JP2022546069A - 船舶用プロペラ - Google Patents

Abstract

本発明は主に、船舶用プロペラの分野及びその騒音に関する。一実施形態では、プロペラが、中心軸を有するハブと、ハブに取り付けられた近位端と、ハブから半径方向外向きに延在する遠位端までのブレード長を有する１つ以上のブレードとを備え、プロペラは３６０ｍｍ～４００ｍｍの間の直径を有し、プロペラの直径、ピッチ角、スキュー角とブレード枚数の組合せが、必要な推力を提供し、低騒音を生成する。【選択図】 図１

Description

本発明は主に、船舶用プロペラ（propeller（又はスクリュー））の分野及びその騒音に関する。

プロペラは、回転運動を推力に変換することによって、動力を伝達する一種のファンであることは当該技術分野で周知である。翼型ブレードの前後面に圧力差が生じ、ブレード後方に流体（空気や水など）が加速される。ほとんどの船舶用プロペラは、水平（又はほぼ水平）軸又はプロペラ軸の周りを回転する固定螺旋状ブレードを持つスクリュープロペラである。

プロペラ騒音（noise：ノイズ）は、広帯域スペクトルに重畳した離散周波数（音調周波数）から成る。プロペラ騒音は、プロペラと流体との複雑な相互作用による。プロペラ騒音は、様々な研究者によって研究されてきたが、その予測アプローチは、複雑な解析公式から経験的推定まで様々である。計算手法が与えられた幾何学的形状で騒音を予測するとしても、ブレード枚数やブレードピッチなどの設計パラメータのあらゆる変動に対して、モデル化と解法の全過程を繰り返す必要がある。ステルス技術を強化するためには、プロペラからの水中放射騒音は決定的に重要であり、プロペラ騒音の低減は不可欠である。

従って、上記の欠点を解決するために、プロペラ及びプロペラ騒音予測アプローチが当該技術分野において必要とされている。

本発明の主な目的は、騒音レベルを低減するために、プロペラの設計パラメータ（特に、プロペラのピッチ角とブレード枚数）を最適化することである。

本発明の別の目的は、影響を及ぼすパラメータのいくつかの可能な組み合わせに対するプロペラ騒音の予測のためのファジー理論モデルを開発することである。

本発明の一態様は、上述の問題及び／又は欠点に対処し、少なくとも以下に記載される利点を提供する。

従って、本発明の一態様は中心軸を有するハブと、ハブに取り付けられた近位端及びハブから半径方向外向きに延びる遠位端までのブレード長を有する１つ以上の数のブレードとを備えるプロペラに関し、プロペラは３６０ｍｍ～４００ｍｍの間の直径を有し、プロペラの直径、ピッチ角、スキュー角とブレード枚数の組合せが、必要な推力を提供し、低騒音を生成する。本発明の他の態様、利点、及び顕著な特徴は、添付の図面と併せて、本発明の例示的な実施形態を開示する以下の詳細な説明から、当業者に明らかになるであろう。

本発明の特定の例示的な実施形態の上記及び他の態様、特徴、及び利点は、添付の図面と併せて解釈される以下の説明からより明らかになるであろう。
本発明の一実施形態によるプロペラのソリッドモデルを示す。 本発明の一実施形態によるプロペラの切断断面図を示す。 本発明の一実施形態によるプロペラの半径、厚さ、スキュー角、及びピッチ角を示す。 本発明の一実施形態による、キャビテーショントンネル内で試験中のプロペラを示す。 本発明の一実施形態による低騒音プロペラ（６枚ブレード、＋５度ピッチ角）のソリッドモデルを示す。 本発明の一実施形態による田口法における平均の主要な効果プロットを示す。 本発明の一実施形態による応答曲面方法論のための応答最適化グラフを示す。 本発明の一実施形態による、直径３６５ｍｍの６枚ブレードのプロペラ（最適化されたプロペラ）のソリッドモデルを示す。 本発明の一実施形態による、ファジー理論システムにおける補間データを示す。 本発明の一実施形態による、ファジー理論システムにおける外挿データを示す。

当業者であれば、図中の要素は単純化及び明確化のために示されており、縮尺通りに描かれていない場合があることを理解するであろう。例えば、図中のいくつかの要素の寸法は、本開示の様々な例示的な実施形態の理解を改善するのを助けるために、他の要素に対して誇張され得る。

図面全体を通して、同じ又は類似の要素、特徴、及び構造を示すために同じ参照番号が使用されることに留意されたい。

添付のプロット／図面を参照した以下の説明は、特許請求の範囲及びその均等物によって定義される本発明の例示的な実施形態の包括的な理解を助けるために提供される。それは、その理解を助けるために様々な特定の詳細を含むが、これらは単に例示的なものとみなされるべきである。従って、当業者は、本明細書に記載された実施形態の様々な変更及び修正が、本発明の範囲及び精神から逸脱することなくなされ得ることを認識するであろう。また、公知の機能及び構成の説明は、明確化及び簡潔化のために省略されている。

以下の説明及び特許請求の範囲で使用される表現及び用語は、書誌的な意味に限定されず、本発明の明確かつ一貫した理解を可能にするために本発明者によって単に使用される。従って、本発明の例示的な実施形態の以下の説明は、例示目的のみのために提供され、添付の特許請求の範囲及びそれらの均等物によって定義されるような本発明を限定する目的のためではないことが、当業者には明らかであるはずである。

単数形「１つの（a）」、「１つの（an）」、及び「前記（the）」は文脈が明らかにそわないと指示しない限り、複数の指示対象を含むことを理解されたい。従って、例えば、「構成要素表面」への言及は、そのような表面のうちの１つ又は複数への言及を含む。

「実質的に（substantially）」という用語は、列挙された特性、パラメータ、又は値が正確に達成される必要はないが、例えば、公差、測定誤差、測定精度制限、及び当業者に知られている他の要因を含む偏差又は変動が、特性が提供することが意図された効果を排除しない量で生じ得ることを意味する。

以下で検討する図、及び本特許明細書において本開示の原理を説明するために使用される様々な実施形態は、例示のためだけのものであり、本開示の範囲を限定するものと解釈されるべきではない。当業者は、本開示の原理が任意の適切に構成されたシステムにおいて実施され得ることを理解するであろう。様々な実施形態を説明するために使用される用語は、例示的なものである。これらは単に説明の理解を助けるために提供されるものであり、それらの使用及び定義は決して本発明の範囲を限定するものではないことを理解されたい。第１、第２などの用語は、同じ専門用語を有する対象を区別するために使用され、特に明記しない限り、決して時系列順を表すことを意図しない。セット（set）は、少なくとも１つの要素を含む空でないセット（集合）として定義される。

本発明は、プロペラ騒音、その定量化及び最小化に焦点を当てている。一般に、プロペラ騒音は、ブレード枚数、ピッチ角、スキュー角、ブレードの厚さ、ブレード面積及びプロペラの直径のようなパラメータに依存する。本発明は、騒音レベルを低減するために、プロペラの特定の設計パラメータ（特に、プロペラのピッチ角及びブレード枚数）を最適化する。プロペラは前進運動に必要な推力を発生するが、流体構造相互作用により騒音も発生する。

一般に、騒音レベルは、流速の増加とともに、プロペラの回転数の増加とともに増加する。騒音レベルは、流体力学の基礎方程式を用いるか、計算流体力学（ＣＦＤ）を用いて計算により推定／予測される。この推定は実験的に測定できる。しかしながら、全ての可能な構成について実験を行うことは、費用がかかり、時間がかかる。

推進機械の動力は、プロペラシャフトを介してプロペラに伝達され、プロペラシャフトは次に、プロペラのボス（boss）に嵌合される。その後、プロペラ上でトルクが発達し、それがプロペラをその軸を中心に回転させるため、乗り物を前進方向に移動させる推力が発生する。ブレードの入口と出口の圧力差のため、ブレードとプロペラを取り囲む流体との間で運動量が交換される。従って、プロペラで利用可能な機械的エネルギーは、流体の静的エネルギー及び運動エネルギーに変換される。

一般に、プロペラ騒音は、ブレード枚数、ピッチ角、スキュー角、ブレードの厚さ、ブレード面積、プロペラの直径などのパラメータに依存する。プロペラのパラメータの大部分は、騒音レベルに影響する。

図１は、本発明の一実施形態によるプロペラのソリッドモデルを示す。

図は、プロペラのソリッドモデルを示す。一実施形態では、本発明が、中心軸を有するハブと、ハブに取り付けられた近位端及びハブから半径方向外向きに延びる遠位端までのブレード長を有する１つ以上のブレードとを備えるプロペラに関し、プロペラは３６０ｍｍ～４００ｍｍの間の直径を有し、プロペラの直径、ピッチ角、スキュー角とブレード枚数の組合せが、必要な推力を提供し、低騒音を生成する。

図２は、プロペラの切断部を示し、図３は、プロペラの幾何学的パラメータ半径、厚さ、スキュー及びピッチ角を示す。

＜プロペラ騒音に影響を及ぼす主要パラメータ＞
一方向又は他の方向でプロペラ騒音に影響するパラメータは、いくつかある。プロペラ騒音に影響を及ぼす２つの主要なパラメータの簡単な説明を次のセクションに示す。

＜ブレード枚数＞
一般的に、プロペラには複数のブレードが含まれている。プロペラは主に、それに作用する非定常敵な力のレベルに依存する。プロペラの最適開水効率は、ある限界までのブレード枚数の増加と共に増加する。そのため、本質的に最適なブレード枚数を最終決定することが求められている。抵抗が低いため、より少ない数のブレードが選択されるが、効果的な推力を得るために必要なブレード面積を得るためにはより大きい直径が推奨される。一般的に５枚以上の、より多くのブレードが、より小さな直径のブレード面積のために有用である。さらに、間隔が近いブレードは間隔が開いたブレードよりも多くの乱流を作り出し、お互いの水流を自動的に打ち消す。一般的に、より高いブレードは、プッシュを作る圧力の変化／それによる振動を減らすためにも使用される。振動が大きいと、騒音レベルが高くなる。本発明では、４～７枚のブレードがプロペラのハブに取り付けられている。一実施形態によると、プロペラのブレードの枚数は約６枚である。プロペラのブレードは、約３５０ｍｍ～４００ｍｍの範囲の直径及び約１３０ｍｍ～１４５ｍｍの長さを有する。ある実施形態において、プロペラブレードの直径及び長さは、約３８９ｍｍ(直径）及び約１３７．５ｍｍの長さである。プロペラのブレードの厚さは約８．６９～０．３３ｍｍの範囲であり、プロペラのブレード面積比は約０．７０～０．９０の範囲であり、１つの実施形態において、プロペラのブレード面積比は約０．７８の範囲である。

前記プロペラのハブは、プロペラシャフトに連結されており、前記プロペラシャフトは前記プロペラのハブに推力を伝達し、トルクが発生し、該トルクは、前記プロペラをその軸を中心に回転させ、従って、前記推力が発生されて、前記乗り物を前方方向に移動させる。

＜ピッチ角＞
プロペラの騒音発生は、プロペラのピッチ角にも依存する。ピッチ角は大きい又は小さいのいずれでもないが、より高い騒音レベルを避けるためにはそれぞれの回転数（ｒｐｍ）に最適である必要がある。低騒音のために設計された可変ピッチ角を持つ異なる種類のプロペラがある。制御可能ピッチ角プロペラ（ＣＰＰ）又は可変ピッチ角プロペラは、プロペラのピッチ角が流速要件に従って変化する一種のプロペラである。

本発明では、ピッチ角とブレード枚数の変動、プロペラ騒音変動について検討する。また、プロペラ性能についてのさらなる研究を行い、解析した。また、利用可能なデータを利用して入力パラメータを（間に）内挿し、（外側に）外挿することにより、プロペラ騒音の予測のためのファジー理論モデルを開発することを扱った。プロペラのピッチ角は＋４６０度～＋２９０度で、具体的な場合は＋５０度、＋１００度、－５０度、－１００度で、プロペラのブレード枚数は５枚～７枚の範囲で、具体的な場合は６枚のブレードである。

別の実施形態では、本発明はプロペラ騒音を予測する方法に関する。本方法は、ＣＦＤ解析によって、プロペラの少なくとも１つの構成の非キャビテーションのプロペラ誘導騒音を予測することと、キャビテーショントンネルを使用してプロペラの少なくとも１つの構成のプロペラ騒音を測定することと、プロペラの少なくとも１つの構成の田口技術及びＲＳＭ技術を使用して、プロペラ設計パラメータ（ブレード枚数、ピッチ角）の影響をレビューすることとを含む。この方法のステップは、プロペラの異なる構成（プロペラのパラメータを変化させる）に対して繰り返される。

ＣＦＤと音響解析を用いてプロペラの騒音予測を行った。同じプロペラに対して、キャビテーショントンネルで騒音測定を行い、実験的に測定した騒音を検証した。同じ予測法を用いることにより、ピッチ角（既存のプロペラの５度の変動で－１０度～＋１０度）とブレード枚数（５枚、６枚、７枚）を変えて騒音推定を行った。実験から、６枚ブレード、＋５度ピッチ角のプロペラが、要求されるより高い推力とトルクを持ち、研究された構成の中で最も低い騒音を与えることが明らかになった。

＜プロペラ騒音の予測＞
本発明では、非キャビテーション水中プロペラ騒音を、計算流体力学モデル（ＣＦＤ：Computational Fluid Dynamic models）を用いて解析的に推定する。船舶用プロペラに対してソリッドモデルを生成し、圧力出力を見出すためにラージエディ（大渦）シミュレーション（Large Eddy Simulation）を用いたＣＦＤ解析を行った。推力とトルクは、ＣＦＤ解析でも分かる。ＣＦＤ解析からの出力を用いて、音圧レベルを見つけるためのＦＷ―Ｈ方程式を用いて音響解析を行った。本発明の目的は、６枚のブレードからなるプロペラについて解析を行うことによって達成される。

＜プロペラ騒音の実験的測定＞
本発明では、キャビテーショントンネル内の音響測定システムを用いて、実験によりプロペラ騒音を測定する。６枚ブレードプロペラで実験を行い、予測に用いたプロペラ構成の同じ速度と流速に対して、プロペラの非キャビテーション騒音を評価した。図４は、本発明の一実施形態による、キャビテーショントンネル内で試験中のプロペラを示す図である。予測結果を実験結果で検証し、プロペラ騒音低減に関する更なる研究を実施する方法の道を開いた。

＜プロペラ騒音の低減＞
プロペラ騒音は、様々なアプローチによって低減することができ、幾何学的修正がその一つである。本発明では、プロペラ形状の変更がプロペラブレードのピッチ角及び枚数を変更することによって行われる。ＣＦＤと音響解析を用いて、プロペラ騒音に及ぼすピッチ角の変化とブレード枚数の変化の影響を解析した。図５は、本発明の１つの実施形態に従って研究された全てのバリエーションのうち、低騒音プロペラのソリッドモデル（６枚のブレード、直径３８９ｍｍの＋５度ピッチ角）を示す。

田口実験計画を用いて、プロペラのピッチ角とブレード枚数を入力パラメータとし、プロペラ騒音を出力パラメータとした。最適化された影響力のあるパラメータ組合せは、最適化されたプロペラ騒音に対して得られる。この得られた最適化された影響力のあるパラメータ組合せは、予測された最適化されたプロペラ騒音のパラメータと良く一致する。図６は、本発明の一実施形態による田口法における主要な効果プロットを示す。

応答曲面法（ＲＳＭ）では、最適化されたプロペラ騒音がブレード枚数やピッチ角のような最適化された入力パラメータの解析の後に得られる。図７は、本発明の一実施形態による応答曲面方法論のための応答最適化グラフを示す。

しかしながら、構成された乗り物のためのプロペラの主な機能は、必要な推力及びトルクを生成することであるため、低騒音プロペラは同様に検証される。解析の結果、低騒音プロペラの推力とトルクは必要以上に高いことが分かったので、必要な推力とトルクを維持するためにプロペラの直径を計算した。このプロペラについては、ＣＦＤと音響解析を用いて再度騒音を計算する。図８は、本発明の一実施形態による、最適化されたプロペラのソリッドモデル（６枚のブレード、縮小した直径３６５ｍｍの＋５度ピッチ角）を示す。従って、本発明では、より少ない騒音と必要な推力を有するプロペラの最適設計が達成される。

＜ファジー理論モデルの開発＞
船舶プロペラ騒音を予測する方法論は、面倒で時間がかかる。本発明では、設計パラメータを変えて騒音予測時間を減らすために、ファジー理論モデルに基づく方法論を提示した。

ファジー理論システムを用いることにより、入力パラメータを（間に）補間し及び（外側に）外挿するためのプロペラ騒音を、利用可能なデータと共に見いだした。ファジー理論を用いてプロペラ騒音を予測する方法論を確立し、開発した。図９は、入力パラメータの指定された範囲内の任意のピッチ角及び任意の数のブレードに対する内挿されたプロペラ騒音を示す。図１０は、入力パラメータの指定された範囲を超える任意のピッチ角及び任意の数のブレードに対する外挿されたプロペラ騒音を示す。

本発明は、非キャビテーションプロペラ騒音の低減を目的とする。本発明は、異なる段階で実施された。第一段階では、非キャビテーションプロペラ誘起騒音の予測を研究した。この方法論では、ラージエディ（大渦）シミュレーション法がＣＦＤ解析で用いられ、ＦＷＨ法が音響解析で用いられてきた。第二段階では、キャビテーショントンネルでプロペラ騒音レベルを実験的に測定した。理論モデルを実験結果で検証した。実験及び理論モデルを通して得られた騒音レベルは、良好な一致を示している。これにより、騒音予測のための理論モデルの確立を検証した。

第三段階では、プロペラ設計パラメータ、すなわちピッチ角とブレード枚数の影響が研究されてきた。この目的のために、１５の異なる形状のプロペラについて予測を行った。本発明において、６枚のブレードと＋５度のピッチ角を有するプロペラは、最も低い騒音レベルを生成することが分かっている。同じことが、田口及びＲＳＭ技術を使用する実験の設計を使用して検証された。６枚ブレード、＋５度ピッチ角の本プロペラは、推力及びトルクについてさらに解析された。推力とトルクを当初指定されたレベルにチューニングするために、プロペラの直径を小さくすることによって構成が修正された。理論的予測は改訂されたプロペラ設計に対して実施され、騒音レベルのさらなる低減をもたらした。研究したプロペラ形状の入手可能なデータにより、プロペラ騒音の補間と外挿をファジー理論を用いて行った。低騒音の要求を満たすために、設計パラメータを微調整することにより船舶用プロペラの騒音レベルを低減する実行可能なアプローチが提案された。

図面は、単に描写的なものであり、一定の縮尺で描かれていない。その特定の部分は誇張されているが、他の部分は最小化される場合もある。図面は、当業者によって理解され、適切に実行され得る本発明の様々な実施形態を示す。

本発明の実施形態の前述の詳細な説明では、開示を効率的に行う目的で、様々な特徴が単一の実施形態にまとめられている。開示のこの装置又はユニット又は構成は、本発明の特許請求される実施形態が各特許請求の範囲に明示的に列挙されるよりも多くの特徴を必要とするという意図を反映するものとして解釈されるべきではない。むしろ、請求項に示すように、新規の主題は、単一の開示された実施形態の全ての特徴より少ない。従って、以下の特許請求の範囲は本発明の実施形態の詳細な説明に組み込まれ、各特許請求の範囲はそれ自体が別個の実施形態として存在する。

上記の説明は例示を意図したものであり、限定を意図したものではないことを理解されたい。添付の特許請求の範囲に定義される本発明の精神及び範囲内に含まれ得る全ての代替物、修正物、及び均等物を包含することが意図される。多くの他の実施形態は、上記の説明により当業者には明白となるであろう。従って、本発明の範囲は添付の特許請求の範囲によって権利が与えられる均等物の完全なる範囲とともに、該特許請求の範囲を参照して決定されなければならない。添付の特許請求の範囲では、用語「含む（including）」及び「ここで（in which）」がそれぞれ、用語「含む（comprising）」及び「ここで（wherein）」の平易な英語の均等物として使用される。

Claims (9)

1. 中心軸を有するハブと、
   近位端が前記ハブに取り付けられ、遠位端が前記ハブから半径方向外向きに延在するブレード長さを有する１つ以上のブレードと、
   を含む、プロペラであって、
   前記プロペラは、３６０ｍｍ～４００ｍｍの間の直径を有し、
   前記プロペラの直径、ピッチ角、スキュー角及びブレード枚数の組み合わせは、必要な推力を提供し、低騒音を発生する、プロペラ。
2. 前記プロペラの直径が、約３８９ｍｍである、請求項１に記載のプロペラ。
3. 前記プロペラは、約＋４６０度～＋２９０度のピッチ角の間のピッチ角を有する、請求項１に記載のプロペラ。
4. 前記プロペラのブレード枚数が約６個であり、前記プロペラのブレードが約３８９ｍｍの直径及び約１３７．５ｍｍの長さを有する、請求項１に記載のプロペラ。
5. 前記プロペラのブレードの厚さは、約８．６９ｍｍ～０．３３ｍｍの範囲であり、前記プロペラのブレード面積比は、約０．７８の範囲である、請求項１に記載のプロペラ。
6. ４枚から７枚のブレードが、前記プロペラの前記ハブに取り付けられている、請求項１に記載のプロペラ。
7. 前記プロペラの前記ハブは、プロペラシャフトに連結されており、
   前記プロペラシャフトは前記プロペラの前記ハブに推力を伝達し、トルクを発生し、前記プロペラは、その軸を中心に回転するため、乗り物を前方方向に移動させる推力が発生する、請求項１に記載のプロペラ。
8. ファジー理論システムを用いてプロペラ騒音を予測する方法であって、前記方法は、
   ＣＦＤ解析によるプロペラの少なくとも一つの形状の非キャビテーションプロペラ誘起騒音の予測するステップと、
   キャビテーショントンネルを用いた前記プロペラの少なくとも一つの形状のプロペラ騒音を測定するステップと、
   前記プロペラの少なくとも１つの形状の田口技術及びＲＳＭ技術を用いたプロペラ設計パラメータ（ブレード枚数、ピッチ角）の影響を再検討するステップと、
   を含む方法。
9. 前記方法のステップは、前記プロペラの異なる構成（プロペラのパラメータを変化させる）について繰り返される、請求項１に記載の方法。

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