シリンダー推力計算 圧力 内径 ロッド径 面積

シリンダー推力計算 圧力 面積

シリンダー推力計算の計算式と単位（圧力・面積・内径）

シリンダー推力計算の核は「理論推力F＝受圧面積A×使用圧力P」です。受圧面積Aは円の面積なので、内径DからA＝π/4×D²で求めます（Dはシリンダ内径）。
実務では単位の混在が事故の温床なので、最初に単位系を固定します。よく使う組み合わせは「D：mm、P：MPa、F：N」で、この場合もF＝π/4×D²×Pの形で扱えます（カタログや選定資料がこの単位系で書かれていることが多い）。
ここでありがちな落とし穴が「MPaをPaに直してからm²で計算する」途中で変換ミスをするパターンです。Dをmmで入力して面積をmm²のまま扱うなら、PもMPaのまま（=N/mm²相当）で統一し、最後にNとして読む、というルールで作業票を作っておくとヒューマンエラーが減ります。

参考）https://d-engineer.com/unit_formula/cylinder_cal.html
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また、押す力だけ見て「動くはず」と判断するのは危険で、取付方向（水平・垂直）や加速の慣性力まで含めた総負荷荷重Wを決めてから推力に当てはめるのが設計の順序です。
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チェック：現場のメモに最低限書くべき項目

• 内径D（mm）
• ロッド径d（mm）
• 使用圧力P（MPa）
• 必要推力F（N）と根拠（重量・摩擦・加速・安全率）
• 作動方向（水平／垂直上昇／垂直下降）​

シリンダー推力計算の伸び側と縮み側（ロッド径・受圧面積）

片ロッド複動シリンダは、伸び側（押出側）と縮み側（引込側）で推力が変わります。伸び側はピストン全面が受圧するためF1＝π/4×D²×P、縮み側はロッド断面積が差し引かれてF2＝π/4×(D²−d²)×Pになります。
この差は、同じ圧力でも「戻りが弱い」「引きが足りない」というトラブルとして顕在化します。例えば治具の戻しバネやシールの摺動抵抗が思ったより大きいと、縮み側推力不足で復帰不良になりやすく、現場ではエア圧を上げて場当たり対応→別の不具合（衝撃・騒音・寿命低下）を招きがちです。
油圧でも空気圧でも、計算式の形は同じでも「設計で見るべきもの」が少し違います。空気圧は圧縮性の影響で速度や停止位置が変動しやすく、推力も理論値から落ちる前提で選定するのが基本です（効率μの考え方につながります）。

参考）https://www.smcworld.com/assets/select_guide/ja-jp/actuator/pdf/riron.pdf
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一方、油圧は高圧で小径でも大きな推力が出ますが、配管・バルブ・シールの抵抗、温度で粘度が変わる点を無視すると「理論上は足りているのに遅い／止まる」につながります（推力不足に見えるが実は流量不足、という切り分けが必要です）。

参考）理論出力計算（負荷率100%）（油圧機器）｜株式会社Park…
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簡易の確認表（片ロッド複動の基本）

シリンダー推力計算と安全係数・負荷率（選定の考え方）

推力計算は「必要推力が理論推力以下ならOK」ではなく、負荷率や安全係数を含めて設計するのが実務です。例えば選定資料では、概略の必要推力を負荷荷重の2倍で見込む（安全係数の考え方）という記載があり、最初の当たりを外さないための手順として有効です。
さらに、負荷率α＝W/F×100（%）を使い、圧力帯によって望ましい上限（例：0.3MPa以上で効率や余裕を考慮して負荷率を抑える）を決める運用が紹介されています。
空気圧シリンダでは、理論推力から摩擦等で推力が低下するため、0.3MPa以上では推力効率μ＝50%程度で見て選定する、という指針が公開されています。つまり理論推力Fをそのまま信用せず、実推力をF×μとして見積もる発想が必要です。
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この「μ＝50%」はかなり保守的に見えますが、現場の不確定要素（配管の圧損、スピコン調整、シールの当たり、温度、給気の瞬間的低下、ワーク個体差）をまとめて吸収する“現場寄りの係数”として捉えると、筋が通ります。
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安全率の考え方を、建築設備・施工の現場目線で整理すると次の通りです。

• 荷重が一定（締付・押付）なら：必要推力×1.5〜2を起点に、戻り側も同様に確認する。​
• 荷重が変動（搬送・当て止め）なら：慣性力や停止衝撃も見込む（推力だけでなくクッションや外部緩衝も検討）。​
• 垂直上昇なら：自重が常に逆らうので、余裕を厚めに取る（負荷率の上限をより低く設定する）。​

参考リンク（負荷率・安全係数・選定手順の根拠に使える：計算式、負荷率、モーメント確認、クッション能力の確認）
CKD：概略シリンダの大きさの選定（理論推力式、必要推力の考え方、負荷率・モーメント・クッション確認）

シリンダー推力計算と効率・摩擦・配管損失（理論推力と実推力）

理論推力は「圧力がピストン面にそのまま掛かり、摩擦ゼロ」という仮定の数値で、実推力はそこから下がります。推力計算ツールの解説でも、実際の推力は摩擦などによって理論推力より低下すると注意書きがあります。
空気圧では特に、シリンダ内部の摩擦抵抗などにより理論推力から低下する、と明確に整理されており、効率μを織り込んで選定する実務が推奨されています。
配管損失が推力に効く、という点も見落とされがちです。例えばレギュレータからシリンダまでの配管が細い・長い、バルブや継手が多い、同時動作で供給が落ちる、といった条件では「シリンダ入口の圧力」が想定より下がり、同じDでも推力が出ません（計算のPに何を入れるべきかが重要です）。

参考）https://ca01.smcworld.com/catalog/BEST-technical-data/pdf/2-m27-49.pdf
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油圧でも同様に、配管および機器の損失や摺動抵抗を考慮して実際の出力を決める必要がある、といった注意が記載されています。
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現場で効く“意外な”ポイントとして、横荷重があります。ピストンロッドに横荷重が掛かるとブッシュ部やチューブ内壁との接触圧が上がって、かじり（焼付き）や抵抗増大につながり、結果的に「推力不足」に見える症状を作ります。
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横荷重限界の目安を、最大シリンダ推力（μ＝100%）の1/20程度で算出する、という目安も公開されており、推力計算とセットで“壊れない設計”に落とし込む必要があります。
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現場向け：実推力に近づける見積もりの手順（入れ子にしない）

1. まず理論推力F（伸び側・縮み側）を計算する。

   参考）https://www.kyb.co.jp/catalog/cylinder.pdf
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2. Pは「供給圧」ではなく「シリンダ入口で確保したい圧」を置く（レギュレータ設定や圧損を考える）。​
3. 空気圧はμ（例：50%目安）を掛けて、実推力の下限を見積もる。​
4. 横荷重・偏心・モーメントで抵抗が増える前提を置き、ガイド追加や支持方法を検討する。​

シリンダー推力計算の独自視点：現場で効く「縮み側不足」と「横荷重1/20」同時対策

検索上位の推力計算記事は「式（圧力×面積）」中心になりがちですが、現場の不具合は“式の外側”で起きます。特に多いのが、伸び側だけ満たして縮み側（ロッド側）の推力を確認していないケースで、戻り側不足が最初の立上げで露呈します（F2＝π/4×(D²−d²)×Pで必ず別計算）。
ここに横荷重が重なると厄介で、横荷重で摩擦が増え、ただでさえ小さい縮み側推力がさらに食われます。ミスミの技術情報には、横荷重限界の目安が最大シリンダ推力の1/20程度という考え方が示されており、推力計算と同時に“横荷重を減らす設計”が必要だと分かります。
この2つ（縮み側不足＋横荷重）を同時に潰す、実務的な手当て案です。

• ロッド側推力（縮み側）を基準に内径Dを決める（押し側が過剰ならスピコンやクッションで衝撃を抑える）。​
• 横荷重が掛かる構造なら、シリンダ単体に横荷重を受けさせず、ガイド機構で荷重経路を分離する（結果的に実推力が出やすくなる）。​
• 「横荷重は最大推力の1/20目安」を現場のチェックリストに入れる（治具変更や姿勢変更のたびに確認する）。​
• 伸び側だけ強くしてしまった場合は、停止時の運動エネルギーが増えるので、クッション能力や外部緩衝の確認もセットで行う。​

参考リンク（理論推力の落ち方、効率μ、横荷重限界の目安：推力計算だけでは足りない根拠）
ミスミ 技術情報：空気圧シリンダ選定の基礎（推力計算、効率μ、許容横荷重の考え方）