロットが隣りの列のスロットに関して円
周方向にずれている請求項１９に記載のロータアセンブ
リ。
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