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a. 切断荷重 ワイヤロープの切断荷重 Q [N] は,Q = WS = × = N b. ワイヤロープの直径 テキスト表 5-2 より,上記の Q を満たすものとして,次のワイヤロープを採用する. 直径 d = mm(切断荷重 N) 2a.巻胴 その 1
a. 材料およびロープの取付方法 巻胴の材料は FC200(旧 FC20)とする.ロープの取付方法はテキスト図 6-1(a)による. b. 巻胴のロープ巻き付け中心直径 D [mm] 式(6.1)より,D ≧ 20d = mm c. ロープの巻数 N 式(6.2)より,余裕しろを 3 巻として,
巻=+×
×=+
⋅= 310003
1000 lift
ππ DL
N
一の位に切り上げて,N = 巻とする. d. ロープのピッチ p [mm] 式(6.3)より,余裕しろを 2mm として,p = d + 2 = mm e. 巻胴へのロープの巻付け長さ B [mm] 式(6.4)より,B = N p = × = mm f. 巻胴のみぞと肉厚寸法 t [mm] ロープは 1 重巻きとする.許容圧縮応力をσc = 50 MPa(FC 材)とすると,式(6.5)より
mm50c
=×
=⋅
=σp
Wt
一の位に切り上げて,t = mm とする. みぞの寸法は
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みぞのピッチ p = d + 2 = mm
みぞの半径 mm2
==pr
面取り半径 r1 = 1 mm.
みぞの深さ 3dc = の整数部 = mm とする.
巻胴内径は Di = D – d –2 t = mm 巻胴溝谷径は Dmi = Di + 2 t = mm 巻胴溝外径は Dmo = Dmi + 2 c = mm 巻胴みぞの主要寸法は図 1 の通りである.
図 1 巻胴みぞ
2b.巻胴 その 2
g. 巻胴の各部寸法 式(6.6)より,フランジ径 Df [mm]は, Df = D + 2×(3.5∼5) d = ∼ mm 最小値を十の位に切り上げて,Df = mm とする. 式(6.7)より,厚み tf [mm]は FC200(旧 FC20)として, tf = (1.2∼1.6) d = ∼ mm 最小値を十の位に切り上げて,tf = mm とする. 式(6.8)より,余裕しろ tg , rp[mm]は tg = (1.8∼2) d = ∼ mm. 最大値の小数部を切り捨てて,tg = mm とする. rp = (2∼2.5) d = ∼ mm. 最大値の小数部を切り捨てて,rp = mm とする. 式(6.9)より,巻胴の全長 Lt [mm]は, Lt = rp + 2 tf + tg + B = + 2 × + + = mm となる.
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3.ワイヤロープ止め金具(SS400)
a. 止め金具の直径 dr [mm ] 式(6.10)より,材料は SS400(旧 SS41),τ r = 60 MPa として
mm60
44
rr =
××=
⋅=
πτπWd
一の位に切り上げて,dr = mm とする. b. 止めねじ 六角ボルト(S20C)を使用する.式(6.11)より,ボルトの本数 n = 2 本,τ b = 60 MPa として
mm602
42.142.1b
bolt =××
×=⋅⋅
=πτπ n
Wd
JIS B (メートル並目ねじ)より,dbolt = とする. JIS B (ボルト穴径)の 2 級を適応して,ボルト穴の直径はφ とする. また,止め金具は湾曲しているため座ぐりを行う.座ぐり径はφ となる. c. 巻胴のめねじ部の深さ FC200 使用のため,式(6.13)より,m = 2 dbolt = mm 巻胴の肉厚より大きい場合,この部分だけ肉盛りを施す. d. 止め金具の厚み t [mm]と幅 b [mm] 式(6.12)より,τ t = 60 MPa として
mm602.12.1 tbolt
=××
=⋅
=τd
Wt
一の位に切り上げて,t = mm とする. また,b = 2.2 dbolt = mm.一の位に切り上げて,b = mm とする. ワイヤロープ止め金具の主要寸法は図 2 の通りである.
図 2 ワイヤロープ止め金具
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4.巻胴取付ボルト(S20C)
a. ボルト中心のピッチ円直径 Dgb [mm]の仮定 式(6.14)より,Dgb = (1.1∼1.2) D = ∼ mm 最大値の一の位以下を切り捨てて,Dgb = mm とする. b. ボルトの直径 ボルトにかかる荷重 Wgb [N]は
と決定する.したがって,歯車 a, a’, b, b’の各歯数は za = za’ = zb = zb’ = となる.また,ハンドルの長さを再計算すると
mm186.0h =×
××
=⋅
⋅= i
F
RWL
h
十の位に切り上げて,Lh = mm とする. 6a.歯車のモジュール その 1
歯車 a, a’, b, b’とも標準平歯車,圧力角 20°,材料 FC250(旧 FC25)とする. a. トルク Ta, Tb
歯車 a, a’に作用するトルク Ta は式(7.1)より効率 h1 = 0.96 とすると
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mm N96.01
ha =
×=
⋅=
h
LFT
歯車 b, b’のトルク Tb は式(7.2)より効率 h =h2 h3 = 0.95 とすると
mm N95.0b =×
=⋅
=h
RWT
b. 円ピッチ・モジュール 歯車 a, a’について 材料を FC250(旧 FC25)とする. K = 4, C = 30 として式(7.4)に代入すると
mm43098
4.1898
4.1833
a
a =×××
=⋅⋅⋅
=zKC
Tta
モジュール ma は式(7.5)より,ma = ta / π = mm JIS B (モジュールの標準値)の第 1 系列を適用して,ma = mm とする. 歯車 b, b’について 材料を FC250(旧 FC25)とする. K = 4, C = 30 として式(7.4)に代入すると
mm43098
4.18'98
4.1833
b
bb =
×××=
⋅⋅⋅=
zKCT
t
モジュール mb は式(7.5)より,mb = tb / π = mm JIS B (モジュールの標準値)の第 1 系列を適用して,mb = mm とする. 6b.歯車のモジュール その 2
以上,歯車の各部寸法は
記号 歯車 a 記号 歯車 a’ 記号 歯車 b 記号 歯車 b’ モジュール m ma ma’ mb mb’ 歯数 z za za’ zb zb’ 全歯たけ ht≧2.25m ht a ht a’ ht b ht b’ 歯末のたけ h1 = m h1 a h1 a’ h1 b h1 b’ 歯元のたけ h2≧1.25m h2 a h2 a’ h2 b h2 b’ ピッチ円直径 d = zm da da’ db db’ 歯先円直径 d1 = d + 2h1 d1 a d1 a’ d1 b d1 b’ 歯底円直径 d2 = d – 2h2 d2 a d2 a’ d2 b d2 b’ 円ピッチ t = πm ta ta’ tb tb’ 歯幅 b = 10m ba ba’ bb bb’ 歯車中心距離 a-a’間:(da + da’)/2 = b-b’間:(db + db’)/2 = 歯車取付関係寸法 (d1 a’ +巻胴直径)/2 =
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歯車の主要寸法は図 4 の通りである.
図 4 歯車
7.各スパンの決定
式(8.1)より, tp = (0.04∼0.06) D = ∼ mm. JIS G (熱間圧延鋼板と鋼帯の形状,寸法および質量)を適用して,最大値に最も
近いものを採用すると,tp = mm となる. ig = (0.05∼0.06) D = ∼ mm. 最大値の小数部を切り捨てて,ig = mm とする. Lb = (0.12∼0.15) D = ∼ mm.
式(8.9)より,曲げモーメントは mm NshCAh =×=⋅= LRM mm NghDBh =×=⋅= LRM
14
10.合成曲げモーメント
a と c の組合せの場合 式(8.10)より
mm N222hA
2vAmaxA =+=+= MMM
mm N222hB
2vBmaxB =+=+= MMM
b と c の組合せの場合 式(8.11)より
mm N'' 222hB
2vBmaxA =+=+= MMM
11.巻胴軸径
材質は S50C とする.許容曲げ応力は σ b = 80MPa とする.式(8.12)より巻胴軸径は
mm80
2.102.10 33
b
maxAA =×==
σM
d
JIS B (軸の直径)の転がり軸受の軸径数値から選択すると,適合する軸径は dA = mm となる. キー板の寸法はテキストの表 8-1 より a = mm. b = mm. c = mm. d = mm. e = mm. f = mm. g = mm ボルトは M とする. 巻胴軸およびキー板の主要寸法は図 6 の通りである.
図 6 巻胴軸およびキー板
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12a.巻胴歯車の各部形状寸法の決定 その 1
① ボス外径 d0 d0 = (1.8∼2) dA = ∼ mm 最小値を十の位に切り上げて,d0 = mm とする. ② ボスの長さ Lboss ボス径に対して,Lboss = (1.2∼1.6) dA = ∼ mm また,歯幅を考慮すると Lboss = bb+15 = mm ここでは歯幅を考慮した値を採用し,Lboss = mm とする. ③ アーム寸法 アームはT形とする(図 9-1 の(b)).リブの突出し量は リム部で,0.5 tb’ = mm.一の位に切り上げて, mm とする. ボス部で,0.7 tb’ = mm.一の位に切り上げて, mm とする. ただし,tb’は歯車 b’の円ピッチ テキストの図 9-1 より,アーム長さは
択して(テキスト表 7-3 使用不可),m = とする. 最終的に,各部寸法は 円ピッチ t r = π⋅m = mm 外径(歯先円直径)D r = z⋅m = mm 歯幅 b r = 1.5m = mm 歯元厚さ e r = 1.5m = mm 全歯たけ h r = m = mm 歯先厚さ c r = 0.75m = mm と決定する.(D r の値が変更されることに注意)
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b. つめ軸 許容曲げ応力はσt = 60 MPa とする.許容せん断応力はτc = 40 MPa とする. 曲げを考慮すると,式(11.6)より,つめ車の長さ L r = b r として
mm60
1616 33
t
rrt =
×××=
⋅⋅
=πσπ
LPd
せん断を考慮すると,式(11.7)より, mm4
c
rt =
⋅=
τπPd
大きい方の値を参考にして,JIS B (軸の直径)の転がり軸受の軸径数値から選択す
ると,適合する軸径は dt = mm となる. つめ軸の一端をねじ加工してフレームに固定する.つめ軸の直径を超えない最大のねじ径を採
用すると,JIS B (メートル並目ねじ)より,M となる. つめの脱落を防止するため,つめ軸には割りピンを挿入する.JIS B (割りピン)
ブレーキドラムのスパンは Lv = 100 mm とする. a. クランク軸と中間軸との垂直荷重 効率 h1 = 0.96 とすると,式(12.1)と式(12.3)より
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N96.01a
ha v =×
×=
⋅= h
rLFF
N20tana vah =°= FF
ただし,F はハンドル回転力[N],Lh はハンドル長さ[mm],ra は歯車 a のピッチ円半径[mm] b. 反力および曲げモーメント スパンは
mm2
2522
252
ban =++=++=
bbL
mmg n m =−−=−−= LLLL
反力は式(12.8)より
( )
( ) N
gb vgn ah A
=×++×
=
⋅++=
LLFLLF
R
NAb vah B =−+=−+= RFFR
C,D 点の曲げモーメントは式(12.9)より mm Nm AC =×=⋅= LRM mm NgBD =×=⋅= LRM
c. 中間軸に作用する垂直荷重 反力は式(12.10)より
( )
( ) N
' gbh gn a vA
=×++×
=
⋅++=
LLFLLF
R
N'' Abh a vB =−+=−+= RFFR
C’,D’点の曲げモーメントは式(12.11)より mm N'' m AC =×=⋅= LRM
mm N'' gBD =×=⋅= LRM
15b.中間軸の設計 その 2
d. 合成曲げモーメント
C 点では式(12.12)より
mmN'" 222C
2CmaxC =+=+= MMM
D 点では式(12.13)より
mmN'" 222D
2DmaxD =+=+= MMM
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中間軸に作用する合成荷重は式(12.4)(12.7)より
N222
ah 2
a va =+=+= FFF
N222
bh 2
b vb =+=+= FFF
ra’, rb を歯車 a’,b のピッチ円半径とすれば,ねじりモーメントは式(12.14)より Tf a = ra’ Fa = × = N mm Tf b = rb Fb = × = N mm 軸径はτ = 60 MPa とすると
mm60
1.5"1.5 3 223 2a f
2maxC =+=+= TMd
τ
軸径を d としたとき,適合する平行キー JIS B 1301 の呼びは,b × h = × . キーみぞ深さは軸側 t1 = mm.ボス側 t2 = mm. キーみぞを考慮すると,最小軸径 = =+ 1td mm. JIS B (軸の直径)の転がり軸受の軸径数値から選択すると,適合する軸径は d’ = mm となる. 16.ブレーキ制動を考慮した中間軸の設計
a. 反力および曲げモーメント 差動ブレーキの合力は N21 =+=+= TTT Fv a’ = Fv a だから,反力は式(12.17)(12.18)より
Rmax = N 荷重係数 fw =1.3 とすると,軸受荷重は式(15.2)より, Wg = fw Rmax = N 軸受接触圧力は式(15.3)より,軸受長さ lg = l + a = mm なので
MPagg
g =×
=⋅
=dl
Wp
この数値は許容面圧 4MPa 以下(鋼と青銅鋳物)である. 19b.すべり軸受の決定 その 2
d. クランクハンドル軸の軸受 クランクハンドル軸径を dc’とすると,ジャーナル部軸径は式(15.1)より
dg’ = (0.85~0.9) dc’ = ~ mm 最大値の小数部を切り捨てて,dg’ = mm とする. つば付きブッシュを用いるものとし,テキスト図 15-2 より 内径 D = dg’ = mm. ブッシュ肉厚 t = mm.
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外径 D1 = D + 2 t = mm, つば外径 D2 = 1.35 D1 = mm, 一の位に切り上げて,D2 = mm, つば肉厚 a = mm とする. e. 軸受本体 ブッシュは軸受と一体と考え,基準となる軸径を d = dg’ = mm とする. テキスト図 15-1 より, D = mm. l = mm. f = mm. c = mm. g = mm. m = mm. d1 = mm. ねじは M ただし,f はここでは仮定値.最終的にはフレームの板厚とする. クランクハンドル軸用すべり軸受の主要寸法は図 12 の通りである.
図 12 クランクハンドル軸用すべり軸受
f. 軸受接触圧力の検討 クランクハンドル軸の反力 RAh, RBh, RAh’, RBh’ のうち最大のものを Rmaxとおくと,
Rmax = N 軸受荷重は式(15.2)より,荷重係数 fw = 1.3 とすると, Wg’ = Rmax fw = N 軸受接触圧力は式(15.3)より,軸受長さ lg’ = l + a = mm なので
MPa''
''
gg
g =×
=⋅
=dl
Wp
この数値は許容面圧 4MPa 以下(鋼と青銅鋳物)である.
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19c.中間軸およびハンドル軸主要寸法
中間軸の主要寸法は図 13 の通りである.
図 13 中間軸
ハンドル軸の主要寸法は図 14 の通りである.
図 14 ハンドル軸
20.フレーム a. フレーム フレーム鋼板の板厚は「7.各スパンの決定」の t p に等しい.よって,フレームには 鋼板 SS400×板厚 mm を使用する. b. 連結棒 上部 1 箇所,下部 2 箇所で連結する. 巻上げ荷重を W [N] とすると,上部連結棒の直径はテキスト図 16-3 の関係を式で表して
30
=+= 17000582.01 Wdl mm 一の位に切り上げて, 1ld = mm とする. 上部連結棒のねじ外径は 1ld より 3mm 以上少ないものとし, =−= 311 lc dd mm
この値以下となる最大のねじを採用すると,JIS B (メートル並目ねじ)より,適合
するねじは M となる. 下部連結棒は 2 本のため,1 本あたり半分の荷重を受け持つと考えて
mm172
000582.02 =+=Wdl
一の位に切り上げて, 2ld = mm とする. 下部連結棒のねじ外径は, =−= 322 lc dd mm