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ボルトの破損と曲げモーメントに関する疑問
- ボルトの破断と曲げモーメントの関係が不明で困っています。皿ボルトの曲げモーメントに対する強度評価方法も知りたいです。
- ボルトの破断原因を考えている中で、曲げモーメントの影響がわからず困っています。設計初心者の私にアドバイスをお願いします。
- ボルトの破損と曲げモーメントについて調査しています。皿ボルトの曲げ強度の評価方法についても情報を求めています。
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再出です。 予想通りの内容ですね。以下に簡単に考察します。 M3皿ボルト（強度区分8.8）への荷重は、いくら掛かるかを推測で求めます。 後は、貴殿が実測値で修正し、実際値を求めてください。 M3皿ボルトの雌ねじが加工されている幅を仮に8mmとします。その8mm幅の左端を支点に、 (8mm/2)×M3皿ボルト2本分の軸力 ＝ {(8mm/2)＋8.7mm}×196.4 Ｎ 4mm×M3皿ボルト2本分の軸力 ＝ 12.7mm×196.4 Ｎ M3皿ボルト2本分の軸力 ＝ (12.7mm÷4mm)×196.4 Ｎ ＝ 3.175×196.4 Ｎ M3皿ボルト1本分の軸力 ＝ 1.5875×196.4 Ｎ ＝ 311Ｎ となります。 また、M3皿ボルト（強度区分8.8）の軸力は、 最小引張強さ800Ｎ/mm^2 × M3ねじ有効断面積5.03mm^2 ＝ 4024Ｎ このボルトを適正トルクで締める場合は、六角穴付き皿ボルトの特殊となりそうです。 M3皿ボルトの通常ねじは、最小引張強さ330Ｎ/mm^2なので、軸力は1660Ｎとなります。 後は、シリンダの推力を衝撃力換算する内容です。 幅が8mmでも、そこにC1の面取りがあれば、6mm/2 ＝ 3mmとなり、更に釘抜きの原理 が増大します。
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再々出です。 > 後は推力を衝撃力に換算するという内容が残っているのですが、メーカに問い合わせて > みても、具体的な物性値がないと回答されてしまいました。 > 経験測でも構いませんので衝撃力に関してのアドバイスがあればぜひご教授ください。 なので、経験則で以下に記述します。 本来は、衝突する物体の質量又は力と速度、衝突する物体と衝突を受ける物体の弾性係数に よって難解な計算をします。 その計算を簡易にするのが、解析(CAE)です。 また、経験則では実験事例から推測しますが、誤差は桁が変わる位に大きいと承知ください。 URLの“表２ ボーリング球の落下試験の結果”を確認しますと、 > シリンダの理論推力と使用速度とストローク F＝196.4〔N〕 V＝50mm/sec から、F＝196.4〔N〕＝20〔kg〕、 V＝50〔mm/sec〕＝0.05〔m/sec〕となり、 URLは、落下高さ0.125〔m〕、6.9〔kg〕のボーリング球 から、自由落下での衝突時の速度は約0.16〔m/sec〕、 重量6.9〔kg〕＝67.6〔N〕 落下高さ0.39〔m〕では、自由落下での衝突時の速度は約0.28m/sec。 速度比較は、0.28m/sec÷0.16m/sec ＝ 1.75。ピーク衝撃力 (kN)は2倍。 落下高さ0.125〔m〕では、22700〔N〕÷67.6〔N〕＝ 336(倍) 衝撃持続時間(msec)での1.70は、1000〔msec〕÷1.7〔msec〕＝ 588(倍) 0.16〔m/sec〕÷0.05〔m/sec〕＝3.2で、1.75×1.75＝3.06 から、 落下高さ0.125〔m〕のピーク衝撃力 22.70(kN)÷2÷2＝5.6(kN) 67.6〔N〕の約80倍の力が最悪掛かると考えても良いとなる。 だから、構造が悪いので、 ａ）取付ねじを大きくする ｂ）シリンダ推力に対して、並列にねじを配置し、 ねじの本数も増やし、ねじ座の幅も増加させ釘抜きの原理の緩和させる 皿ねじは、理論上は複数のねじ止めが、円錐着座なので不適合なので、改善する ｃ）衝撃力を緩和する ミスミさんのウレタン付きストッパーボルトのように、緩衝機構を設ける (ショックアブソーバー等や、ばね式ストッパーピン機構等) を同時に考慮し、対策すべきです。 例えば、 ┏━━━━━━━━━━━┓ ┃ ┃ ┃ ┏━━━━━━━━━┛ ┃ ┣━━━┓ ↑ (取付ねじ)─╂─╂→ ┃ シリンダ推力が掛かるポイント ┃ ┃ ┃ ┃ ┃ ┃ ┃ ┃ ┃ (取付ねじ)─╂─╂→ ┃ ┗━┫ ┃ ┃ ┃ のように。 そして、この場合は取付ねじにせん断荷重が加わるので、それを回避するために、 ア）キー機構を組み込む イ）キー機構の役目をはたす段差を設ける ウ）ノックピンを打つ 等々を考慮してです。
お礼
衝撃力の考え方、実験事例、対策までを丁寧にまとめていただいて大変感謝しております。ありがとうございます。 衝撃力というのは本当に大きな値になる事があるということが、 非常によく分かりました。 この内容を考慮し対策したいと思います。
衝撃に対してですが、シリンダ内部でも直接金属同士を当てると衝撃（音）が大きいので、ウレタンのシートを入れたりしています。 ショックアブソーバとまでは言わないとしても、ストッパボルトの先端にウレタンパッドを付ける等の対策が必要ではないでしょうか。
お礼
すごくいいアドバイスだと思います。 ウレタンのシートをいれたときに、ウレタンの摩耗による位置決め精度の 変化等を考慮して、可能であれば対策したいと思います。 ありがとうございます。
皿ボルト・・・使うのを躊躇するものです。 一本で此処と居座る 自動求芯作用 ＝ 自己主張 が強く協調性と慎ましさが無い（粗い位置決めに使える）。 複数ならピッチ誤差が問題。張り合って偏荷重が生じているとすべき。 ピッチが 皿ザグリ＞タップ なら中だるみで曲げが生じる。強度計算は非常に面倒ながら定性的にマズイのはお判りかと。 （皿は薄物に使うから強度不問でも浮きが生じ外観が悪い。一本でも板を歪める問題あり） また、締付力がキャップボルトより弱くなりがちで、緩みやすいから繰返し衝撃力での折れにつながったとも考えられる。 なので使わない手はないか検討をすべきです。 といわれても能力が及ばないもどかしさ・・・ 一本の浮きの問題でも、ＦＥＭでは傾向は簡単に示せても精度の問題が出るのでは。 複数組合は難しいとして、一本に引張力を掛けての計算させてみるとか 皿はボルト強度の関心事から逸れているようで、その解析例も見かけません。
お礼
皿ボルトを使用するうえでの欠点をまとめていただきありがとうございます。 具体的な対策としては ・キャップボルトに変更する ・ハイテンションボルトを使用する ・ネジサイズをアップする など あると思いますが、何を根拠にその対策をしたかを明確にするため、 質問いたしました。 対策後に同様のことが起こる事を避けたい為、計算モデルを考えております。 あくまでモデル計算であり、実際に加わっている力と異なる場合がほとんどであるということも重々理解しております。 その中でアドバイスをしていただけると幸いです。 やはり解析例などもないのですね。 皿ボルトをストッパー固定用のボルトとして使った事が、 破断の一番の原因であり、皿ボルトを使う上での考慮が足りてなかったです。 今回のケースでより実際の力を計算する場合では、 情報が少なすぎるようです。 それは他の回答者様からもご指摘いただいております。 アドバイスありがとうございました。
ohkawaさんへの補足；従って質問者&回答(6)さんも確認して下さいよ JIS B 1179:2009 皿ボルト;強度区分4.6及び4.8の2通りのみ規定されている JIS B 1194:2006 六角穴付き皿ボルト；強度区分8.8,10.9,12.9の3種類です ということは与えられている仕様の強度区分8.8からJISB1194しかあり得ない となれば規格から M3-8.8 の最小引荷重は 3220N (JISB1051の80％）です これは、有効面積 5.03[mm2]*800[N/mm2]*0.8≒3220 としても求められます 「六角穴付き皿ボルト」の場合は、0.8 を掛ける必要があるので注意したい それと質問者がSYLの型式等の補足を明示しないと、また回答が迷走してしまう
補足
最小引張荷重の計算にあやまりがありました。 追記に訂正させていただきます。 またシリンダに関しても型式を明記したいと思います。 ご指摘ありがとうございました。
直接の回答ではなくて済みません。 （強度区分8.8）についてJIS B 1051を参照すると、材料の呼び引張強さは、 800 N/mm2と記載されています。 上記にもかかわらず、追記の中には、・ボルトの強度 最小引張強: 200N/mm^2 と記載なさっています。 何だか矛盾がありそうに感じます。 ご質問の本質とは関わりない事項かもしれませんが、この際一緒に解決して おくことが良さそうに感じます。ご専門の方のアドバイスを期待したいと 思います。 私が、矛盾ではないかと感じたことについて、問題にする必要のない事項 であれば、その旨ご教示頂ければ有難く存じます。
お礼
引張り強さの計算にあやまりがありました。 どのように間違えた経緯を追記したいと思います。 ご指摘ありがとうございます。
詳細寸法がわかりませんが、シリンダロッド径をΦ12として考えてみます。 皿ボルト2本に掛かる力は、てこの原理を使って （Ａ＋Ｂ）／Ａ×Ｆ＝（６＋８.７）／６×１９６．４＝４８１．２Ｎ 皿ボルト1本当たり、静荷重として、４８１．２／２＝２４０．６Ｎかかります。 クッションが効いていないということなので、この何倍かの荷重を想定します。 皿ネジの締めつけトルクで、その荷重より大きな軸力が掛けられていますか？ ボルトの疲労強度を議論する場合、これが最低条件になります。 ボルトに初期締めつけ軸力を与え、そこに曲げモーメントが掛かる条件でのＦＥＭ解析を何度かやっていますが、初期締めつけ力の大小は、かなり大きく解析結果として差が出てきます。 日本ねじ研究会から、ドイツ技術者協会が出した指針の和訳が出ているので、これを参考にされるのもひとつの方法かもしれませんが、ボルトに曲げがかる場合、非常に大きな初期締めつけ軸力を要求されます。 私見ですが、ボルト軸力が適正に締め付けられているのかを無視すると問題解決には至らないと思います。
お礼
アドバイスいただきありがとうございます。 皿ネジの締付トルクのトルク管理はしておらず、 実際の物性値は分からないのですが、 モデル計算として、適正トルクてしまっていると仮定して 計算したいと思います。 恥ずかしながら製造者は通常のレンチを使い、 力いっぱい締め付けているというのが、 現状の製造環境です。 おそらく適正トルクよりも強い力で締め付けていると 思われます。 今回のケースでは締付トルクがわからない以上、 より具体的な計算はできないということなのですね。 経験者のかたからのアドバイスは非常に参考になります。 ありがとうございます。
破断の原因がどこにあるか調査する必要があります。構造体の場合、その変位 や力の作用は微妙なところがあり、支点位置や曲げ変位はモデル計算とは異な る場合がほとんどです。力学解析して近似が成り立つようなモデルを作る必要 があります。皿ボルトはさほど大きな軸力を伴わない場合に用いることが多い ので、基本的な（軸力）強度不足が原因ではないでしょうか？ 材料力学や工業力学の基本事項を理解していれば、解析は可能だと思います。
お礼
モデル計算と実際の値が異なる場合があるというのは理解しています。 但し、そのモデル計算でさえ上手く考えられないのでアドバイスを頂いております。 モデル計算の内容を過信しないように心がけます。 ご忠告ありがとうございます。
設計条件というか情報があまりに少な過ぎ、一般的なアドバイスしか出来ない 一般的には、このようなストッパーなら衝撃が何度か加わる内にねじが緩んで きて更に衝撃力が増大し、全ての力がせん断力になって破断することが多い ねじサイズを変えられないのなら、JIS B 1194:2006「 六角穴付き皿ボルト」 の強度区分12.9のハイテンションを使う方法もあるかも知れませんが・・・ ネジロックという手段もあるし。何れにせよ、まづは現場を把握することです http://www.smcworld.com/doc/2008/webcatalog/docs/actuator/guide/MGJ.pdf もしかして、この型式のSYLでしょうか？ 速度的には左程早くないし衝撃も大したことはなさそうなので、ねじの緩みに より破損した可能性が高いように私には見えるのですけれども、どんなんかな ↑URL最終頁に「ストッパとしての使用はご遠慮ください」とあるんですけど また荷重の偏心からの許容荷重も推奨値範囲外になっているんじゃない？ Ｍ3ねじ2本では緩み止め難しいし、いっそのことサイズアップするかなぁ？
お礼
情報が少ないという事は、みなさんに指摘を受けております。 アドバイスを頂く側としての配慮が足りなかったと反省しております。 設計時にボルトの緩みを考慮していませんでした。 ネジロック等のアドバイスは今回の件だけではなく、 今後の設計の中でも生きてくると思います。 ご指摘ありがとうございました。
ボルトの強度確認は、引張強度とせん断強度が一般的です。 そして、ボルトにはせん断力が加わらない設計上の工夫を施すのが一般的です。 さて、質問内容の > シリンダストッパを止めているボルトが破断してしまい、その原因を考えているのですが > ボルトの破断と曲げモーメントの関係がわからず困っております で、先ず考える内容は、実際の曲げモーメントとは異なる以下の内容です。 ───┃←<シリンダの推力が掛かるポイント> 1000Ｎの推力と仮定 ↑ ┃ │ ┃ │ ┃ ストッパー形状は、図の如くＬ字形。 │ ┃ Ｌ字形の水平部の↓は、取付ボルトを示す。 400mm ┃ 400mmや40mmや60mmは、寸法を示す。 ┃ ↓の取付ボルトは2×2の系4本とする。 │ ┃ │ ┃ │ ┃ ↓ ┃ ───┗━━↓━↓━ │ │ │ →│40mm│←│ │←60mm→│ 仕様では、 が支点となって、1000Ｎ×400mm＝400000Ｎ･mmのモーメントが働く。Ｌ字形のコーナー部 取付ボルトへは、400000Ｎ･mm÷(40mm＋60mm)＝4000Ｎ掛かり、その内訳は 図示40mm位置のボルトは、4000Ｎ×｛40mm÷(40mm＋60mm)｝＝1600Ｎ/2本、800Ｎ/1本 図示60mm位置のボルトは、4000Ｎ×｛60mm÷(40mm＋60mm)｝＝2400Ｎ/2本、1200Ｎ/1本 の計算となります。 図示60mm位置のボルトへは、1200Ｎ/本の引張力が掛かり、シリンダの推力より大きな力が 掛かる計算となります。 これは、釘抜きの原理のあまり良くないストッパー構造となっているのが原因です。 計算処理は、曲げモーメントを使用した内容になっています。 (図示仕様で、取付ボルトへのせん断力は、Ｌ字形のコーナー部を段差仕様で取付けるか、 取付ボルト方向にノックピン<ダウエルピン>を施工し、加わらない配慮を必ずします) 以上のような内容でしょうか？ そして、仕様用途がシリンダストッパなので、力積の考察が必要です。 衝撃力とも云いますが、1000Ｎのシリンダ推力なら、仕様によってはその10～20倍以上 の力(10000Ｎ～20000Ｎ)で計算が必要です。 http://www.kdcnet.ac.jp/college/buturi/kougi/buturiko/mechanics/mechan3/mechan3.htm [ ↑ 力積と運動量 ] http://fnorio.com/0062impulse_&_momentum1/impulse_&_momentum1.htm [ ↑ 力積と運動量（第２法則） ] 詳細内容は、URLを確認ください。 URLの“4.2 曲げモーメントと軸力”には、直近情報が記載されています。 また、“釘抜き原理 …”にて、貴殿でも情報を確認することができます。 …には、ストッパーとか、ブラケットとか、ねじやボルトとかにて。
お礼
少ない情報の中、技術的アドバイスを頂きありがとうございました。 ご指摘いただいたように、釘抜きの原理のような力が掛かる取付方法を 行っておりました。 その際のボルトに加わる力の考え方が非常に参考になりました。 本当にありがとうございました。
シリンダストッパを止めているボルトが破断 曲げモーメント 衝撃荷重っぽいが、位置関係とサイズが不明では回答が難しいでしょう。 この丁寧さまで要らずとも http://mori.nc-net.or.jp/EokpControl?&tid=235279&event=QE0004
お礼
ご指摘ありがとうございます。 おっしゃる通りだと思います。 詳しい内容を追記したいと思います。
お礼
今回のケースに関しては、アドバイスいただいた内容で間違えないと思います。 少ない情報の中、現状を理解していただき適切なアドバイスありがとうございます。