1. はじめに非対称歯形歯車は, 歯車の大きさや材料を変更しないで負荷容量を増大させることができることからロシア航空機の TV7-117( 図 1.1),TV3-117VMA-SBM1,NK-93 ターボプロップエンジンの遊星歯車 ( 図 1.2) などに採用されている 1). この歯車の採用により
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- とき しんまつ
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1 技術資料 1: 非対称歯形歯車の設計 1. はじめに 2. 高圧力角の効果 3. 基準ラック 4. 外歯車の設計例 4.1 歯車寸法, 歯厚 4.2 歯形 4.3 すべり率 4.4 歯面応力解析 4.5 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失 4.6 曲げ応力解析 4.7 伝達誤差解析 4.8 寿命, スカッヒング発生確率 5. 内歯車の設計例 5.1 歯車寸法 5.2 歯形 5.3 すべり率 5.4 歯面応力解析 5.5 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失 5.6 曲げ応力解析 5.7 伝達誤差解析, 寿命 5.8 寿命, スカッヒング発生確率 6. 対称歯形との応力比較 ( 軸の取り付け誤差の影響を含む ), 外歯車 外歯車 6.1 歯車寸法 6.2 歯形, すべり率 6.3 歯面応力解析 6.4 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失 6.5 曲げ応力解析 6.6 伝達誤差解析 6.7 寿命, スカッヒング発生確率 7. 対称歯形との応力比較 ( 軸の取り付け誤差の影響を含む ), 外歯車 内歯車 7.1 歯車寸法 7.2 歯形, すべり率 7.3 歯面応力解析 7.4 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失 7.5 曲げ応力解析 7.6 伝達誤差解析 7.7 寿命, スカッヒング発生確率 8. まとめアムテック有限会社 大阪市港区弁天 プリオタワー fax ueda@amtecinc.co.jp 1 No ( 住所変更 )
2 1. はじめに非対称歯形歯車は, 歯車の大きさや材料を変更しないで負荷容量を増大させることができることからロシア航空機の TV7-117( 図 1.1),TV3-117VMA-SBM1,NK-93 ターボプロップエンジンの遊星歯車 ( 図 1.2) などに採用されている 1). この歯車の採用により旧型の AI-20 のギヤボックスと AI-24 ターボプロップエンジンに比して約 50% 低い出力トルク比と軽量化に成功している 1). 現在では非対称歯形歯車の用途は限定されているが, 一般産業機械にも徐々に採用される機運がある. 非対称歯形歯車は, 創成歯切り加工も研削 ( 創成および成形 ) も可能なことから現在稼働中の歯車装置にも容易に置き換えが可能である. 圧力角が 25 や 27 の歯車は, 製鉄所の圧延機のような高負荷歯車装置には曲げ強度の向上から採用されているが, 非対称歯形歯車は作用歯面に高圧力角 (30 以上 ) を有する歯形である. 両歯面を高圧力角の対称歯形とすると歯先尖りとなるため歯形が成立しない. そのため歯たけを保つためには必然的に非対称歯形にする必要がある. 本稿では, 非対称歯形歯車の寸法, 歯形, 応力解析, 伝達誤差解析などの例を示し対称歯形歯車との比較や設計上の注意点などを示す. E3%83%BC%E3%83%A2%E3%83%95_TV7-117 図 1.1 TV-117 ターボプロップエンジン 図 1.2 TV7-117S turboprop engine gearbox planet gear and internal gear 2. 高圧力角の効果 2) かみ合い圧力角を大きくすることでヘルツ応力などがどのように変化するかを検討する. 検討する歯車諸元 ( 図 2.1) は,m=1, z 1 =z 2 =50, β=0, x n1 =x n2 =0, b=10mm, T=100N m, n=1000min -1 とし, 作用側圧力角 α nr のみ 20~45 の範囲で変化させて計算した. 圧力角を大きくすることで歯形が成立しない場合があるが, 反作用側歯面の圧力 角 α nl は無視している. 図 2.2 に非対称歯形のかみ合い図 2) を示す. その結果, 図 2.3~2.6 に示すように, かみ合い圧力角 20 のとき σ H =1899MPa のヘルツ応力が, 圧力角 35 では, σ H =1573MPa(1/1.21 倍 ) と低下し, すべり率も 1/3.3 倍小さくなっている. しかし, 正面かみ合い率は 1/1.34 低 下するとともに軸受荷重 F r は 1.9 倍に増加することに注意しなければならない. 図 2.1 歯車諸元 (α nr =30, α nl =17 ) の例図 2.2 歯形 (α nr =30 かみ合い ) 2
3 Contact ratio εa Sliding ratio Bearing load [N] Hertzian stress σh [MPa] Pressure angle (deg.) 図 2.3 ヘルツ応力の変化 Pressure angle (deg.) 図 2.4 正面かみ合い率 F n F r Pressure angle (deg.) 図 2.5 すべり率 Pressure angle (deg.) 図 2.6 軸受荷重 3. 基準ラック非対称歯形歯車の基準ラックを図 3.1 のように定義すると対称歯形と異なるのは, 歯面左右の圧力角のみであるが, 歯たけや歯元半径は対称歯形歯車より制約を受けやすい. 例えば,α nl =30,α nr =17 の場合,r ol =0.380 と設定すると r ol の最大値は であるため対称歯形のように左右の歯元半径を ro=0.380 と設定することができない. このように非対称歯形歯車の基準ラックを設定する場合は注意が必要である. ただし, ソフトウェアでは入力範囲を表示 ( 入力制限 ) しているため容易に設定することができる. P=πm S P-S hao α nl α nr hfo r ol r or cko 図 3.1 基準ラック 4. 外歯車の設計例 4.1 歯車寸法の設定非対称歯形歯車を設計することができるソフトウェアは 2 種類ある. まず,1 つ目は寸法, 強度計算 ( 鋼, 樹脂 ), 歯形生成 (CAD データ出力 ), 軸受荷重, 歯当たり解析ができる involute ASM 2) ( カタログ vol.17, 28 頁 ) と, 2 つ目は,FEM による応力解析 ( 歯面応力, 曲げ応力, 変位, フラッシュ温度, 油膜厚さ, 摩擦係数分布など ) 3
4 用ソフトウェアの CT-FEM ASM 3) ( カタログ vol.17, 79 頁 ) である. 本書では, 応力解析を主として説明するため CT-FEM ASM での説明を主とする. 非対称歯形歯車の設計例として諸元および寸法を図 4.1.1~4.1.4 に示す. また, 図 および図 にオーバーボール寸法 ( ボール位置 ) を示す. なお, 非対称歯形歯車は基礎円が 2 種類のため, またぎ歯厚は成立しないことを承知しておく必要がある. 図 歯車諸元 図 面取り設定 図 歯車寸法 図 歯車かみ合い寸法 (a) ピニオン (b) ギヤ図 オーバーボール寸法 ( ボール配置 ) 4
5 d p d p d m d m (a) 外歯 ( 偶数歯 ) (b) 外歯 ( 奇数歯 ) d p d m d p d m (c) 内歯 ( 偶数歯 ) (d) 内歯 ( 奇数歯 ) 図 非対称歯形歯車のオーバーピン寸法 ( ビトイーンピン寸法 ) 4.2 歯形 歯のかみ合いを図 4.2.1~4.2.4 に示す. 以後の応力解析などは, 図 のかみ合い (α n =30 ) で検討する. ま た, 非対称歯形歯車の歯形は, 図 および図 のように出力 2) することができる. 図 かみ合い (α n =30 ) 5
6 図 かみ合い (α n =17 ) (a) α n =30 (b) α n =17 図 歯形に関する数値 (a) ピニオンから観察 図 レンダリング (α n =30 ) (b) ギヤから観察 (a) 外歯車 図 CAD 作図例 (3D-IGES) (b) 内歯車 (a) 外歯車 図 CAD 作図例 (2D-DXF) 6 (b) 内歯車
7 4.3 すべり率歯のかみ合いとかみ合いグラフを図 4.3.1~4.3.4 に示す. 図 は正面かみ合い率が εa=1.21 であることから作用線が 3 本表れているが, 図 は正面かみ合い率が εa=0.945 であるため作用線は 1 本である. 図 の縦の赤線はピニオンの作用線長さ mm を示している. また, かみ合い図とかみ合いグラフは連動しているため, 図 と図 4.3.2, そして図 と図 のように作用線と歯のかみ合いの関係が良く解る. このことより図 の最悪荷重点に合わせたグラフは, 図 のピニオン歯先位置と作用線が一致 ( 図中 印 ) している. 図 かみ合い (α n =30 ) 図 かみ合いグラフ (α n =30 ) 図 かみ合い (α n =17 ) 図 かみ合いグラフ (α n =17 ) 図 すべり率 (α n =30 ) 図 すべり率 (α n =17 ) 4.4 歯面応力解析図 の歯車 ( 図 の面取り含む ) に図 のトルクを与えたときの歯面応力解析を行う. ただし, 両歯車とも無修整歯形とし, ピニオンにのみピッチ誤差 10μm を与え図 のように, 食い違い誤差と平行度誤差を与えるものとする. なお, 対称歯形との応力比較は 6 章に示す. 7
8 図 トルク設定 図 解析条件 応力解析の結果, 図 のように歯面最大応力は,σ Hmax =2080MPa であり, 図 のように σ H =2080~2000 の範囲を示す歯面の位置はピニオン歯元とギヤ歯先であることが解る. なお, 図 の歯面応力分布でも解るよ うに歯面中央部の歯面応力は σ Hmax =1702MPa( 強度計算式での評価領域 ) である. (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =2080MPa) (b) ギヤ (a) ピニオン (b) ギヤ図 歯面応力最大位置 (σ Hmax =2080MPa) 8
9 (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =2080MPa) (b) ギヤ 4.5 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失フラッシュ温度計算のため, 回転速度, 歯面粗さ, 潤滑条件を図 のように設定した. また, 材質によって熱伝導率が異なるため図 で材料を選択する. フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, そして動力損失の計算結果を図 4.5.3~4.5.6 に示す. 図 フラッシュ温度設定 図 材料選択 図 フラッシュ温度 (T flmax =64.6 ) 図 摩擦係数 (μ max =0.081) 9
10 図 油膜厚さ (λ min =0.193μm) 図 動力損失 (W max =36.3W/mm 2 ) 4.6 曲げ応力解析 FEM 解析を行うため図 の条件で自動メッシュ生成すると図 のようにピニオンの要素数は 79870, ギ ヤの要素数は である.FEM メッシュを図 に, 応力解析結果を図 に示す. 図 FEM メッシュ生成 (a) ピニオン 図 要素数 (c) ギヤ (a) 3D 表示 (b) ピニオン正面 (c) ギヤ正面 図 FEM メッシュ (a) 1 対歯車 (b) ピニオン (σ 1max =753MPa) (c) ギヤ (σ 1max =947MPa) 図 FEM 解析結果 (σ 1 ) 10
11 σ1max(mpa) ピニオン回転角における歯元応力 ( 最大主応力の最大値 σ 1max ) を図 に示す. ピニオン回転角 θp= 付近の応力は, 図 で与えたピッチ誤差の影響によるものである. また, ピニオン回転角 θp= と θp= そして θp=3.517 における応力分布を図 4.6.6~4.6.8 に, 変位図を図 4.6.9~ に示す. Pinion Gear 図 FEM 解析結果 (σ 1max ) ピニオン回転角 (deg) (a) ピニオン (σ 1max =600MPa) (b) ギヤ (σ 1max =723MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp= ) (a) ピニオン (σ 1max =749MPa) (b) ギヤ (σ 1max =947MPa) 図 FEM 解析結果 (θp= ), 最大主応力, ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (σ 1max =587MPa) (b) ギヤ (σ 1max =694MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp=3.517 ) 11
12 (a) ピニオン (δ max =32.5μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp= ) (b) ギヤ (δ max =46.2μm) (a) ピニオン (δ max =46.5μm) (b) ギヤ (δ max =59.9μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp= ), ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (δ max =44.8μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp=3.517 ) (b) ギヤ (δ max =46.9μm) 4.7 伝達誤差解析 伝達誤差解析結果を図 に, フーリエ解析結果を図 に示す. 対称歯形歯車の歯面誤差の影響を考慮し た伝達誤差解析例 ( 実験との対比 ) をカタログ [ 付録 J] に示す. 図 伝達誤差解析結果 (TE=24.6μm) 12 図 フーリエ解析結果
13 4.8 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 に基づいて歯面寿命を計算し, 曲げ応力 (σ 1max ) から図 に基いて曲げ寿命を計算した結果を図 に示す. スカッヒング発生確率は, 式 (4.8.1) から正規分布として計算し, 摩耗の発生確率は図 に基づいている. なお, 対称歯形歯車の解析例 ( 寿命などを含む ) は, カタログ [ 付録 I] に, 動力損失解析例は [ 付録 K] に示す. 図 寿命 図 Pitting resistance stress cycle factor, Z N (4) 図 Bending strength stress cycle factor, Y N (4) 図 Probability of wear distress (5), (%) 図 スカッヒング発生確率, 摩耗の発生確率, 動力損失 K T f max M S D TC (4.8.1) T f max M TC S D :Flash temperature :Mean scuffing temperature :Standard temperature deviation 13
14 5. 内歯車の設計例 5.1 歯車寸法非対称歯形歯車の設計例として諸元および寸法を図 5.1.1~4.1.4 に示す. また, 図 にオーバーボール寸法およびビトイーンボール寸法を示す. 図 歯車諸元 図 面取り設定 図 歯車寸法 図 歯車かみ合い寸法 (a) ピニオン (b) ギヤ図 オーバーボール寸法 ( ボール配置 ) 14
15 5.2 歯形 歯のかみ合いを図 5.2.1~5.2.4 に示す. 以後の応力解析などは図 のかみ合い (α n =30 ) で検討する. 図 では作用線上に 1 ヶ所, 図 では 2 ヶ所 ( 図中 印 ) が接触している. 図 かみ合い (α n =30 ) 図 かみ合い (α n =17 ) (a) α n =30 (b) α n =17 図 歯形に関する数値 (a) ピニオンから観察 図 レンダリング (α n =30 ) (b) ギヤから観察 5.3 すべり率歯のかみ合いとかみ合いグラフを図 5.3.1~5.3.4 に示す. 図 は正面かみ合い率が εa=1.30 であることから作用線が 3 本表れているが, 図 は正面かみ合い率が εa=0.984 であるため作用線は 1 本であり, 図 の縦赤線はピニオンの作用線長さ mm を示している. また, かみ合い図とかみ合いグラフは連動しているため, 図 と図 5.3.2, そして図 と図 のように作用線と歯のかみ合いの関係が良く解る. このことより図 の最悪荷重点に合わせたグラフは, 図 のピニオン歯先位置と作用線が一致 ( 図中 印 ) している. なお, 正面かみ合い率は, 歯先面取り (C 面 ) の大きさを含んでいる. 15
16 図 かみ合い (α n =30 ) 図 かみ合いグラフ (α n =30 ) 図 かみ合い (α n =17 ) 図 かみ合いグラフ (α n =17 ) 図 すべり率 (α n =30 ) 図 すべり率 (α n =17 ) 5.4 歯面応力解析図 の歯車 ( 図 の面取り含む ) に図 のトルクを与えたときの歯面応力解析を行う. ただし, 両歯車とも無修整歯形とし, ピニオンにのみピッチ誤差 10μm を与え図 のように, 食い違い誤差と平行度誤差を与えるものとする. なお, 対称歯形との応力比較は 7 章に示す. 16
17 図 トルク設定 図 解析条件 応力解析の結果, 図 のように歯面最大応力は,σ Hmax =1262MPa であり, 図 のように σ H =1263~1200 の範囲を示す場所はピニオン歯元とギヤ歯先であることが解る. なお, 図 の歯面応力分布でも解るように歯 面中央部の歯面応力は σ Hmax =820MPa である. (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =1262MPa) (b) ギヤ (a) ピニオン (b) ギヤ図 歯面応力最大位置 (σ Hmax =1262MPa) 17
18 (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =1262MPa) (b) ギヤ 5.5 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失フラッシュ温度計算のため, 回転速度, 歯面粗さ, 潤滑条件を図 のように設定した. また, 材質によって熱伝導率が異なるため図 で選択する. フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失の計算結果を図 ~5.5.6 に示す. 図 フラッシュ温度設定 図 材料選択 図 フラッシュ温度 (T flmax =15.4 ) 図 摩擦係数 (μ max =0.073) 18
19 図 油膜厚さ (λ min =0.280μm) 図 動力損失 (W max =15.6W/mm 2 ) 5.6 曲げ応力解析 FEM 解析を行うため図 の条件で自動メッシュ生成すると図 のようにピニオンの要素数は 54244, ギ ヤの要素数は である.FEM メッシュを図 に, 応力解析結果を図 に示す. 図 FEM メッシュ生成 (a) ピニオン 図 要素数 (c) ギヤ (a) 3D 表示 (b) ピニオン正面 (c) ギヤ正面 図 FEM メッシュ (a) 1 対歯車 (b) ピニオン (σ 1max =558MPa) (c) ギヤ (σ 1max =541MPa) 図 FEM 解析結果 (σ 1 ) 19
20 σ1max(mpa) 回転角度における歯元応力 ( 最大主応力の最大値 σ 1max ) を図 に示す. ピニオン回転角 θp= 付近の 応力は, 図 で与えたピッチ誤差の影響によるものである. また, ピニオン回転角 θp= と θp= そして θp=4.198 における応力分布を図 5.6.6~5.6.8 に, 変位図を図 5.6.9~ に示す. Pinion Gear 図 FEM 解析結果 (σ 1max ) ピニオン回転角 (deg) (a) ピニオン (σ 1max =380MPa) (b) ギヤ (σ 1max =388MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp= ) (a) ピニオン (σ 1max =558MPa) (b) ギヤ (σ 1max =506MPa) 図 FEM 解析結果 (θp= ), 最大主応力, ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (σ 1max =352MPa) (b) ギヤ (σ 1max =390MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp=4.198 ) 20
21 (a) ピニオン (δ max =27.6μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp= ) (b) ギヤ (δ max =30.7μm) (a) ピニオン (δ max =47.0μm) (b) ギヤ (δ max =27.3μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp= ), ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (δ max =31.4μm) 図 FEM 解析結果, 変位 (θp=4.198 ) (b) ギヤ (δ max =28.4μm) 5.7 伝達誤差解析, 寿命 伝達誤差解析結果を図 にフーリエ解析結果を図 に示す. 対称歯形歯車 ( 外歯車 外歯車 ) の伝達誤 差解析例をカタログ [ 付録 J] に示す. 図 伝達誤差解析結果 (TE=36.0μm) 21 図 フーリエ解析結果
![なお, 対称歯形歯車の解析例 ( 寿命などを含む ) は, カタログ [ 付録 I] に, 動力損失解析例は [ 付録 K] に示す. 図 4.8.1 寿命 図 4.](/docs-images/92/110834968/images/22-2.jpg "8.5 スカッヒング発生確率, 摩耗の発生確率 6. 対称歯形との応力比較 ( 軸の取り付け誤差の影響を含む ), 外歯車 外歯車 6.")
22 5.8 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 に基づいて歯面寿命を計算し, 曲げ応力 (σ 1max ) から図 に基いて曲げ寿命を計算した結果を図 に示す. スカッヒング発生確率は, 式 (4.8.1) から正規分布として計算した. また, 摩耗の発生確率は図 に基づいている. なお, 対称歯形歯車の解析例 ( 寿命などを含む ) は, カタログ [ 付録 I] に, 動力損失解析例は [ 付録 K] に示す. 図 寿命 図 スカッヒング発生確率, 摩耗の発生確率 6. 対称歯形との応力比較 ( 軸の取り付け誤差の影響を含む ), 外歯車 外歯車 6.1 歯車寸法の設定対称歯形歯車の応力解析ソフトウェアとして CT-FEM Operaⅲがあるが,CT-FEM ASM の圧力角を等しく設定することで対称歯形歯車の応力解析が可能である. ここでは 4. 外歯車の設計例と同様の解析を行い, 非対称歯形歯車と対称歯形歯車を比較する. 図 歯車諸元 図 面取り設定 22
23 図 歯車寸法 図 歯車かみ合い寸法 (a) ピニオン (b) ギヤ 図 オーバーボール寸法 ( ボール配置 ) 6.2 歯形 歯のかみ合いを図 に, 歯形レンダリングを図 に示す. また, かみ合いグラフおよびすべり率グラ フを図 6.2.3, 図 に示す. 図 かみ合い (α n =20 ) 図 レンダリング (α n =20 ) 図 かみ合いグラフ (α n =20 ) 図 すべり率 (α n =20 ) 23
24 6.3 歯面応力解析図 の歯車 ( 図 の面取り含む ) に図 と同じ条件で歯面応力解析を行った結果, 図 のように歯面最大応力は σ Hmax =2417MPa であり, 図 に示す非対称歯形歯車の歯面応力 (σ Hmax =2080MPa) に比して 16% 増加していることが解る. (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =2417MPa) (b) ギヤ 6.4 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失フラッシュ温度計算のための設定値は図 と同じとした. フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失は図 6.4.1~6.4.4 に示すように, フラッシュ温度は 33.4 高く, 摩擦係数は 増加し, 油膜厚さは 0.068μm 小さく, 動力損失は 8.9 W/mm 2 大きくなった. 図 フラッシュ温度 (T flmax =98.0 ) 図 摩擦係数 (μ max =0.090) 図 油膜厚さ (λ min =0.125μm) 図 動力損失 (W max =45.2 W/mm 2 ) 6.5 曲げ応力解析 FEM 解析を行うため図 と同じ条件で自動メッシュ生成すると図 のようにピニオンの要素数は 73035, 24
25 σ1max(mpa) ギヤの要素数は である. 応力解析結果を図 に示すが, 非対称歯形歯車では図 のようにピニオンの歯元応力は σ 1max =753MPa であるが, 対称歯形歯車では σ 1max =814MPa と 8% 大きく, ギヤの歯元応力の σ 1max = 947MPa は, 対称歯形歯車では σ 1max =956MPa とほぼ等しい. 回転角度における歯元応力を図 に示す. また, ピニオン回転角 θp= と θp=3.773 そして θp=10.01 における応力分布を図 6.5.4~6.5.6 に示す. (a) 3D 表示 (b) ピニオン正面 (c) ギヤ正面 図 FEM メッシュ (a) 1 対歯車 (b) ピニオン (σ 1max =814MPa) (c) ギヤ (σ 1max =956MPa) 図 FEM 解析結果 (σ 1 ) Pinion Gear 図 FEM 解析結果 (σ 1max ) ピニオン回転角 (deg) (a) ピニオン (σ 1max =567MPa) (b) ギヤ (σ 1max =669MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp= ) 25
![対称歯形歯車の歯面誤差の影響を考慮し た伝達誤差解析例 ( 実験との対比 ) をカタログ [ 付録 J] に示す. 図 6.6.1 伝達誤差解析結果 (TE=21.9μm) 図 6.6.2 フーリエ解析結果 6.7 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 4.8.](/docs-images/92/110834968/images/26-3.jpg "2 に基づいて歯面寿命を計算し, 曲げ応力 (σ 1max ) から図 4.8.3 に基いて曲げ寿命を計算した. その結果を図 6.7.1 に示す. 図 6.7.2 のスカッヒング発生確率は, 式 (4.8.1) から正規分布として計算した. また, 摩耗の発生確率は図 4.8.4 に基づいている.")
26 (a) ピニオン (σ 1max =670MPa) (b) ギヤ (σ 1max =902MPa) 図 FEM 解析結果 (θp=3.773 ), 最大主応力, ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (σ 1max =776MPa) (b) ギヤ (σ 1max =956MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp=10.01 ) 6.6 伝達誤差解析, 寿命 伝達誤差解析結果を図 に, フーリエ解析結果を図 に示す. 対称歯形歯車の歯面誤差の影響を考慮し た伝達誤差解析例 ( 実験との対比 ) をカタログ [ 付録 J] に示す. 図 伝達誤差解析結果 (TE=21.9μm) 図 フーリエ解析結果 6.7 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 に基づいて歯面寿命を計算し, 曲げ応力 (σ 1max ) から図 に基いて曲げ寿命を計算した. その結果を図 に示す. 図 のスカッヒング発生確率は, 式 (4.8.1) から正規分布として計算した. また, 摩耗の発生確率は図 に基づいている. なお, 対称歯形歯車の解析例 ( 寿命などを含む ) は, カタログ [ 付録 I] に, 動力損失解析例は [ 付録 K] に示す. 26
27 図 寿命 図 スカッヒング発生確率, 摩耗の発生確率 7. 対称歯形との応力比較 ( 軸の取り付け誤差の影響を含む ), 外歯車 内歯車 7.1 歯車寸法の設定圧力角を 20 として 5. 内歯車の設計例と同様の解析を行い, 非対称歯形歯車と対称歯形歯車を比較する. 対称歯形歯車の設計例として諸元および寸法を図 7.1.1~7.1.4 に示す. 図 歯車諸元 図 面取り設定 図 歯車寸法 27 図 歯車かみ合い寸法
28 7.2 歯形 歯のかみ合いを図 に, 歯形レンダリングを図 に示す. また, かみ合いグラフおよびすべり率グラ フを図 6.2.3, 図 に示す. 図 かみ合い (α n =20 ) 図 レンダリング (α n =20 ) 図 かみ合いグラフ (α n =20 ) 図 すべり率 (α n =20 ) 7.3 歯面応力解析図 の歯車 ( 図 の面取り含む ) に図 のトルクを与えたときの歯面応力解析を行う. ただし, 両歯車とも無修整歯形とし, ピニオンにのみピッチ誤差 10μm を与え図 のように, 食い違い誤差と平行度誤差を与えるものとする. 図 トルク設定 図 解析条件 28
29 応力解析の結果, 図 のように歯面最大応力は,σ Hmax =1498MPa であり, 図 に示す非対称歯形歯車の 歯面応力 (σ Hmax =1262MPa) に比して 19% 増加していることが解る. 更に, 応力は図 のほうがピニオン歯元 ( ギヤ歯先 ) で大きく分布していることが解る. (a) ピニオン 図 歯面応力分布 (σ Hmax =1498MPa) (b) ギヤ 7.4 フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失フラッシュ温度計算のための設定値は図 と同じとした. フラッシュ温度, 摩擦係数, 油膜厚さ, 動力損失は図 7.4.1~7.4.4 に示すように, フラッシュ温度は 3.5 高く, 摩擦係数は 増加し, 油膜厚さは 0.112μm 小さく, 動力損失は 1.3 W/mm 2 大きくなった. 図 フラッシュ温度 (T flmax =18.9 ) 図 摩擦係数 (μ max =0.084) 図 油膜厚さ (λ min =0.168μm) 図 動力損失 (W max =16.9 W/mm 2 ) 7.5 曲げ応力解析 FEM 解析を行うため図 と同じ条件で自動メッシュ生成すると図 のようにピニオンの要素数は 51305, ギヤの要素数は である. 応力解析結果を図 に示すが, 非対称歯形歯車では図 のようにピニオン 29
30 σ1max(mpa) の歯元応力は σ 1max =558MPa であるが, 対称歯形歯車では σ 1max =645MPa と 16% 大きい. また, 非対称歯形歯車ギヤの歯元応力は σ 1max =541MPa であるが, 対称歯形歯車では σ 1max =632MPa と 17% 大きい. 回転角度における歯元応力を図 に示す. また, ピニオン回転角 θp= と θp= そして θp=9.197 における応力分布を図 7.5.4~7.5.6 に示す. (a) 3D 表示 (b) ピニオン正面 (c) ギヤ正面 図 FEM メッシュ (a) 1 対歯車 (b) ピニオン (σ 1max =645MPa) (c) ギヤ (σ 1max =632MPa) 図 FEM 解析結果 (σ 1 ) Pinion Gear 図 FEM 解析結果 (σ 1max ) ピニオン回転角 (deg) (a) ピニオン (σ 1max =423MPa) (b) ギヤ (σ 1max =418MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp= ) 30
![J] に示す. 図 7.6.1 伝達誤差解析結果 (TE=31.9μm) 図 7.6.2 フーリエ解析結果 7.](/docs-images/92/110834968/images/31-3.jpg "7 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 4.8.")
31 (a) ピニオン (σ 1max =645MPa) (b) ギヤ (σ 1max =581MPa) 図 FEM 解析結果 (θp= ), 最大主応力, ピッチ誤差 10μm を与えている影響が出ている. (a) ピニオン (σ 1max =399MPa) (b) ギヤ (σ 1max =452MPa) 図 FEM 解析結果, 最大主応力 (θp=9.197 ) 7.6 伝達誤差解析, 寿命 伝達誤差解析結果を図 にフーリエ解析結果を図 に示す. 対称歯形歯車 ( 外歯車 外歯車 ) の歯面誤 差の影響を考慮した伝達誤差解析例 ( 実験との対比 ) をカタログ [ 付録 J] に示す. 図 伝達誤差解析結果 (TE=31.9μm) 図 フーリエ解析結果 7.7 寿命, スカッヒング発生確率歯面応力 (σ Hmax ) から図 に基づいて歯面寿命を計算し, 曲げ応力 (σ 1max ) から図 に基いて曲げ寿命を計算した. その結果を図 に示す. 図 のスカッヒング発生確率は, 式 (4.8.1) から正規分布として計算した. また, 摩耗の発生確率は図 に基づいている. なお, 対称歯形歯車の解析例 ( 寿命などを含む ) は, カタログ [ 付録 I] に, 動力損失解析例は [ 付録 K] に示す. 31
32 図 寿命 図 スカッヒング発生確率, 摩耗の発生確率 8. まとめ非対称歯形歯車と対称歯形歯車の σ Hmax (MPa),σ 1max (MPa), フラッシュ温度 ( ), 摩擦係数 (---), 油膜厚さ (μm), 動力損失 (W/mm 2 ), 寿命 ( 回 ), 伝達誤差 (μm) について比較した結果を以下に示す. 8.1 外歯車 外歯車図 のように (a)~(k) までは非対称歯形歯車が優位であるが (l) の伝達鵜誤差のみ対称歯形歯車のほうが優位である. : 非対称歯形歯車 (α30 ) : 対称歯形歯車 (α20 ) (a) σ Hmax (b) σ 1max (Pinion) (c) σ 1max (Gear) (d) フラッシュ温度 (e) 摩擦係数 (f) 油膜厚さ (g) 動力損失 (h) 寿命 ( 面 Pinion) (i) 寿命 ( 曲 Pinion) (j) 寿命 ( 面 Gear) (k) 寿命 ( 曲 Gear) (l) TE 図 非対称歯形歯車と対称歯形歯車の比較 ( 外歯車 外歯車 ) 32
33 8.2 外歯車 内歯車図 のように (a)~(k) までは非対称歯形歯車が優位であるが (l) の伝達鵜誤差のみ対称歯形歯車のほうが優位である. : 非対称歯形歯車 (α30 ) : 対称歯形歯車 (α20 ) (a) σ Hmax (b) σ 1max (Pinion) (c) σ 1max (Gear) (d) フラッシュ温度 (e) 摩擦係数 (f) 油膜厚さ (g) 動力損失 (h) 寿命 ( 面 Pinion) (i) 寿命 ( 曲 Pinion) (j) 寿命 ( 面 Gear) (k) 寿命 ( 曲 Gear) (l) TE 図 非対称歯形歯車と対称歯形歯車の比較 ( 外歯車 内歯車 ) 以上のように非対称歯形歯車は, 対称歯形歯車に比して全てではないが優位な特性を持つ. 今後, 非対称歯形 歯車の特性を生かした歯車装置などが増えると予想している. 歯面修整および加工についての技術資料は, 順次発行する予定である. 参考文献 (1) A. S. Novikov, V. L. Dorofeyev, Design of optimal geometry, stress, stiffness, vibration and terminology of asymmetrical and HCR gears for aircraft, International Symposium Theory and practice of gearing, January 21-23, 2014, Izhevsk, Russia, pp.139, (2014) (2) ソフトウェア, Gear design software, involute ASM, AMTEC INC. (2013) (3) ソフトウェア, CT-FEM ASM, AMTEC INC. (2014) (4) AGMA2001-C95, Fundamental Rating Factors Calculation Methods for Involute Spur and Helical Gear Teeth,(1995), p.37 (5) AGMA2001-C95, Fundamental Rating Factors Calculation Methods for Involute Spur and Helical Gear Teeth,(1995), p.53 33
円筒歯車の最適歯面修整の設計例 適正な歯面修整で負荷容量の増大を目指すー 目次 1. はじめに 2 2. ` 解析例 ( はすば歯車の例 ) 歯車諸元 (C 面取り ) 歯車諸元 (R 面取り ) 最適歯面修整 歯先修整 + 歯先
円筒歯車の最適歯面修整の設計例 適正な歯面修整で負荷容量の増大を目指すー 2019.02.25 目次 1. はじめに 2 2. ` 解析例 ( はすば歯車の例 ) 2 2.1 歯車諸元 (C 面取り ) 2 2.2 歯車諸元 (R 面取り ) 7 2.3 最適歯面修整 9 2.4 歯先修整 + 歯先 C 12 2.5 歯先修整 + 歯先 R 14 2.6 解析結果の比較 16 3. 修整歯形 + 歯先
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[32] 正弦歯車設計ソフトウエア 図 32.3 歯車諸元 図 32. 正弦歯車設計ソフトウエア 32. 概要古くからポンプギヤ用として提案されてきた正弦曲線で構成される歯形を基準ラックとする歯車 ( 以下, 正弦歯車 ) は, インボリュート歯車に比べすべり率が小さいため動力損失が小さくなる. そのため, かみ合い時の摩擦発熱量が減少し, 歯の温度上昇も押さえられると考えることができる. このことから,
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3. 内歯歯車 K--V 機構の効率 3. 退行駆動前項では外歯の K--V 機構の効率について考察した ここでは内歯歯車の K--V 機構を対象とする その考え方は外歯の場合と同じであるが 一部外歯の場合とは違った現象が起こるのでその部分に焦点を当てて述べる 先に固定したラックとピニオンの例を取り上げた そこではピニオン軸心を押す場合と ピニオンにモーメントを加える方法とではラックの役割が違うことを示した
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伝達装置 ( 歯車装置 ) 歯車とは 1 減速 増速運動は機械の最も重要な運動の一つ 歯車は機械の減速 増速を実現させる重要な機械要素の一つ 3 歯車性能 ( 振動 騒音 効率 伝達精度など ) と寿命 ( 強度 ) は機械装置の性能と寿命に直接に影響を与えている 4 歯車の設計 製造技術は機械産業の基盤となり 極めて重要な技術の一つである 大歯車 小歯車 Shimane University, Machine
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はすば歯車 傘歯車 とウォームギヤ 参考文献 : (1) KHK 総合カタログ歯車技術資料 小原歯車工業株式会社 (2) KG GEARS CATALOGE 協育歯車工業株式会社 はすば歯車 自動車のトランスミッションによく使われている 1. はすば歯車の特徴 はすば歯車 平歯車 歯筋は軸に対して斜めになっている 大小歯車のねじれ角度は同じであるが ねじれ方向は逆である 平歯車より高強度 ( かみ合い率が高いため
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歯車の歯形修整と 3D モデリング 1 歯形修整の種類とその目的 1) 歯先修整と歯元修整 2) クラウニングとエンドレリーフ 3) セミトッピング 2. 歯車の 3D モデリング 1) 機構部品のモデリングの際の留意点 2) モデリング曲面生成の方法 3) 歯車の 3D モデリング 2009/12/04 テクファ ジャパン ( 株 ) 香取英男 1 歯車の歯形修整 広義の歯形修整には 下記の3 種類がある
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第 7 回目圧延 生命医科学部医工学科バイオメカニクス研究室 ( 片山 田中研 ) IN6N 田中和人 E-ail: 内線 : 648 圧延の定義回転する上下ロール間に素材をかみこませ, 厚さや断面積の小さな板, あるいは形材等をつくる方法圧延の歴史 5 世紀末 : レオナルド ダ ビンチ 6 世紀 : 棒や板材の圧延 8 世紀末 : 動力に蒸気力を利用ロール, ハウジングの大型化ロールの多段化 世紀
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研究開発 設計業務の処理になぜ Mathcad が有効か? 2011/02/15 テクファ ジャパン ( 株 ) 香取英男 技術業務に Mathcad を導入して 研究開発 設計業務の革新的な効率化を図る --------------------------------------------------------------------------------------------------------
表 4.2 歯車係数 fz f まがりばかさ歯車では, ねじれ角の方向, 回転方向及び駆動側か従動側かによって荷重の向きが異なる 分離力 (Ks) 及びアキシアル荷重 (Ka) は図 4.5に示す方向を正としている 回転方向とねじれ角の方向は歯車の大端面からみて定義することになっており, 図 4.5
4. 軸受荷重の計算 軸受荷重を算定するためには, 軸受が支持している軸系に作用している荷重を決定する必要がある 軸系に作用する荷重には, 回転体の自重, 機械が仕事をするために生じる荷重及び動力伝達による荷重などがあり, これらは理論的に数値計算できるものもあるが, 計算が困難な場合も多い 軸受の主要な用途である動力伝達軸について作用する荷重の計算方法を示す 4. 1 軸系に作用する荷重 4. 1.
CAT_728g
. 歯車の荷重計算. 平歯車, はすば歯車, やまば歯車にかかる力の計算 被動歯車に作用する力,, の大きさは, それぞれ,, に等しく方向が反対である. 歯車と転がり軸受の二つの機械要素の間には, 非常に密接な関係があり, 多くの機械に使用されている歯車装置には, 軸受がほとんど使われている. これらの歯車装置に使用する軸受の定格寿命計算, 軸受の選定は, 歯車のかみあい点における力が基本となる.
目盛の読み方 標準目盛の場合 ( 目量.1mm) スリーブの読み 7.mm シンブルの読み +.7mm マイクロメータの読み 7.7mm 通常上図のように目量.1mm まで読取れますが 下図のように目分量で.1mm まで読取ることもできます 約 +1μm 約 +μm バーニヤ付の場合 ( 目盛.1m
マイクロメータ編 各部の名称 標準外側マイクロメータ インナースリーブ アンビル 測定面 スピンドル スリーブ テーパーナット フレーム クランプ シンブル ラチェットストップ 防熱カバー デジマチック標準外側マイクロメータ 測定面スピンドルシンブルラチェットストップ フレーム アンビル クランプ出力コネクタ ( 出力付機種 ) ホールドスイッチ ZERO(INC)/ABS 切替えスイッチ 防熱カバー
技術資料.indb
歯車技術資料 歯車の役割 機械要素として歯車は伝動装置に広く使用されています この歯車が現在のように普及した理由としては次のことが考えられます 小は時計用歯車から 大は船舶用タービン歯車まで伝達馬力の範囲が広いこと 動力を確実に伝達することができること 歯数の組み合わせをかえることにより 速度伝達比を自由に 正確に選べること 歯車の組み合わせの数を増減することによって 回転軸相互の関係位置を自由にできること
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H8 年度有限要素法 1 構造強度設計 1. 塑性崩壊 1.3 疲労設計 ( 一部修正版 ) H8-1/6 早川 (R : 夏学期の復習部分 ) 1. 塑性崩壊とその評価法 ( 極限解析 ) R 塑性崩壊 : 構造物として使用に耐えないほどの過度の塑性変形 全断面降伏 前提 : 弾完全塑性材モデル E ひずみ硬化ありひずみ硬化なし : 降伏強さ E : ヤング率 ε 図 1.3 弾完全塑性材モデルの応力
ACモーター入門編 サンプルテキスト
技術セミナーテキスト AC モーター入門編 目次 1 AC モーターの位置付けと特徴 2 1-1 AC モーターの位置付け 1-2 AC モーターの特徴 2 AC モーターの基礎 6 2-1 構造 2-2 動作原理 2-3 特性と仕様の見方 2-4 ギヤヘッドの役割 2-5 ギヤヘッドの仕様 2-6 ギヤヘッドの種類 2-7 代表的な AC モーター 3 温度上昇と寿命 32 3-1 温度上昇の考え方
<4D F736F F F696E74202D208B408D5C DD8C768E958ED E9197BF97702E707074>
歯車 Ⅰ 歯車の目的と歴史 歯車の特長 歯車の種類 平歯車のかみ合い条件 歯形の必要条件 インボリュート曲線 歯形 インボリュート歯車の構成と動き歯車各部の名称と記号 平歯車のかみ合い原理共通ラック ( 基準ラック ) ラック工具を用いた歯車の創成基礎円 ピッチ円 中心距離 Copy Right by C.KANAMORI 2006 1 歯車の目的と歴史 目的 歯車は2 軸間に回転と運動 ( 動力
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問題 1 静止座標系 - 平面上を運動する節 b 上に2 定点,Bを考える. いま,2 点の座標は(0,0),B(50,0) である. 2 点間の距離は 50 mm, 点の速度が a 150 mm/s, 点 Bの速度の向きが150 である. 以下の問いに答えよ. (1) 点 Bの速度を求めよ. (2) 瞬間中心を求めよ. 節 b a (0,0) b 150 B(50,0) 問題 1(1) 解答 b
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亀裂の変形特性を考慮した数値解析による岩盤物性評価法 地球工学研究所地圏科学領域小早川博亮 1 岩盤構造物の安定性評価 ( 斜面の例 ) 代表要素 代表要素の応力ひずみ関係 変形: 弾性体の場合 :E,ν 強度: モールクーロン破壊規準 :c,φ Rock Mech. Rock Engng. (2007) 40 (4), 363 382 原位置試験 せん断試験, 平板載荷試験 原位置三軸試験 室内試験
軸受内部すきまと予圧 δeff =δo (δf +δt ) (8.1) δeff: 運転すきま mm δo: 軸受内部すきま mm δf : しめしろによる内部すきまの減少量 mm δt: 内輪と外輪の温度差による内部すきまの減少量 mm (1) しめしろによる内部すきまの減少量しめしろを与えて軸受
軸受内部すきまと予圧 8. 軸受内部すきまと予圧 8. 1 軸受内部すきま軸受内部すきまとは, 軸又はハウジングに取り付ける前の状態で, 図 8.1に示すように内輪又は外輪のいずれかを固定して, 固定されていない軌道輪をラジアル方向又はアキシアル方向に移動させたときの軌道輪の移動量をいう 移動させる方向によって, それぞれラジアル内部すきま又はアキシアル内部すきまと呼ぶ 軸受内部すきまを測定する場合は,
問題 2-1 ボルト締結体の設計 (1-1) 摩擦係数の推定図 1-1 に示すボルト締結体にて, 六角穴付きボルト (M12) の締付けトルクとボルト軸力を測定した ボルトを含め材質はすべて SUS304 かそれをベースとしたオーステナイト系ステンレス鋼である 測定時, ナットと下締結体は固着させた
問題 2-1 ボルト締結体の設計 (1-1) 摩擦係数の推定図 1-1 に示すボルト締結体にて, 六角穴付きボルト (M12) の締付けトルクとボルト軸力を測定した ボルトを含め材質はすべて SUS304 かそれをベースとしたオーステナイト系ステンレス鋼である 測定時, ナットと下締結体は固着させた 測定データを図 1-2 に示す データから, オーステナイト系ステンレス鋼どうしの摩擦係数を推定せよ
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Japan Gear Manufacturers Association 2017 Summer vol.49 60 2 JGMA News vol.49 JGMA News vol.49 3 2017 4 JGMA News vol.49 JGMA News vol.49 5 2017 6 JGMA News vol.49 JGMA News vol.49 7 8 JGMA News vol.49
研修コーナー
l l l l l l l l l l l α α β l µ l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l
かみ合い部分における損失
第 8 章かみ合い部分における損失 遊星歯車機構の効率を取り扱うには 組の歯車のかみ合い損失を吟味する必要がある ここでかみ合い損失は摩擦に起因しているが 摩擦現象を理論的に説明することは非常に難しい そのため摩擦係数が一定として処理されるのが一般的である このような前提で従来から歯車の摩擦損失の大きさを算出する計算式はいくつも提案されているが ここではそれらの計算式の解説をまず行う このような摩擦現象によって発生する歯車の損失で定まる効率は通常の平歯車では非常に高く99%
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Non-linea factue mechanics き裂先端付近の塑性変形 塑性域 R 破壊進行領域応カ特異場 Ω R R Hutchinson, Rice and Rosengen 全ひずみ塑性理論に基づいた解析 現段階のひずみは 除荷がないとすると現段階の応力で一義的に決まる 単純引張り時の応カーひずみ関係 ( 構成方程式 ): ( ) ( ) n () y y y ここで α,n 定数, /
19年度一次基礎科目計算問題略解
9 年度機械科目 ( 計算問題主体 ) 略解 基礎科目の解析の延長としてわかる範囲でトライしてみたものです Coprigh (c) 7 宮田明則技術士事務所 Coprigh (c) 7 宮田明則技術士事務所 Ⅳ- よってから は許容荷重として は直径をロ - プの断面積 Ⅳ- cr E E E I, から Ⅳ- Ⅳ- : q q q q q q q q q で絶対値が最大 で絶対値が最大モーメントはいずれも中央で最大となる
64 3 g=9.85 m/s 2 g=9.791 m/s 2 36, km ( ) 1 () 2 () m/s : : a) b) kg/m kg/m k
63 3 Section 3.1 g 3.1 3.1: : 64 3 g=9.85 m/s 2 g=9.791 m/s 2 36, km ( ) 1 () 2 () 3 9.8 m/s 2 3.2 3.2: : a) b) 5 15 4 1 1. 1 3 14. 1 3 kg/m 3 2 3.3 1 3 5.8 1 3 kg/m 3 3 2.65 1 3 kg/m 3 4 6 m 3.1. 65 5
19 σ = P/A o σ B Maximum tensile strength σ % 0.2% proof stress σ EL Elastic limit Work hardening coefficient failure necking σ PL Proportional
19 σ = P/A o σ B Maximum tensile strength σ 0. 0.% 0.% proof stress σ EL Elastic limit Work hardening coefficient failure necking σ PL Proportional limit ε p = 0.% ε e = σ 0. /E plastic strain ε = ε e
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CAE 演習 :Eas-σ lite に よる応力解析 目標 : 機械工学実験 はりの曲げと応力集中 の有限要素法による応力解析を行う 用語 CAD: Computer Aided Design CAE: Computer Aided Engineering コンピュータシミュレーション CAM: Computer Aided Manufacturing スケジュール. 有限要素法の基礎と応用例 2.
第 2 章 構造解析 8
第 2 章 構造解析 8 2.1. 目的 FITSAT-1 の外郭構造が, 打ち上げ時の加速度等によって発生する局所的な応力, 及び温度変化によってビスに発生する引っ張り応力に対して, 十分な強度を有することを明らかにする. 解析には SolidWorks2011 を用いた. 2.2. 適用文書 (1)JMX-2011303B: JEM 搭載用小型衛星放出機構を利用する小型衛星への構造 フラクチャコントロール計画書
[Ver. 0.2] 1 2 3 4 5 6 7 1 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1 1.1 1 1.2 1. (elasticity) 2. (plasticity) 3. (strength) 4. 5. (toughness) 6. 1 1.2 1. (elasticity) } 1 1.2 2. (plasticity), 1 1.2 3. (strength) a < b F
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カムと歯車のソフトウェア 2018-2 各種自動機械に使用されるカムと歯車の設計製作には 複雑な輪郭計算や強度計算に必要な圧力角 曲率半径の計算が不可欠です 本ソフトウェアではこの様な複雑な計算を簡単なデータ入力により繰り返し より早く より高精度に計算作図し データ出力するなど ビジュアル的 直感的に開発設計を行うことができます 平歯車 はすば歯車 ラック & ピニオン 遊星歯車減速機をはじめ近年ロボット間接駆動には欠かせないトロコイド歯車
最新の高精度・高能率な歯車加工技術,三菱重工技報 Vol.55 No.3(2018)
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カム リンク機構の設計 2010/03/16 テクファ ジャパン ( 株 ) 香取英男 カム機構は 半導体や電子部品などを高速かつ多量に製造する機械に数多く用いられている重要な機構の一つである カム機構の設計 製作を正しく行えば 長期間にわたって信頼性の高い性能を発揮できる そこで カム機構の設計を進めていく上での いくつかの留意点を示そう 1 カム リンク機構とは カム機構は基本的には カムの回転に対して
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Autodesk Inventor シミュレーションホワイトペーパー Autodesk Inventor の検証 はじめに この文書では Autodesk Inventor 2010 のでのと実験結果または分析結果との比較を行ったいくつかの事例を紹介します 各事例は 参考文献などの複数の項目で構成されています この文書には 応力 変位 固有振動数 焼ばめ接触部の接触圧力の比較結果が記載されています
H4
機種構成一覧表 3 4 56 GA GA 57 58 59 60 端子箱 ブレーキ不付きブレーキ付き 0.4 2.2 0.4 0.75 1.5 3.7 3.7 5.5 7.5 5.5 11 11 ブレーキ仕様表 出力 () 定格制御許容制動ライニング寿命電磁石ストローク (mm) 電源電圧概略電流 (A) ブレーキ慣性整流ユニットモーメント型式トルク仕事率 ( 総制動仕事量 ) 単相 (V) J:k
複合構造レポート 09 FRP 部材の接合および鋼と FRP の接着接合に関する先端技術 目次 第 1 部 FRP 部材接合の設計思想と強度評価 第 1 章 FRP 構造物の接合部 FRP 材料 FRP 構造物における各種接合方法の分類と典型的な部位 接合方法
複合構造レポート 09 FRP 部材の接合および鋼と FRP の接着接合に関する先端技術 目次 第 1 部 FRP 部材接合の設計思想と強度評価 第 1 章 FRP 構造物の接合部 3 1.1 FRP 材料 3 1.2 FRP 構造物における各種接合方法の分類と典型的な部位 3 1.2.1 接合方法の種類 3 1.2.2 FRP 構造物における接合部 9 1.3 国内外における FRP 接合部の設計思想
金属板材のスプリングバックを制御する V 曲げ加工 職業能力開発総合大学校精密機械システム工学科 教授小川秀夫 ( 平成 16 年度研究開発助成 AF ) キーワード : スプリングバック,V 曲げ加工, プレスブレーキ 1. 研究の目的と背景金属板材曲げ加工品の精度安定性を阻害する最
金属板材のスプリングバックを制御する V 曲げ加工 職業能力開発総合大学校精密機械システム工学科 教授小川秀夫 ( 平成 6 年度研究開発助成 AF-2004004) キーワード : スプリングバック,V 曲げ加工, プレスブレーキ. 研究の目的と背景金属板材曲げ加工品の精度安定性を阻害する最大の要因はスプリングバックである. スプリングバックを抑制する手段として多く行われている方法は, 曲げ加工終了時にパンチとダイによって曲げ部を方向に圧縮する方法である.
Skill_Builder_Spur Gears Part 2_J
Autodesk Inventor 2009 Skill Builders Autodesk Inventor 2009 平歯車 Part 2: 特定のパラメータに基づいた平歯車の設計 これは 2 つの章に分かれた Skill Builder の 2 つ目です 1 つ目では 既知の寸法に基づいて 平歯車の連結部を設計する方法を学習します 2 つ目では 特定のパラメータ ( 力 速度 歯車比 ) に対して
KSL25 心なし歯車ラッピング盤の紹介 2 3. 加工能率円筒歯車において 一対の平行軸カミアイの歯車の回転では お互いのすべり速度は小さく かつピッチ円付近は滑りが発生しない 交差角を 30 前後と大きくし かつラッピングギヤを Max3000rpm 位の高速回転すると約 500m/min の高
KSL25 心なし歯車ラッピング盤の紹介 1 はじめに 高精度で滑らかな歯面をもつ歯車は 耐摩耗性 耐ピッチング性が優れ カミアイ運転時の振動, 騒音が少ないといわれているが 最近は更なる滑らかな歯面で歯車カミアイの伝達効率も向上することがわかってきた 特に 伝達効率の向上は CO 2 削減にも寄与することになる 歯車の歯面の仕上げ工法には シェービング, ハードホビング, スカイビングホブ切り 歯車研削およびホーニングなどが実用化されている
New power transrmission system 未来の減速装置 OGINIC 技術資料 お問い合わせ TEL : ( 直通 ) URL: OG
New power transrmission system 未来の減速装置 お問い合わせ TEL : 0 8 2 3-7 7-1 3 8 9( 直通 ) URL:http://www.oginokk.co.jp E-mail : ogino@oginokk.co.jp OGNIO KOGYO CO;LTD. 本社工場 : 731-4229 広島県安芸郡熊野町平谷 1 丁目 12-1 TEL : 082-854-0315
開放形シールド形シール形 ( 非接触 ) 膨張補正形 1. 構造及び特性 転がり軸受のなかで最も多方面に使用されている深溝玉軸受は, 内輪 外輪とも軌道は円弧状の深い溝になっておりラジアル荷重, 両方向のアキシアル荷重, 又はそれらの組み合わせである合成荷重を受けることができ, 高速回転にも適してい
開放形シールド形シール形 ( 非接触 ) 膨張補正形 1. 構造及び特性 転がり軸受のなかで最も多方面に使用されている深溝玉軸受は, 内輪 外輪とも軌道は円弧状の深い溝になっておりラジアル荷重, 両方向のアキシアル荷重, 又はそれらの組み合わせである合成荷重を受けることができ, 高速回転にも適している この形式の軸受には開放形のほかにグリ スを封入した密封形玉軸受 ( 両シ ル又は両シ ルド軸受 )
構造力学Ⅰ第１２回
第 回材の座屈 (0 章 ) p.5~ ( 復習 ) モールの定理 ( 手順 ) 座屈とは 荷重により梁に生じた曲げモーメントをで除して仮想荷重と考える 座屈荷重 偏心荷重 ( 曲げと軸力 ) 断面の核 この仮想荷重に対するある点でのせん断力 たわみ角に相当する曲げモーメント たわみに相当する ( 例 ) 単純梁の支点のたわみ角 : は 図 を仮想荷重と考えたときの 点の支点反力 B は 図 を仮想荷重と考えたときのB
B
B YES NO 5 7 6 1 4 3 2 BB BB BB AA AA BB 510J B B A 510J B A A A A A A 510J B A 510J B A A A A A 510J M = σ Z Z = M σ AAA π T T = a ZP ZP = a AAA π B M + M 2 +T 2 M T Me = = 1 + 1 + 2 2 M σ Te = M 2 +T
本日話す内容
6CAE 材料モデルの VV 山梨大学工学部土木環境工学科吉田純司 本日話す内容 1. ゴム材料の免震構造への応用 積層ゴム支承とは ゴムと鋼板を積層状に剛結 ゴム層の体積変形を制限 水平方向 鉛直方向 柔 剛 加速度の低減 構造物の支持 土木における免震 2. 高減衰積層ゴム支承の 力学特性の概要 高減衰ゴムを用いた支承の復元力特性 荷重 [kn] 15 1 5-5 -1-15 -3-2 -1 1
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長方形板の計算システム Ver3.0 適用基準 級数解法 ( 理論解析 ) 構造力学公式集( 土木学会発行 /S61.6) 板とシェルの理論( チモシェンコ ヴォアノフスキークリ ガー共著 / 長谷川節訳 ) 有限要素法解析 参考文献 マトリックス構造解析法(J.L. ミーク著, 奥村敏恵, 西野文雄, 西岡隆訳 /S50.8) 薄板構造解析( 川井忠彦, 川島矩郎, 三本木茂夫 / 培風館 S48.6)
ポリチェーンベルトプーリ追加工プーリ技術資料 E Vベルト G Tベルト H T Dベルト タイミングベルト 特殊ベルト15 長尺ベルト
14 ポリチェーンベルトプーリ追加工プーリ技術資料 E Vベルト G Tベルト H T Dベルト タイミングベルト 特殊ベルト15 長尺ベルト ポリチェーンベルト POLYCHAIN GT CARBON 8MGT 8MGT ピッチ :8.0mm ベルト歯形寸法 ベルト呼称例 8MGT-640-12 CB カーボン仕様 幅 (mm) ピッチ周長 (mm) タイプ記号 ベルトサイズ一覧表 8MGT-
バンコランロングシンクロベルト 設計マニュアル
BANCOLLAN LONG SNCHRONOUS BELT C-L-002-001 C O NTENTS ISO9001ISO14001 ISO9001ISO14001 370 3 4 5 6 7 8 12 ISO 9001 199652 KA0953248 16 17 20 21 23 26 28 ISO 14001 1999521 KA0772509 29 32 47 49 53 54 BANCOLLAN
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科目名学科 学年 組学籍番号氏名採点結果 016 年度材料力学 Ⅲ 問題 1 1 3 次元的に外力負荷を受ける物体を考える際にデカルト直交座標 - を採る 物体 内のある点 を取り囲む微小六面体上に働く応力 が v =- 40, = 60 =- 30 v = 0 = 10 v = 60 である 図 1 の 面上にこれらの応力 の作用方向を矢印で記入し その脇にその矢印が示す応力成分を記入しなさい 図
ローラチェーンスプロケット 形式及び円滑なローラチェーン伝動には ローラチェーンとスプロケットの噛合いが正確に行われる事が要求されます スプロケットの ( 速比 ) 中心距離 配置などの選定が使用ローラチェーンに対して適切であるかどうかがローラチェーン及び スプロケットの寿命を左右しますから 円滑な
スプロケット 71 ローラチェーンスプロケット 形式及び円滑なローラチェーン伝動には ローラチェーンとスプロケットの噛合いが正確に行われる事が要求されます スプロケットの ( 速比 ) 中心距離 配置などの選定が使用ローラチェーンに対して適切であるかどうかがローラチェーン及び スプロケットの寿命を左右しますから 円滑な回転と伝動効率を低下させないためにも スプロケットの選定には十分な考慮を払って下さい
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材料実験演習 第 6 回 2015.05.17 スケジュール 回 月 / 日 標題 内容 授業種別 時限 講義 演習 6,7 5 月 17 日 8 5 月 24 日 5 月 31 日 9,10 6 月 7 日 11 6 月 14 日 講義 曲げモーメントを受ける鉄筋コンクリート(RC) 梁の挙動その1 構造力学の基本事項その2 RC 梁の特徴演習 曲げを受ける梁の挙動 実験 鉄筋コンクリート梁の載荷実験レポート
PS5042 Through-hole Phototransistor/Right Angle Type 特長 パッケージ 製品の特長 サイドビュータイプ 無色透明樹脂 光電流 : 1.4mA TYP. (V CE =5V,Ee=1mW/cm 2 ) 鉛フリーはんだ耐熱対応 RoHS 対応 ピーク感
特長 パッケージ 製品の特長 サイドビュータイプ 無色透明樹脂 光電流 : 1.4mA TYP. (V CE =5V,Ee=1mW/cm 2 ) 鉛フリーはんだ耐熱対応 RoHS 対応 ピーク感度波長指向半値角素子材質はんだ付け方法 ESD 出荷形態 880nm 76 deg. Si 半田ディップ マニュアルはんだ実装工程に対応 はんだ付けについては はんだ付け条件をご参照ください 2kV (HBM
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ミクロ組織に基づくフェライト セメンタイト鋼の脆性破壊発生予測 柴沼一樹東京大学大学院工学系研究科 ミクロ組織に基づくフェライト セメンタイト鋼の脆性破壊発生予測 柴沼一樹 東京大学 大学院工学系研究科システム創成学専攻 113-8656 東京都文京区本郷 7-3-1 shibanuma@struct.t.-u-tokyo.ac.jp 近年, 構造物に使用される鋼材の高張力化や使用環境の過酷化が進み,
EV5GT EV5GT ピッチ :5.0mm ベルト歯形寸法 ベルト呼称例 500-EV5GT-15 プーリ歯形寸法 幅 (mm) タイプ記号 ピッチ周長 (mm) ベルトサイズ一覧表 185-EV5GT EV5GT EV5GT
E Vベルト EV5GT EV5GT ピッチ :5.0mm ベルト歯形寸法 ベルト呼称例 500-EV5GT-15 プーリ歯形寸法 幅 (mm) タイプ記号 ピッチ周長 (mm) ベルトサイズ一覧表 185-EV5GT 185.00 37 225-EV5GT 225.00 45 230-EV5GT 230.00 46 240-EV5GT 240.00 48 245-EV5GT 245.00 49 250-EV5GT
歯車作成マニュアル 1. 歯車の作成 2. アセンブリ ( 歯車のシミュレーション ) 3. 時計の作成 1. 歯車の作成 Fusion360 で歯車の作成を行う. 1 ツールバーの アドイン から, スクリプトとアドイン をクリック 2 ウィンドウが開くので, スクリプトタブの下の方にある Spu
歯車作成マニュアル 1. 歯車の作成 2. アセンブリ ( 歯車のシミュレーション ) 3. 時計の作成 1. 歯車の作成 Fusion360 で歯車の作成を行う. 1 ツールバーの アドイン から, スクリプトとアドイン をクリック 2 ウィンドウが開くので, スクリプトタブの下の方にある SpurGear (python マークの方,C++? ではない方 ) を選択し, 実行をクリック 3 SpurGear
使用した装置と試料 装置 : 位相差測定装置 KOBA-W 使用ソフト : 位相差測定 Eソフト 専用治具 : 試料引張治具 試料 : 表 1の各フィルムを測定 ( 測定は室温 3 ) 表 1 実験に用いた試料 記号 材質 厚さ (μm) 光軸角 Ω( ) 備考 pc4 ポリカーボネート 6 87.
1.4 王子計測機器株式会社 光弾性係数に関する実験結果 はじめに高分子材料において観測される複屈折を分類すると 配向複屈折 応力複屈折および形態複屈折があります その中で形態複屈折は 樹脂中に微細な繊維状物質が配列した場合などに見られるもので 通常の高分子材料では無視できます 一方向に引張荷重を負荷する一軸伸長変形の場合に観測される複屈折は 図 1のように配向複屈折と応力複屈折の合計になります 光弾性係数は
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材料実験演習 第 6 回 2017.05.16 スケジュール 回 月 / 日 標題 内容 授業種別 時限 実験レポート評価 講義 演習 6,7 5 月 16 日 8 5 月 23 日 5 月 30 日 講義 曲げモーメントを受ける鉄筋コンクリート(RC) 梁の挙動その1 構造力学の基本事項その2 RC 梁の特徴演習 曲げを受ける梁の挙動 実験 鉄筋コンクリート梁の載荷実験レポート 鉄筋コンクリート梁実験レポート作成
C 1 = f 1 C r (1.6) C 1 f 1 C r : N : 1 : N HRC HRC C 2 = f 2 C r (1.7) C 2 f 2 C r : N : 2 : N f f2 0.4
1 1-1 1-2 90 1-3 100 1-4 1-5 L 10 = ( C r / P r ) p (1.1) L 10 C r P r : 10 6 rev. : N : N p : p = 10/3 p = 3 L h = 10 6 L 10 / 60n = 500 f p h (1.2) f h = f n C r / P r (1.3) f n = ( 33.3 / n ) 1/ p (1.4)
材料強度試験 ( 曲げ試験 ) [1] 概要 実験 実習 Ⅰ の引張り試験に引続き, 曲げ試験による機械特性評価法を実施する. 材料力学で学ぶ梁 の曲げおよびたわみの基礎式の理解, 材料への理解を深めることが目的である. [2] 材料の変形抵抗変形抵抗は, 外力が付与された時の変形に対する各材料固有
![材料強度試験 ( 曲げ試験 ) [1] 概要 実験 実習 Ⅰ の引張り試験に引続き, 曲げ試験による機械特性評価法を実施する. 材料力学で学ぶ梁 の曲げおよびたわみの基礎式の理解, 材料への理解を深めることが目的である. [2] 材料の変形抵抗変形抵抗は, 外力が付与された時の変形に対する各材料固有](/thumbs/97/134628245.jpg "材料強度試験 ( 曲げ試験 ) [1] 概要 実験 実習 Ⅰ の引張り試験に引続き, 曲げ試験による機械特性評価法を実施する. 材料力学で学ぶ梁 の曲げおよびたわみの基礎式の理解, 材料への理解を深めることが目的である. [2] 材料の変形抵抗変形抵抗は, 外力が付与された時の変形に対する各材料固有")
材料強度試験 ( 曲げ試験 [] 概要 実験 実習 Ⅰ の引張り試験に引続き, 曲げ試験による機械特性評価法を実施する. 材料力学で学ぶ梁 の曲げおよびたわみの基礎式の理解, 材料への理解を深めることが目的である. [] 材料の変形抵抗変形抵抗は, 外力が付与された時の変形に対する各材料固有の抵抗値のことであり, 一般に素材の真応力 - 真塑性ひずみ曲線で表される. 多くの金属材料は加工硬化するため,
<4D F736F F D208D5C91A297CD8A7793FC96E591E631308FCD2E646F63>
第 1 章モールの定理による静定梁のたわみ 1-1 第 1 章モールの定理による静定梁のたわみ ポイント : モールの定理を用いて 静定梁のたわみを求める 断面力の釣合と梁の微分方程式は良く似ている 前章では 梁の微分方程式を直接積分する方法で 静定梁の断面力と変形状態を求めた 本章では 梁の微分方程式と断面力による力の釣合式が類似していることを利用して 微分方程式を直接解析的に解くのではなく 力の釣合より梁のたわみを求める方法を学ぶ
T ダイの流動解析 HASL 社 FlatCAD を使用した池貝製 T ダイの流動解析事例 各種の樹脂粘度を考慮した T ダイの流路設計 Rich Green on Land Deep Blue in Sky and Sea 株式会社池貝開発室横田新一郎
T ダイの流動解析 HASL 社 FlatCAD を使用した池貝製 T ダイの流動解析事例 各種の樹脂粘度を考慮した T ダイの流路設計 Rich Green on Land Deep Blue in Sky and Sea 株式会社池貝開発室横田新一郎 secj_yokota@ikegai.co.jp 手順 1 T ダイの設計フロー 製品シート フィルムの仕様を検討 押出機の条件 T ダイ幅 ロール方向の確認
変 位 変位とは 物体中のある点が変形後に 別の点に異動したときの位置の変化で あり ベクトル量である 変位には 物体の変形の他に剛体運動 剛体変位 が含まれている 剛体変位 P(x, y, z) 平行移動と回転 P! (x + u, y + v, z + w) Q(x + d x, y + dy,
変 位 変位とは 物体中のある点が変形後に 別の点に異動したときの位置の変化で あり ベクトル量である 変位には 物体の変形の他に剛体運動 剛体変位 が含まれている 剛体変位 P(x, y, z) 平行移動と回転 P! (x + u, y + v, z + w) Q(x + d x, y + dy, z + dz) Q! (x + d x + u + du, y + dy + v + dv, z +
破壊の予測
本日の講義内容 前提 : 微分積分 線形代数が何をしているかはうろ覚え 材料力学は勉強したけど ちょっと 弾性および塑性学は勉強したことが無い ー > ですので 解らないときは質問してください モールの応力円を理解するとともに 応力を 3 次元的に考える FM( 有限要素法 の概略 内部では何を計算しているのか? 3 物が壊れる条件を考える 特に 変形 ( 塑性変形 が発生する条件としてのミーゼス応力とはどのような応力か?
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不飽和土の力学を用いた 締固めメカニズムの解明 締固めとは 土に力を加え 間隙中の空気を追い出すことで土の密度を高めること 不飽和土 圧縮性の減少透水性の減少せん断 変形抵抗の増大 などに効果あり 締固め土は土構造物の材料として用いられている 研究背景 現場締固め管理 締固め必須基準 D 値 施工含水比 施工層厚 水平まきだし ( ρdf ) 盛土の乾燥密度 D値 = 室内締固め試験による最大乾燥密度
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不静定力学 Ⅱ 骨組の崩壊荷重の計算 不静定力学 Ⅱ では, 最後の問題となりますが, 骨組の崩壊荷重の計算法について学びます 1 参考書 松本慎也著 よくわかる構造力学の基本, 秀和システム このスライドの説明には, 主にこの参考書の説明を引用しています 2 崩壊荷重 構造物に作用する荷重が徐々に増大すると, 構造物内に発生する応力は増加し, やがて, 構造物は荷重に耐えられなくなる そのときの荷重を崩壊荷重あるいは終局荷重という
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第 14 回モールの定理 ( 単純梁の場合 ) ( モールの定理とは何か?p.11) 例題 下記に示す単純梁の C 点のたわみ角 θ C と, たわみ δ C を求めよ ただし, 部材の曲げ 剛性は材軸に沿って一様で とする C D kn B 1.5m 0.5m 1.0m 解答 1 曲げモーメント図を描く,B 点の反力を求める kn kn 4 kn 曲げモーメント図を描く knm 先に得られた曲げモーメントの値を
機械設計製図２ Excelを活用した設計計算 明治大学 理工学部 機械工学科
明治大学理工学部機械工学科 [45] 更新日 2017 年 04 月 20 日 機械設計製図 2 Excel を活用した設計計算 明治大学理工学部機械工学科 本日の予定 主な内容説明計算書作成提出 来週の説明 時間 30 分間 50 分間 10 分間 計算書の作成 Excel を利用して, 設計計算書を作成 関数電卓やアプリで数式を使った計算ができるけどダメなのか? 数式を入力 数値を選択 複数の設計値を計算
パソコンシミュレータの現状
第 2 章微分 偏微分, 写像 豊橋技術科学大学森謙一郎 2. 連続関数と微分 工学において物理現象を支配する方程式は微分方程式で表されていることが多く, 有限要素法も微分方程式を解く数値解析法であり, 定式化においては微分 積分が一般的に用いられており. 数学の基礎知識が必要になる. 図 2. に示すように, 微分は連続な関数 f() の傾きを求めることであり, 微小な に対して傾きを表し, を無限に
土の三軸圧縮試験
J G S 5 土の三軸試験の供試体作製 設置 サンプルデータ試験年月日平成 6 年 9 月 6 日 試料番号 ( 深さ ) T- (8.~8.7m) 試験者藤代哲也 供試体を用いる試験の基準番号と名称 試料の状態 供試体の作製 土質名称 置 飽和過程圧密前(試験前供試体 No. 直径 平均直径 D i 初高さ 期平均高さ H i 状体積 V i 含水比 w i 質量 m i 態) 湿潤密度 ρ ti
1. 空港における融雪 除雪対策の必要性 除雪作業状況 H12 除雪出動日数除雪出動回数 H13 H14 H15 H16 例 : 新千歳空港の除雪出動状況 2. 検討の方針 冬季の道路交通安全確保方策 ロードヒーティング 2
寒冷地空港における定時性向上のための融雪装置導入に関する舗装構造の検討 国土技術政策総合研究所空港研究部空港施設研究室水上純一 研究内容 1. 空港における融雪 除雪対策の必要性 2. 検討の方針 3. 検討内容 ( 各種実施試験 ) 4.. まとめ 1 1. 空港における融雪 除雪対策の必要性 除雪作業状況 35 3 25 2 15 1 5 H12 除雪出動日数除雪出動回数 H13 H14 H15
総合143表紙
スライドガイドA-0 A-1 スライドガイド SGL 形 N スライドガイド SGL 形は 4 条列の軌道溝内でボールが転がり運動をおこなう直線運動軸受です コンパクトな形状にもかかわらず高負荷容量であることからあらゆる用途に使用されます 構造と特長 ブロックの形式 SGL 形スライドガイドのブロックは取付け方式で以下の 種類のブロックから選定できます SGL-F 形 P.A-4 SGL-F 形 P.A-
問題 2 資料 No.2 を見て 次の設問に答えなさい < 送風機の断面図 > で示す片吸込み型送風機において 過去に何らかの原因で運転中に羽根車のアンバランスが増大し 軸受損傷に至った経緯がある このアンバランス増大傾向をいち早く捉えるために ポータブル型の振動診断器によって傾向管理を行うことにな
問題 1 資料 No.1 を見て 次の設問に答えなさい < ポンプユニット > で示すポンプユニットは これまでの保全実績からポンプ入力軸の転がり軸受の故障が問題になっている このため 軸受の長寿命化を計画中であるが 今後の設備信頼性維持 ( 突発故障による設備の停止防止 ) の観点から 振動法による設備診断を導入することにした 設備の劣化傾向を < 傾向管理グラフ > に示す太い点線であると仮定した場合
DURACON POM グレードシリーズ ポリアセタール (POM) TR-20 CF2001/CD3501 ミネラル強化 ポリプラスチックス株式会社
DURACON POM グレードシリーズ ポリアセタール (POM) TR-20 CF2001/CD3501 ミネラル強化 ポリプラスチックス株式会社 TR-20 の一般的性質 カラー ISO(JIS) 材質表示 表 1-1 一般物性 (ISO) 項目単位試験方法 ISO11469 (JIS K6999) ミネラル強化 TR-20 高剛性 低そり CF2001/CD3501 >POM-TD15< 密度
アンギュラ玉軸受 アンギュラ玉軸受 4 点接触玉軸受複列アンギュラ玉軸受. 構造及び特徴. アンギュラ玉軸受 アンギュラ玉軸受は, 非分離軸受で, 玉と内輪 外輪との接触点を結ぶ直線がラジアル方向に対してある角度 ( 接触角 ) をもっている ( 図 参照 ) 接触角と接触角記号を表 に示す ラジア
アンギュラ玉軸受 アンギュラ玉軸受 4 点接触玉軸受複列アンギュラ玉軸受. 構造及び特徴. アンギュラ玉軸受 アンギュラ玉軸受は, 非分離軸受で, 玉と内輪 外輪との接触点を結ぶ直線がラジアル方向に対してある角度 ( 接触角 ) をもっている ( 図 参照 ) 接触角と接触角記号を表 に示す ラジアル荷重と, 一方向のアキシアル荷重を負荷することができる またラジアル荷重が作用するとアキシアル分力が生じるので一般に二個対向させて用いられる
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材料力学講義 (3) 応力と変形 Ⅲ ( 曲げモーメント, 垂直応力度, 曲率 ) 今回は, 曲げモーメントに関する, 断面力 - 応力度 - 変形 - 変位の関係について学びます 1 曲げモーメント 曲げモーメント M 静定力学で求めた曲げモーメントも, 仮想的に断面を切ることによって現れる内力です 軸方向力は断面に働く力 曲げモーメント M は断面力 曲げモーメントも, 一つのモーメントとして表しますが,
1. 共通数値の計算 1.1 単純梁の曲げモーメントと撓み (INFSBEAMV.XLSのシートPanel1のコピー) パネル数 n= 1 パネル間隔 λ= 支間 L/nとして利用する [T 1 ] の計算 (-1,2,-1) の係数をマトリックスに構成する (1/2) 倍しない係数に注意 連続する
![1. 共通数値の計算 1.1 単純梁の曲げモーメントと撓み (INFSBEAMV.XLSのシートPanel1のコピー) パネル数 n= 1 パネル間隔 λ= 支間 L/nとして利用する [T 1 ] の計算 (-1,2,-1) の係数をマトリックスに構成する (1/2) 倍しない係数に注意 連続する](/thumbs/91/104912221.jpg "1. 共通数値の計算 1.1 単純梁の曲げモーメントと撓み (INFSBEAMV.XLSのシートPanel1のコピー) パネル数 n= 1 パネル間隔 λ= 支間 L/nとして利用する [T 1 ] の計算 (-1,2,-1) の係数をマトリックスに構成する (1/2) 倍しない係数に注意 連続する")
連続梁の影響線 ( デモ版 )INFCONTBVN.xls 理論と解析の背景 連続梁は 種々の境界条件と弾性条件があります ここでは標準的な等断面 等径間の 1 等分した格点で 二径間 (1:1) と三径間 (1:1:1) 連続梁の影響線だけの計算をまとめます 不等径間比の連続梁の影響線 格点分割数の計算は 応用計算として別にまとめます 連続梁の計算には 単純梁の曲げモーメントや撓みの影響線などを使います
Autodesk Inventor Skill Builders Autodesk Inventor 2010 構造解析の精度改良 メッシュリファインメントによる収束計算 予想作業時間:15 分 対象のバージョン:Inventor 2010 もしくはそれ以降のバージョン シミュレーションを設定する際
Autodesk Inventor Skill Builders Autodesk Inventor 2010 構造解析の精度改良 メッシュリファインメントによる収束計算 予想作業時間:15 分 対象のバージョン:Inventor 2010 もしくはそれ以降のバージョン シミュレーションを設定する際に 収束判定に関するデフォルトの設定をそのまま使うか 修正をします 応力解析ソルバーでは計算の終了を判断するときにこの設定を使います
「ギヤスカイビング加工の特徴」
NACHI TECHNICAL REPORT Machining Vol.31A1 October/2016 マシニング事業 Introduction of Gear Skiving キーワード スカイビング加工 有効すくい角オフセット角 切りくず厚み 交差角歯形修正 精密工具製造所 / 技術部 Masayuki Tsuno ギヤスカイビング加工の特徴 要 旨 遊星歯車装置を構成する主要要素である内歯車
目次 1. CAD インターフェイス (3D_Analyzer&3D_Evolution) ユーザーインターフェイス機能強化 (3D_Analyzer&3D_Evolution)... 3 レポート... 3 クリッピング機能... 4 言語... 4 表示オプション
2016 年 6 月 22 日 3D_Analyzer & 3D_Evolution リリースノート 1/8 目次 1. CAD インターフェイス (3D_Analyzer&3D_Evolution)... 3 2. ユーザーインターフェイス機能強化 (3D_Analyzer&3D_Evolution)... 3 レポート... 3 クリッピング機能... 4 言語... 4 表示オプション...
[Ⅹ]資料編
![[Ⅹ]資料編](/thumbs/96/130035081.jpg "[Ⅹ]資料編")
料編 Ⅹ の設計および使用上の留意事項 (1) シンクロベルトの適正な張り方 ベルトの張り方はベルトがたるまない程度が適正で張り過ぎは ベルトの寿命を低下させます また張りがゆるい場合 衝撃的な負荷または起動トルクが大きいとベルトがプーリ溝からジャンプして乗り上げることがあります ベルトの張りを数値的に管理する場合は 次の手順により行います STEP1 スパンの計算 STEP2 s= C 2 (Dpdp)2
1 911 9001030 9:00 A B C D E F G H I J K L M 1A0900 1B0900 1C0900 1D0900 1E0900 1F0900 1G0900 1H0900 1I0900 1J0900 1K0900 1L0900 1M0900 9:15 1A0915 1B0915 1C0915 1D0915 1E0915 1F0915 1G0915 1H0915 1I0915
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海上人工島の経年品質変化 研究背景 目的 解析条件 ( 境界条件 構成モデル 施工履歴 材料パラメータ ) 実測値と解析値の比較 ( 沈下量 ) 将来の不等沈下予測 ケーススタディー ( 埋土施工前に地盤改良を行う : 一面に海上 SD を打設 ) 研究背景 目的 解析条件 ( 境界条件 構成モデル 施工履歴 材料パラメータ ) 実測値と解析値の比較 ( 沈下量 ) 将来の不等沈下予測 ケーススタディー
講義「○○○○」
講義 信頼度の推定と立証 内容. 点推定と区間推定. 指数分布の点推定 区間推定 3. 指数分布 正規分布の信頼度推定 担当 : 倉敷哲生 ( ビジネスエンジニアリング専攻 ) 統計的推測 標本から得られる情報を基に 母集団に関する結論の導出が目的 測定値 x x x 3 : x 母集団 (populaio) 母集団の特性値 統計的推測 標本 (sample) 標本の特性値 分布のパラメータ ( 母数
位相最適化?
均質化設計法 藤井大地 ( 東京大学 ) 位相最適化? 従来の考え方 境界形状を変化させて最適な形状 位相を求める Γ t Ω b Γ D 境界形状を変化させる問題点 解析が進むにつれて, 有限要素メッシュが異形になり, 再メッシュが必要になる 位相が変化する問題への適応が難しい Γ Γ t t Ω b Ω b Γ D Γ D 領域の拡張と特性関数の導入 χ Ω ( x) = f 0 f x Ω x
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m Series 26 1, 2, 3, 4, 5 10, 20, 50, 100 S Series 25 1, 2, 3, 4, 5 10, 20 Z Series 26 1, 2, 3, 4, 5 10, 20, 50, 100 Series P.1 8 黒 ø2ø12 26 白 赤 青 黄 緑 透明 ø2 橙 S Series 8 黒 白 ø4ø12 25 赤 青 黄 緑 半透明 P.4 イエローブラウン
第６章 実験モード解析
第 6 章実験モード解析 6. 実験モード解析とは 6. 有限自由度系の実験モード解析 6.3 連続体の実験モード解析 6. 実験モード解析とは 実験モード解析とは加振実験によって測定された外力と応答を用いてモードパラメータ ( 固有振動数, モード減衰比, 正規固有モードなど ) を求める ( 同定する ) 方法である. 力計 試験体 変位計 / 加速度計 実験モード解析の概念 時間領域データを利用する方法
0 21 カラー反射率 slope aspect 図 2.9: 復元結果例 2.4 画像生成技術としての計算フォトグラフィ 3 次元情報を復元することにより, 画像生成 ( レンダリング ) に応用することが可能である. 近年, コンピュータにより, カメラで直接得られない画像を生成する技術分野が生
0 21 カラー反射率 slope aspect 図 2.9: 復元結果例 2.4 画像生成技術としての計算フォトグラフィ 3 次元情報を復元することにより, 画像生成 ( レンダリング ) に応用することが可能である. 近年, コンピュータにより, カメラで直接得られない画像を生成する技術分野が生まれ, コンピューテーショナルフォトグラフィ ( 計算フォトグラフィ ) と呼ばれている.3 次元画像認識技術の計算フォトグラフィへの応用として,
タイプ出力回転速度Unit Type HPG 型番の選定 ハーモニックプラネタリ HPG シリーズの優れた性能を十分発揮させるために 使用条件の確認とフローチャートを参考に型番選定を行ってください 一般的に サーボシステムにおいては 連続一定負荷の状態はほとんどありません 入力回転速度の変動にともな
タイプHPG 入力軸ユニットタイプ サイズ 型番 :,14,2,2,,6 ピークトルク.9Nm~22Nm 小バックラッシ 標準 : 分以下特殊 :1 分以下 減速比 6 種類 1 段減速 =~9 2 段減速 =~ 高効率 9% 以上 ( 型番 :,14 は 8%) 構造図 図 8-1 出力フランジ部 出力回転方向 出力側オイルシール クロスローラベアリング 取付けインロー部 締結用ボルト穴 アンギュラベアリング
鉄筋単体の座屈モデル（HP用）.doc
RC uckling elastic uckling of initiall ent memer full-plastic ultimate elasto-plastic uckling model cover concrete initial imperfection 1 Fixed-fixed Hinged-hinged x x M M 1 3 1 a π = 1 cos x πx = a sin