JPH04252804A - 改良した流体圧応答性バランス機構を有するスラスト力補償装置 - Google Patents

改良した流体圧応答性バランス機構を有するスラスト力補償装置

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JPH04252804A
JPH04252804A JP3094967A JP9496791A JPH04252804A JP H04252804 A JPH04252804 A JP H04252804A JP 3094967 A JP3094967 A JP 3094967A JP 9496791 A JP9496791 A JP 9496791A JP H04252804 A JPH04252804 A JP H04252804A
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Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【関連出願の表示】この出願は、本出願人に譲渡された
下記の出願に技術的に関連している。
【０００２】１．Ｋｅｎｎｅｃｈ　　Ｏ．Ｊｏｈｎｓｏ
ｎの米国特許出願０７１，５９４号「二重反転出力ター
ビン」（１９８７年７月１０日出願） ２．米国特許出願第５０５，１２０号「タービンエンジ
ン二重反転ロータのエアーホイル段の段間シール構造」
（１９９０年４月３日出願）（発明者Ｐｒｚｙｔｕｌｓ
ｋｉら） ３．米国特許出願第５０５，１１８号「タービンブレー
ド外端取付け構造」（１９９０年４月３日出願）（発明
者Ｐｒｚｙｔｕｌｓｋｉら） ４．米国特許出願第５０５，１２１号「タービンブレー
ド内端取付け構造」（１９９０年４月３日出願）（発明
者Ｐｒｚｙｔｕｌｓｋｉら） ５．米国特許出願第５０５，１１７号「能動的にシール
クリアランスを制御する熱調整された回転ラビリンスシ
ール」（１９９０年４月３日出願）（発明者Ｓｔａｒｌ
ｉｎｇ）
【０００３】
【産業上の利用分野】この発明は、一般にガスタービン
エンジンに関し、特に軸線方向スラスト力補償装置の相
対回転可能な２つの流体フィルム担持面間に平行関係を
維持する改良した流体圧応答性バランス機構に関する。
【０００４】
【従来の技術】通常ガスタービンエンジンに設けられる
ガス発生機は、エンジン内を後方に流れる空気を圧縮す
る圧縮機と、燃料を圧縮空気と混合し、点火して高エネ
ルギーのガス流を形成する燃焼器と、ガス流により駆動
され、圧縮機を駆動するロータを駆動するように連結さ
れたタービンとを含む。多くのエンジンではさらに、出
力（パワー）タービンと称される第２のタービンをガス
発生機の後方に配置し、これによりガス流からエネルギ
ーを抽出し、ヘリコプタ、ダクト付きターボファンエン
ジンおよびターボプロップエンジンのプロパルサに見ら
れるような可変ピッチブレードを有する回転負荷を駆動
する。
【０００５】ターボファンおよびターボプロップエンジ
ンに対する近年の改良として、関連出願１として挙げた
米国特許出願に開示されているようなダクトなしファン
エンジンがある。ダクトなしファンエンジンでは、出力
タービンが、二重反転するエアーホイル段を画定するタ
ービンブレードを有する二重反転ロータを含み、これら
のロータが出力タービンに関して半径方向に配置された
ダクトなしファンブレードをほぼ同様に駆動する。ダク
トなしファンエンジンのファンブレードは、性能を最適
にするようにピッチを可変としたブレードである。運転
中、ブレードのピッチを特定の運転条件に合わせて変え
ることにより、エンジンの燃料効率を高くすることがで
きる。
【０００６】ダクトなしファンエンジンでは、多くの他
の形式のエンジンと同様、タービンブレードがそこでの
圧力降下に対抗することによりロータに大きな軸線方向
の力が発生する。ロータの軸線方向のずれを防止するた
めに、スラスト玉軸受を静止エンジン構造体と外側ロー
タの間および外側ロータと内側ロータの間に使用してい
る。しかし、スラスト玉軸受の最大荷重限度は、通常、
ブレードが発生する軸線方向スラスト力の量より小さい
。
【０００７】ダクトなしファンエンジンにおいて、加圧
ガス流がロータ間の流路から外へ漏れ出ることによるエ
ンジン性能の低下を最小限に抑えるために、ラビリンス
・ガスシールを使用しているが、ラビリンスシールは、
スラスト玉軸受に許容できる最大値を越える余分な軸線
方向の力を吸収して軸受を保護するのにも用いられてい
る。しかし、ラビリンスシールは、シールの対向する部
品間の熱膨張差を吸収するために半径方向クリアランス
を比較的大きくしなければならない、大径のシールであ
る。大きなクリアランスは、シールを通しての漏れが比
較的大きくなり、それに伴ってエネルギー損失が大きく
なるため、エンジンに大きな性能損失（ペナルティ）、
たとえば１％近い性能損失をもたらす。
【０００８】この大径のシールによる性能低下を軽減す
る１つの方法は、その直径を小さくすることである。た
とえば、シールの直径を半分にすることができれば、ガ
ス漏れを３／４だけ減らすことができる。しかし、性能
低下を軽減するためにラビリンスシールの直径を小さく
すると、シールが軸線方向スラスト力を均衡させてエン
ジンのスラスト玉軸受を保護する効果も小さくなる。
【０００９】その結果、ラビリンスシールの直径寸法を
小さくすることによりエンジン性能を改良するためには
、軸線方向スラスト力をバランスさせてエンジンのスラ
スト玉軸受を保護する別の方法が必要である。
【００１０】
【発明の概要】この発明は、上述した要求を満たすよう
に設計された改良した軸線方向スラスト力補償装置を提
供する。この発明の改良装置は、一次および二次の流体
圧応答性バランス機構を備え、これらの機構が一次およ
び二次補償モーメント力を発生して、装置の相対回転可
能な流体フィルム担持支承面間に平行な関係を維持し、
流体フィルム担持面間の接触を防止する。一次および二
次流体圧バランス機構は、スラスト力補償装置の相対回
転する対向する２つの部品に画定された複数のオリフィ
ス、ポケット、導管および隔室を含み、これらが両部品
の流体フィルム担持端面を大体平行な関係に維持するよ
うに機能する。
【００１１】したがって、この発明は、相対回転できる
第１および第２構造体を有するガスタービンエンジンに
用いる軸線方向スラスト力補償装置を提供する。この軸
線方向スラスト力補償装置は、（ａ）第１エンジン構造
体に装着され、環状端面を有する第１環状部品と、（ｂ
）第２エンジン構造体に装着され、上記第１環状部品の
環状端面と対向しかつ向かい合う環状端面を有する第２
環状部品と、（ｃ）別々の外側および内側流体流れを第
１環状部品を通して、第１および第２部品の両端面間の
外側および内側領域に、これらの領域で上記両端面間に
存在する分離の量に応じた圧力で、それぞれ形成する一
次流体圧バランス手段とを備える。分離量に応じた圧力
での別々の流体流れは、上記両端面の間にかつそれと接
触関係で流れる流体のフィルムを生成し、この流体フィ
ルムが発生する一次補償モーメント力が上記両端面に作
用して上記両端面を大体平行な関係に維持する。
【００１２】さらに詳しくは、上記一次圧力バランス手
段は、複数の静水（流体静力学的）ポケットおよび複数
の外側および内側流れ制御オリフィスを含む。静水ポケ
ットは第１環状部品の環状端面に画定されている。各ポ
ケットは第１部品の端面の別個の円弧状部分に延在し、
かつ第２部品の端面に向かい合う。各ポケットは互いに
連結されていない１対の半径方向に離間した別々の外側
および内側円弧状溝により形成されている。複数の外側
および内側流れ制御オリフィスは、第１環状部品に画定
され加圧された流体流れを受け取る。外側オリフィスは
外側溝に開口し、内側オリフィスは内側溝に開口して、
内側および外側流体流れをそれぞれ上記外側および内側
溝に、外側および内側溝の領域で上記第１および第２環
状部品の両端面間に存在する分離の量に応じた圧力で連
通する。
【００１３】さらに、この改良装置は、二次流体圧バラ
ンス手段を備え、この二次圧力バランス手段は、上記一
次圧力バランス手段が生成する一次補償モーメント力を
おぎなう二次補償モーメント力を生成して、上記第１お
よび第２環状部品の両端面間の非平行関係の大きさを限
定する。二次圧力バランス手段にはいくつかの異なる形
態がある。
【００１４】１実施例では、二次圧力バランス手段は、
第２環状部品を横切って端面からその反対側の端面に向
かって反対の傾斜関係で延在する第１および第２導管を
含む。これらの第１および第２導管は、第２部品のまわ
りで円周方向に相互に離間し、したがって相互に交差も
連通もしない。第１および第２導管は、第１部品の外側
および内側溝から、第２部品の反対側端面と連通した内
側および外側隔室への独立の流れ連通を行う。
【００１５】こうすれば、外側および内側制御オリフィ
スから第１部品のポケットの外側および内側溝に流れて
、界面端面同士を平行に維持する流体流れの圧力がそれ
ぞれ、第１および第２導管を通して、内側および外側隔
室に伝達され、したがって、内側および外側隔室を独立
に異なる圧力に加圧することができる。
【００１６】この発明の上記および他の特徴、効果およ
び利点をさらに明確にするために、以下にこの発明を添
付の図面に示した好適な実施例について詳しく説明する
。
【００１７】
【具体的な構成】以下の説明において、一連の図面中の
同じ符号は同じまたは対応する部品を示す。また以下の
説明において、「前」、「後」、「左」、「右」、「上
方」、「下方」などの用語は便宜的な用語で、限定的な
意味で考えるべきではない。全般　　　　　　　　　　
図面、特に図１を参照すると、ダクトなしファン型のガ
スタービンエンジン１０が示してあり、このエンジンに
は、図５、図８、図９および図１０に全体を１２で示す
この発明の改良した軸線方向スラスト力補償装置の好適
な実施例が組み込まれている。エンジン１０は、前部ガ
ス発生機（図示せず）および後部出力タービン１６（図
２に概略的に示す）を包囲する外側シュラウドまたはナ
セル１４を有する。ガス発生機が発生した燃焼ガスを、
周知の態様で出力タービン１６に導く。
【００１８】図２に示すように、出力（パワー）タービ
ン１６は、エンジン１０の長さ方向中心軸線Ａのまわり
で互いに反対方向に回転する、すなわち二重反転（ｃｏ
ｕｎｔｅｒｒｏｔａｔｅ）する構成の外側環状タービン
ロータ１８および内側環状タービンロータ２０を含む。 ロータ１８および２０はそれぞれ、タンデム配置の前部
の１組のプロパルサブレード２２および後部の１組のプ
ロパルサブレード２４を、一緒に回転するように装着し
ている。外側ロータ１８は第１組の軸受２８により、エ
ンジン１０の中空な静止構造体２６のまわりに回転自在
に装着され、一方、内側ロータ２０は第２組の軸受３０
により、外側ロータ１８内に回転自在に装着されている
。
【００１９】ナセル１４はロータ１８、２０を包囲する
が、各１組のプロパルサブレード２２、２４はナセル１
４の外面から半径方向外向きに延在し円周方向に配置さ
れている。ナセル１４は、前部の１組のプロパルサブレ
ード２２に連結されそれと共に回転可能な前部スリーブ
３２と、後部の１組のプロパルサブレード２４に連結さ
れそれと共に回転可能な後部スリーブ３４とを含む。ナ
セル１４の外面形状は、プロパルサブレード２２、２４
の、したがってエンジン１０の性能を最適にするのに適
当な空気流特性を呈する。
【００２０】エンジン１０の性能をさらに適正にするた
めに、プロパルサブレード２２、２４のピッチを特定の
運転条件に合わせて変えることができる。前部および後
部の組のブレード２２、２４は、ハブ３６により前部お
よび後部ナセルスリーブ３２、３４の内面側に回転自在
に装着され、またブレード２２、２４をそれぞれのピッ
チ変更軸線４０、４２のまわりに回転する作用をなすピ
ッチ変更機構３８に連結されている。ブレードピッチ変
更機構については、本出願人に譲渡されたＢｕｔｌｅｒ
の米国特許第４，７３８，５９０号に詳しく説明されて
いる。
【００２１】後部出力タービン１６はまた、エンジン１
０の前部ガス発生機から燃焼ガスを受け取る環状ガス流
路４４を有する。ガス流路４４は出力タービン１６の外
側ロータ１８と内側ロータ２０との間に延在し、燃焼ガ
スはその流路４４を高エネルギーのガス流４６として流
れる。出力タービン１６のロータ１８、２０にはそれぞ
れ、取付構造（図示せず）を介して、軸線方向に間隔を
あけた複数列の円周方向および半径方向に延在するター
ビンブレード４８、５０が装着されている。タービンブ
レード４８、５０は交互に配置されて、環状ガス流路４
４を横切る複数の二重反転エアーホイル段を画定する。 また、外側および内側の段間シール構造（図示せず）を
設けて、ガス流４６が外側および内側ロータ１８、２０
とタービンブレード５０、４８の外端および内端との間
を通過するのを防止する。
【００２２】このように配置すれば、ロータ１８、２０
間の環状ガス流路４４を通過する高エネルギーのガス流
４６が複数組のタービンブレード４８、５０を円形通路
のまわりに互いに反対方向に移動または転動させ、こう
してそれぞれのロータ１８、２０を反対回転させ、そし
てそれに応じて２組のプロパルサブレード２２、２４を
反対回転方向に駆動する。
【００２３】すべての型式のガスタービンエンジンでそ
うであるように、ダクトなしファンエンジン１０でも、
外側および内側ロータ１８、２０には、それらのタービ
ンブレード４８、５０がそこでの圧力降下に対抗するこ
とで、大きな軸線方向の力が発生する。第１および第２
組の軸受２８、３０は、静止構造体２６と外側ロータ１
８との間、また外側および内側ロータ１８、２０間に、
ロータ１８、２０の軸線方向移動を防止する目的で用い
られる、スラスト玉軸受（図示せず）を含む。しかし、
スラスト玉軸受の最大荷重限界は、通常、ブレード４８
、５０が発生する軸線方向スラスト力の量より小さい。
【００２４】ガスシール、たとえば図２に示すラビリン
ス回転シール５２をエンジン１０に設けて、軸受組２８
、３０のスラスト軸受に許容できる最大値を越えた余分
な軸線方向スラスト力を吸収し、スラスト軸受にかかる
荷重を制限することによりスラスト軸受を保護する。 ラビリンスシール５２は、エンジン性能の低下につなが
る、ロータ１８、２０間の流路４４の外への圧力の漏れ
を最小にするためにも用いられる。しかし、ラビリンス
シール５２は、直径の大きいシールであり、シールの向
かい合う部品間の熱膨張の差を吸収するために、半径方
向クリアランスを比較的大きくしなければならない。ク
リアランスが大きいとたいがい、シールを通しての漏れ
が比較的大きくなり、それに伴ってエネルギーが失われ
るため、エンジンは性能上の大きな損失、たとえば１％
近い性能低下をこうむる。
【００２５】この大きな直径のシールによる性能低下を
軽減する１つの方法は、その直径を小さくすることであ
る。たとえば、シールの直径を半分にすることができれ
ば、ガス漏れを３／４だけ減らすことができる。しかし
、性能低下を軽減するためにラビリンスシール直径を小
さくすると、シール５２が軸線方向スラスト力を均衡さ
せてエンジン１０のスラスト軸受を保護する効果も小さ
くなる。 従来の軸線方向スラスト力補償装置 半径方向シールクリアランスを小さくし、それによりラ
ビリンスシール５２を通ってのガス流４６からの漏れに
よるエンジン性能の低下を最小にするために、回転ラビ
リンスシール５２の直径を小さくしなければならないと
すれば、スラスト力補償装置をスラストをうけるロータ
の領域に使用してエンジンスラスト軸受を保護すること
が一つの方法として考えられる。図３および図４に示す
従来のスラスト力補償装置５４は、そのような用途に適
当であるように見える。
【００２６】従来のスラスト力補償装置５４は、１対の
向かい合う非回転環状部品５６および回転環状部品５８
を含む。非回転部品５６は静止構造体６０、たとえばス
テータまたはハウジングに装着され、一方回転部品５８
は回転構造体（図示せず）、たとえばロータまたはシャ
フトに連結される。非回転部品５６は、複数の静水ポケ
ット６２が設けられた環状フィルム担持表面５６Ａを有
し、各ポケットは表面に１２０°より僅かに小さい角度
にわたって延びる。各ポケット６２は、１対の半径方向
に離間した外側円弧状溝６２Ａおよび内側円弧状溝６２
Ｂを、両端で短い半径方向に延在する溝６２Ｃでつなげ
て構成される。他方の回転部品５８も、非回転部品５６
のフィルム担持表面５６Ａに向かい合うフィルム担持表
面５８Ａを有する。
【００２７】また、表面５６Ａには、静水ポケット６２
の内側および外側溝６２Ａ、６２Ｂの中間点に凹所６４
が形成されている。非回転部品５６の各ポケット６２の
凹所６４と１つの大径のボア６８（複数ある）との間に
１つの小径の流れ制御オリフィス６６が形成されている
。静止構造体６０には通路７０が設けられ、この通路７
０は非回転部品５６のオリフィス６６と両者間のクリア
ランス空間７２を介して連通している。クリアランス空
間７２は軸線方向にずれた位置で、静止構造体６０に設
けた２つの環状凹所７６に着座した静止環状シールリン
グ７４によりシールされている。
【００２８】加圧用流体媒体を静止構造体６０の通路７
０および非回転部品５６のボア６８を通して、圧力レベ
ルＰ１　で流れ制御オリフィス６６の入口へ送り、ポケ
ット６２の下流の周囲圧力Ｐ２　、Ｐ３　が圧力Ｐ１よ
り低いので、オリフィス６６は流体媒体を静水ポケット
６２に送り出す。もしも非回転部品の表面５６Ａと回転
部品の表面５８Ａとの界面でのクリアランスｈがゼロで
あると、流れがない場合にはオリフィスの限流により媒
体の圧力を降下させることができないので、静水ポケッ
ト６２内の圧力ＰＧ　は流れ制御オリフィス６６の上流
の圧力Ｐ１　に等しい。
【００２９】しかし、圧力が部品５６、５８間の分離を
促す方向に作用する表面５６Ａ、５８Ａの界面での表面
積は、圧力が部品５６、５８間の分離を閉じる方向に作
用する、二次シールリング７４間に半径方向に囲まれた
面積より十分に大きいので、界面を強制的に開こうとす
るサーボ圧力（図３の左側でｈ＝０のときのＰＧ　とｈ
＞０のときのＰＧ　との間に延在する力線の斜交線領域
で表わされるような）が必然的に得られる。界面が開い
たとき、オリフィス６６を通して単一の流体流量Ｑ１　
が確立され、これは開いた表面５６Ａおよび５８Ａ間を
反対方向へ流れる界面流体の流量Ｑ２　およびＱ３　の
和に等しい。オリフィス６６を通って流体媒体が流れる
と、圧力降下が生じ、静水ポケット圧力ＰＧ　がＰ１　
に関して、界面での開放力が閉止力と平衡になるまで、
減少する。平衡状態では、非回転部品５６の反対側に働
く圧力の力がバランスし、そしてこの平衡に達したとき
、流体フィルムが流れるための界面クリアランスが確立
される。流体フィルムは表面５６Ａ、５８Ａ間のこすれ
合う接触を防止する。
【００３０】上述したオリフィス補償した静水圧ポケッ
ト６２は、装置５４の静止部品５６および回転部品５８
間の界面でのこすれ接触、そしてそれに伴う大きな摩耗
や発熱率を防止するために、ガスまたは液体フィルム分
離を発生する方法として、よく知られている。フィルム
は、加圧媒体の漏れの流量を適切な低い値に維持しなが
ら、界面こすれを防止するのに十分なフィルムスチッフ
ネス（フィルム力対フィルム厚さの比）を達成するため
に、極めて薄くなるように設計されている。フィルム厚
さは通常、液体の場合０．００１インチ以下、ガスの場
合０．０００５インチ以下である。
【００３１】上述した構成の従来の装置５４の大きな制
約の一つは、航空機エンジン構造に必要な軽量を維持し
ながら、装置５４の２つの相対回転する部品表面５６Ａ
、５８Ａの界面でのこすれ接触を防止するのに十分な、
表面平坦性を維持することができないことである。 圧力、遠心力および熱応力の断面ねじれ性ひずみ効果を
制御するために考案された従来の軽量構造は、本質的に
断面モーメントの和をゼロに等しくするように、力に関
して幾何形状を正確に成形する寸法および／または公差
（トレランス）制御のおかげで、スチッフネスに大幅に
依拠してきた。これは、重くなるか、高価になるか、そ
の両方となる傾向があり、技術的な必要から必然的にこ
れらの力がもっと大きな大きさになるにつれて、有効で
なくなり、信頼性がなくなる。たとえば、非回転部品５
６での軸線方向熱勾配が約１４°Ｆに過ぎなくても、表
面界面には部品５６、５８間の設計クリアランスに等し
いテーパが生じる。
【００３２】したがって、従来の装置５４の非回転部品
５６の静水ポケット６２の制御オリフィス６６および内
側および外側溝６２Ａ、６２Ｂにより形成した流体圧バ
ランス機構には、圧力、遠心力および熱応力が表面５６
Ａ、５８Ａ間の空間をそれらの設計クリアランス未満に
減らす作用のせいで、表面５６Ａ、５８Ａが平行でない
テーパ関係をとるとき、表面５６Ａ、５８間のこすれ接
触を防止できないという、制約がある。これらの制約の
ため、従来の装置５４はエンジンスラスト軸受を保護す
るのに用いるには不適当である。 本発明の軸線方向スラスト力補償装置 図５、図６および図８に示すこの発明の改良した軸線方
向スラスト力補償装置１２は、従来の装置５４の制約を
克服し、したがって、軸線方向スラスト力をバランスさ
せて（なくし）て、エンジン１０のスラスト玉軸受を保
護するのに使用することができる。図５に示した例では
、改良装置１２をロータの軸線方向スラストをバランス
させるのに使用し、このときの加圧用流体はエンジンの
潤滑油である。改良装置１２は、他の用途にも、たとえ
ば、ガスタービンエンジンの主エンジン油だめにおける
シャフト間空気／オイルシールとして、等しく使用でき
る。
【００３３】改良した軸線方向スラスト力補償装置１２
は、基本的構成要素として、１対の向かい合う非回転環
状部品７８および回転環状部品８０と、主要な油圧バラ
ンス機構８２とを含む。非回転部品７８は静止環状ハウ
ジング８４に装着され、一方ハウジング８４は、適当な
締結手段、たとえばスパナナット８６および回転ロック
および心合せスプライン８８により、静止シャフト９０
に取り付けられている。回転環状部品８０は回転するロ
ータ９２に装着されている。具体的には、非回転部品７
８は、静止ハウジング８４にあけた環状凹所またはキャ
ビティ８４Ａに収容、装着され、一方、回転部品８０は
回転するロータ９２にあけた環状凹所またはキャビティ
９２Ａに収容、装着されている。非回転および回転環状
部品７８、８０はそれぞれ、これらの相対的に回転する
部品７８、８０の拡大フランジ７８Ｂ、８０Ｂに形成さ
れた、互いに向かい合う反対向きの環状端面７８Ａ、８
０Ａを有する（図８参照）。フランジ７８Ｂ、８０Ｂが
端面７８Ａ、８０Ａに画定する内側面積は、部品７８、
８０の反対端での外側面積より大きい。
【００３４】また、図６に示すように、この発明の装置
１２の一次流体圧バランス機構８２は、非回転環状部品
７８の環状表面７８Ａにあけた複数の静水（流体静力学
的）ポケット９４を含み、各ポケットは表面７８Ａの１
２０°より僅かに小さい角度にわたって延在する。各ポ
ケット９４は、１対の半径方向に離間した別々の外側お
よび内側円弧状溝９４Ａ、９４Ｂにより形成される。従
来の装置５４の各ポケット６２の外側および内側溝６２
Ａ、６２Ｂとは違って、改良装置１２の各ポケット９４
の溝９４Ａ、９４Ｂは互いに連結されていない。
【００３５】さらに、図５−７からわかるように、一次
流体圧バランス機構８２は、非回転部品７８に画定され
た複数の外側および内側小径流れ制御オリフィス９６、
９８を含む。各外側オリフィス９６は各静水ポケット９
４の外側溝９４Ａの１つにその中点で開口し、一方各内
側オリフィス９８は内側溝９４Ｂの１つにその中点で開
口する。外側および内側オリフィス９６、９８はそれぞ
れ、外側および内側溝９４Ａ、９４Ｂから非回転部品７
８に画定された複数の大径のボア１００の１つまで相互
に収束方向にかつ両者と流通関係で延在し、ボア１００
から加圧した流体の流れを受け取る。ボア１００からの
流体流れは外側および内側流れ制御オリフィス９６、９
８で２つに分れ、これらのオリフィス９６、９８は、外
側および内側流体流れＱ１　、Ｑ２　（図７参照）をそ
れぞれ、外側および内側溝９４Ａ、９４Ｂに、外側およ
び内側溝９４Ａ、９４Ｂの領域での非回転および回転環
状部品７８、８０の両端面７８Ａ、８０Ａ間に存在する
分離の量に応じた圧力で、流通させる。
【００３６】非回転部品７８の各ボア１００は端面７８
Ａとは反対側の後端で開口し、したがってその部品７８
を装着する環状キャビティ８４Ａと連通する。静止環状
ハウジング８４に設けた通路１０２は、ハウジング８４
の環状キャビティ８４Ａと、したがって部品７８のボア
１００と連通する。静止シャフト９０に設けた別の通路
１０４はハウジング通路１０２と連通する。高圧流体を
通路１０２、１０４およびキャビティ８４を通して、非
回転部品７８のボア１００および後部端面に導入する。
【００３７】非回転環状部品７８の外面および内面には
環状の円周方向凹所１０６が設けられ、ここに外側およ
び内側シールリング１０８が着座している。シールリン
グ１０８は、通路１０２、１０４を介して導入された流
体の圧力Ｐ１　が作用する部品７８の後部表面積を包囲
する。シールリング１０８は、部品７８とハウジング８
４の間の半径方向クリアランスを通しての加圧流体の漏
れを制限する一方、非回転部品７８が、シャフト９０お
よびロータ９２の変動する相対的軸線方向位置に合わせ
るのに必要なだけ、静止ハウジング８４に対してその環
状キャビティ８４Ａ内で軸線方向にすべるのを許す。
【００３８】前端面７８Ａの面積はシールリング１０８
間に画定される部品７８の反対側の後端面の面積より十
分に大きくして、もしも外側および内側溝９４Ａ、９４
Ｂ内の圧力が後端面での圧力と等しいならば、前端面７
８Ａに発生する力が後端面に発生する力より大きくなる
ようにする。もしも端面７８Ａ、８０Ａ間のクリアラン
スがゼロであれば、後端面および外側および内側溝での
圧力は等しい。その理由は、上記クリアランスがゼロの
とき、制御オリフィス９６、９８を流れる流量がゼロで
あり、そして、流れがない場合にオリフィスは圧力降下
を生じ得ないからである。しかし、部品７８、８０の端
面７８Ａ、８０Ａの界面面積が、部品７８の後端面の面
積より十分に大きいので、界面が離れ、制御オリフィス
９６、９８に十分な流量の流体が流れて界面での圧力を
下げるのを許し、こうして軸線方向の力の平衡を達成す
ることが必要である。この平衡が生じると、特定の厚さ
の界面フィルムが確立される。
【００３９】図７に、従来の装置５４の流体圧バランス
機構の作動とこの発明の改良装置１２の一次流体圧バラ
ンス機構８２の作動とを比較して示す。部品５６、５８
のそれぞれの端面５６Ａ、５８Ａ間および部品７８、８
０のそれぞれの端面７８Ａ、８０Ａ間にテーパを与え、
両端面間のクリアランスが部品５６および７８の内径で
ゼロに近づき、端面から流れる流体すべてが外径で外に
出るようにした、特殊な場合を図示してある。圧力の相
対レベルおよび従来例および改良実施例についての界面
圧力プロフィールの比較は図示の通りである。また、支
承圧力の力の中心の、反対方向に作用する圧力の閉止力
の中心に対する相対的な位置も比較してある。
【００４０】図７の右側の改良装置１２に関して、界面
こすれを防止するのに必要な支承圧力の力は、同じ大き
さのテーパについて著しく大きい。その上、界面での圧
力による力の中心の位置は、改良装置１２の場合、交差
方向にかつ閉止力の圧力の中心から遠ざかる方に著しく
大きくシフトしている。その効果として、大きな圧力の
力のモーメントが、改良装置１２において寄生の力（た
とえば軸線方向の熱勾配により生じる力）により発生す
るテーパの大きさを著しく減少させる方向に作用する。 対称な関係から、この効果はテーパの方向にかかわりな
く等しく有効であることが明らかである。
【００４１】したがって、図７に示した事柄から外挿す
ると、平常の作動において、改良装置１２の一次圧力バ
ランス機構８２の別々の外側および内側オリフィス９６
、９８は、１対の別々の外側および内側流体流れＱ１　
、Ｑ２をそれぞれ、非回転部品７８を通して、部品７８
、８０の端面７８Ａ、８０Ａ間の外側および内側領域に
、これらの領域でその両端面間に存在する分離の量に応
じた圧力で、生成する。それぞれの圧力での別々の流体
流れＱ１　、Ｑ２　は、両端面７８Ａ、８０Ａ間にかつ
それらと接触関係で流れＱ１　およびＱ２　を合わせた
流量で流れる流体のフィルムを生成し、この流体フィル
ムは両端面７８Ａ、８０Ａに作用する一次補償モーメン
ト力を発生し、そしてその補償モーメント力は、もしも
両端面７８Ａ、８０Ａがテーパされている、つまり互い
に平行でなければ、非回転部品７８を片寄らせたり曲げ
たりし、両端面７８Ａ、８０Ａを大体平行な関係に維持
する。
【００４２】これとは対照的に、従来の装置５４の圧力
バランス機構は、単一の流体流れＱ１　を非回転部品５
６を通して、部品５６、５８の端面５６Ａ、５８Ａ間の
全体的界面領域に生成し、この流れは、ポケット６２お
よび共通オリフィス６６の形状のせいで、この領域でそ
の両端面間に存在する分離の量に応じた均一な圧力を界
面に生成する。その圧力での流体流れＱ１　は、両端面
５６Ａ、５８Ａ間にかつそれらと接触関係で同じ流量Ｑ
１　で流れる流体のフィルムを生成し、この流体フィル
ムは両端面５６Ａ、５８Ａに作用する補償力を発生し、
テーパ状態が界面に生じない限りで、両端面５６Ａ、５
８Ａを大体平行な関係に維持する。もしもテーパ状態が
生じると、両端面を大体平行な関係に戻す補償モーメン
ト力は両端面に作用しない。
【００４３】図５および図８に、この発明の改良装置１
２の補助的なまたは二次的な流体圧バランス機構１１０
の実施例を示す。二次流体圧バランス機構１１０は回転
部品８０に設けられて、補助的なまたは二次的な補償モ
ーメント力を発生し、これが一次補償モーメント力を補
って、部品７８、８０間の界面テーパの大きさを限定す
る。
【００４４】具体的には、二次圧力バランス機構１１０
は、回転部品８０に形成された複数の第１および第２導
管１１２、１１４を含む。第１および第２導管１１２、
１１４は回転部品の円周方向に離間され、相互に交差せ
ず、そして回転部品８０を横切って後端面８０Ａから反
対側の前端面８０Ｃまで大体逆の関係または反対の傾斜
で延在する。導管１１２、１１４は互いに交差せず、ま
た部品８０の円周方向に互いに離間している。第１およ
び第２導管１１２、１１４は、非回転部品７８の外側お
よび内側溝９４Ａ、９４Ｂと内側および外側隔室１１６
、１１８とをそれぞれ流れ連通する。内側および外側隔
室１１６、１１８は、部品８０の前端面８０Ａでロータ
９２の環状キャビティ９２Ａと流れ連通関係に、部品８
０の環状円周方向凹所１２２内の内側および外側静的シ
ールリング１２０と静的ランド１２４との間に形成され
ている。静的ランド１２４は部品８０の前端面８０Ａか
らロータ９２の環状キャビティ９２Ａに突出しロータ９
２と接触している。
【００４５】したがって、非回転部品７８において外側
および内側制御オリフィス９６、９８からポケット９４
の外側および内側溝９４Ａ、９４Ｂへ向かう流体流れＱ
１　、Ｑ２　の圧力（上述した平衡状態になっている）
はそれぞれ、ずれたたすき掛け状の第１および第２導管
１１２、１１４を通して、内側および外側隔室１１６、
１１８に伝達される。こうして、内側および外側隔室１
１６、１１８をそれぞれ独立に異なる圧力レベルに加圧
することができる。
【００４６】図８を参照すると次のことがわかる。有意
な追加の補償モーメント力を発生して界面テーパの大き
さを限定することができる。そのために、非回転部品７
８の端面７８Ａ上の別個の外側および内側ポケット溝９
４Ａ、９４Ｂ内の圧力を、回転部品８０内の第１および
第２導管１１２、１１４を通して抜き出し、回転部品８
０の前端面８０Ｃの別個の内側および外側隔室１１６、
１１８を加圧し、こうして外側隔室１１８を内側溝９４
Ｂの圧力とし、一方内側隔室１１６を外側溝９４Ａの圧
力とする。図示のように、流体圧（または空気圧）の軸
線方向の力Ｆ１　とＦ２　およびＦ２　とＦ３　は等し
くかつ反対向きで、軸線方向の力Ｆ４　、Ｆ５　および
Ｆ６　の和は軸線方向の力Ｆ３　に等しくかつ反対向き
である。２つの追加の半径方向の力Ｆ７　およびＦ８　
も発生する。回転部品８０に作用する圧力モーメントの
和は次のようになる。
【００４７】 　　　　ＭＡ　　＝　　（Ｆ４　ｘＲ４　）＋（Ｆ５　
ｘＲ５　）＋（Ｆ６　ｘＲ６　）−　　　　　　　　　
　　　　　（Ｆ３　ｘＲ３　）−（Ｆ７　−Ｆ８　）ｘ
Ｌ回転部品８０を通る圧力導管１１２、１１４がなけれ
ば、モーメントの和は、ＭＢ　　＝　　（Ｆ６　ｘＲ６
　）−（Ｆ３　ｘＲ３） となり、Ｆ６　＝Ｆ３　　　であるから、ＭＢ　　＝　
　Ｆ３　ｘ（Ｒ６　−Ｒ３　）となる。これらの式から
、（Ｆ７　−Ｆ８　）および／またはＬが適正に小さけ
れば、ＭＡはＭＢより実質的に大きいことがわかり、ま
たしたがって、図示のように回転部品８０に導管１１２
、１１４を付加すると、部品７８、８０の界面端面７８
Ａ、８０Ａ間での平行関係の維持、したがって、流体フ
ィルムの保存およびこすれ接触の可能性の減少において
顕著な利点が得られることがわかる。
【００４８】図５および図８の実施例から明らかな他の
重要な特徴は次の通りである。第一に、部品７８上のシ
ールリング１０８間に半径方向に囲まれた横方向面圧力
面積は、部品８０上のシールリング１２０により囲まれ
た半径方向面積より大きい。その結果、流体圧力の作用
で、静的ランド１２４がキャビティ９２Ａ内のロータ９
２の対向面に接触した状態で、回転部品８０は軸線方向
に着座状態に留まる。この特徴があるので、回転部品８
０を剛固に締結する必要がなくなり、締結によるひずみ
問題がなくなる。流体圧力がない場合、適当な機械的軸
線方向荷重用ばね１２６がこの着座機能を果たす。第二
に、シールリング７４は、非回転部品７８に関して軸線
方向固定位置に維持される。これにより、部品７８の相
対的軸線方向位置がハウジング８４のキャビティ８４Ａ
に関して変化しても、部品７８に作用する正味の圧力モ
ーメントが変化せず、したがって、構造的たわみが発生
しない。第三に、非回転部品７８と、キャビティ８４Ａ
を画定するハウジング８４の半径方向に離間した内外の
壁の表面との間に、半径方向にクリアランスを存在させ
て、かみつきを防止するとともに、両者間に相対的軸線
方向移動を許す必要がある。大きなクリアランスおよび
／または極めて高い圧力の場合、偏心した非対称な軸線
方向圧力の力からくる部品のひずみを防止するために、
部品７８の半径方向偏心位置をこのクリアランスより小
さい値に限定する必要がある。少なくとも、円周方向に
等間隔で離した３つの心合せ用スプライン（回転ロック
と組み合わせた）を用いてこの偏心の大きさを限定する
一方、その他の点では部品７８の完全に自由な運動を許
す。
【００４９】図９および図１０に示す別の実施例では、
二次圧力バランス手段１１０を変更して、回転部品８０
に、部品７８、８０の界面端面７８Ａ、８０Ａ間の平行
性を促進する方向に、追加の圧力モーメントを与えるこ
とができる。具体的には、二次圧力バランス手段１１０
は、第１および第２導管１１２、１１４と交差するが、
相互には交差しない、半径方向に離間した複数の第３お
よび第４導管１２８、１３０を含む。第３および第４導
管１２８、１３０は、第１および第２導管１１２、１１
４と、それぞれ１対の外側および内側シールリング１３
２、１３４間に位置する回転部品８０の互いに反対側の
外側および内側環状表面８０Ｄ、８０Ｅとの間に延在し
、かつそれらを流れ連通する。図９において、第１およ
び第２導管１１２、１１４は、部品８０の外側および内
側前面に画定された隔室１１５、１１７まで延在し、そ
こに開口する。図１０では、第１および第２導管１１２
、１１４は、部品８０を横切る途中で終端し、そこで第
３および第４導管１２８、１３０と交差する。
【００５０】部品８０を通る導管１１２、１１４、１２
８、１３０の形状が図９に示す通りであれば、テーパが
起こっているとして、部品７８、８０間の界面に確立さ
れた非対称な圧力勾配が円周方向面積Ｗ７　、Ｗ８　に
伝達される。ここで、円周方向面積Ｗ７　、Ｗ８　はそ
れぞれ、静的シールリング１３２、１３４で軸線方向に
囲まれ、部品８０の外径および内径上に位置する。ロー
タ９２に通気孔１３６を設けることにより、部品８０の
前端面８０Ｃを低い周囲圧力に連通する。部品７８、８
０の界面間に平行性を促進するモーメントは、Ｆ３　ｘ
（Ｒ６　−Ｒ３　）−（Ｆ７　ｘＬ７　）＋（Ｆ８　ｘ
Ｌ８　）である。この形状では、ＷおよびＬの寸法を調
節して、設計を最適なものとするのに必要なだけ、圧力
モーメントを増加または減少することができる。
【００５１】図１０の形状は、圧力導管１１２、１１４
、１２８、１３０を部品８０の前端面８０Ｃおよび外径
および内径まで到達させることにより、図８および図９
両方の特徴を兼ね備える。圧力モーメントを確立するの
に必要な力と寸法を図１０に示してある。この形状では
、半径方向および軸線方向圧力モーメント両方が、部品
８０のスチッフネスの中心のまわりに、界面でのテーパ
を減らす方向に発生する。円周方向面積Ｗ９　、Ｗ１０
を最小に維持しなければならない。これらの面積に作用
する圧力が発生するねじりモーメントが界面でのテーパ
を増加する方向になっているからである。
【００５２】なお、改良装置１２は図示の用途にも、ダ
クトなしファン型のガスタービンエンジンにも限定され
ない。改良装置１２の原理は、すべての他の用途にも、
また相対回転する部品間の軸線方向力の流体圧バランス
をとることが有効な方法であるあらゆる他の形式のガス
タービンエンジンにも有効に適用できる。
【００５３】以上の説明から、この発明の構成およびそ
の効果が理解できるはずである。この発明の構成要素の
形態、構成および配置は、その要旨から逸脱したり、ま
た重要な利点を犠牲にしたりすることなく種々に変更す
ることができる。したがって、ここで説明した形態はこ
の発明の好適な例示の実施例に過ぎない。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の改良した軸線方向スラスト力補償装
置を組み込むダクトなしファン型ガスタービンエンジン
の斜視図である。
【図２】図１のダクトなしファン型エンジンのタービン
区分の軸線方向断面図である。
【図３】従来の軸線方向スラスト力補償装置の軸線方向
断面図である。
【図４】図３の従来の装置の流体フィルム担持端面の拡
大全面図であり、図３の４−４線に沿って見た部分は図
４の３−３線に沿って見た部分に相当する。
【図５】この発明の改良した軸線方向スラスト力補償装
置の軸線方向断面図である。
【図６】図５の改良装置の流体フィルム担持端面の拡大
全面図であり、図５の６−６線に沿って見た部分は図６
の５−５線に沿って見た部分に相当する。
【図７】従来の装置と改良装置とがそれぞれの界面端面
での同じ非平行状態にどのように反応するかを比較して
示す概略軸線方向断面図である。
【図８】図５の改良装置の拡大した概略軸線方向断面図
で、界面端面を大体平行な関係に維持する一次および二
次補償モーメント力の発生を説明する図である。
【図９】図８の改良装置の二次圧力バランス機構の変形
形態を示す概略軸線方向断面図である。
【図１０】図８の改良装置の二次圧力バランス機構の別
の変形形態を示す概略軸線方向断面図である。
【符号の説明】
１０　　ガスタービンエンジン １２　　軸線方向スラスト力補償装置 １８、２０　　ロータ ４６　　ガス流 ４８、５０　　タービンブレード ５２　　シール ７８　　非回転環状部品 ８０　　回転環状部品 ７８Ａ、８０Ａ　　環状端面 ８２　　一次流体圧バランス機構 ８４　　静止環状ハウジング ９２　　ロータ ９４　　ポケット ９４Ａ、９４Ｂ　　溝 ９６、９８　　制御オリフィス １０８　　シールリング １１０　　二次流体圧バランス機構 １１２、１１４　　導管 １１６、１１８　　隔室 １２０　　シールリング １２８、１３０　　導管

Claims (20)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】相対回転できる第１および第２構造体を有
    するガスタービンエンジンに用いる軸線方向スラスト力
    補償装置おいて、（ａ）上記第１エンジン構造体に装着
    され、環状端面を有する第１環状部品と、（ｂ）上記第
    ２エンジン構造体に装着され、上記第１環状部品の環状
    端面と対向しかつ向かい合う環状端面を有する第２環状
    部品と、（ｃ）上記第１環状部品に画定された一次流体
    圧バランス手段とを備え、この一次圧力バランス手段は
    、別々の外側および内側流体流れを上記第１部品を通し
    て、第１および第２部品の両端面間の外側および内側領
    域に、これらの領域で上記両端面間に存在する分離の量
    に応じた圧力で、それぞれ形成し、上記圧力での別々の
    流体流れは上記両端面の間にかつそれと接触関係で流れ
    る流体のフィルムを生成し、この流体フィルムが発生す
    る一次補償モーメント力が上記両端面に作用して上記両
    端面を大体平行な関係に維持する軸線方向スラスト力補
    償装置。
  2. 【請求項２】上記一次圧力バランス手段は、上記第１環
    状部品の環状端面に画定された複数の静水ポケットを含
    み、上記各ポケットは上記環状端面の別個の円弧状部分
    に延在し、かつ上記第２環状部品の端面に向かい合い、
    上記各ポケットは互いに連結されていない１対の半径方
    向に離間した別々の外側および内側円弧状溝により形成
    された請求項１に記載の装置。
  3. 【請求項３】上記一次圧力バランス手段は、上記第１環
    状部品に画定され、加圧流体流れを受け取る複数の外側
    および内側流れ制御オリフィスも含み、上記外側オリフ
    ィスは上記外側溝に開口し、上記内側オリフィスは上記
    内側溝に開口して、上記内側および外側流体流れを上記
    外側および内側溝に、上記第１および第２環状部品の両
    端面間に存在する分離の量に応じた上記圧力で連通する
    請求項２に記載の装置。
  4. 【請求項４】さらに、上記第２環状部品に画定された二
    次流体圧バランス手段を備え、この二次圧力バランス手
    段は、上記一次圧力バランス手段が生成する一次補償モ
    ーメント力をおぎなう二次補償モーメント力を生成して
    、上記第１および第２部品の両端面間の非平行関係の大
    きさを限定する請求項１に記載の装置。
  5. 【請求項５】上記二次圧力バランス手段は、上記第２環
    状部品に形成された複数の第１および第２導管を含み、
    これらの第１および第２導管は、第２部品の円周方向に
    離間し、相互に交差せず、第２部品を横切って上記端面
    からその反対側の端面に向かって大体反対の傾斜関係で
    延在する請求項４に記載の装置。
  6. 【請求項６】上記二次圧力バランス手段はさらに、上記
    第２部品の反対側端面に画定された外側および内側環状
    隔室を含み、上記第１および第２導管は、上記第１部品
    の端面に設けた外側および内側溝と上記第２部品の反対
    側端面に設けた内側および外側隔室との間に延在し、か
    つ両者間を流れ連通する請求項５に記載の装置。
  7. 【請求項７】上記二次圧力バランス手段はさらに、半径
    方向に離間し、相互に交差しない複数の第３および第４
    導管を含み、これらの第３および第４導管は、上記第１
    および第２導管とそれぞれ交差し、上記第１および第２
    導管と上記第２部品の互いに反対側の環状外面および内
    面との間に延在し、かつ両者間を流れ連通する請求項５
    に記載の装置。
  8. 【請求項８】上記第１および第２導管は上記第２部品の
    反対側端面まで延在し、そこで開口する請求項７に記載
    の装置。
  9. 【請求項９】上記第１および第２導管は上記第２部品を
    横切る途中で終端し、そこで上記第３および第４導管と
    それぞれ交差する請求項７に記載の装置。
  10. 【請求項１０】互いに向かい合う環状キャビティがそれ
    ぞれ設けられた相対回転できる第１および第２構造体を
    有するガスタービンエンジンに用いる軸線方向スラスト
    力補償装置おいて、（ａ）上記第１エンジン構造体の環
    状キャビティ内に装着され、環状端面を有する第１環状
    部品と、（ｂ）上記第２エンジン構造体の環状キャビテ
    ィ内に装着され、上記第１環状部品の環状端面と対向し
    かつ向かい合う環状端面を有する第２環状部品と、（ｃ
    ）上記第１環状部品に画定された一次流体圧バランス手
    段とを備え、この一次圧力バランス手段は、別々の外側
    および内側流体流れを上記第１部品を通して、第１およ
    び第２部品の両端面間の外側および内側領域に、これら
    の領域で上記両端面間に存在する分離の量に応じた圧力
    で、それぞれ形成し、上記圧力での別々の流体流れは上
    記両端面の間にかつそれと接触関係で流れる流体のフィ
    ルムを生成し、この流体フィルムが発生する一次補償モ
    ーメント力が上記両端面に作用して上記両端面を大体平
    行な関係に維持し、さらに（ｄ）上記第２環状部品に画
    定された二次流体圧バランス手段を備え、この二次圧力
    バランス手段は、上記一次圧力バランス手段が生成する
    一次補償モーメント力をおぎなう二次補償モーメント力
    を生成して、上記第１および第２部品の両端面間の非平
    行関係の大きさを限定する軸線方向スラスト力補償装置
    。
  11. 【請求項１１】上記一次圧力バランス手段は、上記第１
    環状部品の環状端面に画定された複数の静水ポケットを
    含み、上記各ポケットは上記環状端面の別個の円弧状部
    分に延在し、かつ上記第２環状部品の端面に向かい合い
    、上記各ポケットは互いに連結されていない１対の半径
    方向に離間した別々の外側および内側円弧状溝により形
    成された請求項１０に記載の装置。
  12. 【請求項１２】上記一次圧力バランス手段は、上記第１
    環状部品に画定され、加圧流体流れを受け取る複数の外
    側および内側流れ制御オリフィスも含み、上記外側オリ
    フィスは上記外側溝に開口し、上記内側オリフィスは上
    記内側溝に開口して、上記内側および外側流体流れを上
    記外側および内側溝に、上記第１および第２環状部品の
    両端面間に存在する分離の量に応じた上記圧力で連通す
    る請求項１１に記載の装置。
  13. 【請求項１３】さらに、上記第１部品を上記第１エンジ
    ン構造体の環状キャビティ内に密封関係で装着する手段
    を備え、この密封装着手段は上記第１部品が上記キャビ
    ティ内で第１エンジン構造体に対して軸線方向に移動す
    るのを許す請求項１０に記載の装置。
  14. 【請求項１４】さらに、上記第２部品を上記第２エンジ
    ン構造体の環状キャビティ内に密封関係で装着する手段
    を備える請求項１０に記載の装置。
  15. 【請求項１５】上記二次圧力バランス手段は、上記第２
    環状部品に形成された複数の第１および第２導管を含み
    、これらの第１および第２導管は、第２部品の円周方向
    に離間し、相互に交差せず、第２部品を横切って上記端
    面からその反対側の端面に向かって大体反対の傾斜関係
    で延在する請求項１０に記載の装置。
  16. 【請求項１６】上記二次圧力バランス手段はさらに、上
    記第２部品の反対側端面に上記第２エンジン構造体の環
    状キャビティと流れ連通関係で画定された外側および内
    側環状隔室を含み、上記第１および第２導管は、上記第
    １部品の端面に設けた外側および内側溝と上記第２部品
    の反対側端面に設けた内側および外側隔室との間に延在
    し、かつ両者間を流れ連通する請求項１５に記載の装置
    。
  17. 【請求項１７】上記外側および内側隔室は上記第２部品
    の反対側端面に、そこから突出し、第２エンジン構造体
    にその環状キャビティ内で接触するランド構造体により
    形成された請求項１６に記載の装置。
  18. 【請求項１８】上記二次圧力バランス手段はさらに、半
    径方向に離間し、相互に交差しない複数の第３および第
    ４導管を含み、これらの第３および第４導管は、上記第
    １および第２導管とそれぞれ交差し、上記第１および第
    ２導管と上記第２部品の互いに反対側の環状外面および
    内面との間に延在し、かつ両者間を流れ連通する請求項
    １５に記載の装置。
  19. 【請求項１９】上記第１および第２導管は上記第２部品
    の反対側端面まで延在し、そこで開口する請求項１８に
    記載の装置。
  20. 【請求項２０】上記第１および第２導管は上記第２部品
    を横切る途中で終端し、そこで上記第３および第４導管
    とそれぞれ交差する請求項１８に記載の装置。
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