表面粗さと応力集中の関係について

八面体せん断応力 ミーゼス降伏応力について

Φ76.1mm,t=6mmの管の八面体せん断応力τoctの求め方についてご教授願います。 3MPaの内圧を受ける厚肉円筒と見なすと、 参照URLの通り、軸応力...σz,円周応力σθ,そして半径応力σr(=-P=-3MPa)を受けます。 そこで、これら三要素による八面体せん断応力及びミーゼス降伏応力を求めたいのですが、各公式へのσrの代入について質問させて下さい。 八面体せん断応力 τoct=1/3√(σr-σθ)^2+(σθ-σz)^2+(σz-σr)^2 ミーゼス降伏応力 τ=√1/2｛(σr-σθ)^2+(σθ-σz)^2+(σz-σr)^2｝ ここにσr=-3(MPa)を代入する際、八面体せん断応力については絶対値として計算するべきなのでしょうか？ 参照pdfの中でミーゼス降伏応力を求める際は負の値をそのまま代入されています。 ※設計段階中で後にこのτoctは許容応力度で除すため、σrを絶対値で入れるとτoctの値が小さくなり、安全率は低くなります。反対に負の値をそのまま代入するとτoctの値は勿論大きくなり、安全側の設計となります。 当初は何の気なしに負の値を代入していたのですが、自分で調べていくうちに益々わからなくなってきました。正負どちらかによる代入の根拠、及び八面体せん断応力とミーゼス降伏応力の違いについてもご教授頂けると幸いです。 支離滅裂な文章ではございますが、どうぞよろしくお願い致します。 http://wrs.search.yahoo.co.jp/FOR=JZ6ARJhV3iim5aOTqyjmXVyH1Vs3hmILohnMrf8We3xy6ga4oU2ml44pV83.oZr1qwpWWXNVzSKTn2JW2iaZCRQ6UZmoANmsR2tUDwrmaJ2o.3NJVK6y.XlFxm4pWEFh00IYET8tcgIye0.O60fpr8uiCX9OaTqAW7U0pxu49OcE23LhcdSP_shuJQqyakPVm7KWvLT18B_XR9ljwvGbkHhQTkCSmLJxwN5aY7Fq5SdHRLwU8rUK9R3xzOQWMK9SRAw.YWiKMU6rUCB8Bd.t/_ylt=A7YWNM3F3fpV_3QAmUvjm_B7;_ylu=X3oDMTEyNTZucDQ1BHBvcwMxBHNlYwNzcgRzbGsDdGl0bGUEdnRpZANqcDAwMDU-/SIG=12rk57sdt/EXP=1442604933/**http%3A//www.sml.k.u-tokyo.ac.jp/members/nabe/lecture2012/B3_20120608.pdf

断面曲線と粗さ曲線

表面粗さを表す規格（Ｒｚ・Ｒａなど）で 大きく分けると断面曲線と粗さ曲線に分かれるようですがこの断面曲線と粗さ曲線とはどのような違いなのでしょうか？ 素人質問...で申し訳ありませんが教えてください。

３価クロメートの表面のすべり性について

弊社では電子部品の製作を行っており、クロメート処理を行なった部品の内側にゴム部品を圧入しています。このクロメート処理について、環境対策として６価クロメート処理か...ら３価クロメート処理に変更したところ、ゴム部品が圧入できないという作業障害が発生しました。３価クロメートの表面を指でこすったところ、６価クロメートよりすべりが悪いように感じます。 やはり、３価クロメートの方が表面のすべり性が悪いのでしょうか？ ねじに関しては、３価クロメートは６価クロメートよりトルク係数が高いとの情報を聞いていますが、この件とも関係があるのでしょうか？ 以上、ご回答をお願いします。

油圧シリンダーの推力計算について

シリンダー径φ80の油圧シリンダーに0.6MPa加圧したときに発生する推力は 40＊40＊π＊0.6≒3015N になると計算しましたが、メーカーのカタログ...を見ると 29370N(理論値)となっています。 およそ10倍の差なので何か計算が間違っているのかと思いましたが なにぶん素人なものでよく分かりません。 このおよそ10倍の違いについてお分かりになる方、よければ教えてください。 ご回答ありがとうございます。 説明が不十分だったようなので少し補足します。 今回検証を行っているのは ヒロタカ精機株式会社製ニューマチックパワーシリンダーのPCH-03型というものです。 現在、このシリンダーを使用した設備で部品の圧入を行っているのですが 設備が導入されてから随分古く、 どのくらいの力で圧入されているのかを改めて調査したところ 上記のような矛盾に行き着いたわけです。 カタログに書いてある通りならば、約30000N(3t)の力で圧入していることになりますが、 相手側部品を考えるととても3tもの力に堪えられるようなものではありません。 かといって、カタログが間違っているとも考えづらく、困っております。 どうかよろしくお願いいたします。

ざぐり部残し肉厚の強度計算について

構造設計初心者です．M3の六角穴付ボルト(頭径5.5)の頭をすべて隠すために板にざぐりたいのですが，板厚の選定に悩んでいます． 設計要求/条件(簡易化した図を...添付しました) ・できるだけ軽量(t5~t8程度が目安) ・4点の締結点に合計で500Nの力がかかる(垂直に) ・ざぐられる板は4点で固定(固定点はざぐらない) ・ざぐり径はΦ7，中央にはΦ3.3の貫通穴 ・材料はA5052 強度計算のため，手計算と構造解析ソフトを用いた計算を行いました．以前振動試験によって残し肉厚が0.5mmの時に破壊した経験があります．繰り返し回数は多く見積もって2.0*10^6程度です． 破壊モードはざぐりの端面(円周の縁)で剪断破壊が起きることだと考え，以下のように計算しました． 肉厚t[mm]の時 tau = (500[N] / 4) / (pi * 7[mm] * t) t = 0.5の時 tau =~ 11.4MPa ↑A5052の剪断強さ/疲労強度に満たない(なぜ？) 構造解析ソフトの結果では，140MPa程度の値となりました． 振動試験で壊れたことを踏まえると構造解析の結果の方が正しそうですが，手計算とオーダーも合わないまま進めるのは怖いと考えております． おそらく応力集中の影響があるのかと考えておりますが，手計算の結果に穴の応力集中係数3をかけても強度計算上問題ないことになってしまいます． このようなざぐり部残し肉厚の計算方法をご存じの方はいらっしゃいますでしょうか． ※OKWAVEより補足：「技術の森( 開発・設計)」についての質問です。