JP2020056383A

JP2020056383A - ガスタービンエンジン

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Publication number: JP2020056383A
Application number: JP2018189040A
Authority: JP
Inventors: 幸夫日下部; Yukio Kusakabe
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2018-10-04
Filing date: 2018-10-04
Publication date: 2020-04-09
Anticipated expiration: 2038-10-04
Also published as: US10975729B2; JP7032279B2; US20200141280A1

Abstract

【課題】ファンブレードのＦＯＤ時等のためのヒューズ機構がエンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要さないようにすること。【解決手段】インナケーシング１４と、インナケーシング１４に対して軸受部材１６を介して回転可能に支持されたエンジン回転軸２０とを有するガスタービンエンジン１０であって、インナケーシング１４から延出し、軸線方向を向く第１環状当接面１０３を画定する第１フランジ部１０２と、軸受部材１６を支持する内端１０６及び第１環状当接面１０３に同軸的に当接する第２環状当接面１０９を画定する第２フランジ部１０８を有する軸受ケース１０４とを有し、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して所定値以上の荷重を受けた時に径方向に変位可能に結合され、第１フランジ部１０２及び前記第２フランジ部１０８の何れか一方の外周縁に他方の外周縁に対して径方向の間隙をおいて対向する対向片１２０を含む。【選択図】図２

Description

本発明は、ガスタービンエンジンに関し、更に詳細には、航空機用のターボファン式のガスタービンエンジンに関する。

航空機用のターボファンエンジンは、エンジンケーシング（カウル）の空気入口部に配置されるファン（フロントファン）に鳥や雹（氷塊）等の異物が衝突すると、その衝撃や異物衝突によるファンブレードの破損（ＦＯＤ：ＦｏｒｅｉｇｎＯｂｊｅｃｔＤａｍａｇｅ）によってアンバランス荷重が生じ、アンバランス荷重による過大な荷重がファンの軸受系や回転軸等に作用する虞がある。

ファンブレードのＦＯＤ時におけるフェールセーフの観点からファンの軸受系にボルト破断のヒューズ機構が設けられたもの（例えば、特許文献１）や、ケース破断のヒューズ機構が設けられたもの（例えば、特許文献２）が知られている。

特許第４８１８６９４号公報特開２００５−３２５８３７号公報

しかしながら、ボルト破断やケース破断のヒューズ機構を適用しようとしても、実際にはエンジンレイアウトの制約等により、適用が困難なケースが多々あり、ヒューズ機構の適用のためにはエンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要することになる。

本発明が解決しようとする課題は、ファンブレードのＦＯＤ時等のためのヒューズ機構がエンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要さないようにすることである。

本発明の一つの実施形態によるガスタービンエンジンは、エンジンケース（１４）と、前記エンジンケース（１４）に対して軸受部材（１６）を介して回転可能に支持されたエンジン回転軸（２０）とを有するガスタービンエンジン（１０）であって、前記エンジンケース（１４）から延出し、軸線方向を向く第１環状当接面（１０３）を画定する第１フランジ部（１０２）と、前記軸受部材（１６）を支持する内端（１０６）及び前記第１環状当接面（１０３）に同軸的に当接する第２環状当接面（１０９）を画定する第２フランジ部（１０８）を有する軸受ケース（１０４）とを有し、前記第２フランジ部（１０８）が前記第１フランジ部（１０２）に対して所定値以上の荷重を受けた時に径方向に変位可能に結合され、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の何れか一方の外周縁に他方の外周縁に対して径方向の間隙をおいて対向する対向片（１２０）を含む。

この構成によれば、ヒューズ機構がエンジンケース（１４）と軸受ケース（１０４）と結合部に別部材を必要とすることなくヒューズ機構が構成されるから、ヒューズ機構がエンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要さない。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、前記対向片（１２０）は前記第１フランジ部（１０２）或いは前記第２フランジ部（１０８）の外周縁から軸線方向に折曲された折曲片である。

この構成によれば、対向片（１２０）として特別な別部品を必要とすることがなく、ヒューズ機構として必要な曲げ剛性を対向片（１２０）に付与することができる。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、前記対向片（１２０）は周方向に設けられた複数の切欠き部（１２２）によって周方向に複数に分割されている。

この構成によれば、切欠き部（１２２）の個数及び各切欠き部（１２２）の寸法によって対向片（１２０）の曲げ剛性を適正値に設定できる。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の各々に設けられたボルト通し孔（１１２、１１４）を軸線方向に貫通するボルト（１１６）及び前記ボルト（１１６）に締結されたナット（１１８）により、前記第１フランジ部（１０２）と前記第２フランジ部（１０８）とが互いに結合され、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の少なくとも何れか一方に設けられたボルト通し孔（１１２、１１４）の一方が径方向に長い長孔である。

この構成によれば、簡単な構造をもって第２フランジ部（１０８）が第１フランジ部（１０２）に対して径方向に変位可能に結合される。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の各々に設けられたボルト通し孔（１１２、１１４）を軸線方向に貫通するボルト（１１６）及び前記ボルト（１１６）に締結されたナット（１１８）により前記第１フランジ部（１０２）と前記第２フランジ部（１０８）とが互いに結合され、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の一方に設けられた前記ボルト通し孔（１１２、１１４）が径方向に長い長孔であり、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）の他方に設けられた前記ボルト通し孔（１１２、１１４）が実質的に前記ボルトと同径の丸孔である。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、前記所定値以上の荷重が、前記ボルト（１１６）及び前記ナット（１１８）による締結力に打ち克つことにより、前記第１フランジ部（１０２）及び前記第２フランジ部（１０８）との間に発生する径方向の遊び量が、前記対向片（１２０）と当該対向片（１２０）に対向する前記第１フランジ部（１０２）或いは前記第２フランジ部（１０８）の外周縁との間の径方向の間隙より大きい。

この構成によれば、ボルト（１１６）の破断以前に、対向片（１２０）の変形によるエネルギ吸収が行われる。

上記ガスタービンエンジンにおいて、好ましくは、更に、前記第１フランジ部（１０２）と前記第２フランジ部（１０８）とを初期状態位置にて互いに連結し、前記第２フランジ部（１０８）が前記第１フランジ部（１０２）に対して所定値以上の荷重を受けた時に破断するシアノックピン（１３０）を有する。

この構成によれば、第２フランジ部（１０８）が第１フランジ部（１０２）に対して所定値以上の荷重を受けていない定常時には、第１フランジ部（１０２）と第２フランジ部（１０８）との初期状態位置が一義的に設定され、定常時に第２フランジ部（１０８）が第１フランジ部（１０２）に対してぐら付くことがない。シアノックピン（１３０）は第２フランジ部（１０８）が第１フランジ部（１０２）に対して所定値以上の荷重を受けた時には破断するから、シアノックピン（１３０）がヒューズ機構の機能を阻害することがない。

本発明によるガスタービンエンジンによれば、ヒューズ機構がエンジンケースと軸受ケースと結合部に別部材を必要とすることなく構成されるから、ヒューズ機構がエンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要さない。

本発明によるガスタービンエンジンの一つの実施形態を示す概略構成図本実施形態によるガスタービンエンジンの要部（ヒューズ構造部）の正面図図２の線ＩＩＩ−ＩＩＩに沿った断面図本実施形態によるガスタービンエンジンの要部（ヒューズ構造部）の斜視図他の実施形態によるガスタービンエンジンの要部（ヒューズ構造部）の断面図他の実施形態によるガスタービンエンジンの要部（ヒューズ構造部）の断面図

以下に、本発明によるガスタービンエンジンの一つの実施形態を、図１〜図４を参照して説明する。

図１に示されているように、ガスタービンエンジン１０は、ターボファン式のものであり、互いに同心に配置された略円筒状のアウタケーシング１２及びインナケーシング１４を有する。インナケーシング１４は内部に前部第１ベアリング１６及び後部第１ベアリング１８によって低圧系回転軸２０を回転自在に支持している。低圧系回転軸２０は外周に前部第２ベアリング２２及び後部第２ベアリング２４によって中空軸による高圧系回転軸２６を回転自在に支持している。低圧系回転軸２０と高圧系回転軸２６とは同心配置で、これらの中心軸線は符号Ａによって示されている。

低圧系回転軸２０はインナケーシング１４より前方に突出した略円錐形状の先端部２０Ａを含む。先端部２０Ａの外周には周方向に隔置された複数のファンブレード２９を含むフロントファン２８がアウタケーシング１２内に中心軸線Ａ周りに回転可能に設けられている。

インナケーシング１４と前部第１ベアリング１６との間には、後述するファンブレード２９のＦＯＤ時等のためのヒューズ機構１００が設けられている。

フロントファン２８の下流側にはアウタケーシング１２に接合された外端及びインナケーシング１４に接合された外端を含む複数のステータベーン３０が周方向に所定の間隔をおいて設けられている。ステータベーン３０の下流側には、アウタケーシング１２とインナケーシング１４との間に形成された円環状断面形状のバイパスダクト３２と、インナケーシング１４に同心（中心軸線Ａに同心）に形成された円環状断面形状の空気圧縮用ダクト（環状流体通路）３４とが並列に設けられている。

空気圧縮用ダクト３４の入口部には軸流圧縮機３６が設けられている。軸流圧縮機３６は、低圧系回転軸２０の外周に設けられた前後２列の動翼列３８と、インナケーシング１４に設けられた前後２列の静翼列４０とを軸線方向に互いに隣接して交互に有する。

空気圧縮用ダクト３４の出口部には遠心圧縮機４２が設けられている。遠心圧縮機４２は高圧系回転軸２６の外周に設けられたインペラ４４を有する。空気圧縮用ダクト３４の出口部にはインペラ４４の上流側に位置する静翼列４６が設けられている。遠心圧縮機４２の出口部にはインナケーシング１４に固定されたデフューザ５０が設けられている。

デフューザ５０の下流側にはデフューザ５０から圧縮空気を供給される逆流燃焼室５２を画定する燃焼室部材５４が設けられている。インナケーシング１４には逆流燃焼室５２に燃料を噴射する複数の燃料噴射ノズル５６が設けられている。逆流燃焼室５２は燃料と空気との混合気の燃焼によって高圧の燃焼ガスを生成する。逆流燃焼室５２の出口部にはノズルガイドベーン列５８が設けられている。

逆流燃焼室５２の下流側には逆流燃焼室５２にて生成された燃焼ガスを噴付けられる高圧タービン６０及び低圧タービン６２が設けられている。高圧タービン６０は高圧系回転軸２６の外周に固定された高圧タービンホイール６４を含む。低圧タービン６２は、高圧タービン６０の下流側にあり、インナケーシング１４に固定された複数のノズルガイドベーン列６６と、低圧系回転軸２０の外周に設けられた複数の低圧タービンホイール６８とを軸線方向に交互に有する。

ガスタービンエンジン１０の始動に際しては、スタータモータ（不図示）によって高圧系回転軸２６を回転駆動することが行われる。高圧系回転軸２６が回転駆動されると、遠心圧縮機４２によって圧縮された空気が逆流燃焼室５２に供給され、逆流燃焼室５２における空気と燃料との混合気の燃焼によって燃焼ガスが発生する。燃焼ガスは高圧タービンホイール６４及び低圧タービンホイール６８に噴付けられ、これらタービンホイール６４、６８を回転させる。

これにより、低圧系回転軸２０及び高圧系回転軸２６が回転し、フロントファン１９が回転すると共に軸流圧縮機３６及び遠心圧縮機４２が運転され、圧縮空気が逆流燃焼室５２に供給される。これにより、ガスタービンエンジン１０はスタータモータの停止後も運転を継続する。

ガスタービンエンジン１０の運転中に、フロントファン２８が吸い込んだ空気の一部は、バイパスダクト３２を通過して後方に噴出し、特に低速飛行時に主たる推力を発生する。フロントファン２８が吸い込んだ空気の残部は、逆流燃焼室５２に供給されて燃料との混合気として燃焼し、燃焼ガスは低圧系回転軸２０及び高圧系回転軸２６の回転駆動に寄与した後に後方に噴出し、推力を発生する。

次に、ヒューズ機構１００を、図２〜図４を参照して説明する。

インナケーシング（エンジンケース）１４は、低圧系回転軸２０の外周囲に当該低圧系回転軸２０に対して同心に延在する円環状の第１フランジ部１０２を一体に有する。第１フランジ部１０２はインナケーシング１４の内面から低圧系回転軸２０の中心軸線Ａ（図１参照）に直交する方向に延在し、軸線方向を向く第１環状当接面（フランジ面）１０３を画定する。

低圧系回転軸（エンジン回転軸）２０の前側の外周囲に中空の切頭円錐形状の軸受ケース１０４が低圧系回転軸２０と同心に配置されている。軸受ケース１０４は小径側（切頭側）にあって前部第１ベアリング（軸受部材）１６を支持する円筒状の小径端部（内端）１０６及び大径側にあって円環状の第２フランジ部１０８を構成する大径端部（外端）１１０を含む。第２フランジ部１０８は、第１フランジ部１０２の前方にあって低圧系回転軸２０の中心軸線Ａ（図１参照）に直交する方向に延在し、軸線方向を向く第２環状当接面１０９を画定する。第２環状当接面１０９（フランジ面）は、第１環状当接面１０３に軸線方向に対向し、第１環状当接面１０３に同軸的に当接する。

第１フランジ部１０２の周方向の複数箇所には各々後述するボルト１１６と実質的に同径の丸孔による第１ボルト通し孔１１２が貫通形成されている。第２フランジ部１０８の周方向の複数箇所には各々第１ボルト通し孔１１２に周方向に整合する径方向に長い長孔による第２ボルト通し孔１１４が貫通形成されている。

各第１ボルト通し孔１１２及び各第２ボルト通し孔１１４にはボルト１１６が軸線方向に貫通しており、各ボルト１１６にナット１１８が締結されている。これにより、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第１の所定値以上の荷重を受けた時に、第２ボルト通し孔１１４の長孔の範囲内で径方向に変位可能に結合される。この第１の所定値はボルト１１６とナット１１８との締結力により決まる。

第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第１の所定値以上の荷重を受けていない定常状態下では、図３に示されているように、ボルト１１６の中心が第２ボルト通し孔１１４の長手方向の１／２の位置に位置している。この状態を初期位置状態（中立位置）では、ボルト１１６と第２ボルト通し孔１１４の外端（第１フランジ部１０２の径方向外側の端部）１１４Ａとの間及びボルト１１６と第２ボルト通し孔１１４の内端（第１フランジ部１０２の径方向外側の端部）１１４Ｂとの間の双方に互いに等しい径方向の第１の間隔Ｓ１が生じる。

大径端部１１０は対向片１２０を含む。対向片１２０は、第２フランジ部１０８の外周縁１０８Ａから軸線方向の後側に９０度折曲された円環状の折曲片であり、第１フランジ部１０２の外周縁をなす円環状の外端面１０２Ａに対して径方向の第２の間隙Ｓ２をおいて対向する。上述の定常状態において、第２の間隙Ｓ２は第１の間隔Ｓ１より小さい。つまり、Ｓ１＞Ｓ２である。

つまり、第２フランジ部１０８に作用する第１の所定値以上の荷重が、ボルト１１６及びナット１１８による締結力に打ち克つことにより、第１フランジ部１０２及び第２フランジ部１０８との間に発生する径方向の遊び量が、第２の間隙Ｓ２より大きい。

第１フランジ部１０２には第１環状当接面１０３に開口した第１ピン孔１０５が形成されている。第２フランジ部１０８には第２環状当接面１０９に開口した第２ピン孔１１１が形成されている。第１ピン孔１０５と第２ピン孔１１１とは、第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８とが、図３に示されているように、初期位置状態にある時に互いに整合（正対）する。第１ピン孔１０５にはシアノックピン１３０の一方の大径部１３０Ａが嵌挿される。第２ピン孔１１１にはシアノックピン１３０の他方の大径部１３０Ｂが嵌挿される。

シアノックピン１３０は、一方の端部に大径部１３０Ａを、他方の端部に大径部１３０Ｂを有し、大径部１３０Ａと１３０Ｂとがこれら大径部１３０Ａ、１３０Ｂより小径の小径部１３０Ｃによって接続された括付き形状をしており、大径部１３０Ａが第１ピン孔１０５に嵌挿され、且つ大径部１３０Ｂが第２ピン孔１１１に嵌挿されることにより、第１フランジ

シアノックピン１３０は、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第２の所定値以上の荷重を受けた時には、小径部１３０Ｃの剪断によって破断する。つまり、小径部１３０Ｃは、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第２の所定値以上の荷重を受けた時には剪断するように、外径寸法等によって剪断強度を設定されている。第２の所定値は、第１の所定値に等しいか、第１の所定値より僅かに小さい値であってよい。

シアノックピン１３０は、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第２の所定値以上の荷重を受けていない定常時には、第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８との面ずれを阻止して第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８との初期状態位置を一義的に設定し、定常時に第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して不用意にぐら付くことを防止する。第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して第２の所定値以上の荷重を受けた時には、シアノックピン１３０が破断することにより、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して径方向に変位することが許容される。これにより、シアノックピン１３０がヒューズ機構１００のヒューズ機能を阻害することがない。

対向片１２０及び対向片１２０に接続される第２フランジ部１０８の外縁及びその近傍には周方向の複数箇所に各々スリット状の切欠き部１２２が設けられている。各切欠き部１２２は、対向片１２０を周方向に複数に分割し、第２フランジ部１０８に対する対向片１２０の曲げ剛性を低減している。対向片１２０の曲げ剛性の低減度合いは切欠き部１２２の個数（周方向のピッチ）及び各切欠き部１２２の幅、長さ、厚さ等の寸法により決まり、切欠き部１２２の個数が多いほど、また各切欠き部１２２の幅が大きいほど、長さが長いほど厚さが厚いほど、対向片１２０の曲げ剛性の低減度合いが大きい。

低圧系回転軸２０にアンバランス荷重が作用していない定常状態時には、前部第１ベアリング１６の軸受荷重は、軸受ケース１０４から第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８との摩擦抵抗（摩擦係合）によって第１フランジ部１０２、つまりインナケーシング１４に伝達される。

ファンブレード２９のＦＯＤ時等によって低圧系回転軸２０に大きいアンバランス荷重が作用すると、第２フランジ部１０８に作用する荷重がボルト１１６及びナット１１８による締結力に打ち克つことにより、第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８と間に両者の径方向の相対移動を阻止する摩擦抵抗を上回る荷重が作用し、アンバランス荷重がボルト１１６及びナット１１８による締結力に打ち克つことにより、第２フランジ部１０８が第１フランジ部１０２に対して摩擦抵抗に打ち克って径方向に変位する。この径方向の変位によりアンバランス荷重のエネルギ吸収（消耗）が行われる。

この径方向の変位に伴い、対向片１２０が第１フランジ部１０２の外端面１０２Ａに接近し、第２の間隙Ｓ２が減少する。上述の径方向の変位が進行すると、第２の間隙Ｓ２がゼロになり、対向片１２０が第１フランジ部１０２の外端面１０２Ａに当接し、対向片１２０が第１フランジ部１０２に対して変形し、更には、対向片１２０が第１フランジ部１０２から破断する。この対向片１２０の変形、破断により、アンバランス荷重の更なるエネルギ吸収（消耗）が行われる。

これにより、ファンブレード２９のＦＯＤ時等による大荷重作用時にはヒューズ機構１００において軸受系にエネルギ吸収を行うヒューズ機能が発揮され、ガスタービンエンジン１０のダメージが最小限に抑えられる。

Ｓ１＞Ｓ２であるから、換言すると、第１フランジ部１０２及び第２フランジ部１０８との間に発生する径方向の前述の遊び量が第２の間隙Ｓ２より大きいから、対向片１２０の変形は、ボルト１１６と第２ボルト通し孔１１４の外端１１４Ａ或いは内端１１４Ｂがボルト１１６の外周面に当接しない状態下で行われ、大荷重作用時に対向片１２０の変形以前にボルト１１６が破断することがない。

対向片１２０は第２フランジ部１０８の外周縁から軸線方向に折曲された折曲片であるから、対向片１２０として特別な別部品を必要とすることがなく、切欠き部１２２の設定と共にヒューズ機構として必要な曲げ剛性を対向片１２０に付与することができる。

ヒューズ機構１００は、フロントファン２８に近い位置にある前部第１ベアリング１６を支持するための軸受ケース１０４とインナケーシング１４との結合部に、大きいスペースや別部材を必要とすることなく構成されるから、エンジンサイズの増大やエンジンレイアウトの変更を要することなくガスタービンエンジン１０に適用可能である。

以上、本発明を、その好適な実施形態について説明したが、本発明はこのような実施形態により限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。

例えば、対向片１２０は、図５に示されているように、第１フランジ部１０２の外縁に設けられてもよい。図６に示されているように、第１ボルト通し孔１１２が径方向に長い長孔で、第２ボルト通し孔１１４が丸孔であってもよい。第１ボルト通し孔１１２及び第２ボルト通し孔１１４の双方が長孔であってもよい。この場合には長孔の長さを片方が長孔である場合の１／２にできる。第１フランジ部１０２と第２フランジ部１０８との結合は、ボルト１１６及びナット１１８によるもの以外に、リベット等の締結具によって行われてもよい。対向片１２０が円筒形状であっても、所要のヒューズ機能を発揮する曲げ剛性を有するならば、切欠き部１２２は省略されてもよい。

また、上記実施形態に示した構成要素は必ずしも全てが必須なものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない限りにおいて適宜取捨選択することが可能である。

１０：ガスタービンエンジン
１２：アウタケーシング
１４：インナケーシング（エンジンケース）
１６：前部第１ベアリング（軸受部材）
１８：後部第１ベアリング
１９：フロントファン
２０：低圧系回転軸（エンジン回転軸）
２０Ａ：先端部
２２：前部第２ベアリング
２４：後部第２ベアリング
２６：高圧系回転軸
２８：フロントファン
２９：ファンブレード
３０：ステータベーン
３２：バイパスダクト
３４：空気圧縮用ダクト
３６：軸流圧縮機
３８：動翼列
４０：静翼列
４２：遠心圧縮機
４４：インペラ
４６：静翼列
５０：デフューザ
５２：逆流燃焼室
５４：燃焼室部材
５６：燃料噴射ノズル
５８：ノズルガイドベーン列
６０：高圧タービン
６２：低圧タービン
６４：高圧タービンホイール
６６：ノズルガイドベーン列
６８：低圧タービンホイール
１００：ヒューズ機構
１０２：第１フランジ部
１０２Ａ：外端面
１０３：第１環状当接面
１０４：軸受ケース
１０５：第１ピン孔
１０８：第２フランジ部
１０８Ａ：外周縁
１０９：第２環状当接面
１１０：大径端部
１１１：第２ピン孔
１１２：第１ボルト通し孔
１１４：第２ボルト通し孔
１１４Ａ：外端
１１４Ｂ：内端
１１６：ボルト
１１８：ナット
１２０：対向片
１２２：切欠き部
１３０：シアノックピン
１３０Ａ：大径部
１３０Ｂ：大径部
１３０Ｃ：小径部

Claims

エンジンケースと、前記エンジンケースに対して軸受部材を介して回転可能に支持されたエンジン回転軸とを有するガスタービンエンジンであって、
前記エンジンケースから延出し、軸線方向を向く第１環状当接面を画定する第１フランジ部と、
前記軸受部材の外周側を支持する内端及び前記第１環状当接面に同軸的に当接する第２環状当接面を画定する第２フランジ部を有する軸受ケースとを有し、
前記第２フランジ部が前記第１フランジ部に対して所定値以上の荷重を受けた時に径方向に変位可能に結合され、
前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の何れか一方の外周縁に他方の外周縁に対して径方向の間隙をおいて対向する対向片を含むガスタービンエンジン。
前記対向片は前記第１フランジ部或いは前記第２フランジ部の外周縁から軸線方向に折曲された折曲片である請求項１に記載のガスタービンエンジン。
前記対向片は周方向に設けられた複数の切欠きによって周方向に複数に分割されている請求項１又は２に記載のガスタービンエンジン。
前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の各々に設けられたボルト通し孔を軸線方向に貫通するボルト及び前記ボルトに締結されたナットにより前記第１フランジ部と前記第２フランジ部とが互いに結合され、前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の少なくとも何れか一方に設けられた前記ボルト通し孔が、径方向に長い長孔である請求項１〜３の何れか一項に記載のガスタービンエンジン。
前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の各々に設けられたボルト通し孔を軸線方向に貫通するボルト及び前記ボルトに締結されたナットにより前記第１フランジ部と前記第２フランジ部とが互いに結合され、前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の一方に設けられた前記ボルト通し孔が径方向に長い長孔であり、前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部の他方に設けられた前記ボルト通し孔が実質的に前記ボルトと同径の丸孔である請求項１〜３の何れか一項に記載のガスタービンエンジン。
前記所定値以上の荷重が、前記ボルト及び前記ナットによる締結力に打ち克つことにより、前記第１フランジ部及び前記第２フランジ部との間に発生する径方向の遊び量が、前記対向片と当該対向片に対向する前記第１フランジ部或いは前記第２フランジ部の外周縁との間の径方向の間隙より大きい請求項４又は５に記載のガスタービンエンジン。
前記第１フランジ部と前記第２フランジ部とを初期状態位置にて互いに連結し、前記第２フランジ部が前記第１フランジ部に対して所定値以上の荷重を受けた時に破断するシアノックピンを有する請求項１〜６の何れか一項に記載のガスタービンエンジン。