- 締切済み
エアシリンダの瞬間衝撃値を計算する方法
- エアシリンダの型番はSMC社製のMXS8-30ASです。
- シリンダの条件は、直径φ8、使用圧力0.4MPa、スピード:1.5往復/sec、ストローク:10mm、受圧面積:101(mm2)です。
- この条件における衝撃荷重値と押し荷重値の求め方を教えてください。
- みんなの回答 (3)
- 専門家の回答
みんなの回答
関連するQ&A
- 油圧プレス機の機器選定のための計算確認
油圧門型プレス機(500kN仕様)の製作する計画を立てています。 シリンダーは複動式の新品を、油圧ユニットは中古を選ぶ予定です。 機器選定に必要な各種 算をENERPAC社のweb上の基本計算プログラムとISHINO TEC社の簡易計算機の両方を利用し、基準とするシリンダはENERPAC社のNR5300Tを基にシリンダ出力計算、必要圧力、流量計算をしました。 (NR5300Tの仕様) 能力:495kN ,ストローク:300mm , 受圧面積(押側):70.8cm2 シリンダ外径(ボア径)95φ , ピストンロッド径:60mmです。 (ISHINO TEC社の簡易計算機の計算結果) 必要なP:圧力=6.98Mpa 伸び側推力F1=495kN 縮み側推力F2=297kN 伸び側速度V1=18mm/secと仮定する。 縮み側速度V2=30mm/sec 必要な流量Q=7.66L/min 配管選定:管内流速3.5mm/secのとき流量Q=7.66L/min→配管内径φd=6.81mm 動力算出:圧力P=6.98Mpa Q=7.66L/min 係数80%(ベーンポンプ想定) W=0.71kw/h (ENERPAC社基本計算プログラムの結果) 出力=495kN 圧力=69.92Mpa 受圧面積70.8cm2 シリンダの必要油量=21240cm3 受圧面積70.8cm2 ストローク=300mm シリンダの作動速度=18mm/sec ポンプ流量=7.65l/min 受圧面積70.8cm2 上記の結果を踏まえて機器選定すると 油圧ユニットは0.75kwからのモーターを選定、ポンプの最高圧力は7Mpaから選定可能。油圧ユニットを選定する際は安価に抑えるためベーンポンプを選ぶつもりです。ベーンポンプ の圧力は構造上*7Mpa程度が限界(*参考書参照) 水槽は30L( 7.66l/minの3倍以上)、ホース内径9.5mm 、ホースの最高使用圧力:14Mpa以上(安全のため) (質問1):ENERPAC社の基本計算プログラムで計算すると69.92Mpaになります。 (これらの値の違いはENERPAC社の油圧基本計算ページの(計算例3)にあてはめると 圧力=出力÷受圧面積×10のためです。 ENERPAC社の基本計算プログラムは自社の電動ポンプ(ピストンポンプ?)を使用想定で高圧時の計 算(圧力=出力÷受圧面積×10)で算出しているのでしょうか? (質問2):上記の計算数値の入力に間違い、僕の認識違いはあるでしょうか? 独学で勉強しているため油圧に対して見識ある方の意見、僕の認識違いがあれば指摘して頂きたく質問しました。 どうぞ宜しくお願いします。 (参照URL) (ENERPAC社シリンダNR5300T仕様書ページ)http://www.enerpac.co.jp/products/pdf/catalog/cat_nr_series.pdf (ENERPAC 基本計算プログラム) http://www.enerpac.co.jp/downlods/technical/press/index.html (ISHINO TEC簡易計算機ページ) http://www.ishinotec.com/explain/calculation (ENERPAC社の基本計算について)http://www.enerpac.co.jp/downlods/technical/pdf/Basic_calculation.pdf
- ベストアンサー
- 機械設計
- 衝撃圧力による板の変形量の計算
圧力が付加されるSUS板の強度の評価に悩んでいます。 圧力は、衝撃的であり、その大きさ、時間は実験で既知です。 (具体的には、1.5[MPa]、0.5[sec]程度です。) 圧力×受圧面積×時間 = 力積 の次元。 これをエネルギの次元に換算(これがよくわかりません。)し、 SUS板の弾性ひずみエネルギに変換されたとして、変形量を求める。 とのイメージでいますが、具体的な手法をご存知の方はいらっしゃいませんか。 なお、SUS板は9tφ600の球R形状ですが、 面倒なら、平板で計算しようと思っています。
- 締切済み
- 機械設計
- アキュムレータを使用したシリンダ流量について。
アキュムレータを使用した油圧シリンダー速度について質問です。 ポンプ圧力は17Mpa、吐出量は30L/minのポンプを使用、シリンダは片ロッドシリンダーでシリンダーサイズはチューブ径(ピストン径)60mm、ロッド径16mm、ストローク16mm で、マシンのサイクルの空き時間で容量10Lのアキュムレータに17Mpaほど蓄圧し、ストローク16mmを0.1sで作動させたいのですが、 上記サイズシリンダーで0.1sで16mm作動させる流量計算はどのように計算したら良いのでしょうか? 平均速度の計算では単純にQ=VAの式で計算できると思うのですが(V=160mm/S、A=28cm^2) この場合等加速度運動での計算になると思うのですが シリンダの摩擦抵抗などを除いた場合での 16mmのストロークを0.1Sで作動させる流量計算を教えて頂きたいです。 60mmのチューブ径を16mmのストロークですので、必要油量は45CCほど、10L容量のアキュムレータで最高作動圧力17Mpa、最低作動圧力16.5Mpa、アキュムレータのガス封入圧力は13Mpaとすると、アキュムレータは100CCは吐出する事になると思いますので、上記シリンダ必要油量も確保できると思うのですが実際にシリンダーが必要な流量を加速度を考慮した計算で求めたいです。 シリンダーの最低作動圧力は13Mpaほどですので、アキュムレータの最高圧力から最低圧までの範囲で十分作動する圧力です。 どなたか分かる方、計算方法を教えてください。
- ベストアンサー
- 機械保全
- フィルム(ウェブ)行程でニップロール圧力関して
初めまして、ウェブの製造する工程でニップロール(ゴム)の圧力を エーアシリンダ(SMC社)を使って両側をシャプトを押してあつりょくを加えているんですが、実際フィルム側の圧力を計算したいです、 例えば、エアシリンダの圧力条件が、約0.2Mpa(N/mm2)、ロールの幅(2000mm) 時このニップロールがしているの実際圧力はどうして計算しますか? プーリスケイルを使って0.2Mpaの条件でプリスケイル線の面積がロールの 幅(2000mm)x ゴムの変形によって10mm水準でした、 それでは、0.2Mpa(N/mm2)*2000mm*10mm =4000N ただしですか? もし、ゴムがなくて鉄の材質のロールを同じ圧力条件でプリスケイル使って、 押せば鉄の変形しなくて、面積がロール幅(2000mm)x 0.1mm 水準が出れば、 0.2Mpa(N/mm2)*2000mm*0.1mm =40N ですが このまま計算することがないと思うんですが、自分で考えはゴムより鉄の側のほうが荷重がもっと大きくなると思うんですけれど、お願いいただき、この計算する方法について教えてください、また、プリスケイル測定すればゴムのほうが鉄より面積は広いですが、 プリスケイルの赤い色は鉄のほうがもっと強くて、この部分が理解することが難しいだから、この計算する方式について、お願いいたします。
- 締切済み
- プレス金型
- エアシリンダの推力に関する質問です
チューブ径100のシリンダで上向きにシリンダから200mm偏心しているワークを上下さす場合、必要推力の計算の仕方を教えて下さい。(シリンダのロッドに負荷がかからないようにLMガイドは使用します。) チューブ径100の理論推力392Kg(0.5Mpa)からどれだけおちるのか計算したいのです。
- 締切済み
- 機械設計
- 設計の問題
油圧シリンダの設計についての質問です。 ロッドが最大ストロークに達した状態における座屈荷重を計算してください。 Wk=nπ^2*EI÷l^2 縦弾性係数E(N/mm^2) (ここでは2.06*10^5 N/mm^2とする。) 両支持端がピン継ぎ手の時の端末係数 n=1 断面2次モーメント I(mm^4)は、すべての断面をロッドの断面に置き替えて単純化して計算する。 (ピストンロッド径d1(mm)) また、シリンダ推力(F1)の4倍より計算した座屈荷重(Wk)の大きいことを検証(計算)してください よろしくお願いします。 補足ちなみにチューブ内径は40mmでロッド径は22mストロークの長さは104mm呼び圧力(P)は7MPa最高許容圧力(Pmax)は9MPaである。
- 締切済み
- 物理学
- ストロークエンドに達したときの圧力上昇の理由
いつもお世話になっております. ピストンが動作しているときの圧力より, ストロークエンドに達したときの圧力の方が 高くなる理由を教えてください. 最初,私はこの理由を次の様に考えました. 例えば1MPaの油圧ポンプを使用したとき, ピストンが動作しているとき,すなわち流体が流れているときは, 摩擦などで圧力が降下するためシリンダ内の圧力は0.95MPaとなる. そしてストロークエンドに達したとき,すなわち流体が流れていないときは, 圧力の降下が起こらないためにシリンダ内の圧力は1MPaとなり, 圧力が上がったといえる.以上. しかし,シーケンス弁などがストロークエンドに達したときの 圧力上昇を利用してアクチュエータの順序制御を行っていることを 考えると,上に述べた私の理由は圧力の上昇の程度が小さすぎるので, 間違えだと考えております. ストロークエンドに達したときの圧力上昇の理由を教えてください.
- 締切済み
- 科学