JP2572475B2 - 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

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。

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。

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補
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
軸線が主シャ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7,000r
pmまで回転させる。このような運動が補助および主シャ
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、主シャフト
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46,0
00rpmに達する主シャ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。

或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
「38/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段の
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。

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。

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。

この発明のさらに他の目的は、ロータのかさ歯車から
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。

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。

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
表面およびか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着される
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、そしてダンパおよび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（HCF）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。

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。

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入口15から後
方へ中間の圧縮機部分16まで延在する。入口付近で、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。

図示のロータアセンブリ12は、主シャフト19を有し、
主シャフト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。
主シャフト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ーのロータへの
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。

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ャフト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／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が主シャフト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（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
示してある）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、省略してある。

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7,000rpm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０〜約46,000rpm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。そこでブレードを共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7,000rpm）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38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16E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、エンジンの他の現在
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てある。

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2
9、ナット30、補助シャフト26およびピニオン歯車25を
含むものとして示してある。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図から省略してある。

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、その下端部分にピニオン歯車25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。ピニオン
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。

主シャフト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3
5、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０〜約46,000rpm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38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21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てあ
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。

ナット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。ナット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。ナット30はシャフト19のお
ねじ33にねじ係合され、ナットの右端面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とナット30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74を有する。ダ
ンパ左端面71の内端部はナット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はナットの表面68からわずかに離れて、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鈎合を
防止する。最小直径方向クリアランスを約1/2ミル（0.0
005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。１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
距離約110゜を占め、中断ウェブが円弧距離約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をナット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、またナット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、ナット30をロータ上でねじ込み、ナットの端面をか
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ットの当接表面66−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ットの当接表面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ポ
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。

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。

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46,000rpm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。

このような起振状態で、かさ歯車24、シャフト19およ
びナット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19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。

好適な実施例では、慣性極モーメントが3.9×10^-4in
・1b・sec²で、軸線方向予荷重力が約101b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。

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75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
軸線方向に距離10ミル（すなわち0.010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。

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、ナッ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（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。

【図面の簡単な説明】

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、改良ダンパをナッ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:ナット、 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、 48,49:かさ歯車，補助かさ歯車の歯、 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:ナット30の表面部分、 69,70:ナット30の内側表面部分、 71,72,73,74:ダンパ29の表面部分、 75,78:スロット。

Claims (20)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】ステータ内に回転するように装着されてい
   るロータアセンブリを有しているガスタービンエンジン
   であって、前記ロータアセンブリの第１の部分が、振動
   源からの特定の振動数の振動が前記ロータアセンブリの
   第２の部分に印加されることにより起振可能であり、 第１の表面と、第２の表面とを有しており、所定の力を
   前記第１及び第２の表面により前記ロータアセンブリの
   第２の部分に加えるために前記第１の表面と前記第２の
   表面との間で軸線方向に圧縮されるよう前記ロータアセ
   ンブリに装着されている慣性ダンパであって、該ダンパ
   の慣性極モーメントと、前記所定の力の大きさとは、前
   記ロータアセンブリの第２の部分から前記ロータアセン
   ブリの第１の部分に前記振動数で伝達されるねじり振動
   を前記第１及び第２の表面における摩擦により効果的に
   減衰させるように協働して選択されている、慣性ダンパ
   を備えたガスタービンエンジン。
2. 【請求項２】前記ロータアセンブリは、円周方向に間隔
   をあけて設けられているブレードの列を複数列有してお
   り、前記ロータアセンブリの第１の部分は、前記ブレー
   ドの列のうちの１つの列である請求項１に記載のガスタ
   ービンエンジン。
3. 【請求項３】前記ロータアセンブリは、少なくとも５つ
   の前記ブレードの列を有しており、各列の前記ブレード
   の寸法は、第１の前記列から遠去かる方向に次第に減少
   しており、前記ロータアセンブリの第１の部分は、第５
   の前記ブレードの列である請求項２に記載のガスタービ
   ンエンジン。
4. 【請求項４】前記ロータアセンブリの第２の部分は、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. 【請求項５】前記エンジンは、前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している補
   助シャフトを有しており、前記かさ歯車は、前記補助シ
   ャフトに回転伝達関係で連結されている請求項４に記載
   のガスタービンエンジン。
6. 【請求項６】前記かさ歯車は、当接表面を有しており、
   前記ダンパの第１の表面は、前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に設けられてい
   る請求項４に記載のガスタービンエンジン。
7. 【請求項７】前記ロータアセンブリにねじ係合で装着さ
   れているナットを更に含んでおり、該ナットは、前記か
   さ歯車の当接表面と向かい合うように設けられている当
   接表面を有しており、前記ダンパの第２の表面は、前記
   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
   ように設けられている請求項６に記載のガスタービンエ
   ンジン。
8. 【請求項８】前記ダンパは、前記ナットの当接表面と前
   記かさ歯車の当接表面との間に圧縮状態で保持されてい
   る円筒形の管である請求項７に記載のガスタービンエン
   ジン。
9. 【請求項９】前記管は、軸線方向に可撓性であって、非
   変形の軸線方向長さを有しており、前記ナットは、前記
   かさ歯車の当接表面と前記ナットの当接表面とを互いに
   所定の距離だけ離間させると共に前記ダンパが前記ナッ
   トの当接表面と前記かさ歯車の当接表面とに前記所定の
   力を加えるように、前記かさ歯車の一部に係合するよう
   設けられている端面を有している請求項８に記載のガス
   タービンエンジン。
10. 【請求項１０】前記管は、円周方向に間隔をあけて設け
    られているスロットの列を軸線方向に間隔をあけて少な
    くとも２列有している請求項９に記載のガスタービンエ
    ンジン。
11. 【請求項１１】各列の前記スロットは、隣りの各列の前
    記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. 【請求項１２】ガスタービンエンジンのロータアセンブ
    リに装着されており、振動源からの特定の振動数の振動
    が前記ロータアセンブリの第２の部分に印加される結果
    生じる前記ロータアセンブリの第１の部分の起振を減衰
    させる慣性ダンパであって、前記ロータアセンブリは、
    前記ロータアセンブリの第２の部分に設けられている第
    １の当接表面を有していると共に、該第１の当接表面に
    対して向かい合って間隔をあけた関係で設けられている
    第２の当接表面を有しており、 軸線方向に可撓性であるような形状を成していると共
    に、前記第１の当接表面と前記第２の当接表面との間で
    軸線方向に圧縮されるように構成されている円筒形の管
    であって、該管は、該管の慣性極モーメントと、該管に
    より前記当接表面の各々に加えられるように作用する力
    とが、前記ロータアセンブリの第２の部分に印加される
    前記振動源からの前記振動数の振動により生じる前記ロ
    ータアセンブリの第１の部分の振動を摩擦により効果的
    に減衰させるような形状及び寸法を有している、円筒形
    の管を備えた慣性ダンパ。
13. 【請求項１３】前記管は、円周方向に間隔をあけて設け
    られているスロットの列を複数列有している請求項12に
    記載の慣性ダンパ。
14. 【請求項１４】前記管は、前記スロットの列のうちの２
    つの列を有している請求項13に記載の慣性ダンパ。
15. 【請求項１５】前記列のうちの一方の列は、前記管の軸
    線方向中点の一方の側に位置しており、前記列のうちの
    他方の列は、前記軸線方向中点の他方の側に位置してい
    る請求項14に記載の慣性ダンパ。
16. 【請求項１６】前記列のうちの一方の列のスロットの間
    の中断部は、前記列のうちの他方の列のスロットの間の
    中断部に関して円周方向にずれている請求項14に記載の
    慣性ダンパ。
17. 【請求項１７】かさ歯車と、円周方向に間隔をあけて設
    けられているブレードの複数列とを含んでいるシャフト
    であって、前記かさ歯車は、第１の当接表面を有してお
    り、前記列のうちの１つの列のブレードは、振動源から
    の特定の振動数の振動が前記かさ歯車に印加されること
    により起振可能である、シャフトと、 該シャフトに装着されており、前記第１の当接表面に対
    して間隔をあけた関係で設けられている第２の当接表面
    を有しているナットと、 前記第１の当接表面と摩擦係合するように設けられてい
    る第１の端面を有していると共に、前記第２の当接表面
    と摩擦係合するように設けられている第２の端面を有し
    ている慣性ダンパであって、該ダンパは、軸線方向ばね
    率を有していると共に、該ダンパが前記当接表面の各々
    に所定の力を加えるように前記当接表面の間で圧縮状態
    に変形されており、該ダンパは、該ダンパの慣性極モー
    メントと、前記端面と前記当接表面との間の摩擦係数
    と、前記所定の力の大きさとが、前記振動源から前記か
    さ歯車を介して前記特定の振動数で前記かさ歯車に伝達
    される振動を効果的に減衰させるように形状及び寸法を
    有している、慣性ダンパとを備えたガスタービンエンジ
    ンのロータアセンブリ。
18. 【請求項１８】前記ダンパは、前記ロータアセンブリの
    隣接部分から離れて設けられている内向き円筒状表面を
    有している円筒形の管である請求項17に記載のガスター
    ビンエンジンのロータアセンブリ。
19. 【請求項１９】前記管は、円周方向に間隔をあけて設け
    られているスロットの列を軸線方向に間隔をあけて少な
    くとも２列有している請求項18に記載のガスタービンエ
    ンジンのロータアセンブリ。
20. 【請求項２０】各列の前記スロットは、隣りの列の前記
    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
    のガスタービンエンジンのロータアセンブリ。