PETROM EPS Mentenanta

“ TEACHER ”

PROGRAM DE

PERFECTIONARE PROFESIONALA

Tema 4: Tolerante si control dimensional

2009

2

TOLERANTE SI

CONTROL DIMENSIONAL

Material pentru perfectionare profesionala Compilare si redactare: Ing. Paul Popescu Coordonator Operatiuni

ZONA DE TOLERANTA AJUSTAJ ZONA DE TOLERANTA ARBORE

3

Materialul pentru instruire “ Toleranţe şi control dimensional ” este

destinat perfectionarii profesionale a tehnicienilor din activitatea de mentenanta, prin revizuirea notiunilor de baza legate de Precizia Dimensionala a Organelor de Masini, Sistemul ISO de Tolerante si Ajustaje si Masurarile Tehnice, in scopul dezvoltarii capacitatilor lor de a realiza si interpreta desenele pieselor utilizate, de a comunica in mod corect dimensiunile si de a folosi tolerantele geometrice si dimensionale in activitatea curenta.

4

CUPRINS

NOŢIUNI INTRODUCTIVE NOŢIUNI DESPRE INTERSCHIMBABILITATE 1. PRECIZIA DIMENSIONAL Ă 1.1 Dimensiuni, abateri, tolerante 1.2 Asamblari cu joc si asamblari cu strangere 1.3 Ajustaje 1.3.1 Ajustaje cu joc 1.3.2 Ajustaje cu strângere 1.3.3 Ajustaje intermediare (de trecere) 1.4. Sisteme de ajustaje si alegerea sistemelor de ajustaje 2 . SISTEMUL ISO DE TOLERANŢE ŞI AJUSTAJE 2.1 Amplasarea si simbolizarea campurilor de toleranta 2.2 Calitati(clase de precizie) si unitati de toleranta in Sistemul ISO 2.3 Baza Sistemului de Tolerante 2.4 Regimul de temperatura si control 2.5 Indicatii privind alegerea preciziei si ajustajelor 2.5.1 Ajustaje cu joc 2.5.2 Ajustaje intermediare 2.5.3 Ajustaje cu strângere 2.6. Tolerantele dimensiunilor libere 3. PRECIZIA GEOMETRIC Ă A ORGANELOR DE MA ŞINI 3.1 Precizia formei geometrice a suprafetelor 3.1.1 Clasificare 3.1.2 Precizia formei macrogeometrice 3.1.2.1 Abateri de formă 3.1.2.2 Înscrierea toleranţelor de formă pe desene 3.1.3 Ondulaţia suprafeţelor 3.1.4 Rugozitatea suprafeţelor 3.1.4.1 Generalităţi. Definiţii 3.1.4.2 Înscrierea rugozităţii pe desene 3.1.4.3 Influenţa rugozităţii asupra calitaţii functionale a suprafeţelor 3.1.4.4 Legatura dintre rugozitate, toleranţe dimensionale şi rolul funcţional al pieselor 3. 2. Precizia de orientare, de bataie si de pozitie a suprafetelor 3.2.1 Generalitaţi. Clasificare. Noţiuni şi definiţii 3.2.2 Abateri de orientare 3.2.3. Abateri de bătaie 3.2.3.1 Abaterea bătaii circulare 3.2.3.2 Abaterea bătaii totale 3.2.4 Abateri de poziţie 3.2.5 Înscrierea toleranţelor de orientare, de bătaie şi de poziţie pe desene

5

4. PRECIZIA RULMEN ŢILOR 4.1 Jocul din rulmenti 4.2 Clasele de precizie ale rulmentilor 4.3 Cazurile de incarcare a inelelor rulmentilor 4.4 Indicatii privind alegerea ajustajelor de montaj ale rulmentilor 5. PRECIZIA ŞI CONTROLUL ASAMBL ĂRILOR CU PANĂ ŞI CANELURI 5.1 Asamblari cu pana 5.1.1 Parametrii asamblărilor cu pană 5.1.2 Toleranţele şi controlul asamblărilor cu pană 5.2 Asamblari cu caneluri 5.2.1 Consideraţii generale 6. LANŢURI DE DIMENSIUNI 6.1 Generalităţi. Clasificare. Exemple 6.2 Metode de rezolvare(inchidere) a lanturilor de dimensiuni 6.2.1 Metoda reglării 6.2.2 Metoda ajustării 7. NOŢIUNI DE BAZ Ă ÎN LEGĂTURĂ CU MĂSURĂRILE TEHNICE 7.1 Masurare, control, verificare 7.2 Unitati de masura 7.3 Mijloace de masurare 7.4 Metode de masurare 7.5 Indici metrologici principali ai mijloacelor de masurare 7.6 Erori de masurare, clasificare, cauze 7.7 Principii de alegere a metodelor si mijloacelor de masurare si control BIBLIOGRAFIE S.T.A.S.-uri

6

NOŢIUNI INTRODUCTIVE

O cerinţă esenţiala a dezvoltării economice contemporane o constituie realizarea unui înalt nivel calitativ al produselor. În general, calitatea unui produs este determinată de suma acelor proprietăţi ale produsului care reflectă măsura în care acestea pot satisface nevoile societăţii şi depinde de calitatea concepţiei(proiectării) si calitatea execuţiei.

Pentru a realize un produs de o anumita calitate se fac anumite cheltuieli. Deosebim din acest punct de vedere un nivel calitativ optim şi anume cel pentru care costul global este minim.

Costul global reprezintă suma dintre costul de achiziţie şi costul de exploatare şi întreţinere în bună stare de funcţionare pe toată perioada de utilizare a produsului. Variaţia costurilor în funcţie de nivelul calitativ este dată în diagrama următoare:

a- costul de achiziţie b- costul de exploatare c- costul global

După cum se observă calitatea devine un element de optimizare economică atât pentru producător cât şi pentru beneficiar.

NOŢIUNI DESPRE INTERSCHIMBABILITATE

Interschimbabilitatea, aparută odată cu dezvoltarea producţiei de serie mare şi de masă, este o problemă complexă de proiectare, execuţie şi control, caracterizată prin proiectarea pieselor, ansambluri sau subansambluri de a putea fi înlocuite cu altele de acelaşi tip, fară o selecţionare prealabilă şi fară prelucrări suplimentare de ajustare la montaj, cu condiţia îndeplinirii integrale a rolului lor funcţional.

In general, interschimbabilitatea nu se referă numai la parametrii geometrici, ci la toţi parametrii ce condiţionează îndeplinirea rolului funcţional al pieselor şi ansamblurilor (structură, rezistentă mecanică, etc).

Dupa posibilitatea de realizare, interschimbabilitatea poate fi: completa şi incompletă (partiala). -interschimbabilitatea completă se referă la piesele sau produsele de acelaşi fel, interschimbabile indiferent de data şi locul fabricaţiei sau utilizării

7

lor(exemplu: organe de maşini normalizate pe plan internaţional, şuruburi şi piuliţe, rulmenţi etc) -interschimbabilitatea incompletă(partială), întâlnita mult mai des, este condiţionată de data şi locul fabricaţiei, de perfecţionările aduse produselor, condiţiile de exploatare etc. După tipul dimensiunilor la care se referă, interschimbabilitatea poate fi: exterioară şi interioară.

În concluzie, interschimbabilitatea este o condiţie necesară în producţia de serie mare şi de masă, realizabilă printr-o tehnologie bine pusă la punct. Ea asigura o înaltă eficienţă economică atât în producţie cât şi în exploatarea produselor, determinând legaturi strânse de dependenţă între proiectarea, fabricaţia, controlul şi exploatarea produselor.

1. PRECIZIA DIMENSIONAL Ă

Calitatea unui produs va depinde de un complex de marimi dintre care parametrii geometrici, liniari şi unghiulari, constituie factori de bază, carora, în construcţiile de maşini, li se acordă o deosebită atenţie, atât în faza de proiectare, cât şi în cea tehnologică. Precizia de prelucrare şi asamblare a organelor de masini este determinată de urmatorii factori: -precizia dimensională (se prescrie prin toleranţe la dimensiuni conform STAS 6265-82) -precizie geometrică (se prescrie prin toleranţe geometrice conform STAS 7384-85, STAS 7385/1,2-85) - precizia formei geometrice (se referă în general la elemente izolate) -abateri de formă macrogeometrice (AF) -ondulaţii (W) -abateri de formă microgeometrică, rugozitate (R) - precizia de orientare, de bataie şi de poziţie (AP) (se referă la elemente asociate)

1.1. DIMENSIUNI, ABATERI, TOLERAN ŢE

Executarea unei piese la o dimensiune riguros exactă este foarte greu de realizat. Pe de altă parte, practica arată că o piesă îsi poate îndeplini rolul sau funcţional în bune condiţii şi dacă dimensiunea acesteia este executată în anumite limite. De exemplu, considerând o piesă cu un alezaj în care trebuie să se rotească un arbore de o anumită dimensiune, ansamblul celor două piese functionează aproximativ la fel de bine pentru o gamă apropiată de valori ale alejajului. Prin dimensiune se intelege numărul care reprezintă, în unitate de masură aleasă, valoarea unei marimi liniare sau unghiulare. Dimensiunile inscrise pe desen se numesc, in general, cote.

8

Intr-o primă clasificare, ele pot fi: - dimensiuni funcţionale - dimensiuni de montare - dimensiuni tehnologice - dimensiuni libere După tipul suprafeţelor la care se referă deosebim: - dimensiuni de tip alezaj - dimensiuni de tip arbore Alezajul este o dimensiune interioară, cuprinzătoare a unei piese,

indiferent dacă este cilindrică sau de altă formă. Arborele este o dimensiune exterioară, cuprinsă, a unei piese, indiferent

dacă este cilindrică sau de altă formă. Convenţional, marimile referitoare la aelzaje se notează cu litere mari, iar cele referitoare la arbori cu litere mici. (fig. 1.1.) în care: D, L – dimensiuni de tip alezaj d, l – dimensiuni de tip arbore

Pentru caracterizarea completă a alezajelor şi arborilor mai definim: Dimensiune nominală – valoare luată ca bază pentru a caracteriza o anumită dimensiune, indiferent de abaterile pe care le poate avea. ( NN LD , - alezaje cilindrice, respective plane; NN ld , - arbori cilindrici, respectiv plani). Dimensiune reala – dimensiune care rezultă în urma prelucrării sau asamblării. Datorită erorilor inerente introduse de metodele şi mijloacele de masură şi control, nu vom cunoaşte niciodată cu o precizie absolută dimensiunea reală, şi de aceea vom defini dimensiunea efectivă.

a) b)

Fig.1.1. Exemple de dimensiuni a) plane ; b) cilindrice

Dimensiune efectivă - dimensiunea rezultată în urma măsurării. Ea va fi cu atât mai apropiată de dimensiunea reală cu cât precizia de măsurare va fi mai mare. (D, L –alezaje cilindrice respective plane; d, l –arbori cilindrici, respectiv plani) Dimensiune limită – dimensiunile maxime si minime admise pentru un alezaj sau un arbore.

9

( minmax,dD - alezaje cilindrice; minmax,dd - arbori cilindrici; minmax,LL - alezaje plane;

minmax,ll -arbori plani)

Pentru ca o anumita dimensiune să fie cuprinzatoare este necesar ca dimensiunea efectivă să fie cuprinsă între dimensiunile limită admise (1.1):

maxmin DDD ≤≤ maxmin LLL ≤≤

maxmin

maxmin

maxmin

lll

ddd

LLL

≤≤≤≤≤≤

maxmin lll ≤≤

Dacă din aceste relaţii se scad valorile nominale ale dimensiunilor (1.2):

NNN DDDDDD −≤−≤− maxmin

−≤−≤− maxmin LLLLL NN NL

NNN dddddd −≤−≤− maxmin

NNN llllll −≤−≤− maxmin Diferenţele algebrice din partea stângă reprezintă abateri inferioare ( iA -

pentru alezaje, ia -pentru arbori), cele din mijloc reprezintă abateri efective (A- pentru alezaje, a- pentru arbori) iar cele din dreapta reprezintă abateri superioare ( SA -pentru alezaje, Sa - pentru arbori). Ca urmare relaţiile de mai sus devin(1.3): Si AAA ≤≤ - pentru alezaje cilindrice şi plane Si aaa ≤≤ - pentru arbori cilindrici şi plani (1.3) În consecinţă putem spune că o dimensiune este corespunzătoare dacă abaterile ei efective sunt cuprinse între abaterile limită admise.

Reprezentarea grafică a unor dimensiuni (tip arbore si tip alezaj) cu dimensiunile si abaterile limita este redată in fig.1.2: Se observă că abaterile inferioare, efective şi superioare pot fi pozitive, zero sau negative în funcţie de semnul diferenţelor dintre dimensiunile nominale.

maxmaxminmin ,,, ldLD - se mai numesc începutul campului de tolerantă

minminmaxmax ,,, ldLD - se mai numesc începutul campului de tolerantă Din relaţiile (1.2) şi (1.3) rezultă(1.4):

iN ADD =−min ADD N =− SN ADD =−max

iN ALL =−min ALL N =− SN ALL =−max

iN add =−min add N =− SN add =−max

iN all =−min all N =− SN all =−max

10

Fig. 1.2. Tolerarea alezajelor şi arborilor a) parametrii toleraţi b,c)reperul de referinţă

Relaţiile (1.4) se pot rescrie (1.4):

iN ADD +=min ADD N += SN ADD +=max

iN ALL +=min ALL N += SN ALL +=max iN add +=min add N += SN add +=max in all +=min all N += SN all +=max

Dar diferenţele dintre valorile limită (maximă şi minimă) ale

dimensiunilor reprezintă tocmai toleranţele dimensionale.(1.5) ( LD TT , - toleranţele alezajelor cilindrice, respective plane; ld TT , - toleranţele arborilor cilindrici , respectiv plani)

( ) ( )

( ) ( ) iSiNSNL

iSiNSND

AAALALLLT

AAADADDDT

−=+−+=−=−=+−+=−=

minmax

minmax

( ) ( )( ) ( ) iSiNSNl

iSiNSNd

aaalalllT

aaadadddT

−=+−+=−=−=+−+=−=

minmax

minmax

Deci, toleranţele mai pot fi definite şi ca diferenţele algebrice dintre

abaterile superioare şi cele inferioare. Întrucât întodeauna dimensiunile maxime sunt mai mari decât cele minime, toleranţele sunt întodeauna mărimi pozitive.

Reprezentarea grafică a unei toleranţe se numeşte camp de toleranţă. Scrierea unei dimensiuni se face astfel:

11

;3,0300;100;;;; 02,001,0 ±+

+++

++

++

++ φS

i

S

i

S

i

S

i

a

aNa

aNA

ANA

AN ldLD

Observaţie: Întotdeauna abaterile superioare se scriu sus iar cele inferioare se scriu jos.

1.2. ASAMBLĂRI CU JOC ŞI ASAMBL ĂRI CU STRÂNGERE

Asamblarea este îmbinarea a două sau mai multe piese executate cu anumite valori efective ale dimensiunilor. În cadrul unei asambălri vom avea cel puţin o dimensiune de tip alezaj şi cel puţin una de tip arbore. În funcţie de valorile dimensiunii efective a alezajului şi arborelui asamblările pot fi cu joc sau cu strângere. (fig. 1.3 si fig. 1.4) Fig.1.3. Asamblarea cu joc Fig.1.4.Asamblare cu strângere Diferenţa ∆ dintre dimensiunile efective ale alezajului şi arborelui determină caracterul asamblării:

• Pentru ∆ ≥ 0 (D ≥ d) asamblarea va fi cu joc J = ∆ = D-d (1.6.)

∆=D-d • Pentru ∆ ≤ 0 (D ≤ d) asamblarea va fi cu strângere DdS −=∆= (1.7)

( J –jocul efectiv ; S – strângerea efectivă )

Se observă că valoarea nulă a diferenţei ∆ se poate înterpreta fie ca o asamblare cu joc zero, fie ca o asamblare cu strângere zero. Jocul efectiv dintr-o asamblare poate fi definit ca valoarea absolută a diferenţei pozitive dintre dimensiunea efectivă a alezajului D şi cea a arborelui d. (1.6) Strângerea efectivă reprezintă valoarea absolută a diferenţei negative dintre dimensiunea efectivă a alezajului D şi cea a arborelui d, inainte de asamblare. (1.7)

Se observă că:

12

S= dD − = -(D-d) = d-D = -J (1.8)

Rezultă că, algebric, strângerea poate fi interpretată că un joc negativ sau, invers, jocul că o strângere negativa.

1.3. AJUSTAJE

Ajustajul caracterizează relatia ce există intre două grupe de piese cu aceeaşi dimensiune nominală, care urmează să se asambleze, în legătură cu valoarea jocurilor şi strângerilor ce apar după asamblare.

La un ajustaj, dimensiuea nominală a arborelui şi alezajului este aceeaşi: NdD NN == (ajustaje cilindrice), NlL NN == (ajustaje plane)

1.3.1. Ajustaje cu joc Pentru obtinerea unui joc minim garantat la asamblarea oricărui alezaj cu

oricare arbore este necesar că diametrul minim al alezajului să fie mai mare decât diametrul maxim al arborelui (fig. 1.5.) Dmin ≥ dmax = N + Ai ≥ N + as = Ai ≥ as (1.9)

Fig.5. Ajustaj cu joc

Vom defini (1.10.): ( ) ( )( ) ( ) SiSiMAX

iSiS

aAaNANdDJ

aAaNANdDJ

−=+−+=−=−=+−+=−=

minmin

minmaxmax

J = D – d = ( N + A) – ( N +a ) = A – a

iSSi aAaAaA

JJJ

−≤−≤−≤≤ maxmin

Deoarece jocurile şi strângerile sunt mărimi liniare ce trebuie să fie

cuprinse între nişte valori limită, maximă şi minimă, vom defini toleranţa algebrică a jocului că fiind (1.11.):

13

Taj = jmax – Jmin = (As – ai) – (Ai - as) = (As - Ai) + (as - ai) = TD + Td (1.11)

1.3.2. Ajustaje cu strângere

Pentru obţinerea unei strângeri garantate la asamblarea oricarui alezaj cu oricare arbore este necesar ca diametrul minim al arborelui să fie mai mare decât dimatrul maxim al alezajului. (fig. 1.6.)

SiSi AaANaNDd ≥=+≥+=≥ maxmin (1.12)

Fig.1.6. Ajustaj cu strângere Vom defini (1.13.):

( ) ( )( ) ( ) Sisi

iSiS

AaANaNDddDS

AaANaNDddDS

−=+−+=−=−=

−=+−+=−=−=

maxminminmaxmin

minmaxmaxminmax

AaANaNDddDS −=+−−=−=−= )()(

iSSi AaAaAa

SSS

−≤−≤−≤≤ maxmin

Toleranţa algebircă a strângerii (1.14.):

dDiSiSSiiSaS TTaaAAAaAaSST +=−+−=−−−=−= )()()()(minmax

Observaţie (1.15.):

Smax = - Jmin

Smin = - Jmax

1.3.3. Ajustaje intermediare (de trecere)

Acestea corespund situaţiei când câmpurile de toleranţă ale alezajului şi arborelui se suprapun parţial sau total, caz în care, în funcţie de dimensiunile

14

efective D, d, vor rezulta fie asamblări cu joc, fie asamblări cu străngere (fig. 1.7.)

Fig.1.7. Ajustaj intermediar ( de trecere) Jocul efectiv va fi cuprins între zero şi valoarea maximă iar strângerea efectivă deasemeni, între zero şi valoarea maximă (1.16.):

iS

iS

AaAaDdDdSS

aAaAdDdDJJ

−≤−≤=−≤−≤=≤≤−≤−≤=−≤−≤=≤≤

000

000

minmaxmax

minmaxmax

Toleranţa algebrică a ajustajelor intermediare (1.17.):

1.4. SISTEME DE AJUSTAJE ŞI ALEGEREA SISTEMULUI DE AJUSTAJE Pentru a obţine cele trei tipuri de ajustaje se poate actiona în două moduri

a) Mentinând constantă pentru o anumită dimensiune nominală poziţia câmpului de toleranţă a alezajului (TD) şi variind convenabil poziţia câmpului de toleranţe al arborelui (Td), se obţin ajustaje în sistemul alezaj unitar (fig.1.8.a)

b) Mentinând constantă pentru o anumită dimensiune nominală poziţia câmpului de toleranţă al arborelui (Td) şi variind convenabil poziţia câmpului de toleranţă al alezajului (TD) se obţin ajustaje în sistemul arbore unitar (fig.1.8.b)

Observaţii: 1) Pentru sistemul alezaj unitar se consideră câmpul de toleranţă cu: Ai = 0, AS = TD 2) Pentru sistemul arbore unitar se consideră câmpul de toleranţă cu: aS = 0 , ai = -Td

3) Pentru ajustajele pieselor necilindrice (plane) se pot extinde (aplica) aceleaşi noţiuni.

dDiSiSiSiSai TTaaAAAaaASJT +=−+−=−+−=+= )()()()(maxmax

15

Fig.1.8. Sistemul de ajustaje a) alezaj unitar ; b)arbore unitar

Deşi, din punct de vedere funcţional, cele două sisteme de ajustaje sunt echivalente, alegerea unuia sau altuia se va face având în vedere atât latura constructivă, cât şi cea tehnologică. În general, în construcţiile de maşini, pentru piese mici şi mijlocii se utilizează sistemul alezaj unitar, acesta punând mai puţine probleme tehnologice, prelucrarea în acest sistem având o eficienţă economică sporită (mai puţine scule speciale, mijloace de verificare mai ieftine, alezajele se prelucrează mai greu). Sunt însă situaţii când, din punct de vedere constructiv, se impune folosirea sistemului arbore unitar: la utilizarea barelor calibrate şi trase fară prelucrări ulterioare prin aşchiere, la folosirea organelor de maşini standardizate precum inelul exterior al rulmentilor(ce se execută întodeauna in sistemul arbore unitar).

16

2 . SISTEMUL ISO DE TOLERANŢE ŞI AJUSTAJE Sistemul ISO de toleranţe şi ajustaje este cel mai modern, mai cuprinzator şi mai raţional sistem de toleranţe, care deşi complex, are o largă aplicabilitate practică, permiţând o selecţie corespunzătoare a ajustajelor. În plus, în acest sistem, pe baza legilor lui de calcul (toleranţele fundamentale şi asezarea câmpurilor de toleranţă ), se pot face extinderi pentru a acoperi anumite nevoi speciale. Sistemul ISO de toleranţe şi ajustaje are cateva caracteristici esenţiale şi anume :

2.1. AMPLASAREA ŞI SIMBOLIZAREA CÂMPURILOR DE TOLERAN ŢĂ

Simbolizarea câmpurilor de toleranţă pentru alezaje se face cu una sau două litere mari, iar a câmpurilor de toleranţe pentru arbori cu una sau doua litere mici, fig .2 .1.a,b : ( literele I, L, O, Q, W, respectiv i, l, o, q, w nu sunt utilizate) .

Fig.2.1. Poziţiile câmpurilor de toleranţă Literele H şi h corespund aşezării câmpului de toleranţă pe linia zero, deasupra şi respectiv dedesubtul acesteia. H este folosit pentru alezaje iar h pentru arbori, a caror abatere este zero. Pentru o anumită dimensiune nominală poziţia câmpului de toleranţă a alezajelor ţi arborilor faţă de aceasta este dată de abaterile fundamentale (Af – pentru alezaje ; af – pentru arbori ) .

Alezajele sunt reprezentate cu litere mari: Literele A – G: alezaje supradimensionate Literele P – ZC: alezaje subdimensionate

Arborii sunt reprezentati cu litere mici: Literele m – zc: arbori supradimensionati

Literele a – g: arbori subdimensionati

ZONA DE TOLERANTA AJUSTAJ ZONA DE TOLERANTA ARBORE

17

Abaterile fundamentale sunt abaterile cele mai apropiate de dimensiunea nominală. Se observă din figurile anterioare că, pentru câmpurile de toleranţă situate deasupra dimensiunii nominale, abaterile fundamentale sunt: Af = Ai, af =ai, iar pentru câmpurile de toleranţă situate deasupra dimensiunii nominale, abaterile fundamentale sunt: Af = As ,af =as Pentru câmpurile care sunt intersectate de dimensiunea nominală, abaterea fundamentală se ia egală cu abaterea cea mai apropiată de linia zero. Cunoscându-se abaterea fundamentalâ şi toleranţa (marimea câmpului de toleranţă ) celelalte abateri se pot determina cu relaţiile ( 2.1 ) :

TD = AS – Ai As = Ai +TD A i= As - TD

Td = as – ai as = ai + Td ai = as - Td Se observă că în sistemul ISO sunt 28 de câmpuri de toleranţă pentru alezaje şi 28 de câmpuri de toleranţă pentru arbori . 2.2. CALITĂŢI (CLASE DE PRECIZIE) ŞI UNITATI DE TOLERAN ŢĂ

ÎN SISTEMUL ISO Sistemul ISO cuprinde 18 calităţii sau clase de precizie notate cu cifre arabe : 01 ; 0 ; 1 ; 2 ; 3 ..... ; 16, in ordine descrescândă a preciziei. Toleranţele corespunzătoare claselor de precizie se notează astfel : IT01 ; IT0 ; IT1 ; IT2 ; IT3 ; ... ; IT16 in care IT este toleranţa internaţională. Sistemul ISO, având 18 calităţi si 28 de asezări ale câmpurilor de toleranţă, cuprinde astfel, în total, 504 variante ale câmpurilor de toleranţă pentru alezaje şi arbori . Recomandarea ISO 286 – 1962, restrânge aceste variante la cazurile uzuale : 107 pentru alezaje şi 113 pentru arbori. Practic, această restrângere poate fi extinsă mai mult, în acest sens existând recomandări şi standarde. Utilizarea claselor de precizie se poate vedea in fig.2.2:

Fig.2.2. Utilizarea preciziilor ISO

18

Unitaţile de toleranţă (toleranţele fundamentale) în sistemul ISO s-au calculat astfel :

a) Dimensiuni până la 500 mm Toleranţele fundamentale pentru calităţile 5 – 16 se detemină cu relaţia (2.2) :

IT = a i (2.2)

în care: a – numărul unităţilor de toleranţă i – unitatea de toleranţă calculată cu relaţia (2.3) : i = 0,45 DD 001,03 + [µm] (2.3) în care : D – media geometrică a limitelor intervalului de dimensiuni Pentru calităţile 01, 0, 1, 2, 3, 4, toleranţele fundamentale se determină cu relaţii specifice.

b) Dimensiuni peste 500 până la 3150 mm Toleranţele fundamentale pentru calităţile 7 – 16 se determină cu relaţia (2.4) :

IT = a I (2.4) iar unitatea de toleranţă I se calculează (2.5) :

I = 0,004 D + 2,1 [µm]

Observaţie: În sistemul ISO, pentru o anumită dimensiune nominală poziţia unui anumit camp de toleranţă faţă de dimensiunea nominală este constantă indiferent de clasa de precizie (fig. 2.3.)

Fig.2.3. Poziţia câmpului de toleranţă funcţie de clasa de precizie

19

TOLERANTELE iso PENTRU ALEZAJE (ISO 286-2)

Dimensiunea nominala a alezajului (mm)

over 3 6 10 18 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355

inc. 6 10 18 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355 400

microni

E6 +28

+20 +34

+25 +43

+32 +53

+40 +66

+50 +79

+ 60 +94

+72 +110

+85 +129

+100 +142

+110 +161

+125

E7 +32

+20 +40

+25 +50

+32 +61

+40 +75

+50 +90

+ 60 +107

+72 +125

+85 +146

+100 +162

+110 +185

+125

E11 +95

+20 +115

+25 +142

+32 +170

+40 +210

+50 +250

+ 60 +292

+72 +335

+85 +390

+100 +430

+110 +485

+125

E12 +140

+20 +175

+25 +212

+32 +250

+40 +300

+50 +360

+ 60 +422

+72 +485

+85 +560

+100 +630

+110 +695

+125

E13 +200

+20 +245

+25 +302

+32 +370

+40 +440

+50 +520

+ 60 +612

+72 +715

+85 +820

+100 +920

+110 +1 015

+125

F6 +18

+10 +22

+13 +27

+16 +33

+20 +41

+2 +49

+ 30 +58

+36 +68

43 +79

+50 +88

+56 +98

+62

F7 +22

+10 +28

+13 +34

+16 +41

+20 +50

+25 +60

+ 30 +71

+36 +83

43 +96

+50 +108

+56 +119

+62

F8 +28

+10 +35

+13 +43

+16 +53

+20 +64

+25 +76

+ 30 +90

+36 +106

43 +122

+50 +137

+56 +151

+62

G6 +12

+4 +14

+5 +17

+6 +20

+7 +25

+9 +29

+10 +34

+ 12 +39

+14 +44

+15 +49

+17 +54

+18

G7 +16

+4 +20

+5 +24

+6 +28

+7 +34

+9 +40

+10 +47

+ 12 +54

+14 +61

+15 +69

+17 +75

+18

G8 +22

+4 +27

+5 +33

+6 +40

+7 +48

+9 +56

+10 +66

+ 12 +77

+14 +87

+15 +98

+17 +107

+18

H6 +8

0 +9

0 +11

0 +13

0 +16

0 +19

0 +22

0 +25

0 +29

0 +32

0 +36

0

H7 +12

0 +15

0 +18

0 +21

0 +25

0 +30

0 +35

0 +40

0 +46

0 +52

0 +57

0

H8 +18

0 +22

0 +27

0 +33

0 +39

0 +46

0 +54

0 +63

0 +72

0 +81

0 +89

0

H9 +30

0 +36

0 +43

0 +52

0 +62

0 +74

0 +87

0 +100

0 +115

0 +130

0 +140

0

H10 +48

0 +58

0 +70

0 +84

0 +100

0 +120

0 +140

0 +160

0 +185

0 +210

0 +230

0

H11 +75

0 +90

0 +110

0 +130

0 +160

0 +190

0 +220

0 +250

0 +290

0 +320

0 +360

0

J6 +5

-3 +5

-4 +6

-5 +8

-5 +10

-6 +13

-6 +16

-6 +18

-7 +22

-7 +25

-7 +29

-7

J7 +6

-6 +8

-7 +10

-8 +12

-9 +14

-11 +18

-12 +22

-13 +26

-14 +30

-16 +36

-16 +39

-18

J8 +10

-8 +12

-10 +15

-12 +20

-13 +24

-15 +28

-18 +34

-20 +41

-22 +47

-25 +55

-26 +60

-29

JS6 +4

-4 +4.5

-4.5 +5.5

-5.5 +6.5

-6.5 +8

-8 +9.5

-9.5 +11

-11 +12.5

-12.5 +14.5

-14.5 +16

-16 +18

-18

JS7 +6

-6 +7.5

-7.5 +9

-9 +10.5

-10.5 +12.5

-12.5 +15

-15 +17.5

-17.5 +20

-20 +23

-23 +26

-26 +28.5

-28.5

JS8 +9

-9 +11

-11 +13.5

-13.5 +16.5

-16.5 +19.5

-19.5 +23

-23 +27

-27 +31.5

-31.5 +36

-36 +40.5

-40.5 +44.5

-44.5

K6 +2

-6 +2

-7 +2

-9 +2

-11 +3

-13 +4

-15 +4

-18 +4

-21 +5

-24 +5

-27 +7

-29

20

K7 +3

-9 +5

-10 +6

-12 +6

-15 +7

-18 +9

-21 +10

-25 +12

-28 +13

-33 +16

-36 +17

-40

K8 +5

-13 +6

-16 +8

-19 +10

-23 +12

-27 +14

-32 +16

-38 +20

-43 +22

-50 +25

-56 +28

-61

M6 -1

-9 -3

-12 -4

-15 -4

-17 -4

-20 -5

-24 -6

-28 -8

-33 -8

-37 -9

-41 -10

-46

M7 0

-12 0

-15 0

-18 0

-21 0

-25 0

-30 0

-35 0

-40 0

-46 0

-52 0

-57

M8 +2

-16 +1

-21 +2

-25 +4

-29 +5

-34 +5

-41 +6

-48 +8

-55 +9

-63 +9

-72 +11

-78

N6 -5

-13 -7

-16 -9

-20 -11

-24 -12

-28 -14

-33 -16

-38 -20

-45 -22

-51 -25

-57 -26

-62

N7 -4

-16 -4

-19 -5

-23 -7

-28 -8

-33 -9

-39 -10

-45 -12

-52 -14

-60 -14

-66 -16

-73

N8 -2

-20 -3

-25 -3

-30 -3

-36 -3

-42 -4

-50 -4

-58 -4

-67 -5

-77 -5

-86 -5

-94

P6 -9

-17 -12

-21 -15

-26 -18

-31 -21

-37 -26

-45 -30

-52 -36

-61 -41

-70 -47

-79 -51

-87

P7 -8

-20 -9

-24 -11

-29 -14

-35 -17

-42 -21

-51 -24

-59 -28

-68 -33

-79 -36

-88 -41

-98

P8 -12

-30 -15

-37 -18

-45 -22

-55 -26

-65 -32

-78 -37

-91 -43

-106 -50

-122 -56

-137 -62

-151

R6 -12

-20 -16

-25 -20

-31 -24

-37 -29

-45 -35

-54 -37

-56 -44

-66 -47

-69 -56

-81 -58

-83 -61

-86 -68

-97 -71

-100 -75

-104 -85

-117 -89

-121 -97

-133 -103

-139

R7 -11

-23 -13

-28 -16

-34 -20

-41 -25

-50 -30

-60 -32

-62 -38

-73 -41

-76 -48

-88 -50

-90 -53

-93 -60

-106 -63

-109 -67

-113 -74

-126 -78

-130 -87

-144 -93

-150

ToleranteleISO pentru arbori(ISO 286-2)

Dimensiunea nominala a arborelui (mm)

over 3 6 10 18 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355

inc. 6 10 18 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355 400

microni

a12 -270

-390 -280

-430 -290

-470 -300

-510 -310

-560 -320

-570 -340

-640 -360

-660 -380

-730 -410

-760 -460

-860 -520

-920 -580

-980 -660

-1120 -740

-1200 -820

-1280 -920

-1440 -1050

-1570 -1200

-1770 -1350

-1920

d6 -30

-38 -40

-49 -50

-61 -65

-78 -80

-96 -100

-119 -120

-142 -145

-170 -170

-199 -190

-222 -210

-246

e6 -20

-28 -25

-34 -32

-43 -40

-53 -50

-66 -60

-79 -72

-94 -85

-110 -100

-129 -110

-142 -125

-161

e13 -20 -200 -25 -

245 -32 -

302 -40 -

370 -50

-440 -60

-520 -72

-612 -85

-715 -100

-820 -110

-920 -125

-1015

f5 -10 -15 -13 -

19 -16 -

24 -20 -29 -25

-36 -30

-43 -36

-51 -43

-61 -50

-70 -56

-79 -62

-87

f6 -10

-18 -13

-22 -16

-27 -20

-33 -25

-41 -30

-49 -36

-58 -43

-68 -50

-79 -56

-88 -62

-98

f7 -10

-22 -13

-28 -16

-34 -20

-41 -25

-50 -30

-60 -36

-71 -43

-83 -50

-96 -56

-108 -62

-119

g5 -4

-9 -5

-11 -6

-14 -7

-16 -9

-20 -10

-23 -12

-27 -14

-32 -15

-35 -17

-40 -18

-43

g6 -4

-12 -5

-14 -6

-17 -7

-20 -9

-25 -10

-29 -12

-34 -14

-39 -15

-44 -17

-49 -18

-54

g7 -4

-16 -5

-20 -6

-24 -7

-28 -9

-34 -10

-40 -12

-47 -14

-54 -15

-61 -17

-69 -18

-75

h4 -0

-4 -0

-4 -0

-5 -0

-6 -0

-7 -0

-8 -0

-10 -0

-12 -0

-14 -0

-16 -0

-18

21

h5 -0

-5 -0

-6 -0

-8 -0

-9 -0

-11 -0

-13 -0

-15 -0

-18 -0

-20 -0

-23 -0

-25

h6 -0

-8 -0

-9 -0

-11 -0

-13 -0

-16 -0

-19 -0

-22 -0

-25 -0

-29 -0

-32 -0

-36

h7 -0

-12 -0

-15 -0

-18 -0

-21 -0

-25 -0

-30 -0

-35 -0

-40 -0

-46 -0

-52 -0

-57

h8 -0

-18 -0

-22 -0

-27 -0

-33 -0

-39 -0

-46 -0

-54 -0

-63 -0

-72 -0

-81 -0

-89

h9 -0

-30 -0

-36 -0

-43 -0

-52 -0

-62 -0

-74 -0

-87 -0

-100 -0

-115 -0

-130 -0

-140

h10 -0

-48 -0

-58 -0

-70 -0

-84 -0

-100 -0

-120 -0

-140 -0

-160 -0

-185 -0

-210 -0

-230

h11 -0

-75 -0

-90 -0

-110 -0

-130 -0

-160 -0

-190 -0

-220 -0

-250 -0

-290 -0

-320 -0

-360

h12 -0

-120 -0

-150 -0

-180 -0

-210 -0

-250 -0

-300 -0

-350 -0

-400 -0

-460 -0

-520 -0

-570

j5 +3

-2 +4

-2 +5

-3 +5

-4 +6

-5 +6

-7 +6

-9 +7

-11 +7

-13 +7

-16 +7

-18

j6 +6

-2 +7

-2 +8

-3 +9

-4 +11

-5 +12

-7 +13

-9 +14

-11 +16

-13 +16

-16 +18

-18

j7 +8

-4 +10

-5 +12

-6 +13

-8 +15

-10 +18

-12 +20

-15 +22

-18 +25

-21 +26

-26 +29

-28

js5 +2.5

-2.5 +3

-3 +4

-4 +4.5

-4.5 +5.5

-5.5 +6.5

-6.5 +7.5

-7.5 +9

-9 +10

-10 +11.5

-11.5 +12.5

-12.5

js6 +4

-4 +4.5

-4.5 +5.5

-5.5 +6.5

-6.5 +8

-8 +9.5

-9.5 +11

-11 +12.5

-12.5 +14.5

-14.5 +16

-16 +18

-18

js7 +6

-6 +7.5

-7.5 +9

-9 +10.5

-10.5 +12.5

-12.5 +15

-15 +17.5

-17.5 +20

-20 +23

-23 +26

-26 +28.5

-28.5

k5 +6

+1 +7

+1 +9

+1 +11

+2 +13

+2 +15

+2 +18

+3 +21

+3 +24

+4 +27

+4 +29

+4

k6 +9

+1 +10

+1 +12

+1 +15

+2 +18

+2 +21

+2 +25

+3 +28

+3 +33

+4 +36

+4 +40

+4

k7 +13

+1 +16

+1 +19

+1 +23

+2 +27

+2 +32

+2 +38

+3 +43

+3 +50

+4 +56

+4 +61

+4

m5 +9

+4 +12

+6 +15

+7 +17

+8 +20

+9 +24

+11 +28

+13 +33

+15 +37

+17 +43

+20 +46

+21

m6 +12

+4 +15

+6 +18

+7 +21

+8 +25

+9 +30

+11 +35

+13 +40

+15 +46

+17 +52

+20 +57

+21

m7 +16

+4 +21

+6 +25

+7 +29

+8 +34

+9 +41

+11 +48

+13 +55

+15 +63

+17 +72

+20 +78

+21

n5 +13

+8 +16

+10 +20

+12 +24

+15 +28

+17 +33

+20 +38

+23 +45

+27 +51

+31 +57

+34 +62

+37

n6 +16

+8 +19

+10 +23

+12 +28

+15 +33

+17 +39

+20 +45

+23 +52

+27 +60

+31 +66

+34 +73

+37

n7 +20

+8 +25

+10 +30

+12 +36

+15 +42

+17 +50

+20 +58

+23 +67

+27 +77

+31 +86

+34 +94

+37

p5 +17

+12 +21

+15 +26

+18 +31

+22 +37

+26 +45

+32 +52

+37 +61

+43 +70

+50 +79

+56 +87

+62

p6 +20

+12 +24

+15 +29

+18 +35

+22 +42

+26 +51

+32 +59

+37 +68

+43 +79

+50 +88

+56 +98

+62

r6 +23

+15 +28

+19 +34

+23 +41

+28 +50

+34 +60

+41 +62

+43 +73

+51 +76

+54 +88

+63 +90

+65 +93

+68 +106

+77 +109

+80 +113

+84 +126

+94 +130

+98 +144

+108 +150

+114

22

2.3. BAZA SISTEMULUI DE TOLERAN ŢE Cele trei tipuri de ajustaje (cu joc, intermediare şi cu strângere) pot lua naştere în două moduri :

a) cu baza în sistemul alezaj unitar b) cu baza în sistemul arbore unitar

Literele H şi h corespund aşezării câmpului de toleranţă pe linia zero, deasupra şi respectiv dedesubtul acesteia. Deci, câmpul H, având Ai = 0 va reprezenta simbolul câmpului de toleranţă pentru sistemul alezaj unitar, iar câmpul h având as = 0 va reprezenta simbolul câmpului de toleranţă pentru sistemul arbore unitar. Vom avea:

a) În sistemul alezaj unitar : - ajustaje cu joc : H/a; H/b; H/c; H/cd ; ... ;H/h (H/a; H/b; H/c – jocuri

termice) - ajustaje intermediare: H/j; H/jS; H/k; H/m; (H/n; H/p; H/r) - ajustaje cu strângere ((H/n; H/p; H/r); H/s; …:H/za; H/zb; H/zc

b) În sistemul arbore unitar: - ajustaje cu joc: A/h; B/h; C/h; CD/h; … ;H/h (A/h; B/h; C/h – jocuri

termice) - ajustaje intermediare: J/h; JS/h; Kh; M/h; (N/h; P/h; R/h) - ajustaje cu strângere: (N/h; P/h; R/h; S/h; …ZA/h; ZB/h; ZC/h

câmpurile N, P, R si n, p, r formează ajustaje cu strângere la precizii mari şi ajustaje intermediare la precizii mici, după cum se vede în fig. 2.4:

Fig. 2.4. Ajustajul H/p Notarea pe desen a ajustajelor se face sub formă de fracţie după dimensiunea nominală, la numărător trecându-se simbolul câmpului de toleranţă urmat de clasa de precizie a alezajului, iar la numitor simbolul câmpului de toleranţă urmat de calsa de precizie a arborelui. Exemple : Φ 100 H8/f7 (în sistemul alezaj unitar)

23

Φ 100 F7/h8 (în sistemul arbore unitar) Prezenţa simbolului H la numerător şi un altul, oarecare, la numitor arată că este vorba de sistemul alezaj unitar, iar prezenţa simbolului h la numitor şi a altuia, oarecare, la numarător, arată că este vorba de sistemul arbore unitar. Simbolul H/h nu defineşte sistemul. Pentru acoperirea unor nevoi speciale se pot forma ajustaje combinate, care să nu facă parte din niciunul din cele două sisteme. (Exemplu : M7/k6). 2.4. REGIMUL DE TEMPERATUR Ă ŞI CONTROL Valorile sau abaterile efective ale dimensiunilor determinate prin măsurare sau control sunt considerate că atare numai dacă, conform ISO, în timpul măsurării sau controlului, temperatura piesei care se masoară, a mijlocului de măsurare şi a mediului înconjurător este egală cu temperatura de rferinţă de 200 C. În funcţie de precizia de măsurare necesară se admit abateri de la temperatura de referinţă, care în mod obişnuit pot avea limite de la ±0,1 0C la ±1 0C (în cazuri deosebite sub ±0,1 0C sau peste ±1 0C ). Abateri de temperatură mai mari decât cele admise pot conduce la apariţia unor erori mari care denaturează grav rezultatele măsurătorilor. Când este necesar, se aplică diferite măsuri de asigurare a temperaturii de referinţă standardizate (exemplu : termostatarea înăaperilor sau răcirea pieselor), fie că se calculează erorile datorate diferenţei faţă de temperatura de referinţă şi se aplică corecţiile respective.

2.5 INDICAŢII PRIVIND ALEGEREA PRECIZIEI ŞI AJUSTAJELOR Stabilirea preciziei de execuţie a pieselor şi alegerea ajustajelor se face în concordanţă cu cerinţele funcţionale imouse precum şi cu posibilităţile tehnologice realizate, urmărindu-se in acelaşi timp, economicitatea prelucrării sau asamblării. 2.5.1. Ajustaje cu joc Se utilizează atunci când piesele asamblate execută, una faţă de alta, în timpul funcţionării, mişcări de rotaţi sau/şi translaţie sau când piesele se montează sau se demontează des sau se înlocuiesc frecvent. Mărimea toleranţelor la dimensiuni (precizia dimensională) şi mărimea jocurilor în asamblare se stabilesc în funcţie de mărimea şi caracterul solicitărilor, de viteză relativă dintre elementele asamblării, de durata mişcărilor, lungimea asamblării, frecvenţa înlocuirilor, regimul de temperatură şi ungere, etc. 2.5.2. Ajustaje intermediare Se utilizează pentru asigurarea unei centrări precise a arborelui în alezaj, pentru obţinerea de imbinări etanse şi pentru cazurile în care montarea şi demontarea pieselor asamblări trebuie să se facă relativ uşor şi fară deteriorarea

24

suprafeţelor de contact. La aceste ajustaje pentru garantarea imobilităţii pieselor îmbinării este necesar să se prevadă elementele de siguranţă (ştifturi, pene etc). O problemă importantă la aceste ajustaje este cea a cunoaşterii probabilităţii jocurilor şi strângerilor ce apar la asamblare. Ajustajul probabil se consideră acel joc sau acea strângere care rezultă la asamblarea pieselor, dacă dimensiunea lor efectivă este la 1/3 din toleranşa fundamentală, respectiv faţă de dimensiunea limită corespunzatoare maximului de material. Valorile date în standard sunt pentru ipoteza ca procesul de producţie este reglat în consecinşă, în caz contrar probabilitatea ajustajului calculându-se funcţie de dimensiunea la care se consideră reglat procesul tehnologic. 2.5.3. Ajustaje cu strângere Se folosesc acolo unde la anumite solicitari şi temperaturi de regim, imobilitatea relativă a pieselor conjugate se realizează fară utilizarea unor elemente suplimentare de fixare. Prin strângere, pe suprafeţele de contact se crează o stare de tensiuni proportională cu marimea strângerii. Din cauza deformării materialului pieselor şi a dificultaţilor de montare şi demontare, aceste ajustaje se prescriu atunci când, până la sfârşitul perioadei de funcţionare nu este necesară demontarea pieselor asamblate. În general, cu cât solicitările mecanice şi termice ale asamblării sunt mai mari, cu atât strângerile trebuie luate mai mari. La proiectarea acestor ajustaje se va avea în vedere faptul că, în urma amplasarii rugozitatilor, străngerea efectiva va fi mai mică decăt cea calculă pe baza diferentei dimensiunilor efective. După modul de obtinere a strângerii deosebim. 1) ajustaje cu strângere longitudinală, la care presarea se face la temperatura

ambiantă, arborele fiind împins în direcţie axiala (fig. 2.5.a) 2) ajustaje cu strângere transversală, la care apropierea suprafeţelor celor

două piese conjugate se face perpendicular la axa acestora, după ce piesele au fost montate cu joc una in alta. Jocul rezultă fie prin încălzirea piesei cuprinzătoare, care la racire va strânge piesa din interior, fie prin racirea piesei cuprinse care, la incalzire se dilată. (fig. 2.5. b,c)

3) ajustaje cu strângere longitudinală şi transversală Se recomandă, atât la ajustajul cu strângere longitudinală cât şi la cel cu strângere transversală, să se prevadă o teşire conică a piesei cuprinse pentru usurarea montajului şi evitarea concentratorilor de tensiuni la capatul piesei interioare. Manualele de rezistenta materialelor şi organe de maşini, precum şi unele lucrări de toleranţe se ocupă în detaliu de calculul înbinărilor presate.

Fig.2.5. Diferite metode de obtinere a ajustajelor cu strângere

25

În principal, alegerea preciziei şi ajustajelor (cu joc, cu strângere sau intermediare) se poate face pe două căi :

a) Pe baza recomadarilor oferite de literatura de specialitate (standarde, tratate, norme, instrucţiuni) pentru fiecare domeniu al construcţiilor de maşini.

b) A doua modalitate, aplicată mai ales la proiectarea şi realizarea unor produse noi constă în urmatoarele : în funcţie de destinaţie, parametrii funcţionali şi condiţiile de exploatare ale produsului, pentru fiecare asamblare alezaj-arbore se calculează (după determinarea sau stabilirea dimensiunii nominale) jocul sau strângerea necesare la asamblare şi la funcţionarea în regim. Se impune ca proiectantul să calculeze nu o singura valoare (de exemplu cea teoretică necesară) a jocului sau strângerii ci valorile limita între care pot fi cuprinse jocurile sau strângerile efective astfel încat să permită funcţionarea normală a pieselor în condiţiile fixate. Având valorile limită ale jocurilor şi strângerilor se calculeaza toleranta ajustajului cu relaţiile:

Taj = Jmax – Jmin = TD + Td

Tas = Smax - Smin = TD + Td

Tai = Jmax + Smax = TD +Td

Din aceste relaţii, se pot detemina toleranţele alezajului (TD) şi arborelui (Td), considrându-se fie cu valori egale, fie adoptându-se pentru alezaj o toleranţă mai mare cu una pană la cel mult două clase de precizie, cunoscut fiind faptul că alezajele se prelucrează mai greu ca arborii. după ce s-au determinat toleranţele TD si Td, se adoptă un ajustaj standardizat în unul din sistemelor de ajustaje (alezaj sau arbore unitar). 2.6. TOLERANŢELE DIMENSIUNILOR LIBERE Cotele fără indicaţii de toleranţe pe desen sunt cote de importanţă secundară denumite cote sau dimensiuni libere. Ele aparţin unor suprafeţe care nu formează ajustaje, deci nu intră în contact funcţional cu alte suprafeţe, sau nu sunt componente importante ale lanţurilor de dimensiuni. Trebuie menţionat totuşi că aceste cote influentează greutatea, gabaritul precum şi estetica produselor. Pentru definirea preciziei dimensinale şi geometrice a acestor cote, ale pieselor sau ansamblurilor prelucrate prin aschiere, se face apel la STAS 2300 – 88. Notarea pe desen a toleranţelor generale se face prin înscrierea termenului « toleranţe » urmat de simbolurile toleranţelor generale dimensionale (conform tabelelor 1...4 din STAS) şi toleranţelor generale geometrice (conform tabelelor 5...7 din STAS). Exemplu de notare a toleranţelor generale dimensionale în clasa de precizie « m » şi a toleranţelor generale geometrice în clasa de prercizie « S » :

26

Toleranţe mS conform STAS 2300 – 88 STAS-ul prevede patru clase de precizie simbolizate cu litere mici : f, m, c, v pentru toleranţele generale dimensionale şi patru clase de precizie pentru toleranţele generale geometrice notate cu litere mari : R, S, T, U, indicând în funcţie de dimensiune şi de clasa de precizie aelasă, abaterile limită admise. În mod obişnuit abaterile acestor suprafeţe nu se verifică, exceptând anumite situaţii, în care, cu acordul parţilor, ele se pot verifica prin sodaj, pentru a se stabili dacă gradul de execuţie a fost respectat.

3. PRECIZIA GEOMETRIC Ă A ORGANELOR DE MA ŞINI

3.1. PRECIZIA FORMEI GEOMETRICE A SUPRAFE ŢELOR 3.1.1. Clasificare Conform STAS 5730/1 – 85 abaterile de formă ale unei suprafeţe se împart în (fig. 3.1.) :

Fig.3.1. Abateri geometrice de formă

- Abateri de ordinul 1 sau abateri macrogeometrice. În general aceste abateri sunt acelea pentru care raportul dintre pas şi amplitudine este mai mare de 1000 (3.1) :

PF / AF > 1000 - Abateri de ordinul 2 sau ondulaţii, pentru care raportul dintre pas şi

amplitudine satisface relaţia (3.2) :

27

50 ≤ Pw / Aw ≤ 1000 - Abateri de ordinul 3 si 4 sau microgeometrice (rugozitatea

suprafeţelor), pentru care trebuie să se respecte relaţia (3.3) : PR / AR < 50 Abaterile de ordinul 3 sunt cele care au un caracter periodic sau pseudoperiodic (striaţii, rizuri) iar cele de ordin 4 sunt cele ce au un caracter neperiodic (goluri, pori, smulgeri de material, urme de scula, e.t.c.).

3.1.2 Precizia formei macrogeometrice

Forma geometrică a suprafetelor este impusă, ca şi dimensiunile, de condiţiile funcţionale ale pieselor şi produselor finite. Dar, imperfecţiunea sistemului tehnologic, ca şi neuniformitatea procesului de prelucrare , provoaca modificarea formei geometrice de la o piesa la alta, precum şi faţă de forma geometrică luată ca bază de comparaţie. Aceste modificări se stabilesc şi se tratează prin asa numitele abateri de formă.

DEFINITII : Suprafaţa nominală (geometrică) este suprafaţa reprezentată pe desen, definită geometric prin dimensiunile nominale, fara nici un fel de abateri de formă.

Profil nominal (geometric) este conturul rezultat prin intersecţia suprafeţei nominale cu un plan convenţional, definit în raport cu această suprafaţă. Suprafaţa reală este suprafaţa care limitează corpul respectiv şi îl separă de mediul înconjurător. Profil real este intersecţia dintre o suprafaţă reală şi un plan cu orientare dată, sau interecţia dintre doua suprafete reale (muchie reală). Suprafaţa efectiva este suprafaţa obţinută prin măsurarea, apropiată ca formă de suprafaţa reală. Profil efectiv este profilul obţinut prin măsurare, apropiata ca formă de profilul real. Suprafaţa adiacentă este suprafaţa de formă dată, tangentă la suprafaţa reală (efectivă) dinspre partea exterioară a materialului piesei, şi asezată astfel încât distanţa maximă faţă de aceasta să fie minima în limitele suprafeţei de referinţă. Profil adiacent este profilul de formă dată, tangent la cel real (efectiv) dinspre partea exterioară a materialului piesei şi asezat astfel încât distanţa maximă faţă de acesta să fie minimă în limitele lungimii de referinţă.

28

Observaţie : suprafaţa sau profilul adiacent are aceeaşi formă cu suprafaţa sau profilul nominal, în schimb, în timp ce acesta din urmă având poziţia determinată de cotele nominale poate sau nu să se afle în câmpul de toleranţă al piesei, suprafaţa sau profilul adiacent este situat întodeauna în cadrul câmpului de toleranţă. Suprafaţa sau lungimea de referinţă este suprafaţa sau lungimea în interiorul careia se determină abaterea de la formă datăa suprafeţi, respectiv de la formă dată profilului. Observaţie : pentru o anumită suprafaţă sau lungime de referinţă există o sigură suprafaţă respectiv profil adiacent , toate celelalte care nu îndeplinesc condiţia de adiacenţă numindu-se suprafeţe sau profile tangente.(fig.3.2.)

h1 = ha < h2 = ht

Fig.3.2. Profilul adiacent

Abaterea de la formă este abaterea formei suprafeţei (profilului) reale faţă de forma suprafeţei (profilului) adiacent (e) . mărimea acesteia se determină ca fiind distanţa maximă dintre suprafaţa sau profilul adiacent şi suprafaţa sau profilul efectiv, măsurată în limitele suprafeţei , respectiv profilului de referinţă. Abaterea limită de formă este valoarea maximă admisă a abaterii de formă (valoarea minimă este zero) . Toleranţa de formă este zona delimitată de abaterea limită de formă şi egală cu aceasta. Observaţie : Abaterea de formă se determină întodeauna după normala la suprafaţa sau profilul adiacent în punctul considerat. Cazuri particulare de suprafeţe şi profile adiacente :

a) Cilindrul adiacent este cilindrul cu diametru minim, circumscris suprafeţei cilindrice exterioare reale la piesele de tip arbore, sau cilindru cu diametrul maxim, înscris suprafeţei cilindrice interioare reale la piesele de tip alezaj, în limitele lungimii de referinţă.

b) Cerc adiacent este cercul cu diametru minim circumscris secţiunii transversale a suprafeţelor exterioare reale la piesele de tip arbore, sau cercul cu diametru maxim înscris în sectiunea transversală a suprafetelor interioare reale la piesele de tip alezaj .

c) Plan adiacent este planul tangent la suprafaţa reală, asezat astfel încât distanta maximă faţă de acesta să fie minimă în limitele suprafeţei de referinţă .

29

d) Dreapta adiacentă este dreapta tangentă la profilul real şi asezată astfel încât distanţa maximă faţă de acesta să fie minimă în limitele lungimii de referinţă.

3.1.2.1. Abateri de formă

În cele ce urmează sunt descrise abaterile de formă. Cât priveşte abaterile limită de formă, asa cum am arătat mai sus, acestea sunt limitate de toleranţele de formă care conform STAS 7385/1-85 fac parte din categoria toleranţelor geometrice.

1) ABATEREA DE LA FORMA DATĂ SUPRAFEŢEI "AFS" (STAS 7391/1-74)

Reprezintă cazul cel mai general al abaterilor de formă. (fig.3.3)

Fig.3.3 . Abaterea de la forma dată a suprafeţei AFS

2) ABATEREA DE LA FORMA DATĂ A PROFILULUI "AFf" (STAS 7391/1-74) Secţionand o suprafaţă de formă oarecare cu un plan perpendicular pe suprafaţa adiacentă, se obţine abaterea de le formă dată a profilului dupa direcţia de secţionare considerată. (fig.3.4.)

Fig.3.4. Abaterea de la formă dată a profilului AF f

AFS ≤ TFS

AFf ≤ TFF

30

3) ABATEREA DE LA CILINDRITATE "AFl" ( STAS 7391/1-74) (fig.3.5.)

Fig.3.5. Abaterea de la cilindricitate a) cilindru exterior ; b) cilindru interior

Cazuri particulare ale abaterii de la cilindricitate (fig.3.6.) :

Fig.3.6. Forme ale abaterii de la cilindricitate (a-forma de manson sau butoi ; b-forma de sa ; c-conicitate ; d- curbare)

4) ABATEREA DE LA CIRCULARITATE "AFC" (STAS 7391/1-74) (fig.3.7.)

Fig.3.7. Toleranţa la circularitate TFC

AFC ≤ TFC

AFl ≤ TFl

31

Cazuri particulare ale abaterii de la circularitate :

a) Ovalitatea (fig.3.8.) OV = dmax – dmin = 2AFC

Fig.3.8. Ovalitatea b) Poligonalitatea (fig.3.9.)

Fig.3.9. Abaterea de la circularitate a) număr par de laturi ; b) num ăr impar de laturi

Observaţie : În cazul poligoanelor cu un număr impar de laturi,

dimensiunea transversală masurată în oricare direcţie este aproximativ constantă iar abaterea de la circularitate se poate evidenţia numai prin bazarea piesei între vârfuri sau pe prisme.

5)ABATEREA DE LA PLANITATE "AFP" (STAS 7391/1-74) (fig.3.10.)

(3.10)

Fig.3.10. Abaterea de la planitate AFP

AFP ≤ TFP

32

Cazuri particulare (fig.3.11.) :

Fig.3.11. Forme ale abaterii de la planitate: a)concavitatea ; b) convexitatea

6) ABATEREA DE LA RECTILINITATE "AFr" (STAS 7391/1-74) (fig.3.12.)

Fig.3.12. Abaterea de la rectilinitate AFr

Cazuri particulare (fig.3.13.) :

Fig.3.13. Forme ale abaterii de la rectilinitate a) concavitate b) convexitate

AFr ≤ TFr

33

3.1.2.2. Înscrierea toleranţelor de formă pe desene Simbolurile pentru toleranţele de formă conform STAS 7385 – 85 sunt

următoarele (tabelul 3.1). Pe desenele de execuţie ale pieselor, datele cu privire la toleranţele de

formă se înscriu într-un cadru dreptunghiular împartit în două sau trei casuţe trasat cu linie mijlocie continuă. În casuţa din stânga se trece simbolul grafic al toleranţei, iar în cealaltă (sau celelalte) se trece valoarea toleranţei în milimetri, raportată la toată suprafaţa (lungimea) sau numai la o anumită suprafaţă (lungime) de referinţă. Cadrul cu toleranţă de forma se leagă de suprafaţa la care se referă printr-o linie de indicaţie terminată cu o săgeată.

Tabelul 3.1

Denumirea toleranţei Simbolul

literal grafic

Toleranţa la forma dată a suprafeţei TFs

Toleranţa la forma dată a profilului TFf

Toleranţa la cilindricitate TFl

Toleranţa la circularitate TFc

Toleranţa la planitate TFp

Toleranţa la rectilinitate TFR

Câteva exemple de înscriere a toleranţelor de formă se dau în fig.3.14 :

Fig.3.14. Exemple de înscriere pe desen a toleranţelor de formă:

34

a) la circularitate, de 0,02 mm în orice secţiune la exteriorul bucşei ; b) la cilindricitate, de 0,01 mm pe lungimea de 100 mm a suprafeţei respective ; c) la rectilinitate, de 0,04 mm pe orice lungime de 100 mm a suprafeţei date ; d) la planitate, de 0,06 mm pe toată suprafaţa piesei ; e) la forma profilului sablonului, de 0,02 mm în orice secţiune paralelă cu planul de proiecţie ; f) la forma suprafeţei date, de 0,03 mm în orice secţiune ;

3.1.3 Ondulaţia suprafeţelor

Ondulaţia suprafeţelor este o abatere geometrică de ordinul 2 pentru care are loc relaţia (3.2) : 50 ≤ Pw / Aw ≤ 1000. Principalul parametru de apreciere a ondulaţiei este adâncimea medie WZ în cinci puncte, care este egală cu media aritmetică a cinci înălţimi maxime ale ondulaţiei determinate în limitele a cinci lungimi de bază egale (fig.3.15.)

lw1 = lw2 = lw3 = lw4 = lw5

Fig.3.15. Ondulaţia suprafetelor

Wz = w1 + w2 +w3 + w4 +w5

Ondulaţia se prescrie numai când acest lucru este absolut necesar din punct de vedere funcţional, sau când, prin procedeul de prelucrare aplicat, este posibilă generarea ei. Cauzele apariţiei ondulaţiei pot fi : abaterile de forma ale tăişului sculei, vibraţiile de joasă frecvenţă ale sculei sau ale maşinii unelte, etc. Valorile, în µm, recomandate pentru adancimea medie a ondulaţiei Wz după STAS 5730/2 -85 sunt date în tabelul 3.2 :

Tabelul 3.2 0,1 0,2 0,4 0,8 1,6 3,2 6,3 12,5 25 50 100 200

3.1.4. Rugozitatea suprafeţelor 3.1.4.1. Generalităţi. Definiţii Rugozitatea suprafeţelor reprezinta ansamblul microneregularitaţilor de pe suprafaţa unei piese, cu pas relativ mic în raport cu adâncimea (3.3): PR / AR < 50.

35

Conform STAS 5730/1 – 85, rugozitatea este considerată fie abaterea geometrica de ordin 3 (cand are caracter periodic sau pseudoperiodic: striaţii, rizuri), fie de ordinul 2(cand are caracter neperiodic: smulgeri de material, urme de scule, goluri pori, e.t.c.). Rugozitatea se datoreşte mişcării oscilatorii a varfului sculei, frecării dintre varful acesteia şi suprafaţa piesei, vibraţiilor de înalta frecvenţă ale sculei şi maşinii unelte, etc. Existenţa microneregularitaţilor pe suprafeţele pieselor prezintă, în condiţii funcţionale mai severe, o serie de dezavantaje: micşorează suprafaţa efectiva de contact, înrautaţeste condiţiile de funcţionare şi frecare ale pieselor, constituie concentratori de tensiuni care duc la scaderea rezistenţei la oboselală, constituie amorse de coroziune electrochimică, scade etanşeitatea, modifică (prin tocirea vâfurilor) dimensiunile efective ale pieselor şi implicit caracterul ajustajelor. Pe de altă parte, în absenţa microregularitaţlor, menţnerea peliculei de ulei pe suprafeţele în contact se realizează extrem de greu la o ungere normală. În acest sens, menţinerea peliculei este mai bună atunci când viteza relativă dintre suprafeţe este normală pe direcţia de orientare a rugozităţii. Practic, suprafeţele în contact trebuie să aibă o rugozitate optimă, care se stabileşte corespunzător condiţiilor de funcţionare (viteza de deplasare, marimea suprafeţei de contact, marimea şi caracterul solicitărilor , precizia dimensională, etc) Aprecierea rugozităţii suprafeţelor se poate face pe baza mai multor sisteme, cele mai uzulale fiind următoarele :

-sistemul liniei medii (M) -sistemul liniei înfăşurătoare (E) -sistemul liniei adiacente (A) -sistemul diferenţelor variabile

În sistemul liniei înfăşurătoare (E), evaluarea numerică a rugozităţii suprafeţelor se face în raport cu linia care înfăsoară, în exteriorul, profilul real şi care se obţine prin parcurgerea profilului cu ajutorul unui palpator cu raza de curbură mare: centrul palpatorului descrie o traiectorie, care deplasată cu valoarea razei palpatorului, reprezintă linia înfăşurătoare. Pentru evaluarea rugozităţii, profilul real este parcurs de un al doilea palpator cu raza de curbură foarte mică astfel încât să se înscrie între microneregularitaţi. Se obţine astfel profilul efectiv. Determinarea rugozităţii se va face, măsurându-se perpendicular pe profilul geometric abaterile profilului efectiv în raport cu linia înfăsurătoare. 3. 1. 4.2 Înscrierea rugozităţii pe desene Inscrierea rugozităţii pe desene se face conform STAS 612 – 83. Simbolul de bază este urmatorul (Fig 3.19.) :

36

h - înaltimea cifrelor cu care se înscriu cotele pe desen A- adaosul de prelucrare B – marimea limită a rugozităţii C – date suplimentare privind tehnologia de prelucrare D – lungimea de bază ( când diferă de cea STAS) E – simbolul orientării urmelor

Fig.3.19. Simbolul rugozităţii Simbolurile pentru reprezentarea pe desen a orientarii neregularitaţilor, conform STAS 612 – 83, sunt date în tadelul 3.6 : Exemple de înscriere a rugozităţii pe desene de execuţie (fig.3.20) :

Tabelul 3.6 Simbol Orientarea neregularitaţilor Exemple

= Paralela cu planul de proiecţie

a suprafeţei simbolizate

⊥ Perpendiculara pe planul de

poiecţie a suprafeţei simbolizare

X Încrucişata, înclinată faţă de

planul de proiecţie a suprafeţei simbolizate

M În mai multe direcţii oarecare

37

C Aproximativ circulara şi

concentrica faţă de cercul suprafeţei simbolizate

R Aproximativ radiala faţă de centrul

suprafeţei simbolizate

- îndepartare obligatorie de material

- menţinerea suprafeţei respective în stadiul de la operaţia precedentă

- valoarea maximă a rugozităţii Ra [µm]

- valoarea clasei de rugozitate

- valoarea maxima a rugozităţii Rz [µm]

38

- valoarea limetelor admise a rugozităţii R

- lungimea de bază diferită de cea STAS

-date tehnologice suplimentare

- indicarea orientării neregularitaţilor

- indicarea adaosului de prelucrare

3. 1. 4. 3 Influenţa rugozităţii asupra calitaţii functionale a suprafeţelor

Diferiţii parametrii ai rugozitaţii influentează, uneori în mod decisiv, calitatea functională a suprafeţelor respective. În ceia ce priveşte fenomenul frecării şi al uzurii este necesar ca suprafaţa prelucrată să aibă rugozitatea optimă impusă de condiţiile de funcţionare. Cercetările efectuate au arătat că rugozităţile iniţiale ale suprafeţelor care lucrează în condiţii date se schimba şi tind către cea optimă (care poate fi mai mică sau mai mare decât rugozitatea initială). Influenţa rugozităţii asupra frecării şi uzurii se manifestă nu numai prin parametrii Ra , Rz ci şi prin pas, raza de racordare, orientare. De exemplu în mecanica fină, coeficientul de

39

frecare la deplasarea unor mecanisme este influenţat de orientarea neregularităţilor, fiind indicat ca acestea să fie orientate în lungul direcţiei de deplasare. În schimb, o suprafaţă cu asperitaţile perpendiculare pe direcţia de deplasare va reţine mai bine lubrifiantul. Cercetările experimentale au arătat că în ceea ce priveşte rezistenţa la uzură, orientarea la 45 a neregularitaţilor faţă de direcţia de deplasare a suprafeţelor produce uzura cea mai mică, iar orientarea acestora pe direcţia de deplasare produce uzura maximă.(fig.3.21.)

Fig. 3. 21. Uzura unei piese, în funcţie de orientarea neregularitaţilor (reprezentată prin

direcţia hasurilor)

Datorită uzurii microasperitaţilor, rugozitatea influenţeaza şi asupra menţinerii caracterului imbinărilor, respective asupra mărimii efective a jocurilor sau strângerilor ce rezultă în urma unei asamblări. Între jocurile, respective strângerile efective ce rezultă în urma unei asamblări şi jocurile respective strângerile teoretice, determinate pe baza diferenţei dimensiunilor efective ale alezajului şi arborelui înainte de asamblare există relaţiile(3.23) :

Je = Jc + 1,2 (Rz D + Rz d) ; Jc = D – d = A – a

So = Sc – 1,2 (Rz D + Rz d) ; Sc = d – D = a – A

Aceasta, deoarece rugozităţile celor doua suprafeţe conjugate se tocesc în primele minute de funcţionare (la ajustajele cu joc) sau în timpul presării (la ajustajele cu strângere), în proporţie de 60% din marimea lor. Orientarea rugozităţii influenţează şi asupra rezistenţei la oboseală a pieselor aceasta este mai mică dacă solicitarea se face transversal pe direcţia rizurilor decât dacă aceasta se face în lungul lor. Influenţa rugozitaţii asupra rezistenţei la oboseala se manifestă atât prin efectul de concentratori de tensiuni cât şi prin distrugerea în straturile superficiale ale materialului a integrităţii graunţilor cristalini. Pe fundul rizurilor de prelucrare, la piesele din otel se dezvoltă tensiuni de 1,5 ÷ 2 ori mai mari decât tensiunile medii ce acţionează asupra stratului superficial . Deasemenea, practica a dovedit că o suprafaţă prelucrată mai neted rezistă mai bine la coroziune, viteza de coroziune variind, intr-o oarecare masură, cu netezimea de suprafaţă.

40

Desigur, rugozitatea influenţează şi asupra altor proprietaţi funcţionale ale suprafeţelor : etanşeitatea îmbinărilor rigiditatea de contact, stabilitatea la vibraţii. Observaţie :influenţa rugozităţii asupra proprieteţilor funcţionale ale suprafeţelor se manifestă atât prin parametrii privind amplitudinea, (Ra, Rz, Rmax) cât şi prin ceilalţi parametrii : orientare, pas, procentaj portant, raza de racordare, etc.

3. 1. 4. 4 Legatura dintre rugozitate, toleranţe dimensionale şi rolul funcţional al pieselor

Valorile rugozităţii suprafeţelor trebuie corelate cu valorile toleranţelor dimensionale şi cu rolul funcţional al pieselor. Există mai multe grupe de relaţii care dau legătura dintre rugozitate şi toleranţa dimensională, dintre care(3.24 ÷ 27) :

Rz = (0,10 ÷ 0,15) TD , d ; D , d > 50 mm Rz = (0,15 ÷ 0.20) TD , d ; 18 ≤ D , d ≤ 50 mm (3.24)

Rz = (0,20 ÷ 0,25) TD , d ; D , d < 18 mm

(3.25)

în care : Rz - rugozitatea [µm] N – dimensiunea nominală a asamblării [mm] TD , d – toleranţa dimensiunii alezajului, respectiv arborelui [µm] A = 45 ; n = 0,93 ; m = 0,13 ; K = 0,475 (piese în mişcare relativă); k = 0,57 (restul)]

Rz = (0,05 ÷ 0,07) TD , d ; (ajustaje cu joc)

Rz = (0,08 ÷ 0,10) TD , d ; (ajustaje intermediare) (3.26) Rz = (0,10 ÷ 0,12) TD , d ; (ajustaje cu strângere)

Rz ≤ 0,25 TD , d ; (pentru preciziile 5 ÷ 10 ISO)

Rz ≤ 0,125 TD , d ; (pentru preciziile 11÷ 16 ISO) (3.27) Problema nu se pune asemănător şi în cazul când rugozitatea este condiţia obligatorie care asigura un anumit rol funcţional piesei. De exemplu, în cazul oglinzilor metalice, este necesară o rugozitate minimă, pentru a asigură un coeficient mare de reflexie, condiţie care trebuie asigurată îndependen de marimea oglinzii.

( )m

ndD

zAN

KTR

+≤ ,

41

3. 2. PRECIZIA DE ORIENTARE, DE BĂTAIE ŞI DE POZIŢIE A SUPRAFEŢELOR

3. 2. 1. Generalitaţi. Clasificare. Noţiuni şi definiţii Din puncut de vedere funcţional orientarea, bătaia si poziţia suprafeţelor, profilurilor, planelor sau axelor de simetrie este extrem de importantă, ea determinând împreună cu dimensiunile şi forma suprafeţelor, calitatea şi precizia pieselor şi organelor de maşini luate separat, cât şi a maşinilor şi aparatelor în ansamblu. Conform STAS 7385 / 1 – 85 precizia de orientare, de bătaie şi de poziţie se referă la elemente asociate (precizia poziţiei unui element oarecare se indică în raport cu un alt element denumit bază de referinţă) şi se prescrie prin toleranţe de orientare, de bataie şi de poziţie (care împreună cu toleranţele de formă constituie toleranţele geometrice). Conform STAS toleranţele de orientare cuprind toleranţa la paralelism, toleranţa la perpendicularitate şi toleranţa la înclinare ; toleranţele de batăie includ toleranţa bătăii circulare (radiale sau frontale) şi toleranţa bătăii totale (radiale sau frontale) iar toleranţele de poziţie cuprind toleranţa la poziţia nominală, toleranţa la concentricitate şi la coaxilailtate şi toleranţa la simetrie. Pentru concizia (comoditatea) exprimării. În cele ce urmează vom cuprinde abaterile respectiv toleranţele de orientare de poziţie sau de bătaie sub denumirea generică (generală) de abateri de poziţie respectiv toleranţe de poziţie. DEFINIŢII : Poziţia nominală reprezintă poziţia suprafeţei, profilului, axei sau planului de simetrie, determinată prin cote nominale liniare şi / sau ungiulare, faţă de baza de referinţă sau fară de o altă suprafaţă, profil, axa sau plan de simetrie. Baza de referinţă reprezintă suprafaţa, linia sau punctul faţă de care se determină poziţia nominală a suprafeţei sau elementului considerat. Abaterea de poziţie reprezintă abaterea de la o poziţie nominală a unei suprafeţe, axă, profil sau plan de simetrie faţă de baza de referinţă sau abaterea de la poziţia nominală reciprocă a unor suparefeţe, axă, profile sau plane de simetrie. Ea este dată de distanţa maximă dintre poziţia efectivă şi cea nominală măsurată în limitele de referinţă (3.28) :

AP = E – N în care :

AP – abaterea efectivă de poziţie E – cota ce determină poziţia efectivă N – cota ce determină poziţia nominală

Abaterea limită de poziţie reprezintă valoarea maximă admisă (pozitivă sau negativă ) "APmax" a abaterii de poziţie.

42

Toleranţă de poziţie reprezintă intervalul sau zona determinată de abaterile limită de poziţie "TP". Toleranţa de poziţie poate fi egală cu zero (fig.3.22.a) sau cu dublul acesteia, dacă abaterea infereioară de poziţie este egală şi de semn contrar cu cea superioară(fig.3.22.b)

Fig.3.22. Abateri şi toleranţe de poziţie

În prima categorie intră abaterile de la paralelism " APl" ,de la înclinare "APi" de la perpendicularitate "APd" , bătaia radială "AB r" şi bătaia frontală "ABp". În cea de a doua categorie intră abaterile de la coaxialitate şi concentricitate "APc", de la simetrie "APs" şi de la poziţia nominală "APp". 3. 2. 2. Abateri de orientare

1) ABATEREA DE LA PARARELISM " APl" (STAS 7391 / 3 - 74) a) Abaterea de la parelism a două drepte în plan este diferenţa dintre distanta

maximă şi cea minimă dintre cele două drepte adiacente măsurate în limitele lungimii de referinţă. (fig.3.23.)

Fig.3.23. Abaterea de la pararelism APl

b) Dacă cele doua drepte au o poziţie oarecare în spaţiu (sunt încrucişate), abaterea de poziţie se descompune în două plane reciproc perpendiculare, rezultând două componente "

1lAP " si "

2lAP ".

APl ≤ TPl

43

c) Abaterea de la paralelism dintre o dreaptă şi un plan reprezintă diferenţa dintre distanţa maximă şi cea minimă dintre dreapta adiacentă şi planul adiacent, măsurată în limitele lungimii de referinţă, în planul perpendicular pe planul adiacent şi care conţine dreapta adiacentă.

d) Abaterea de la paralelism a două plane reprezintă diferenţa dintre distanţa maximă şi cea minimă dintre cele două plane adiacente, masurată în limitele suprafeţei de referinţă.

e) Abaterea de la paralelism dintre un plan şi o suprafaţă de rotaţie reprezintă diferenţa dinre distanţa maximă şi cea minimă dintre axa suprafeţei adiacente de rotaţie şi planul adiacent, în limitele lungimii de referinţă. (fig. 3.24. a)

f) Abaterea de la paralelism a două suprafeţe de rotaţie se poate determina în plan sau în spaţiu, analog ca abaterea de la paralelism a două drepte, în plan sau în spatiu, între axele suprafeţelor adiacente considerate.(fig. 3.24.b)

Fig. 3.24 Cazuri de abatere de la pararelism Observaţie : Pentru determinarea corectă a acestor abateri este necesară materializarea corectă a planelor adiacente precum şi a suprafeţelor şi axelor suprafeţelor adiacente. Numai aşa se poate face o distincţie netă între marimea abaterilor de formă şi a abaterilor de poziţie. Toleranţa la paralelism (TPl) este egală cu valoarea maximă admisă a abaterii de la paralelism.

2) ABATEREA DE LA ÎNCLINARE "APi" (STAS 7391 / 3 - 74) Abaterea de la înclinare este egală cu diferenţa dintre unghiul format între dreptele sau suprafeţele adiacente respective şi unghiul nominal, măsurată liniar, în limitele lungimii de referinţă.(fig.3.25.)

44

Toleranţa la înclinare este egală cu valoarea maximă admisă a abaterii de la inclinare.

(3.31)

Fig. 3.25. Abaterea de la înclinare APi

2) ABATEREA DE LA PERPENDICULARITATE "APd" (STAS 7391 / 3 - 74)

Abaterea de la perpendicularitate reprezintă un caz particular al abaterii de la înclinare, când unghiul nominal este de 90. Deosebim abaterea de la perpendicularitate a două drepte, a două suprafete de rotaţie, sau a unei suprafeţe de roataţie faţă de o dreaptă, a unei drepte sau suprafeţe de roataţie faţă de un plan, a două plane, e.t.c. (fig.3.26.) Fig 3. 26. Abaterea de la perpendicularitate APd 3. 2.3. Abateri de bătaie

3. 2. 3. 1. Abaterea bătaii circulare

1) BĂTAIA RADIAL Ă "AB r" ( STAS 7391 / 5 -74) Bătaia radială reprezintă diferenţa dintre distanţa maximă şi cea minimă, de la suprafaţa efectivă (reală) la axa ei efectivă de rotaţie, măsurată în limitele lungimii de referinţă.(fig.3.27.).

APi ≤ TPi

APd ≤ TPd

45

(3.33) Fig.3.27. Bătaia radială ABr

ABr = amax - amin (3.34)

Se observă că bătaia radială se pune în evidenţa numai în funcţionarea produsului, putând fi determinată de o altă abatere de poziţie (abaterea de la coaxialitate) sau/şi de o abatere de formă (abaterea de la cilindricitate) a suprafeţei exterioare.

2)BĂTAIA FRONTALĂ "AB f" (STAS 7391 / 5 - 74) Bătaia frontală este egală cu diferenţa dintre distanţa maximă şi cea minimă de la suprafaţa reală (efectivă), la un plan perpendicular pe axa de rotaţie de referinţă, măsurată în limitele lungimii de referinţă sau la un diametru dat. (fig. 3.28.)

(3.35)

Fig. 3.28. Bataia frontala ABf

ABr ≤ TBr

ABf ≤ TBf

46

ABf = amax - amin (3.36) Ca şi bătaia radială, bătaia frontală poate fi determinată de o altă abatere de poziţie (abaterea de la perpendicularitate), sau de o abatere de formă (abaterea de la planitate). 3. 2. 3. 2. Abaterea bătaii totale

1) BĂTAIA TOTALA RADIAL Ă –se deosebeşte de bătaia radială prin

aceea că la determinare se combină miscarea de rotaţie a piesei în jurul axei de referinţă cu o mişcare axială relativă între piese şi mijlocul de măsurare.

2) BĂTAIA TOTALĂ FRONTALĂ - se deosebeşte de bătaia frontală prin aceea că la determinare mişcarea de rotaţie a piesei în jurul axei de referinţă se combină cu o mişcare relativă radială între piese şi mijlocul de măsurare.

3 2. 4. Abateri de poziţie

1) ABATEREA DE LA COAXIALITATE ŞI CONCENTRICITATE

(STAS 7391 / 5 – 74) a)ABATEREA DE LA COAXIALITATE "APc"

(3.37) Fig.3.29. Abaterea de la coaxialitate APc Abaterea de la coaxialitate reprezintă distanţa maximă dintre axa suprafeţei adiacente şi axa dată ca bază de referinţă, măsurată în limitele lungimii de referinţă. (fig.3.29.) Abaterea de la coaxialitate poate avea următoarele aspecte particulare : excentricitatea (dezaxarea) (fig.3.30.b), necoaxialitatea încruciţată (fig.3.30.c).

APc ≤ 2cTP

47

Fig.3.30. Aspecte ale abaterii de la coaxialitate b)ABATEREA DE LA CONCENTRICITATE " APc "

Fig. 3.31. Abaterea de la concentricitate APc Abaterea de la concentricitate reprezintă distanţa dintre centrul cercului adiacent al suprafeţei considerate şi baza de referinţă. Neconcentricitatea este cazul particular al abaterii de la coaxialitate când lungimea de referintţă este zero. (fig.3.31.). 2) ABATEREA DE LA SIMETRIE "APs" (stas 7391 / 5 - 74) Abaterea de la simetrie reprezintă distanţa maximă dintre planele sau axele de simetrie ale suprafeţelor adiacente considerate, măsurate în limitele lingimii de referinţă sau într-un plan dat.(fig.3.32.)

APs≤ 2

sTP (3.39)

Fig.3,32. Abaterea de la simetrie APs

APc ≤ 2cTP

48

3) ABATEREA DE LA POZIŢIA NOMINAL Ă "APp " (stas 7391 / 6 - 75) Abaterea de la poziţia nominală reprezintă distanţa maximă dintre axa suprafeţei adiacente, dreapta adiacentă sau planul adiacent şi poziţia nominală a acrstora, măsurată în limitele lungimii de referinţă. (fig.3.33.) Poziţia nominală se determină faţă de una sau mai multe baze de referinţă : drepte, axe, suprafeţe.

B1 , B2 – baze de referinţă N1 , N2 – valori nominale E1 , E2 – valori efective

Fig.3.33. Abaterea de la poziţia nominală APp

3. 2. 5. Înscrierea toleranţelor de orientare, de bătaie şi de poziţie pe desene Toleranţele de poziţie sunt încadrate în 12 clase de precizie, notate cu cifre romane de la I la XII în ordinea descrescatoare a preciziei. Conform STAS 7385 / 1 – 85 simbolurile pentru toleranţele de orientare, bătaie şi poziţie sunt cele din tabelul 3.7 :

Tabelul 3.7

Tipul toleranţei Denumirea toleranţei Simbolul

literal grafic

Toleranţe de orientare

Toleranţa la paralelism TPl

Toleranţa la înclinare TPi

Toleranţa la perpendicularitate TPd

Toleranţe de bătaie

Toleranţa bătaii circulare

radiale TBr ; TBf

frontale

APp ≤ 2pTP

49

Toleranţa bătaii totale

radiale

TBr ; TBf

frontale

Toleranţe de poziţie

Toleranţa la concentricitate si coaxialitate

TPc

Toleranţa la simetrie TPs

Toleranţa la poziţia nominală TPp

Pe desenele de execuţie ale pieselor, datele cu privire la toleranţele de poziţie se înscriu într-un cadru dreptunghiular împarţit în două sau trei căsuţe (sau patru).În prima căsuţă din stânga se trece simbolul grafic al toleranţei de poziţie, în a doua valoarea toleranţei, iar în a treia (eventual) litera sau literele de identificare a bazei de referinţă. Cadrul cu toleranţa de poziţie. Se leagă de suprafaţa la care se referă printr-o linie terminată cu o săgeată. Dacă este posibil, cadrul se leagă cu o linie şi cu baza de referinţă, aceasta nemaiavând litera de identificare. Exemple de înscriere pe desene a toleranţelor de poziţie (fig.3.34.) :

Fig. 3.34. Exemple de înscriere pe desen a toleranţelor de poziţie :

50

a) la concentricitatea suprafeţei exterioare faţă de cea interioară (este un cerc concentric cu ф 0,02 mm) ; b) la coaxialitate a alezajului din stânga (este un cerc cu ф 0,1 mm concentric faţă de alejajul din dreapta) ; c) la paralelism a suprafeţei superioare faţă de suprafaţa inferioară (este de 0,02 mm pe o lungime de 100mm) ; d) la perpendicularitate a suprafeţei frontale faţă de axa piesei ; e) la unghiul de înclinare a axei găurii (este de 0,04 mm pe toată lungimea găurii) ; f) la simetrie (este de 0,05 mm dispusă simetric faţă de axa găurii A) ; g) b ătaia radialî maximă admisă (0,02 mm pe toată lungimea suprafeţei date) ; h) la poziţia axei găurilor (este un cilindru cu ф 0,1 mm, coaxial cu poziţia nominală).

4. PRECIZIA RULMEN ŢILOR 4.1 JOCUL DIN RULMEN ŢI Rulmenţii sunt organe de maşini proiectate şi executate independent de locul de utilizare, având rolul de lagăre cu rostogolire. În principal ei sunt constituiţi din două inele (exterior şi interior), între care rulează mai multe bile sau role (corpuri de rulare) menţinute la distanţe egale cu ajutorul unor colivii. În funcţie de specificul utilizării, rulmenţii se execută în diferite tipuri constructive (radiali, radiali-axiali, radial-oscilanţi, axiali, etc) şi cu diferite dimensiuni. Între corpurile de rostogolire şi căile de rulare există un joc care poate fi radial JR sau axial JA (fig.6.1 ÷ 6.5.) : Fig.4.1.Rulment radial cu bile Fig.4.2.Rulment radial cu role

Fig.4.3.Rulment radial-oscilant cu bile pe două rânduri

51

Fig.4.4.Rulment radial-oscilant cu role Fig.4.5 Rulmenţi cu jocul axial pe două rânduri

Acesta este definit ca media posibilităţilor de deplasare în direcţie radială, respectiv axială, a unuia din inelele rulmentului în raport cu celălalt menţinut fix, atunci când axele lor geometrice sunt paralele, respectiv coincid. Valoarea jocului înainte de montarea rulmentului pe arbore sau în carcasă se numeste joc iniţial. După montare, au loc defomaţii care micşorează jocul iniţial, jocul obţinut numindu-se joc de montare. În timpul funcţionării, inelul interior se încălzeşte în general mai mult decât cel exterior (din cauza unor condiţii mai defavorabile de transmitere a căldurii) şi ca urmare valoarea jocului se schimbă. De asemeni datorită sarcinilor ce acţionează pe rulment au loc deformaţii de contact între căile şi corpurile de rulare care modifică valoarea jocului; jocul existent în stare de funcţionare se va numi joc de funcţionare. Jocul de funcţionare optim depinde de destinaţia şi condiţiile de lucru ale rulmentului (de exemplu cu cât sarcina şi precizia de funcţionare trebuie să fie mai mari, cu atât jocul trebuie să fie mai mic). Mărirea jocului micşorează precizia de rotire şi mareşte neuniformitatea repartizării forţelor pe corpurile de rostogolire, mărind uzura şi micşorând durabilitatea rulmenţilor, iar micşorarea acestuia conduce la ridicarea temperaturii de funcţionare şi micşorarea turaţiei maxime. Pentru mărirea preciziei de rotire se poate îmbunătăţi rigiditatea rulmentului prin alegerea corespunzătoare a ajustajelor de montare şi crearea unei comprimări inţiale a corpurilor de rulare. În cazul rulmenţilor radial-axiali cu role conice, jocul radial necesar poate fi reglat la montare, prin deplasarea inelului exterior al rulmentului. Iată de ce se va insista numai asupra jocului radial al rulmenţilor cu bile şi cu role cilindrice. Jocul radial ini ţial teoretic se calculează cu relaţia: JR=DC–(dc+2dcr)[mm] (4.1) în care: DC – diametrul căii de rulare a inelului exterior d c – diametrul căii de rulare a inelului interior dc r – diametrul corpurilor de rulare

52

Observaţie: În practică se consideră jocul radial ini ţial de control, care este jocul obţinut la încărcarea rulmentului cu anumite sarcini.(4.2)

3 2RR5

034.0 J J

crdz ⋅+= (4.2)

3 2RR15

070.0 J J

crdz ⋅=

în care: J R5 , J R15 – jocul radial iniţial de control obţinut prin încărcarea rulmentului cu o sarcină de 5 sau 10 daN Z –numărul corpurilor de rulare în rulment În ceea ce priveşte jocul radial de montare acesta are valoarea (4.3): JM=JR–∆JM (4.3) în care: ∆ J M – micşorarea jocului radial ca urmare a deformării diametrului căii de rulare a inelelor datorită ajustajelor de montaj

În cazul când inelul interior se introduce cu strângere pe arbore, diametrul căii de rulare a inelului interior se măreşte cu 55÷75 % (în medie 65%) din strângerea calculată. Rezultă (4.4):

∆ Ji max = (0,55÷0,75) Smax c (4.4) În cazul când inelul exterior al rulmentului se introduce cu strângerea în

carcasă, diametrul căii de rulare a inelului exterior se micşorează cu 50÷60 % (în medie 55%) din strângerea calculată. Rezultă (4.5): ∆Jemax=(0,50÷0,60)Smaxc (4.5) Jocul radial de funcţionare are valoarea (6.6): JF = J M – ∆ JQ + ∆ JC = JR – ∆ JM – ∆ JQ + ∆ JC (4.6) în care: ∆ JQ – micşorarea jocului radial în urma dilatărilor diferite ce se produc la cele două inele (4.7): ∆JQ=adc∆tQ (4.7) în care: A - coeficientul de dilatare liniară dc – diametrul căii de rulare a ineluluil interior ∆ tQ – diferenţa dintre temperaturile celor două inele ∆ JC – mărirea jocului radial datorată deformărilor de contact (4.8):

53

∆JC=∆JCi+∆JCe (4.8) unde: ∆ JCi , ∆ JCe - deformaţiile de contact dintre corpurile de rulare şi calea de rulare a inelului interior, respectiv exterior, valori date în literatura de specialitate. În ceea ce priveşte jocul axial al rulmenţilor cu bile, acesta depinde de jocul radial, raza profilului transversal al căii de rulare a inelelor şi diametrul bilelor. Pentru un rulment radial cu bile pe un singur rând, jocul axial teoretic are valoarea (4.9):

crRA dJJ ⋅=5

1 (4.9)

Sub sarcină valoarea jocului axial devine (4.10):

J’A= crcR dJJ ⋅∆+ )2(

5

1 (4.10)

Simbolizarea jocurilor rulmenţilor se face astfel conform tabelului 4.1: Tabelul 4.1

Observaţie: Jocul normal la rulmenţii nedemontabili nu se simbolizează. 4.2 CLASELE DE PRECIZIE ALE RULMEN ŢILOR

Pentru a asigura asamblărilor din care fac parte o precizie corespunzătoare şi condiţii de funcţionare normale (mai ales în ceea ce priveşte centrarea şi menţinerea jocului radial şi axial între limitele prescrise) rulmenţii sunt executaţi în general cu o precizie mai mare decât a pieselor cu care se asamblează.

Simbolizarea grupei de jocuri

Semnificatia pentru rulmenţi

nedemontabili sau cu elemente

interschimbabile

pentru rulmenţi cu elemente

neinterschimbabile

C 1 C 1 NA Joc mai mic decat C2 C 2 C 2 NA Joc mai mic decât normal

- NA Joc normal (rulmenţi de uz general)

C 3 C 3 NA Joc mai mare decât normal C 4 C 4 NA Joc mai mare decât la C3 C 5 C 5 NA Joc mai mare decat la C4

54

Odată montat , precizia rulmentului se consideră sub două aspecte : a) Precizia rotirii este determinată de bătăile radiale şi frontale ale căilor de rulare , respectiv ale fetelor frontale ale inelelor şi de precizia jocurilor. b) Precizia dimensiunilor de montaj se referă la diametrul exterior D , interior d , şi lăţimea B a rulmentului. Pentru diametrele D, d, se prevăd trei valori : maximă , medie şi minimă , justificate de faptul că inelele sunt subţiri şi se deformează uşor , luând la montare forma alezajului carcasei sau a arborelui.Ca urmare, ovalitatea, în limitele admise, nu influenţează calitatea rulmenţilor, cu condiţia ca (4.11) :

m

D =2

minD

maxD +

şi 2

mind

maxd

md

+=

(4.11) să se încadreze în limitele toleranţelor prescrise pentru

mD şi

md .

În STAS sunt prevăzute următoarele clase de precizie, caracterizate prin abateri limită dimensionale şi precizii de rotaţie distincte:

- clasa de precizie P0 , cu toleranţe considerate normale , utilizată pentru scopuri uzuale ;

- clasa de precizie P6 , cu toleranţe mai mici decât P0 ; - clasa de precizie P5 , cu toleranţe mai mici decât P6 ; - clasa de precizie P4 , cu toleranţe mai mici decât P5 ; - clasa de precizie P2 , cu toleranţe mai mici decât P4 .

Mai există clasele de precizie specială SP şi ultraprecisă UP utilizate în mod excepţional . Rulmenţii din clasele P2 şi P4 se utilizează la sarcini şi turaţii foarte mari, (v > 50 m/s), în ansambluri la care se cere o centrare foarte bună şi un mers silenţios. Rulmenţii executaţi în clasa P5 asigură o centrare bună şi lucrează la v = 20÷ 60 m/s. Rulmenţii executaţi în clasa P6 lucrează la sarcini mari şi mijlocii şi v < 30 m/s. În asamblări mai luţin pretenţioase , pentru v < 10 m/s , se utilizează rulmenţi din clasa de precizie P0 . Rugozitatea suprafeţelor de contact şi de asamblare ale rulmenţilor are pentru

aR valori sub 1 mµ .Piesele componente ale rulmenţilor se execută separat , cu o

precizie convenabilă din punct de vedere tehnologic şi economic, dar precizia rulmenţilor, mai ales în ceea ce priveşte jocul radial şi axial, se asigură prin sortarea prealabilă în mai multe grupe, după diametrul căilor şi al corpurilor de rulare, după care urmează asamblarea inelelor şi bilelor sau rolelor din aceeaşi grupă.

4.3 CAZURILE DE ÎNC ĂRCARE A INELELOR RULMEN ŢILOR

55

Se deosebesc trei cazuri de încărcare a inelelor rulmenţilor ( STAS 6671 - 77 ): a) – Încărcarea locală ( cu sarcină fixă ) , când sarcina(rezultantă) este orientată continuu spre acelaşi punct de pe calea de rulare.Acest tip de solicitare apare atunci când între sarcină şi inelul respectiv nu există mişcare relativă. Se recomandă ca inelul supus unei sarcini fixe să se monteze cu ajustaj cu joc, deoarece, în timpul funcţionării, inelul respectiv se poate roti pe arbore sau în carcasă, aducând pe direcţia de acţionare a forţei porţiuni mai puţin uzate de pe calea de rulare, mărind în acest fel durabilitatea rulmentului ( fig.4.6 ). b) – Încărcarea circulantă(cu sarcină plutitoare), când sarcina(rezultantă) este suportată succesiv pe toată circumferinţa căii de rulare, sau pe o porţiune din aceasta. Acest tip de solicitare apare când între inel şi sarcină există mişcare relativă . Inelul solicitat cu sarcina rotitoare trebuie montat cu ajustajul cu strângere ( fig.4.7) Fig.4.6 Încărcarea rulmenţilor cu o forţă de direcţie constantă:

a) încărcare locală pe inelul interior ; b) încărcare locală pe inelul exterior ;

Fig.4.7 Încărcarea rulmenţilor cu o forţă rotativă : a) încărcarea locală în inelul interior şi încărcarea circulantă la inelul

exterior ; b) încărcare locală a inelului exterior şi încărcare circulantă la inelul

interior;

56

c) – încărcare nedeterminată, când sarcina are faţă de inele direcţii variabile nedefinite(şocuri,vibraţii). În acest caz, se recomandă ca ambele inele să se monteze cu strângere.

4.4 INDICAŢII PRIVIND ALEGEREA AJUSTAJELOR DE MONTAJ

ALE RULMEN ŢILOR Inelul interior se montează pe arbore în sistemul alezaj unitar iar cel exterior în carcasă în sistemul arbore unitar. Ca urmare, pentru obţinerea diferitelor ajustaje la montare, se acţionează asupra diametrului arborelui, respectiv al carcasei(rulmentul rămânând la dimensiunile sale de execuţie). Alegerea ajustajelor de montaj ale rulmenţilor depinde de tipul şi mărimea rulmentului, felul şi mărimea sarcinilor de încărcare ale inelelor, condiţiile de exploatare , etc. Din punct de vedere al tipului rulmentului, se alege un ajustaj cu strângere mai mare pentru rulmenţii cu role decât pentru cei cu bile, la aceeaşi mărime a rulmentului. Din punct de vedere al mărimii rulmentului, se alege un ajustaj cu strângere mai mare pentru rulmenţii mei mari decât pentru cei mai mici, la acelaşi tip de rulment. Din punctul de vedere al cazurilor de încărcare, se alege un ajustaj cu joc pentru inelul încărcat cu sarcină fixă şi un ajustaj cu strângere pentru inelul încărcat cu sarcină rotitoare sau nedeterminat(sarcina variabilă). De asemenea, cu cât sarcinile sunt mai mari şi cu şocuri pe inelul cu încărcare circulantă, cu atât ajustajul trebuie să fie cu strângere mai mare. Condiţiile de exploatare influenţează, de asemenea, alegerea ajustajelor de montaj: la carcasele cu pereţi subţiri şi la arborii tubulari se aleg ajustajele cu strângeri mai mari decât pentru carcase masive şi arbori plini. Pentru montarea şi demontarea uşoară a rulmenţilor, se alege un ajustaj cu strângere numai pe inelul cu sarcină rotitoare. La ajustajele cu strângere pe ambele inele, se aleg rulmenţi demontabili sau rulmenţi cu alezaj conic. În STAS 6671-77 sunt date câmpurile de toleranţă recomandată pentru arbori sau carcase. Câmpurile de toleranţă utilizată pentru arbori permit obţinerea la nivelul diametrului d a unor ajustaje intermediare sau cu strângere, iar cele utilizate pentru carcase permit obţinerea diametrului D a unor ajustaje cu joc, intermediare sau cu strângere.

57

5. PRECIZIA ŞI CONTROLUL ASAMBL ĂRILOR CU PANĂ ŞI CANELURI

5.1 ASAMBLĂRI CU PANĂ 5.1.1 Parametrii asamblărilor cu pană Asamblările cu pene se utilizează pentru transmiterea de momente relativ mici şi când piesele componente nu au deplasări relative pe direcţie axială. Conform STAS 1004 – 81 cotarea butucului şi arborelui cu pană paralelă longitudinală sau disc se face astfel (fig.5.1.) :

Fig.5.1 Asamblarea cu pană longitudinală paralelă : a) ansamblu; b) pană; c) alezajul (butuc) cu canal; d) arbore cu canal

O cotare superioară celei standardizate este cea punctată, asigurându-se astfel mai bine introducerea penei pe înalţime, dar şi ieftinirea fabricaţiei prin lărgirea toleranţelor. În producţia de serie, când este necesară asigurarea interschimbabilităţii totale trebuie să se ţină seama de abaterile de poziţie ale canalelor faţă de axa de simetrie. (fig.5.2.)

58

Fig.5.2 Excentricitatea canalelor de pană Putem scrie (5.1) :

J b J22 apb ++=+++ a

abb b

eeb

(5.1)

ea, eb – excentricitate canalelor din arbore, respectiv butuc Ja, Jb – jocurile dintre pană şi flancurile laterale ale canalelor din arbore respectiv butuc ba, bb – lăţimile canalelor din arbore şi butuc bp – lăţimea penei Deoarece (5.2) : bb = bp + Jb ; ba = bp + Ja (5.2) relaţia devine (5.3) :

2ba

ba

JJee

+≤+ (5.3)

care constituie condiţia de interschimbabilitate. 5.1.2 Toleranţele şi controlul asamblărilor cu pană În ceea ce priveşte ajustajele dintre pana paralelă şi canalele de pană, pe lăţime, în STAS 1004 – 81 sunt prevăzute:

59

- ajustajul liber (câmpul H9 pentru canalul din arbore şi D10 pentru canalul din butuc)

- ajustaj normal (câmpul N9 pentru canalul din arbore şi J9 pentru canalul din butuc)

- ajustaj presat (câmpul P9 pentru ambele canale) Pentru lăţimea penei se consideră câmpul H9. Pentru restul cotelor, toleranţele sunt date în STAS 1004 – 81. În STAS 1012 – 77 sunt date ajustajele şi toleranţele pentru pene disc. S-au standardizat:

- ajustaj cu strângere (câmpul P9 pentru ambele canale) - ajustaj intermediar (câmpul N9 pentru canalul din arbore şi Js9

pentru canalul din butuc) Observaţie: La stabilirea toleranţelor pentru ajustajul dintre pană şi canalul de pană, pe lăţime, se va ţine seama de condiţia de interschimbabilitate stabilită mai sus. Verificarea calităţii execuţiei se poate face fie cu aparatura universală de masură (şublere, micrometre de adâncime, micrometre cu ciocuri, e.t.c.) fie cu calibre limitative, în funcţie de tipul producţiei. 5.2 ASAMBLĂRI CU CANELURI 5.2.1. Consideraţii generale Asamblările cu caneluri se utilizează la transmiterea momentelor de torsiune, atunci când îmbinarea cu pană nu rezistă, sau când este necesară o deplasare axială relativă între butuc şi arbore şi o centrare bună a acestora. (Exemplu: la cutiile de viteze, la cutiile de avansuri, etc.) Sunt standardizate trei forme de caneluri dreptunghiulare, în evolventă şi triunghiulare.

6. LANŢURI DE DIMENSIUNI

6.1 Generalităţi. Clasificare. Exemple În construcţia de maşini, dimensiunile liniare şi unghiulare determină

marimea, forma şi poziţia reletivă a suprafeţelor, atât în cazul unei piese cât şi într-un ansamblu. Între diferitele dimensiuni ale unai piese sau ansamblu există anumite legături, directe şi indirecte, cu caracter funcţional şi tehnologic.

Prin lanţ de dimensiuni se înţelege un ansamblu(şir, totalitate) de dimensiuni liniare şi/sau unghiulare care leagă între ele elementele unei piese sau ansamblu şi formează un contur închis.

Un lanţ de dimensiuni este format din dimensiuni primare care se realizează direct în procesul tehnologic(la valorile prescrise pe desenele de execuţie) şi din dimensiuni de închidere care rezultă indirect(automat) la prelucrarea sau asamblarea pieselor. Acestea din urmă nu se trec pe desenul de execuţie.

60

În cazul lanţurilor de dimensiuni reprezentate schematic este indicată şi dimensiunea de închidere F.

Un lanţ de dimensiuni poate avea minim trei dimensiuni: două primare şi una rezultantă. Ajustajele asamblărilor cilindrice pot fi considerate lanţuri cu trei dimensiuni: diametrul alezajului şi arborelui fiind dimensiuni primare, iar jocul sau strângerea dimensiunea rezultantă.

Câteva exemple de lanţuri de dimensiuni sunt date în figura 6.1. şi figura 6.2:

Fig.6.1. Lanţuri de dimensiuni cu valori numerice şi cu notaţii convenţionale Clasificarea lanţirilor de dimensiuni 1 – După apartenenţa la piese de ansamblu: a – ale pieselor; b – ale ansamblelor. 2 – După felul dimensiunilor: a – liniare; b – unghiulare; c – mixte. 3 – După poziţia în spaţiu: a – plane – cu dimensiuni liniare paralele; – cu dimensiuni liniare neparalele;

61

b – spaţiale 4 – După complexitate: a – simple; b – complexe – în serie cu baza de cotare diferită; – în paralel cu baza de cotare unică; – mixte. 5 – După rolul func ţional: a – funcţionale; b – tehnologice. În cotarea funcţională(întocmită de proiectant), dimensiunile sunt

aşezate cel mai des în serie astfel încât să corespundă rolului funcţional al piesei, fără a se ţine seama de complicaţiile tehnologice legate de existenţa bazelor de cotare diferite pentru fiecare dimensiune. În cotarea tehnologică, prin care se urmăreşte realizarea cât mai uşoară şi ieftină a dimensiunilor se aplică principiul numărului minim de baze de cotare şi se încearcă ca bazele de cotare tehnologică să coincidă cu cele funcţionale.

Pentru aplicarea acestei metode este necesar ca dimensiunile primare ale lanţului de dimensiuni să fie realizate strict între limitele prescrise si, fără nici o sortare, ajustare sau reglare, să se obţină sau ansambluri corespunzătoare.

Înainte e efectuarea calculelor, trebuie să se stabilească influenţa fiecarei dimensiuni primare asupra celei rezultante, din acest punct de vedere dimensiunile primare fiind fie măritoare, când prin mărirea lor individuală provoacă mărirea dimensiunii rezultante, fie reducătoare, când prin mărire produc micşorarea acesteia.

Exemplu (fig. 6.2)

Fig. 6.2 Metoda de maxim si de minim

62

Se observă că B1, B2, şi B3 sunt dimensiuni măritoare, iar B4 şi B5 sunt dimensiuni reducătoare.

Deoarece (6.1):

BRBBBBB ++=++ 54321 (6.1) rezultă (6.2): (6.2) Deci, dimensiunea nominală RB a unui elemen rezultant este egală cu

diferenţa dintre suma dimensiunilor nominale a elementelor măritoare şi suma dimensiunilor nominale a elementelor reducătoare.

6.2 Metode de rezolvare(inchidere) a lanturilor de dimensiuni 6.2.1 Metoda reglării Prin aplicarea acestei metode, dimensiunile primare ale lanţului se execută

cu precizii convenabile din punct de vedere tehnologic, iar dimensiunea rezultantă din limitele prescrise, prin modificarea, fără prelucrare, a mărimi unui element numit compensator.

Reglare se poate efectua în două variante: a) – cu compensator fix (fig.6.3)

b) – cu compensator mobil.(fig.6.4) a) În primul caz, funcţia de compensator fix poate fi îndeplinită fie de

piese speciale, fie de piese ale ansamblului, având dimensiunile în trepte (bucşe, şaibe, garnituri etc.)

Fig. 6.3 Lanţ de dimensiuni cu compensator fix În figura 6.3, cu ajutorul inelului compensator dimensiunea rezultantă RB

este adusă la o valoare efectivă cuprinsă între limitele scrise. Reglarea cu

)()( 54321 BBBBBRB +−++=

63

ajutorul compensatoarele fixe se aplică, de regulă, în producţia individuală şi de serie mică, fiind mai puţin precisă şi necesitând un volum mare de muncă (montări şi demontări repetate în vederea obţinerii dimensiunii de închidere între limitele prescrise).

Utilizarea compensatoarelor mobile este mai comodă şi permite realizarea oricărui grad de precizie a elementului de închidere. Ea conduce însă la complicarea construcţiei prin introducerea unor elemente suplimentare.

Reglarea cu compensator mobil poate fi aplicată la lanţuri de dimensiuni cu multe elemente sau de precizie ridicată sau la laţuri de dimensiuni la care precizia variază în timp datorită uzurii, vibraţiilor, etc atât în producţia individuală şi de serie mică, cât şi în producţia de serie mare şi de masă.

6.2.2 Metoda ajustării La rezolvarea lanţurilor de dimensiuni prin această metodă, aducerea

dimensiunii rezultante în limitele prescrise se face prin schimbarea valorii uneia din dimensiunile primare prin prelucrarea suplimentară (ajustarea) acesteia; dimensiunile primare ale lanţului se realizează cu precizii convenabile din punct de vedere tehnologic.

Fig 6.4 Rezolvarea problemei inverse prin metoda ajustajului

În fig. 6.4, este prezentat un subansamblu, în care brida 1 are rolul de a

împiedica ridicarea saniei 2, la deplasarea acesteia pe ghidajul 3. Dacă dimensiunea rezultată RB nu este cuprinsă între valorile cuprinse, se pot ivi următoarele doua situaţii, rezolvabile prin ajustarea elementului primar stabilit:

a – jocul dintre brida 1 şi sania 2 este mai mic decât RB min caz în care trebuie rectificată suplimentar suprafaţa N pentru micşorarea dimensiunii primare reducătoare B4.

b – jocul dintre brida 1 şi sania 2 este mai mare decât Ra max caz în care trebuie rectificată suplimentar suprafaţa N pentru micşorarea dimensiunii măritoare B2. Principalul avantaj al metodei îl constituie posibilitatea realizării, la precizia cerută, a dimensiunii de închidere în condiţii economice convenabile.

64

În schimb metoda necesită executarea unor prelucrări suplimentare, o înaltă calificare, fapt care exclude interschimbabilitatea în producţie. Domeniul de utilizare a metodei se limitează la producţia individuală şi de serie mica.

7. NOŢIUNI DE BAZ Ă ÎN LEGĂTURĂ CU MĂSURĂRILE TEHNICE

7.1 MĂSURARE , CONTROL, VERIFICARE

Măsurarea este procesul sau operaţia experimentală prin care cu ajutorul unui mijloc de măsurare (măsura, instrument, aparat, etc.) şi în anumite condiţii se determină valoarea unei mărimi date, în raport cu o unitate de măsură dată, sau cu o mărime luată ca unitate de măsură. De asemenea, măsurarea poate fi definită şi ca un proces de cunoaştere comparativ, între mărimea dată şi unitatea de măsură sau unul din multipli sau submultiplii săi. De cele mai multe ori, măsurarea propriu-zisă are un caracter cantitativ şi se termină odată cu aflarea valorii dimensiunii date.

Controlul în schimb, include şi ideea de calitate, deoarece cuprinde atât operaţia de măsurare cât şi procesul de comparare a valori măsurate cu o valoare de referinţă. De aceea, prin control se stabileşte, în ultima instanţă, dacă valoarea mărimi de măsurat corespunde cu condiţiile ini ţiale impuse.

Mai apropiate de noţiunea de control este cea de verificare, al cărei scop final este tot de a stabili dacă valoarea determinantă corespunde valorii sau valorilor impuse, (de obicei fără determinarea valorilor efective ale mărimilor, de exemplu, verificarea cu calibre limitative).

De menţionat că, în general, în practica de producţie, noţiunile de măsurare, control, verificare nu sunt bine delimitate, ele folosindu-se aproximativ în mod egal.

Certificarea, efectuată mai ales pentru mijloace de măsurare, este o măsurare ce se execută cu o atenţie şi o precizie deosebită; rezultatele măsurătorii se trec într-un certificat ce însoţeşte respectivul mijloc de măsurare.

Măsurarea, controlul, verificarea şi alegerea metodelor şi mijloacelor de măsurare corespunzătoare, constituie în prezent, o condiţie esenţială în desfăşurarea proceselor de producţie, fiind o problemă de optimizare tehnico-economică în realizarea, tehnologie şi metrologie.

7.2 UNITATI DE MASURA

Unitatea de măsură este mărimea adoptată (considerată) ca măsură

unitară în funcţie de care se exprimă toate mărimile de acelaşi fel. Ea trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

- să fie corect definită;

65

- să fie uşor de reprodus şi de păstrat; - să permită compararea uşoară cu mărimea de măsurat. Rezultatul oricărei măsurări este valoarea efectivă E care în raport cu

unitatea de masură corespunzătoare, arată de câte ori este mai mare sau mai mică decât unitatea de măsură, conform relaţiei:

E=k U (7.1) Unde k este un număr întreg sau zecimal, supra sau subunitar. În domeniul mecanicii, al construcţiei de maşini în general, măsurarea

elementelor geometrice se reduce în principiu la măsurări de lungimi şi unghiuri. Deoarece în ţara noastră este adoptat Sistemul Internaţional (SI) de unităţi de măsură, în cele ce urmează mărimile geometrice (lungimi, arii, volume, unghiuri plane, unghiuri solide, etc.) se definesc corespunzător acestui sistem.

Unitatea de măsurare pentru lungimi este metrul definit ca fiind lungimea egală cu 1650763,73 lungimi de undă în vid ale radiaţiei spectrale orange a atomului de kripton 36. De cele mai multe ori, în tehnică se folosesc ca unităţi de măsură submultipli metrului milimetru pentru valori absolute ale dimensiunilor şi micrometrul pentru abateri şi toleranţe.

Unitatea de măsură pentru unghiuri este gradul sexazecimal cu submultiplii lui minutul( ̀ ) şi secunda (``).

1°=60`= 3600`` Ca unitate de măsură suplimentară pentru unghiuri, poate fi folosit

radianul definit în SI ca unghi plan cu vârful în centrul unui cerc, ce limitează pe circumferinţă un arc de lungime egală cu raza cercului. Pentru măsurarea unghiurilor plane se mai foloseşte şi gradul centezimal.

7.3 MIJLOACE DE M ĂSURARE

Mijloacele de măsurare şi control pot fi definite ca acele mijloace cu

ajutorul cărora se determină cantitativ parametrii preciziei de prelucrare obţinuţi la piesele de maşini. Ele se clasifică în general după precizie, după complexitatea sau după destinaţie.

a) După destinaţia generală ele se împart în : - mijloace pentru măsurarea şi controlul precizie dimensionale; - mijloace pentru măsurarea şi controlul precizie de formă; - mijloace pentru măsurarea şi controlul precizie poziţie reciproce a

suprafeţelor b) După destinaţie, în funcţie de elementul sau parametrul controlat:

- mijloace universale de măsurare ; - mijloace speciale de măsurare – pentru măsurarea mărimilor metrologice caracteristice unor suprafeţe specifice (filete, roţi dinţate, etc.)

66

c) După modul de evidenţiere a mărimii sau a abaterii de la mărimea căutată:

- măsuri, care pot fi de lungime sau de unghi, cu sau fără repere: cale unghiulare sau plan paralele, ruleta, raportorul, etc.

- instrumente de măsurare; - aparate de măsurare; - maşini şi agregate de măsurare. Observaţii: 1. Etaloanele sunt mărimi model care reproduc unitatea de măsură cu cea

mai mare precizie. 2. Calibrele sunt instrumente fără diviziuni care servesc la limita variaţiei

abaterilor.

7.4 METODE DE MĂSURARE

Prin metodă de măsurare se înţelege totalitatea operaţiilor executate pentru măsurarea valorilor unei anumite mărimi, cu ajutorul unui anumit mijloc de măsurare, în anumite condiţii specifice şi cu un anumit mod de prelucrare şi interpretare a rezultatelor.

Alegerea metodei de măsurare depinde de mai mulţi factori: forma şi greutatea piesei, parametrul (dimensiunea) măsurat, productivitatea şi precizia necesară, mărimea seriei de fabricaţie, dotarea tehnică a întreprinderii, etc. Rezultă că metoda de măsurare optimă din punct de vedere tehnico-economic, trebuie stabilită pentru fiecare caz concret, pe baza unei analize premergătoare.

Dacă se ţine seama de precizia pe care o asigură, metodele de măsurare se clasifice in două grupe:

a)-metode de laborator – ţin seama de erorile de măsurare şi dau o precizie mai mare (de exemplu prin măsurarea repetată a unei dimensiuni ca valoare efectivă se consideră media aritmetică a valorilor individuale)

b)-metode tehnice – aplicate uzual în producţie, rezultatul unei singure măsurări fiind considerat ca valoare efectivă a dimensiunii sau abaterii respective

La rândul lor, metodele de laborator şi în special cele tehnice se clasifică astfel:

1 - Absolută – când se determină abaterea efectivă absolută (totală) a mărimii măsurate (exemplu: sublerul, microscopul, etc.)

2 - Relativă - când se determină abaterea efectivă a mărimii date faţă de o cotă de reglaj (exemplu: măsurile cu aparate comparatoare)

3 - Directă – caracterizată prin determinarea directă a mărimii căutate. 4 - Indirect ă – caracterizată prin determinarea mărimii căutate sau a abaterilor respective în funcţie de rezultatele măsurării altor mărimi, legate de cea căutată printr-o relaţie oarecare. 5 - Complexă – când se determină influenţa (valoarea) sumei erorilor unor elemente caracteristice (exemplu: verificarea cu calibre complexe).

67

6 - Diferenţiată – când se măsoară separat valoarea absolută sau abaterea fiecarui parametru.

7 - Cu contact – când suprafeţele de măsurare a aparatului vin în contact cu suprafaţa de măsurat a piesei (exemplu: măsurarea cu şublerul, micrometrul etc.).

8 – Fără contact – când nu se realizează un contact direct cu mecanismul de amplificare al aparatului (exemplu: microscopul).

7.5 INDICI METROLOGICI PRINCIPALI AI MIJLOACELOR DE MASURARE

In general, oricare ar fi instrumentul sau aparatul de măsurare este

alcatuit din trei părţi principale: 1) Sistemul de palpare – acesta vine în contact cu suprafaţa piesei în

timpul măsurării (aparatele optice sau pneumatice execută măsurarea fără contact, deci nu au sistem de palpare).

2) Mecanismul de amplificare – poate avea orice principii constructive sau funcţionale şi are rolul de a mări precizia sau de a amlifica abaterile.

3) Dispozitivul indicator – redă rezultatele măsuratorilor efectuate (exemplu: scara gradată, scara cu ac, etc.).

Totodată, mijloacele de măsurare mai sunt prevăzute cu diverse mecanisme auxiliare, (pentru limitarea fortei de apăsare, etc.).

Principalii indici metrologici ce caracterizează metodele si mijloacele de măsurare sunt:

1) Scara gradată este totalitatea reperelor dispuse de-a lungul unei linii drepte sau curbe, care reprezintă un sir de valori succesive ale valorii de măsurat. În functie de poziţia reperului cu valoarea zero scările gradate pot fi: - cu zero la limita inferioară; - cu zero la mijloc; - cu zero în afara scării. 2) Reperele reprezintă semnele ce limitează diviziunile si au forma de liniute cu diferite lungimi, trasate perpendicular pe linia scării gradate. 3) Diviziunile reprezintă distanţa „c” dintre axele sau centrele a două repere consecutive. 4) Valoarea diviziunii (i) reprezintă valoarea marimii măsurate corespunzătoare unei diviziuni sau deplasării indicelui cu o diviziune (este înscrisă pe aparat). 5) Indicaţia aparatului de măsurare reprezintă valoarea rezultată în urma măsurarii cu aparatul respectiv, obţinută prin înmulţitrea indicaţiilor citite pe scara gradată şi cu constanta aparatului. 6) Precizia citirii reprezintă precizia atinsă la citirea indicatorilor pe scara gradată; în condiţii de laborator ea poate ajunge până la 0,1 dintr-o diviziune, iar în producţie la 0,5 dintr-o diviziune. 7) Domeniul (limitele) de măsurare poate fi considerat pe scara aparatului ca reprezentând intervalul cuprins între reperele extreme ale scării gradate

68

(exemplu : ortotestul are ± 100…) sau în general, ca reprezentând valorile minime şi maxime care pot fi determinate cu ajutorul aparatului respectiv (exemplu: la ortotest în funcţie de înălţimea coloanei respective). 8) Constanta aparatului reprezintă raportul dintre valoarea mărimii măsurate şi valoarea citirii. 9) Pragul de sensibilitate reprezintă valoarea minimă a mărimi măsurate capabilă să provoace o varietate sesizabilă a indicatorului aparatului. 10) Forta de măsurare reprezintă forţa cu care palpatorul apasă suprafaţa piesei în timpul măsurării.

Fig. 7.1 Principalele păr ţi constructive ale mijloacelor de măsurare

1 – tija palpatorului; 2 – mecanism de amplificare; 3 – ac indicator; 4 – scara gradată; 5 – mecanism de compensare a jocului lateral între dinţi; 6 – mecanism de limitare a forţei de strângere; c – diviziunea scări gradate; i – valoarea diviziunii

11) Fiabilitatea metrologică reprezintă capacitatea mijlocului de măsurare de a funcţiona fără depăşirea erorilor tolerate de-a lungul unui interval de timp dat, în condiţii normale de explorare. 12) Justeţea reprezintă caracteristica metrologică a unui mijloc de măsură de a da indicaţii apropiate de valoarea efectivă a mărimii măsurate. 13) Fidelitatea este determinată de diferenţele indicatorilor la repetarea operaţie de măsurare a aceleaşi piese în condiţii identice.

14) Raportul de amplificare reprezintă raportul dintre deplasarea liniară sau unghiulară a indicatorului şi variaţia mărimii măsurate care determină această deplasare. Raportul arată că o anumită variaţie a mărimii măsurate trece prin mecanismul de amplificare şi se transformă într-o anumită deplasare a acului indicator. În general, raportul de amplificare, poate fi exprimat prin raportul dintre diviziunea scării gradate şi valoarea acesteia (7.1):

69

k=c/i. (7.1) De exemplu, dacă la un comparator cu cadran, diviziunea c=1,5 mm iar

valoarea diviziunii înscrise pe cadran i = 0,01 mm raportul de amplificare va fi:

15001,0

5,1 ===i

ck

La aparatele cu roţi dinţate raportul de amplificare (7.2):

``

2

2`1

1

n

n

Z

Z

Z

Z

Z

Zk ⋅⋅⋅= L (7.2)

în care: Z1, Z2, …, Zn şi ``

2`1 ,, nZZZ L - numărul de dinţi ale roţilor dinţate în

angrenare. La aparatele cu pârghii (7.3):

k = l

L (7.3)

În care: L – lungimea braţului mare al pârghiei; L – lungimea braţului mic al pârghiei. Dacă mecanismul cuprinde mai multe pârghii legate în serie (7.4):

n

nn l

L

l

L

l

Lkkkk ⋅⋅⋅=⋅⋅⋅= LL

2

2

1

121 (7.4)

În general, precizia unui aparat de măsură este dată de gradul de exactitate

al rezultatelor măsurării şi depinde de sensibilitatea, justeţea şi fidelitatea acestuia.

7.6 ERORI DE MĂSURARE, CLASIFICARE, CAUZE

Datorită unor condiţii subiective şi obiective, valorile reale ale mărimilor nu pot fi determinate cu precizie absolută, măsurările fiind efectuate de aşa numitele erori de măsurare.

Teoretic prin eroare de măsurare se înţelege diferenţa dintre rezultatul măsurării unei mărimi date şi valoarea sa adevarată (7.5):

xxx ii −=∆ (7.5)

(i = 1 ÷ n – numărul măsurătorilor) Întrucât valoarea adevărată a marimii respective nu poatet fi cunoscută,

practic prin eroare de masurare, vom înţelege diferenţa dintre rezultatul

70

măsurării şi o valoare de referinţă de precizie superioară a aceleiaşi mărimi. Astfel, dacă prin măsurarea repetată a aceleiaşi dimensiuni se obţin valorile individuale l1, l2, …, ln, iar valoarea de referinţă se onsideră media aritmetică ˝x˝ a celor ˝n˝ valori individuale, erorile de măsurare individuale vor fi (7.6):

xlxlxl nn −=∆−=∆−=∆ ;;; 2211 L (7.6)

Pentru o anumită metodă de masurare se ia în considerare eroarea totală de

măsurare, formată din următoarele componente principale: 1 – Eroarea de indicaţie a mijlocului de măsurare se datorează

impreciziei acestuia şi erorii de citire. Acesta din urmă depinde de construcţia şi calitatea mecanismului indicator, precum şi de direcţia priviri observatorului in timpul citirii (eroare de paralaxa).

2 – Eroarea procedeului de reglare se datorează în principal erorilor de execuţie ale mijloacelor cu ajutorul cărora se face reglarea (exemplu: cale plan paralelă, piese etalon, etc.).

3 – Eroarea cauzată de abaterile de temperatură se ia în considerare mai mult la măsurarea dimensiunilor pieselor cu rol funcţional important şi care se execută cu precizie ridicată. Se calculează cu relaţia (7.7):

)( mmpp tatall ∆−∆=∆ (7.7)

în care: l – dimensiunea nominală de măsurat; ap – coeficientul de dilatare termică liniară al piesei; am – coeficientul de dilatare termică liniară al aparatului; ∆tp – diferenţa dintre temperatura piesei şi temperatura standard de 20˚C; ∆tm – dierenţa dintre temperatura aparatului şi temperatura standard de

20˚C. Corecţia necesară care se adaugă la valoarea dimensiunii determinate prin

măsurare este egală cu eroarea dar de semn contrar. 4 – Eroarea datorată influenţei forţei de măsurare apare ca urmare a

deformatiilor locale la contactul dintre palpatorul aparatului şi suprafaţa piesei şi depinde de forţa de apăsare şi starea suprafeţelor în contact. În general, aparatele de măsură sunt prevăzute cu dipozitive de limitare a forţei de apăsare.

5 – Eroarea datorată influenţei altor factori este provocată de diferite abateri de formă, folosirea unor baze de năsurare necorespunzătoare, etc.

Se recomandă să fie eliminată din eroarea totală chiar de la elaborarea şi punerea la punct a metodei de masurare.

După caracterul lor, erorile de masurare pot fi clasificate în trei grupe mari: sistematice, întâmplătoare şi grosolane (greşeli).

Deosebim:

71

- Erori sistematice constante: de exemplu la o scară gradată prima diviziune este mai mare decât celelalte cu o anumită valoare; toate dimensiunile măsurate vor fi în realitate mai mari cu respectiva valoare.

- Erori sistematice variabile după o anumită lege (o funcţie periodică, oarecare, etc.)

- Erori întâmpl ătoare. Sunt erori care variază la întâmplare nefiind supuse legi şi ale caror cauze sunt greu sau imporibil de determinat. Influenţa lor asupra rezultatului final poate fi prevăzută prin prelucrarea statistică a rezultatelor măsurărilor, aplicând teoria probabilităţilor.

- Erori grosolane. Sunt erori ce denaturează cu mult rezultatul măsurării şi se datoresc unor defecţiuni, neatenţii sau schimbări bruşte a condiţiilor de măsurare.

În concluzie, la efectuarea măsurărilor, mai ales la cele de precizie înaltă este necesar să se stabilească sursele de erori si caracterul acestora, în vederea aplicării măsurilor corespunzătoare pentru compensarea sau eliminarea lor.

7.7 PRINCIPII DE ALEGERE A METODELOR ŞI MIJLOACELOR DE M ĂSURARE ŞI CONTROL

Alegerea metodelor şi mijloacelor de măsurare şi control se face în funcţie

de indici metrologici (valoarea diviziunii, limitele de măsurare, forţa de măsurare, etc.) şi economici (preţul mijloacelor, productivitatea, durabilitatea, etc.) Rolul hotărâtor îl pot avea, de la caz la caz, fie indicii metrologici, fie cei economici. Indicii metrologici primează în cazul în care precizia prescrisă pieselor de prelucrat impune acest lucru.

Alegerea mijloacelor de control se poate face pe baza uor tabele speciale care dau funcţie de valoarea şi precizia dimensiunii respective erorile limită admisibile la măsurarea pieselor precum şi a unor tabele care dau, în funcţie de dimensiune erorile limită ale mijloacelor de măsurare şi control. Se va alege mijlocul de control care are ∆L ≤ ∆La şi se pretează la controlul dimensiunii respective.

O altă modalitate, recomandată în general, pentru alegerea mijloacelor de control aceea de a respecta condiţia ca valoarea diviziunii acestora să fie egală cu 1/5 ÷ 1/10 din toleranţa prescrisă la parametrul de controlat (Tp) sau eroarea limită de măsurare ∆L (10 ÷ 20) % Tp.

BIBLIOGRAFIE

1. Dragu D., Bădescu Gh., Sturzu A., Militaru C., Popescu I - Toleranţe şi măsurători tehnice, E.D.P. Bucureşti – 1982

2. Răileanu A. – Toleranţe şi control dimensional, I.P. Iaşi – 1974 3. Antonescu N.n. – Maşini unelte şi control dimensional. (partea a doua): Toleranţe

şi măsurători tehnice, I.P.G. Ploieşti – 1976 4. Baron T., Maniu A.I., tovissi L., Niculescu D., Baron c., Antonescu V., Roman I.-

Calitate şi fiabilitate, E.T. Bucureşti – 1988 5. Panaite V., Munteanu R. – Control static şi fiabilitate, E.D.P. Bucureşti – 1982

72

S.T.A.S.-uri

STAS 6265-82 - Desene tehnice. Înscrierea toleranţelor la dimensiuni (M-SR 11/87)

STAS 7384-85 - Abateri şi toleranţe geometrice. Terminlogie

STAS 7385/1-85 - Desene tehnicxe. Toleranţe geometrice. Înscrierea toleranţelor de formă, de poziţie şi de bătaie

STAS 7385/2-85 - Desene tehnice. Toleranţe geometrice. Baze de referinţă şi sisteme de baze de referinţă

STAS 2300-88 - Toleranţe generale pentru piese prelucrate prin aşchiere

STAS 7391/1-74 - Toleranţe de formă şi de poziţie. Toleranţe la rectilinitate, la planitate şi la forma dată a profilului şi a suprafeţei

STAS 7391/2-74 - Toleranţe de formă şi de poziţie. Toleranţe la circularitate şi la cilindricitate

STAS 7391/3-74 - Toleranţe de formă şi de poziţie. Toleranţe la paralelism, la perpendicularitate şi la înclinare

STAS 7391/4-74 - Toleranţe de formă şi de poziţie. Toleranţe la coaxialitate, concentricitate, la simetrie şi la intersectare

STAS 7391/5-74 - Toleranţe de formă şi de poziţie. Toleranţele bătăii radiale şi ale bătăii frontale

STAS 7391/6-75 - Toleranţle de formă şi de poziţie. Toleranţe de la poziţia niminală a axelor găurilor de trecere pentru organe de asamblare

STAS 8100/1-88 - Sistemul de toleranţe şi ajustaje pentru dimensiuni liniare. Terminologie şi simboluri

STAS 8100/2-88 - Sistemul de toleranţe şi ajustaje pentru dimensiuni liniare. Toleranţe fundamentale şi abateri fundamentale pentru dimensiuni până la 3150 mm

STAS8100/3-88 - Sistem de toleranţe şi ajustaje pentru dimensiuni liniare. Clase de toleranţa de uz general pentru dimensiuni până la 3150 mm

STAS 8100/4-88 - Sitemul de toleranţe şi ajustaje pentru dimensiuni liniare. Selecţii de clase de toleranţe de uz general pentru dimensiuni până la 300 mm

STAS 5730/1-85 - Starea suprafeţelor. Rugozitatea suprafeţei. Terminologie.

STAS 5730/2-85 - Starea suprafeţei. Parametrii la rugozitate şi spcificarea rugozităţii suprafeţei (M-SR 10/88)

STAS 5730/3-75 - Starea suprafeţelor. Metode de filtrare a abaterilor geometrice ale suprafeţelor

STAS 5730/4-87 - Starea suprafeţelor. Reguli pentru măsurarea rugazităţii cu aparate de palpare

STAS 612-83 - Desene tehnice. Notarea starii suprafeţelor

STAS 8221-68 - Sistemul ISO de toleranţe şi ajustaje.Calibre netede fixe pentru aleyaje.Toleranţe de execuţie şi linii de uzură

STAS 8222-68 - Sistemul ISO de toleranţe ajustaje. Calibre de lucru şi contracalibre. Toleranţele de execuţie şi limite de uzură

STAS 8223-68 - Sistemul ISO de toleranţe şi ajustaje.Calibre şi contracalibre pentru arbori.Toleranţe de execuţie şi limite de uzură

STAS 6671-77 - Rulmenţi.Toleranţe şi ajustaje STAS 9068-71 - Cotarea şi tolerarea elementelor conice

STAS 10120-75 - Sistemul de toleranţe pentru conicităţi de la 1:3 la 1:500 şi lungimi ale conului de la 6 mm la 630 mm

STAS 3165-82 - Filet metric ISO.Sistemul de toleranţe pt ajustaje cu joc

73

STAS 2114/1-75 - Filete trapezoidale ISO.Profile STAS 2114/6-75 - Filete trapezoidale ISO. Dimensiuni limită pentru filetul exterior

STAS 821-82 - Angrtenaje cilindrice în evolventa de uz general. Profilul de referinţă

STAS 6273-81 - Angrenaje cilindrice. Toleranţe STAS 6844-80 - Angrenaje conice cu dinţi drepţi de uz general. Profilul de referinţă STAS 6460-81 - Angrtenaje conice şi hipoide. Toleranţe STAS 6845-82 - Angrenaje melcate cilindrice. Melcul de referinţă STAS 6461-81 - Angrenaje cilindrice melcate. Toleranţe

STAS 7395-81 - Angrenaje cu creemalieră. Dimensiuni STAS 1004-81 - Îmbinări prin pene paralele. Dimensiuni (M-SR 10/86) STAS 1012-77 - Pene disc. Pene şi canale pentru pene. Dimensiuni

STAS 6565-79 - Arbori şi butuci canelaţi cu profil dreptunghiular. Toleranţe şi ajustaje

STAS 7338-82 - Caneluri cilindrice în evolventă. Toleranţe şi ajustaje STAS 6858-85 - Caneluri cilindrice în evolventă. Dimensiuni