JPH0319366B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 発明の背景 （発明の技術分野） 本発明は、ガスタービンエンジンの騒音抑制、
特にガスタービンエンジンの内部発生低周波騒音
を抑制する装置に関する。

（従来技術） 環境に対する関心の高まつた現代にあつては、
エンジン性能の犠牲を最小限に留めてガスタービ
ンエンジンの公害を減少させることが益々重要に
なつている。近年特に注意の向けられているガス
タービンエンジン公害の１つは騒音公害である。

ガスタービンエンジン騒音は、ジエツト騒音、
フアン騒音および内部発生（またはコア）騒音を
含めて、エンジン全体にわたる種々の発生源から
生じる。最近まで騒音低下努力の大半はジエツト
およびフアン騒音抑制に集中していた。その理由
は、ジエツトおよびフアン騒音が現代のターボフ
アンエンジンの主要騒音源であつたからである。
CF6型のような現代のターボフアンエンジンに関
連した静音フアン搭載機の出現以来、ジエツトお
よびフアン騒音はもはや主要騒音源とはみなされ
なくなり、現在では内部発生低周波騒音の減少に
一層の関心が集中している。

内部発生低周波騒音は広義には、コアエンジン
または燃焼器騒音、タービン騒音、渦流騒音（支
柱に衝突することによる騒音）、テールパイプ騒
音またはノズル壁をこするように流れる高圧ガス
流からの騒音など多種の騒音源からの騒音を含
む。内部発生低周波騒音を抑制するのに伝統的な
従来の吸音材を使用することは、取付環境条件が
厳しく利用できる空間が限定されているので、役
に立たない。その上、かゝる従来の解決策を用い
ることに伴なう相当なコストと体積が原因で、こ
のような方法は普及しなかつた。

発明の概要 従つて本発明の目的は、エンジン効率に実質的
な影響を与えることなく、ガスタービンエンジン
の内部発生低周波騒音を効果的に抑制する装置を
提供することにある。

本発明の他の目的は、製造および作動上比較的
安価な装置を提供することにある。

簡潔に説明すると、上記及び他の目的および利
点を達成する本発明は、ガスタービンエンジンの
内部発生低周波騒音を抑制する装置を提供する。
本発明の装置はガス流路の断面区域を１個または
２個以上の開口に構造化する手段よりなる。各開
口は、抑制器定数と抑制すべき内部発生騒音周波
数の音響波長との積に等しいかまたはそれ以下の
特性寸法を有し、開口の数はガス流路を合計流れ
断面積を実質的に変えないような数とする。

本発明の装置を生産するには、ガスタービンエ
ンジンの内部発生低周波騒音の周波数スペクトル
を測定し、抑制したい周波数を選択する。次に、
抑制を行いたい作動状態での選択周波数の音響波
長を求める。それから選択周波数に対する望まし
い抑制レベルを選択し、対応する抑制器定数を求
める。次に求められた音響波長に求められた抑制
器定数を掛けて特性寸法を得る。最後に抑制器を
その断面に１個または２個以上の開口を含むよう
に構成し、各開口の寸法を上で計算した特性寸法
に等しいかまたはそれ以下とするとともに、開口
の数を開口の合計流れ断面積が非抑制ガス流路の
流れ断面積とほゞ同一になる数とする。以上によ
つて、本願発明の装置が生産しうる。

実施例の記載 次に図面を参照しながら本発明を詳述する。図
面中同一符号は同一部材を示す。

第１図において、１０は本発明の騒音抑制器を
組込んだ代表的なガスタービンエンジンを示す。
エンジン１０はコアエンジン１２を具え、このコ
アエンジン１２は直流配置関係にて軸流圧縮機１
４、燃焼器１６および高圧タービン１８を含む。
高圧タービン１８はシヤフト２０およびコアロー
タ２２により圧縮機１４に駆動連結されている。
エンジン１０は低圧システムも具え、この低圧シ
ステムには低圧タービン２４が含まれ、低圧ター
ビン２４は低圧シヤフト２６によりフアンアセン
ブリ２８に駆動連結されている。外側ナセル３０
はコアエンジン１２から離間して相互間にバイパ
スダクト３２を画成している。

作動時に、空気はエンジン１０に入り、まず最
初フアンアセンブリ２８により圧縮される。この
圧縮フアン空気の第１部分は、バイパスダクト３
２に入り、次いでフアンバイパスノズル３４を経
て排出されて、第１推進力を与える。圧縮フアン
空気の残りの部分は、入口３６に入り、圧縮機１
４によりさらに圧縮され、燃焼器１６中に送出さ
れ、ここで燃料と共に燃焼して高エネルギー燃焼
ガスを生成する。燃焼ガスは高圧タービン１８を
通過してこれを駆動し、一方高圧タービン１８は
圧縮機１４を駆動する。燃焼ガスは次に低圧ター
ビン２４を通過してこれを駆動し、一方低圧ター
ビン２４はフアン２８を駆動する。次に燃焼ガス
は、排気流路３８を通過し、コア排気ノズル４０
から排出されて第２推進力を与える。

上述の説明は今日のターボフアンエンジンに典
型的なものであるが、後述の説明から明らかにな
るように、本発明の装置は他のタイプのガスター
ビンエンジン、例えばターボプロツプ、ターボジ
エツト、ターボシヤフトなどにも等しく適用でき
る。従つて第１図に示したターボフアンエンジン
の上記説明は本発明の適用例の一つを例示してい
るにすぎない。

第１図および第２図に本発明の１実施例をコア
排気ノズル騒音抑制器４２として示す。騒音抑制
器をコア排気ノズルとして使用するのは具体的図
示の目的のためだけで、本発明をこれに限定する
意図はない。騒音抑制器４２を、低圧タービン２
４の下流に位置する排気流路３８に沿つた任意の
他の位置に配置することができる。本発明の方法
および装置は、適切に設計された騒音抑制器をバ
イパスダクト３２内に配置することにより、フア
ンアセンブリ２８の区域で発生する低周波騒音の
抑制に適用することができる。

第１図及び第２図に示す実施例において、騒音
抑制器４２は１体の略円板形状の部材である。円
板形状とは、騒音抑制器が、平行に位置する平坦
で略丸い形状の前面及び後面と、騒音抑制器の直
径寸法に比べ比較的短い寸法の軸方向流さとを有
することを意味する。このように１体の略円板形
状部材とすることにより、騒音抑制器の組立て及
び取付けが、廉価で且つ簡単なものとなる。第１
図で１番良く判かる様に、騒音抑制器４２は、コ
ア排気ノズル４０の下流端に配置され、好ましく
は騒音抑制器４２の後面をコア排気ノズル４０の
後端で決まる平面に一致して配置する。第１図乃
至第３図に示す通り、騒音抑制器は、エンジンが
デイフユーザ・コーンまたは栓を備えている時に
は、これが貫通する略中心部に中心開口を有して
も良い。このような中心開口は、もちろんデイフ
ユーザ・コーンまたは栓と同形であり、図示の円
形の中心開口は適当な中心開口の一例である。

騒音抑制器４２は燃焼ガスが排気の際に通過す
る４つの開口４４よりなる。好ましくは、これら
の開口４４は騒音抑制器の中心の周りに対称に且
つ等距離で配置される。後述するところから明ら
かなように、各開口４４の断面積が騒音抑制器４
２の作動にとつて特に重要であり、全ての開口の
合計流れ断面積も同じくエンジンの効率的作動に
とつて重要である。特性寸法「ａ」によつて測定
した各開口の断面積が内部発生低周波騒音の音響
波長より著しく小さいと、ノズル４０は極めて効
果の悪い騒音放射器、従つて騒音の通過を阻止す
る効果的ブロツクとなる。従つて内部発生低周波
騒音の大部分はエンジンの外に放射されるよりむ
しろ排気流路３８に沿つて前方に反射される。

使用する開口が第２図に示すようにほゞ円形で
ある場合、各開口の特性寸法はその半径である。
使用する開口が例えば第３図に示す別の例の騒音
抑制器４６のように円形でない場合には、各開口
の特性寸法は開口の水力直径である。（当業界で
周知の通り、ここで用いられている場合にも、非
円形状の水力直径はその形状の面積をその形状の
周長で割つた値の２倍に等しい。） 低周波騒音抑制器を設計するための一般基準と
して次式を用いることができる。

ａ≦Kλ ……(1) ここで、ａは、騒音抑制器開口の特性寸法、 Ｋは、所望の抑制レベルによつて決まる抑制器
定数、 λは、対象たるエンジン作動状態で抑制するの
が望まれる周波数の音響波長である。

１つの騒音抑制器に使用する開口の数は排気流
路の断面積に依存する。流路断面積が大きければ
大きい程、より多くの開口（特性寸法を有する）
を使用しなければならない。従つて、排気流路３
８の断面積は低圧タービン２４からコア排気ノズ
ル４０まで変化するので、騒音抑制器の位置も考
慮しなければならない。理想的には、騒音抑制器
を介しての総排気面積（即ち開口数×各開口面
積）を非抑制排気流路の流れ断面積とほゞ同じに
して、排気流損失を最小限とし、エンジンの総合
作動効率を維持することが必要である。

流れ断面積とほぼ同じとは、騒音抑制器を採用
した時には排気流路がいくらかは閉塞されること
は避けられないので、抑制排気流路の断面積と非
抑制排気流路の断面積は同一ではないが、その両
者の差を好ましくは最小にすべきことを意味す
る。これは騒音抑制器４２の構造上の剛性を保ち
ながら、騒音抑制器の断面方向の剛体部分の面積
を実用上可能な限り、最小なものとすることで達
成される。

従来ジエツト騒音の抑制にはマルチエレメント
ノズルが使用されてきたが、内部発生低周波騒音
抑制の思想はこれとはまつたく異なる。外部発生
ジエツト騒音抑制の設計基準は、排気ジエツトと
周囲空気との混合を促進するために、外に出る排
気流を多数の細いジエツトに分割、分離すること
にある。その上、排気ジエツトの全周を増すこと
によりジエツト騒音抑制を促進できる。使用する
開口の数、タイプおよびジエツト騒音抑制器の総
合面積比は排気流速度のみに依存して変化する。

本発明における騒音抑制は、排気流区域の特性
寸法を減少させて、その特性寸法を内部発生低周
波騒音の音響波長より著しく小さくすることによ
つて行う。従つて低周波騒音の大部分は、エンジ
ンの外に放射されるのではなくて、排気流路に沿
つて前方に反射される。従つて本発明の騒音抑制
器の設計基準は主として騒音の音響波長に依存
し、排気流速度によつては著しくは変化しない。
例えば本発明に従つて構成されたノズルを排気流
速度1100フイート／秒を有するエンジンに適用し
た場合、実際のところジエツト騒音は非抑制エン
ジンに較べて僅かに増加するが、内部発生低周波
騒音のレベルは著しく減少する。

騒音抑制器４２または４６を製造する場合、抑
制したい騒音の周波数スペクトルを測定する必要
がある。第４図に示す代表的コア騒音スペクトル
から明らかなように、測定結果は内部発生低周波
騒音曲線には約400Hzにピークがあることを示し
ている。従つて本発明の好適例においては、抑制
したい周波数として400Hzを選択する。本発明は
ここで選択された400Hzのみに限定されるもので
はなく、他の周波数にも等しく適用できる。騒音
抑制器４２の固有の性質として実際に選択した周
波数の上下にまたがる周波数帯域が抑制されるこ
とにも注意すべきである。

所望の抑制周波数を選択した後、特定の作動状
態で音響波長を求めなければならない。本例では
主要関心対象の作動状態は着陸進入動力状態であ
る。工学的設計および作動時測定から、エンジン
１０が進入動力レベルで作動しているとき、コア
排気温度が約411℃であることがわかる。当業界
で周知の標準表を用いることにより、411℃での
空気中の音速が1666フイート／秒であることを簡
単に求めることができる。この数字から、コア排
気ノズルにおける400Hz騒音の音響波長は次の様
に計算できる。

1666フイート／秒／400Hz＝4.165フイート／サイクル 本発明の好適例の騒音抑制器の設計のための基
準としてこの音響波長を用いるが、所望の抑制周
波数および関心事たるエンジン作動状態が双方と
も変化するので、本発明はこの音響波長で作動す
る騒音抑制器に限定されない。

騒音抑制器４２を製造する場合、望ましい抑制
レベルを選択することも必要である。本例では、
約4.6dBの抑制レベルにより、大抵の用途に適切
なだけ遠距離領域騒音特性（farfield noise
signature）（騒音が点源から出ているように思わ
れるほど遠い距離での騒音パターン）を減少させ
得ることを確かめた。本例では4.6dB選択した
が、本発明は他の抑制レベルにも等しく適用でき
る。

第５図に抑制レベルと騒音抑制器定数Ｋとの適
当な関係をグラフ表示してある。このグラフ表示
は、パイプから遠距離領域への音の放射を数式化
した式にパラメータを代入することによつて得
た。かゝる式は当業者によく知られており、例え
ばKinslay ＆ Frey、“Fundamentals of
Acoustics”（1962）の第７および８章に見られ
る。第５図から、4.6dBの抑制レベルに対応する
抑制器定数が約0.08であることがわかる。

計算した音響波長λ＝4.165フイート／サイク
ルおよび抑制器定数Ｋ＝0.08を上記式１に代入す
ると、次の結果が得られる。

ａ≦0.08×4.165フイート ａ≦3.9984インチ 従つて、約４インチ（10.16cm）（またはそれ以
下）の特性寸法（半径）を有する円形開口を第２
図に示すように４個有する抑制器４２により、エ
ンジン１０と関連する内部発生低周波騒音の遠距
離領域騒音特性を約4.6dB低くすることができ
る。第３図に示す４個の他の形状の開口を有する
抑制器４６を使つても、各開口の特性寸法が約４
インチ（またはそれ以下）であれば、同様の騒音
低下を達成することができる。

上述の説明から明らかなように、本発明はエン
ジン効率に実質的な影響を与えることなくガスタ
ービンエンジンの内部発生低周波騒音を効果的に
抑制する装置を提供する。当業者に明らかなよう
に、本発明の要旨を逸脱せぬ範囲内で上述した実
施例に種々の改変を加えることができる。例え
ば、本発明はガスタービンエンジンのフアン空気
流の低周波騒音を抑制するのに用いることができ
る。従つて本発明が上述した特定の実施例に限定
されるものではなく、本発明の要旨の範囲内に入
るすべての変更を包含することが明らかである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の騒音抑制器を組込んだ代表的
なガスタービンエンジンの簡略断面図、第２図は
本発明の騒音抑制器の１実施例の斜視図、第３図
は本発明の騒音抑制器の他の実施例の斜視図、第
４図は第１図に示すタイプのガスタービンエンジ
ンに関する代表的なコアエンジン騒音特性を示す
グラフ、および第５図はコア騒音抑制レベルと抑
制器定数との数学的に導びき出された関係を示す
グラフである。 主な符号の説明、１０……ガスタービンエンジ
ン、１２……コアエンジン、３２……バイパスダ
クト、３８……排気流路、４０……排気ノズル、
４２，４６……抑制器、４４……開口。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ ガス流路とコア排気ノズル４０を有するガス
   タービンエンジン１０の内部発生低周波騒音を抑
   制する装置であつて、 該エンジンのコア排気ノズル内部で且つその下
   流端に配置された１体の略円板形状の抑制器４
   ２，４６であつて該抑制器は直径寸法に比べ相対
   的に短い軸方向寸法を有し、該抑制器はガス流及
   びエンジン軸線に略垂直の面内に配置された複数
   個の開口４４を含み、各々の該開口は、抑制器定
   数Ｋと抑制すべき内部発生騒音周波数の音響波長
   λとの積Ｋ・λに等しいかまたはそれ以下の特性
   寸法ａを有し、前記開口の数はガス流路の合計流
   れ断面積がほぼ同じであるような数としたガスタ
   ービンエンジンの内部発生低周波騒音抑制装置。 ２ 前記コア排気ノズルが後縁を有し、前記抑制
   器が該ノズル後縁によつて画成された面と同一平
   面に後面を有している特許請求の範囲第１項記載
   の装置。 ３ 前記開口が略円形である特許請求の範囲第１
   項記載の装置。 ４ 前記抑制器が４個の開口を有している特許請
   求の範囲第１項記載の装置。 ５ 前記抑制器がその略中心部に中心開口を有し
   ている特許請求の範囲第１項記載の装置。 ６ 前記抑制器が中心開口を有し、前記複数個の
   開口が該抑制器の中心の周りに対称に且つ等距離
   で配置されている特許請求の範囲第１項記載の装
   置。