油圧配管の肉厚計算

> 計算式については、7つある内の「厚肉円筒公式(ラーメの式)」のようです。
の関連URLを紹介しておきます。

最近は、高学歴のエンジニアが殆どで、ネットでの情報収集の容易だし、3D-CAD解析も容易に
なってきているし、何もかもぶっ込みの“どんぶり安全率”ではなく、国内の建築分野や海外
規格のようにしていくべきなのでしょうね。
それが、質問の根本なのでしょうね。

ですから、URLを紹介してみました。

１Ｎの涙 さん の反応は、エンジニアとして共感ができるものです。

***や#####のように、陰湿ではなく明るい負けず嫌いの反応は、親しみがあります。

（*^_^*）　。

結論がまた幾分かボヤケてきたので再回答

先に示した「油圧配管選定表」の24MPa溶接に於ける25As80と32As160の境界線
について「円筒応力.xls」で内圧を受ける「厚肉円筒公式(ラーメの式)」にて
検証してみた結果・・・

25As80で安全率S=5.25 製造公差 外径max肉厚minだと安全率S=4.46＞4.0 ◯
しかし
32As80は安全率S=4.49 製造公差 外径max肉厚minだと安全率S=3.83＜4.0 ☓
よって
32As160では安全率S=6.02 製造公差 外径max肉厚minだと安全率S=4.78＞4.0 ◯

いずれも
「油圧配管選定表」に於いて圧力容器の安全率4をKEEPしていることが解った
つまり先の「表」は、かなり信用しても良いのでは無いかと思う確証を得た
甲東さんも、「円筒応力.xls」を用いて確認されてみていただきたいです

尚、製造公差という部分については下記に示すものにした
外径は+0.5mm、肉厚は-12.5％つまり0.875tとした不利な条件にしたものです

25As80では、b/a≧1.36なのですが室温程度の温度であれば修正ラメの式である
「円筒応力.xls」でも、Boardmanの式でも比較しても大差は無いようだった

b/a≧1.8では平均径公式・・・σ=p(b/t-0.4)；Boardmanの式が良いようです
それにしても配管の破壊応力の計算式が31本も存在するとは知らなかったです
恐らく実験式なので温度条件にも左右されるし難しいということでしょうか

となればメーカー毎にどの計算式を使うのかは限定できないし、おまけにJIS
にも計算式も安全率さえも規定されていないというのが分かる気もします
最も同じ油圧配管でも振動や衝撃の加わるようなモノも在るから適宜となるか

内圧を受ける管の応力評価については世界各国の規格ごとにも異なるようです

しかも日本が追従する米国の規格も統一化されていないようですね。となれ
ば、JIS独自の判断が在っても良さそうに思えるが明記していない所が歯痒い
のでしょう？何時の世も役人のやることに振り回されますが仕方がないです

回答(10)さんの文献は知っているが、3D解析してもそれを実証し規格化すると
いうことは大変なのでしょうね恐らく。或いは不確定なパラメーターが多過ぎ
却って決めない方が、誤った使われ方をするよりマシという考えもあるかも
そういう意味からは東京計器の「油圧配管選定表」は根拠を示すべきでしょう

お礼

2012/11/25 21:29

ありがとうございます。
東京計器さんが言っている肉厚は以前確認してみたことがあります。Lameの式では無く、圧力容器関係でベースにしているBoardmanの式で。STS370を仮定。安全率4、肉厚許容差－12.5％で。それなりの肉厚でした。ただ、東京計器さんも適用式等を明示していませんし、これより薄い肉厚が業界でまかり通っています。そのことを質問したつもりでした。また、東京計器さんが言っている最高使用圧力の定義も明確では無いと考えています。
このような基本的なことを、私のようなユーザーがメーカーに指示するというのも大変な違和感がありますし。

質問者

＞ヨーロッパのEN規格の圧力容器は2.4、お隣の国さえ2.7です。日本も今、
　2.4を目指しているはず･･･

勉強させてもらいました。
これですか
　　高圧ガス保安協会
　　特定設備における安全係数2.4の技術文書　
　　http://www.khk.or.jp/activities/technical_standards/sc_pv/dl/KHKTD52XX.pdf
　　安全係数2.4 の特定設備の特定設備検査規則等への取り入れに関する検討
　　http://www.meti.go.jp/meti_lib/report/2011fy/E001321.pdf

　　設計係数低減化により、設備にかかる荷重を詳細に把握の上、
　　厳密な応力評価を行う必要があるため、圧力以外の荷重を考
　　慮する規定を追加する必要がある。

　　設計係数4.0の基準の場合、一般的に疲労評価の要求は基準
　　上、規定されていないが、設計係数低減化により、疲労評価結
　　果が支配的となって板厚が決定する場合があると考えられるた
　　め、疲労評価の規定の追加が必要である。

厳密な応力評価・・・これをやると値は上がるからトータルでは直ちに下がると言えない気もします。それに統計手法が導入され年寄りは更に理解不能に陥るような感があります。

お礼

2012/11/28 07:42

30数年前に社会人になった頃、既にドイツでは安全係数が2台でした（2.5だったか？）。SS41を使って、計算式だけDINを使おうかと言い出す人がいました。製品が軽くなり安くなると言うよりは、各分野の技術の進歩、理屈を追求する欲望の結果と思います。日本人は物作り以外は少し希薄か。
規格が変われば解説書の類いも一杯出ますので、私のような凡人でもついて行けるはずと信じています。本質の理解はなかなかでしょうが。

質問者

昨日はネットで厚肉計算ソフトをサーバで計算させるサイトを紹介しましたが
昨晩遅く↓URLサイトの最下段に「円筒応力.xls」というExcelを公開している
ものを見つけた。計算式も明記されており、先のソフトとも結果は略同じです

計算式については、7つある内の「厚肉円筒公式(ラーメの式)」のようです。
先にも申し上げたがb/a(外半径/内半径）≧1.2からは誤差が生じ始めると
言ったが、b/a≧1.8では平均径公式が略妥当な推定値だと便覧にありました

ちなみに、b/a＜1.2ならばσ=p(b/t-1）で昨日のJFE式になるのであろうか
また平均径公式はσ=p(b/t-0.5）と随分とsimple式になります
内圧を受ける円筒の応力評価式「厚肉円筒公式(ラーメの式)」は長いが・・・
σ=p(2(b/t)^2-2(b/t)+1)/(2(b/t)-1)と便覧にあったがExcelの式との整合性は

確かめみるか・・・(b/a=17.5/14.5=1.207　丁度、誤差が出る境界線だった）
24*(2*(17/4.5)^2-2*(17/4.5)+1)/(2*(17/4.5)-1)≒80.5と同じにはならない
もしかして製造公差や腐れ代などが考慮されているから？要・継続調査ですね

ここら辺は少し時間を要するけど、問題の突破口は見い出せたのだろうと思う

訂正・・・何故か間違った
＞(b/a=17.5/14.5=1.207　丁度、誤差が出る境界線だった　☓
b/a=(34/2)/((34-4.5*2)/2)=1.36　かなり、誤差が出て当然だった　◯

過去ログ“圧力容器 最高使用圧力と安全弁”では、使用用語のミスをしていましたね。
シカトではなく、確認忘れです。
そして、訂正内容は、
> 構造計算を行ない、破損する最低圧力の２倍以上(法律等で定められている)の安全率で
> 決めます。(最高使用圧力＝破損する最低圧力×{1/2以下})
　　　　　　　　　　　↓ 訂 正
> 構造計算を行ない、破損する最低圧力の２倍以上(法律等で定められている)の安全率で
> 決めます。(保証耐圧力＝破損する最低圧力×{1/2以下})
です。
記載内容をそのままコピーしておりましたが、実際はコピー内容は“保証耐圧力”のことを
“最高使用圧力”と記載しておりました。
小生の細かな確認ミスですね。
小生も、圧力容器を専門にしてないので、不用意にコピーして、貼り付けました。
<そして、回答(３)さんの内容につながり、保証耐圧力＝破損する最低圧力×{1/2以下}となり、
保証耐圧力：最高使用圧力≒1.5：1なので、最高使用圧力＝破損する最低圧力×{1/3以下}と、
話しが繋がります。(SMCさんのカタログや資料でも確認できます)>

やはり、多数の投稿は有意義ですね。
批判や誹謗中傷でない、多様な投稿はですね。
Ｋ さんが、見ていてくれたら嬉しいですね。