JP2020143618A - ガスタービンエンジンの振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ガスタービンエンジンの回転軸の振れ回り振動を効果的に低減する。【解決手段】 第１マス１９を含む回転軸１５と、回転軸１５を回転自在に支持する複数の軸受１３，１４と、軸受１３，１４を支持する静止体１２とを備えるガスタービンエンジンの振動低減装置は、第１マス１９のアンバランスにより振れ回り振動が生じる回転軸１５上の位置に、その内径が回転軸１５の外径よりも大きい環状の第２マス４４を接触状態で回転自在に支持したので、偏心して振れ回りする回転軸１５に対して第２マス４４が逆位相で偏心することで、第１マス１９に作用する遠心力を第２マス４４に作用する慣性力で相殺して制振効果を発揮させることができる。【選択図】 図３

Description

本発明は、第１マスを含む回転軸と、前記回転軸を回転自在に支持する複数の軸受と、前記軸受を支持する静止体とを備えるガスタービンエンジンの振動低減装置に関する。

ガスタービンエンジンの回転軸の振れ回り振動を抑制するために、その回転軸を支持する軸受にスクイズフィルムダンパを設けるものが、下記特許文献１により公知である。

スクイズフィルムダンパは、有効な振動減衰効果が得られるスクイズフィルムの油膜厚さに制約があり、大きな振動負荷の入力により回転軸が径方向に移動してスクイズフィルムの油膜厚さが過小になると、その油膜が剛体化して有効な振動減衰効果が得られなくなる問題がある。また油膜の剛体化を防止するためにスクイズフィルムの油膜厚さを予め大きく設定すると、有効な振動減衰効果が得られないだけでなく、振動により回転軸が振れ回りし易くなる問題がある。

そこで、特許文献１に記載されたものは、軸受メタルと軸受ケーシングとの間に一対の環状の同心化ばねを配置し、同心化ばねで軸受メタルと軸受ケーシングとの間に形成されるスクイズフィルムの油膜厚さを一定に保持することで、スクイズフィルムの油膜厚さが過小になるのを防止している。

特開平８−２６１２３１号公報

しかしながら、ガスタービンエンジンのフロントファンのファンブレードが折損して回転軸に大きな振れ回り振動が発生したような場合、従来のスクイズフィルムダンパでは充分な制振効果を得られないという問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ガスタービンエンジンの回転軸の振れ回り振動を効果的に低減することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、第１マスを含む回転軸と、前記回転軸を回転自在に支持する複数の軸受と、前記軸受を支持する静止体とを備えるガスタービンエンジンの振動低減装置であって、前記第１マスのアンバランスにより振れ回り振動が生じる前記回転軸上の位置に、その内径が前記回転軸の外径よりも大きい環状の第２マスを接触状態で回転自在に支持したことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記回転軸の振れ回り振動が所定値未満のときに前記第２マスは前記回転軸に対して被接触の状態で前記静止体に支持されており、前記回転軸の振れ回り振動が所定値以上になると前記第２マスは前記回転軸に接触して回転することを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記第２マスは前記回転軸の振れ回り振動が所定値以上になったときに破断する破断部を介して前記静止体に支持されていることを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記軸受の少なくとも一つは前記静止体に破断可能なフューズ部を介して支持されており、前記第２マスは前記少なくとも一つの軸受の近傍で前記静止体に低摩擦状態で支持されていることを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項１〜請求項４の何れか１項の構成に加えて、前記第２マスの軸方向移動を規制するガイド部を前記回転軸上に設けたことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項６に記載された発明によれば、請求項１〜請求項５の何れか１項の構成に加えて、前記第１マスの質量をｍとし、前記第２マスの質量をＭとし、前記回転軸の軸振幅をａとし、前記回転軸の外径および前記第２マスの内径の差をＣＬとし、前記第１マスの支持バネ係数をｋとし、前記回転軸の振れ回り角速度をΩとし、前記回転軸の中心から前記第１マスの重心までの距離をｅとしたとき、
前記回転軸の振れ回り角速度Ωが前記回転軸の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも小さい場合には、径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² ＋ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
において、前記回転軸の軸振幅ａが最小となるように前記第２マスの質量Ｍを設定し、
前記回転軸の振れ回り角速度Ωが前記回転軸の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも大きい場合には、径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² −ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
において、前記回転軸の軸振幅ａが最小となるように前記第２マスの質量Ｍを設定したことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項７に記載された発明によれば、請求項１〜請求項６の何れか１項の構成に加えて、前記第１マスはフロントファンであり、前記フロントファンを支持するファンディスクの軸部に前記第２マスを支持したことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

また請求項８に記載された発明によれば、請求項１〜請求項６の何れか１項の構成に加えて、前記第１マスはフロントファンであり、前記フロントファンと一体に回転するノーズコーンの軸部に前記第２マスを支持したことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置が提案される。

なお、実施の形態の前部第１ベアリング１３および後部第１ベアリング１４は本発明の軸受に対応し、実施の形態の段部１５ｂおよびクリップ４５は本発明のガイド部に対応 する。

請求項１の構成によれば、第１マスを含む回転軸と、回転軸を回転自在に支持する複数の軸受と、軸受を支持する静止体とを備えるガスタービンエンジンの振動低減装置は、第１マスのアンバランスにより振れ回り振動が生じる回転軸上の位置に、その内径が回転軸の外径よりも大きい環状の第２マスを接触状態で回転自在に支持したので、偏心して振れ回りする回転軸に対して第２マスが逆位相で偏心することで、第１マスに作用する遠心力を第２マスに作用する慣性力で相殺して制振効果を発揮させることができる。

また請求項２の構成によれば、回転軸の振れ回り振動が所定値未満のときに第２マスは回転軸に対して被接触の状態で静止体に支持されており、回転軸の振れ回り振動が所定値以上になると第２マスは回転軸に接触して回転するので、振動が増加して制振が必要になったときに自動的に第２マスを作動させて制振効果を発揮させることができる。

また請求項３の構成によれば、第２マスは回転軸の振れ回り振動が所定値以上になったときに破断する破断部を介して静止体に支持されているので、振動が増加して制振が必要になったときに破断部が破断することで第２マスを確実に作動させることができる。

また請求項４の構成によれば、軸受の少なくとも一つは静止体に破断可能なフューズ部を介して支持されており、第２マスは少なくとも一つの軸受の近傍で静止体に低摩擦状態で支持されているので、回転軸の振れ回り振動が発生するとフューズ部が破断して振れ回り振動の振幅幅が更に増加し、第２マスが回転軸に接触して静止体との間の摩擦力に打ち勝って回転を開始することで、第２マスによる制振効果を発揮させることができる。

また請求項５の構成によれば、第２マスの軸方向移動を規制するガイド部を回転軸上に設けたので、回転軸上で第２マスが軸方向に移動するのを防止することができる。

また請求項６の構成によれば、第１マスの質量をｍとし、第２マスの質量をＭとし、回転軸の軸振幅をａとし、回転軸の外径および第２マスの内径の差をＣＬとし、第１マスの支持バネ係数をｋとし、回転軸の振れ回り角速度をΩとし、回転軸の中心から第１マスの重心までの距離をｅとしたとき、
回転軸の振れ回り角速度Ωが回転軸の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも小さい場合には、径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² ＋ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
において、回転軸の軸振幅ａが最小となるように第２マスの質量Ｍを設定し、
回転軸の振れ回り角速度Ωが回転軸の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも大きい場合には、径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² −ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
において、回転軸の軸振幅ａが最小となるように第２マスの質量Ｍを設定したので、第２マスによる制振効果を最大限に発揮させることができる。

また請求項７の構成によれば、第１マスはフロントファンであり、フロントファンを支持するファンディスクの軸部に第２マスを支持したので、フロントファンのアンバランスに起因する回転軸の振れ回り振動を第２マスにより低減することができる。

また請求項８の構成によれば、第１マスはフロントファンであり、フロントファンと一体に回転するノーズコーンの軸部に第２マスを支持したので、フロントファンのアンバランスに起因する回転軸の振れ回り振動を第２マスにより低減することができる。

ガスタービンエンジンの全体構造を示す図である。 図１の２Ａ部〜２Ｄ部拡大図である。 本実施の形態の制振装置をモデル化した図である。 回転軸の振れ回り角速度Ωが共振角速度Ω₀ よりも小さく、第２マスを持たない場合の作用説明図である。 回転軸の振れ回り角速度Ωが共振角速度Ω₀ よりも小さく、第２マスを持つ場合の作用説明図である。 回転軸の振れ回り角速度Ωが共振角速度Ω₀ よりも大きく、第２マスを持たない場合の作用説明図である。 回転軸の振れ回り角速度Ωが共振角速度Ω₀ よりも大きく、第２マスを持つ場合の作用説明図である。 第２マスによる制振効果を示すグラフである。

以下、図１〜図８に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１に示すように、本発明が適用される航空機用のガスタービンエンジンは、アウターケーシング１１およびインナーケーシング１２を備えており、インナーケーシング１２の内部に前部第１ベアリング１３および後部第１ベアリング１４を介して低圧系シャフト１５の前部および後部がそれぞれ回転自在に支持される。低圧系シャフト１５の軸方向中間部の外周に筒状の高圧系シャフト１６が相対回転自在に嵌合し、高圧系シャフト１６の前部が前部第２ベアリング１７を介してインナーケーシング１２に回転自在に支持されるとともに、高圧系シャフト１６の後部が後部第２ベアリング１８を介して低圧系シャフト１５に相対回転自在に支持される。

低圧系シャフト１５の前端には、翼端がアウターケーシング１１の内面に臨むフロントファン１９が固定されており、フロントファン１９が吸入した空気の一部はアウターケーシング１１およびインナーケーシング１２間に配置されたステータベーン２０を通過した後、その一部がアウターケーシング１１およびインナーケーシング１２間に形成された環状のバイパスダクト２１を通過して後方に噴射され、他の一部がインナーケーシング１２の内部に配置された軸流式の低圧コンプレッサ２２および遠心式の高圧コンプレッサ２３に供給される。

低圧コンプレッサ２２は、インナーケーシング１２の内部に固定されたステータベーン２４と、外周にコンプレッサブレードを備えて低圧系シャフト１５に固定される低圧コンプレッサホイール２５とを備える。高圧コンプレッサ２３は、インナーケーシング１２の内部に固定されたステータベーン２６と、外周にコンプレッサブレードを備えて高圧系シャフト１６に固定される高圧コンプレッサホイール２７とを備える。

高圧コンプレッサホイール２７の外周に接続されたデフューザ２８の後方には逆流燃焼室２９が配置されており、逆流燃焼室２９の内部に燃料噴射ノズル３０から燃料が噴射される。逆流燃焼室２９の内部で燃料および空気が混合して燃焼し、発生した燃焼ガスが高圧タービン３１および低圧タービン３２に供給される。

高圧タービン３１は、インナーケーシング１２の内部に固定されたノズルガイドベーン３３と、外周にタービンブレードを備えて高圧系シャフト１６に固定される高圧タービンホイール３４とを備える。低圧タービン３２は、インナーケーシング１２の内部に固定されたノズルガイドベーン３５と、外周にタービンブレードを備えて低圧系シャフト１５に固定される低圧タービンホイール３６とを備える。

従って、図示せぬスタータモータで高圧系シャフト１６を駆動すると、高圧コンプレッサホイール２７が吸い込んだ空気が逆流燃焼室２９に供給されて燃料と混合して燃焼し、発生した燃焼ガスが高圧タービンホイール３４および低圧タービンホイール３６を駆動する。その結果、低圧系シャフト１５および高圧系シャフト１６が回転してフロントファン１９、低圧コンプレッサホイール２５および高圧コンプレッサホイール２７が空気を圧縮して逆流燃焼室２９に供給することで、スタータモータを停止させてもガスタービンエンジンの運転が継続される。

ガスタービンエンジンの運転中に、フロントファン１９が吸い込んだ空気の一部はバイパスダクト２１を通過して後方に噴射され、特に低速飛行時に主たる推力を発生する。またフロントファン１９が吸い込んだ空気の残部は逆流燃焼室２９に供給されて燃料と混合して燃焼し、低圧系シャフト１５および高圧系シャフト１６を駆動した後に後方に噴射されて推力を発生する。

次に、図２（Ａ）に基づいて本発明の実施の形態に係る制振装置の構造を説明する。

低圧系シャフト１５の前端にファンディスク４１の軸部１５ａがスプライン結合４２されており、ファンディスク４１の外周にフロントファン１９が放射状に取り付けられる。ファンディスク４１の前端には吸入空気を整流するための円錐状のノーズコーン４３が設けられる。低圧系シャフト１５と同軸であって一体に回転するファンディスク４１の軸部１５ａは低圧系シャフト１５の一部を構成するもので、その軸部１５ａの外周に円環状の制振リング４４が回転自在に支持される。制振リング４４はフロントファン１９の径方向内側に位置しており、低圧系シャフト１５に設けられた段部１５ｂとクリップ４５とに挟まれて軸方向に位置決めされる。

以下、低圧系シャフト１５に固定されて一体に回転するフロントファン１９を第１マス１９と呼び、制振リング４４を第２マス４４と呼び、低圧系シャフト１５を回転軸１５と呼び、回転軸１５を支持するインナーケーシング１２の一部を静止体１２と呼ぶ。

図３〜図５は、第２マス４４の効果を説明するために本実施の形態の制振装置をモデル化したものであり、回転軸１５の振れ回り角速度Ωが回転軸１５の共振角速度Ω₀ よりも小さいときの状態を示している。ここで、ｍは第１マス１９の質量であり、Ｍは第２マス４４の質量であり、ｋは撓み変形しながら振れ回りする回転軸１５がインナーケーシング１２の一部である静止体１２に弾性支持されていると見なしたときの支持バネ係数である。

良く知られているように、外力の入力周波数が共振周波数よりも小さいときには、外力の方向と変位の方向とは同位相になる。したがって、回転軸１５の振れ回り角速度Ωが回転軸１５の共振角速度Ω₀ よりも小さいときには、回転軸線Ｌに対する第１マス１９の重心Ｇ１の偏心方向と、回転軸線Ｌに対する回転軸１５の中心Ｏの偏心方向とは同位相になる。

図３において、例えば第１マス１９（フロントファン１９）の複数枚のファンブレードのうちの１枚が折損したような場合、本来は回転軸１５の中心Ｏ上に位置する第１マス１９の重心Ｇ１が、回転軸１５の中心Ｏに対して距離ｅだけ偏心することになり、重心Ｇ１に作用する遠心力で回転軸１５が撓みながら振れ回りして振動が発生する。回転軸１５の振れ回りにより、回転軸１５の中心Ｏは回転軸１５の回転軸線Ｌに対して距離ａだけ変位する。

回転軸１５が振れ回りすると、その外周に隙間ＣＬ（第２マス４４の内周半径と回転軸１５の外周半径との差）を有して回転自在に支持した第２マス４４が、第１マス１９の偏心方向に対して位相が１８０゜ずれた状態で偏心回転する。このとき、回転軸１５の回転軸線Ｌに対する第２マス４４の重心Ｇ２の偏心量はａ−ＣＬとなり、回転軸１５の回転軸線Ｌに対する第１マス１９の重心Ｇ１の偏心量はａ＋ｅとなる。さらに撓んだ回転軸１５を復元させようとして、静止体１２から前部第１ベアリング１３および後部第１ベアリング１４を介して回転軸線Ｌの変位ａに応じたバネ力である軸受反力が回転軸１５に作用する。したがって、第１マス１９の偏心回転により発生する遠心力と軸受反力とを、第２マス４４の偏心回転により発生する慣性力で打ち消すことができれば、回転軸１５の振れ回りを抑制して振動を低減することができる。

図４は第２マス４４を持たない場合に回転軸１５に作用する荷重を示すもので、回転軸線Ｌに対して重心Ｇ１が距離ａ＋ｅだけ偏心した第１マス１９には遠心力であるｍａΩ² ＋ｍｅΩ² が作用し、これとは逆方向に撓んだ回転軸１５を復元させようとするバネ力であるｋａが作用する。

図５は、図４に第２マス４４を加えた場合に回転軸１５に作用する荷重を示すもので、第２マス４４の中心（つまり第２マス４４の重心Ｇ２）は回転軸１５の回転軸線Ｌに対して第１マス１９の重心Ｇ１の偏心方向と逆方向に距離ａ−ＣＬだけ偏心するため、第２マス４４にはＭ（ａ−ＣＬ）Ω² の慣性力が、前記遠心力ｍａΩ² ＋ｍｅΩ² と逆方向に作用し、よって径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² ＋ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
が成立する。この径方向荷重の釣り合い式において、回転軸１５の中心Ｏの振幅幅ａが最小になるように第２マス４４の質量ｍを設定すれば、第１マス１９のアンバランスにより発生する回転軸１５の振れ回りを抑制して制振効果を発揮させることができる。

一方、図６および図７は、回転軸１５の振れ回り角速度Ωが回転軸１５の共振角速度Ω₀ よりも大きいときの状態を示している。良く知られているように、外力の入力周波数が共振周波数よりも大きいときには、外力の方向と変位の方向とは逆位相になる。したがって、回転軸１５の振れ回り角速度Ωが回転軸１５の共振角速度Ω₀ よりも大きい場合には、回転軸線Ｌに対する第１マス１９の重心Ｇ１の偏心方向と、回転軸線Ｌに対する回転軸１５の中心Ｏの偏心方向とは逆位相になる。

図６は第２マス４４を持たない場合に回転軸１５に作用する荷重を示すもので、回転軸線Ｌに対して重心Ｇ１が距離ａ−ｅだけ偏心した第１マス１９に作用する遠心力であるｍａΩ² −ｍｅΩ² と、これとは逆方向に撓んだ回転軸１５を復元させようとするバネ力であるｋａとが作用する。

図７は、図６に第２マス４４を加えた場合の、回転軸１５に作用する径方向の荷重を示すものである。第２マス４４の中心Ｏ（つまり第２マス４４の重心Ｇ２）は回転軸１５の回転軸線Ｌに対して第１マス１９の重心Ｇ１の偏心方向と逆方向に距離ａ−ＣＬ偏心するため、第２マス４４にはＭ（ａ−ＣＬ）Ω² の慣性力が遠心力ｍａΩ² −ｍｅΩ² と逆方向に作用し、よって径方向荷重の釣り合い式
ｍａΩ² −ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
が成立する。この径方向荷重の釣り合い式において、回転軸１５の中心Ｏの振幅幅ａが最小になるように第２マス４４の質量ｍを設定すれば、第１マス１９のアンバランスにより発生する回転軸１５の振れ回りを抑制して制振効果を発揮させることができる。

図８は本実施の形態の制振装置の効果を示すもので、一点鎖線は第２マス４４を持たない場合の振れ回り振動の大きさを示し、実線は第２マス４４を持つ場合の振れ回り振動の大きさを示している。第２マス４４を設けたことにより、共振周波数Ω₀ を跨ぐ広い周波数領域で振れ回り振動が低減していることがわかる。

第２マス４４を設ける位置は上記実施の形態に限定されず、以下に示すように低圧系シャフト１５上の種々の位置に第２マス４４を設けることができる。

図２（Ｂ）に示す実施の形態は、第１マス１９であるフロントファン１９のノーズコーン４３の中心線上に軸部１５ａが設けられており、この軸部１５ａ上に第２マス４４が回転自在に支持されて段部１５ｂおよびクリップ４５で軸方向に位置決めされる。

図２（Ｃ）に示す実施の形態は、静止体１２の本体部１２ａに脆弱なフューズ部１２ｂを介して分離部１２ｃが形成されており、分離部１２ｃに前部第１ベアリング１３で回転軸１５が支持されている。分離部１２ｃに隣接する本体部１２ａに断面コ字状に形成された円環状の保持部材４６が固定されており、回転軸１５の外周に支持された第２マス４４が保持部材４６に嵌合して低摩擦状態で保持される。

回転軸１５が振れ回りしないとき、あるいは振れ回りの振幅幅が小さいとき、回転軸１５の外周面は第２マス４４の内周面に当接せず、第２マス４４は保持部材４６に摩擦力で保持されている。回転軸１５が振れ回りして振幅幅が所定値以上になると、静止体１２のフューズ部１２ｂが振動により破断して本体部１２ａから分離部１２ｃを分離させることで、静止体１２の本体部１２ａから回転軸１５を切り離してガスタービンエンジンの他の部分への振動の伝達を抑制する。

そして回転軸１５の振れ回りの振幅幅の増加により、回転軸１５の外周面が第２マス４４の内周面に当接し、第２マス４４は回転軸１５から受ける荷重で保持部材４６との間に作用する摩擦力に打ち勝って回転を開始し、回転軸１５の振れ回り振動を抑制する制振力を発生する。

図２（Ｄ）に示す実施の形態は、静止体１２の分離部１２ｃに軸方向に固定した複数本のピン４７の先端に設けた小径の破断部４７ａを、回転軸１５の外周に支持した第２マス４４に接続したものである。回転軸１５が振れ回りしないとき、あるいは振れ回りの振幅幅が小さいとき、回転軸１５の外周面は第２マス４４の内周面に当接せず、第２マス４４はピン４７で静止体１２に保持されている。回転軸１５が振れ回りして振幅幅が所定値以上になると、回転軸１５の外周面が第２マス４４の内周面に当接し、フューズ部１２ｂが振動により破断して本体部１２ａから分離部１２ｃが分離する。その結果、回転軸１５からの荷重でピン４７の破断部４７ａが破断することで、第２マス４４は回転を開始して振れ回り振動を抑制する制振力を発生する。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の第２マス４４を設ける場所は実施の形態に限定されず、ガスタービンエンジンの任意の回転軸の任意の場所に設けることができる。

１２ 静止体
１２ｂ フューズ部
１３ 前部第１ベアリング（軸受）
１４ 後部第１ベアリング（軸受）
１５ 回転軸
１５ａ 軸部
１５ｂ 段部（ガイド部）
１９ 第１マス
４１ ファンディスク
４３ ノーズコーン
４４ 第２マス
４５ クリップ（ガイド部）
４７ａ 破断部

Claims (8)

1. 第１マス（１９）を含む回転軸（１５）と、前記回転軸（１５）を回転自在に支持する複数の軸受（１３，１４）と、前記軸受（１３，１４）を支持する静止体（１２）とを備えるガスタービンエンジンの振動低減装置であって、
   前記第１マス（１９）のアンバランスにより振れ回り振動が生じる前記回転軸（１５）上の位置に、その内径が前記回転軸（１５）の外径よりも大きい環状の第２マス（４４）を接触状態で回転自在に支持したことを特徴とするガスタービンエンジンの振動低減装置。
2. 前記回転軸（１５）の振れ回り振動が所定値未満のときに前記第２マス（４４）は前記回転軸（１５）に対して被接触の状態で前記静止体（１２）に支持されており、前記回転軸（１５）の振れ回り振動が所定値以上になると前記第２マス（４４）は前記回転軸（１５）に接触して回転することを特徴とする、請求項１に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
3. 前記第２マス（４４）は前記回転軸（１５）の振れ回り振動が所定値以上になったときに破断する破断部（４７ａ）を介して前記静止体（１２）に支持されていることを特徴とする、請求項２に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
4. 前記軸受（１３，１４）の少なくとも一つは前記静止体（１２）に破断可能なフューズ部（１２ｂ）を介して支持されており、前記第２マス（４４）は前記少なくとも一つの軸受（１３）の近傍で前記静止体（３３）に低摩擦状態で支持されていることを特徴とする、請求項２に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
5. 前記第２マス（４４）の軸方向移動を規制するガイド部（１５ｂ，４５）を前記回転軸（１５）上に設けたことを特徴とする、請求項１〜請求項４の何れか１項に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
6. 前記第１マス（１９）の質量をｍとし、前記第２マス（４４）の質量をＭとし、前記回転軸（１５）の軸振幅をａとし、前記回転軸（１５）の外径および前記第２マス（４４）の内径の差をＣＬとし、前記第１マス（１９）の支持バネ係数をｋとし、前記回転軸（１５）の振れ回り角速度をΩとし、前記回転軸（１５）の中心から前記第１マス（１９）の重心までの距離をｅとしたとき、
   前記回転軸（１５）の振れ回り角速度Ωが前記回転軸（１５）の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも小さい場合には、径方向荷重の釣り合い式
   ｍａΩ² ＋ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
   において、前記回転軸（１５）の軸振幅ａが最小となるように前記第２マス（４４）の質量Ｍを設定し、
   前記回転軸（１５）の振れ回り角速度Ωが前記回転軸（１５）の振れ回り共振回転数Ω₀ よりも大きい場合には、径方向荷重の釣り合い式
   ｍａΩ² −ｍｅΩ² −ｋａ＝Ｍ（ａ−ＣＬ）Ω²
   において、前記回転軸（１５）の軸振幅ａが最小となるように前記第２マス（４４）の質量Ｍを設定したことを特徴とする、請求項１〜請求項５の何れか１項に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
7. 前記第１マス（１９）はフロントファン（１９）であり、前記フロントファン（１９）を支持するファンディスク（４１）の軸部（１５ａ）に前記第２マス（４４）を支持したことを特徴とする、請求項１〜請求項６の何れか１項に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。
8. 前記第１マス（１９）はフロントファン（１９）であり、前記フロントファン（１９）と一体に回転するノーズコーン（４３）の軸部（１５ａ）に前記第２マス（４４）を支持したことを特徴とする、請求項１〜請求項６の何れか１項に記載のガスタービンエンジンの振動低減装置。

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