Jeżeli przedstawiony materiał będzie problematyczny w zrozumieniu, albo będzie powodem dodatkowych wątpliwości postaram się je rozwiązać. Po Waszej ocenie i uwagach zastanowię się czy w przyszłości podejmować tego rodzaju materiały, dlatego zalecam podejść do materiału z uwagą i czujnością. No i oczywiście zachęcam do skorzystania z fachowej literatury.

@trawqad7723

4 жыл бұрын

Dobrze, że ktoś na polskim YT podjął się wytłumaczenia zagadnienia GD&T. Ja akurat w dokumentacji którą wykonuje nie wykorzystuje tolerowania geometrycznego. Nie ukrywam, że chciałbym jednak w zrozumieć to zagadnienie - trzeba jasno powiedzieć, nie jest to takie łatwe i oczywiste :)

11. 11:16 Baza C nie ma relacji do czegokolwiek. Co znaczy że można ją wykonać w dowolnym miejscu względem A,B, co pociąga za sobą również bazę D. 12. 12:03 Definicja profilu jest bardzo prosta. Pole tolerancji to wirtualne odsunięcie (cadowski offset) od teoretycznego zarysu o połowę wartości tolerancji na zewnątrz, i połowę do wewnątrz teoretycznego profilu. Dlatego profil wymaga opisania powierzchni do której jest przypisany wymiarami teoretycznie dokładnymi. Dodatkowo, profil może mieć odniesienia do baz (wtedy z tolerancji kształtu, staje się również tolerancją położenia lub nawet pozycji, w zależności od tego do ilu, i jakich baz go zabazujemy. Dodając bazy, odbieramy po prostu polu tolerancji kolejne stopnie swobody. W Twoim konkretnym przypadku, pole tolerancji profilu dotyczy tylko tej jednej powierzchni, która jest teoretycznie płaska, a profil ma constraina do C, więc pole tolerancji to będą 2 płaszczyzny. Generalnie z tymi sferami to może nie jest złe tłumaczenie, ale jest bardziej skomplikowane niż to które stanowi oficjalną definicję. Tu jeszcze generalna uwaga, że używasz właściwie zamiennie pojęć płaszczyzna i powierzchnia kiedy po pierwsze płaszczyzna jest wirtualna lub symulowana (np. powierzchnia stołu pomiarowego) i praktycznie nieskończona, natomiast powierzchnia jest wirtualna lub fizyczna, ale nie musi być płaska, i jest zawsze ograniczona inną powierzchnią. Fizyczna powierzchnia z kolei jest po prostu zdeformowana w mniejszym lub większym stopniu i mierząc coś "od danej powierzchni" trzeba mieć na uwadze - co jak będzie mocno zdeformowana? Po to między innymi też stosujemy bazy, żeby nie odnosić się do rzeczywistych powierzchni, a do wirtualnego datum reference frame'a który w praktyce będzie reprezentowany przez przyrządy służące do zamontowania elementu na stole pomiarowym (płyty, kołki, otwory itp) i na nich będzie wyzerowana maszyna. Warto zauważyć że dodałeś właśnie kolejny DRF do tego elementu - bo tolerancje używają bazy C jako pierwszorzędnej. 13. 15:31 - to samo co już pisałem, w rzeczywistości te powierzchnie gdzieś tam będą w przestrzeni i to nierównolegle do siebie, i jakbyś zrobił tak jak mówisz to będziesz miał problem wyznaczyć płaszczyznę środkową. To działa tylko w modelu cadowskim. W ISO wyznaczamy zaobserwowaną powierzchnię środkową, a w ASME płaszczyznę z wirtualnego imadła (lub fizycznego imadła maszynowego o dużej dokładności).Dodałeś właśnie kolejny DRF - tym razem z bazą D jako pierwszorzędną. Mamy już w sumie 3 układy pomiarowe. 14. 19:55 Właśnie dochodzi 4 układ pomiarowy 15. 23:44 W tym kontekście pole tolerancji prostopadłości nie musi zawierać się w polu tolerancji pozycji. Nie jest przecież z nim w żaden sposób powiązana oprócz bazą A która jej możliwości translacji względem pola tolerancji pozycji nie odbiera. Ważne żeby oś otworu znajdowała się w obu polach tolerancji jednocześnie. Czyli, jeśli oś będzie idealnie prostopadła do A, to może być na tworzącej walca pola tolerancji pozycji, i wtedy pole tolerancji prostopadłości będzie częściowo wychodzić poza pole tolerancji pozycji. 16. 24:02 Dochodzi 5 układ pomiarowy. Do pełnej definicji absolutnie zawsze wystarcza jeden układ pomiarowy, natomiast czasami z różnych względów tworzy się ich więcej, aczkolwiek raczej rzadko się widuje więcej niż 2-3. Idealnie jest kiedy ten jedyny DRF odzwierciedla funkcjonalny, technologiczny i metrologiczny układ współrzędnych. Wtedy kiedy tak nie jest, lepiej żeby było to uzasadnione, bo przez to traci się pieniądze. 17. 28:40 Dobrze to wytłumaczyłeś, aczkolwiek równie ważnym powodem stosowania modyfikatora M jest możliwość stosowania sprawdzianów. Jeśli otwór w MMC we wszystkich możliwych pozycjach, swoją powierzchnią zakreśli nam powłokę mniejszą o średnicę pola tolerancji (jakby narysować wszystkie dopuszczalne położenia otworu fi 3.5, to powstanie nam okrąg 3.35 poniżej którego nie będzie już ryzyka że znajdą się tam ścianki otworu, a jeśli się znajdą to znaczy, że część jest poza specyfikacją. I teraz, bez M, jakby otwór był trochę większy, przykładowo fi 3.6, to dalej utworzyłby powłokę poniżej której byłoby wiadomo że już na pewno jest poza specyfikacją, a miała by ona wymiar 3.6-0.15, czyli 3.45. M daje natomiast to, że dla otworu 3.6 zyskamy dodatkowo 0.1 tolerancji pozycji, czyli powłoka miałaby 3.6-0.25 czyli 3.35, tyle samo co w MMC, i tak dalej dla każdej możliwej wartości, zawsze nam to zakreśli powłokę 3.35. Dlatego wystarczy w miejscu w którym spodziewamy się otworu, wstawić kołek o wymiarze fi 3.35, i jeśli element nam na to wejdzie, pozycja jest ok. Czyli mamy sprawdzian który teoretycznie w pierwszej kolejności powinien złapać się za A,B,D, a potem najlepiej jakby wysunął się z niego kołek który zweryfikuje czy powłoka 3.35 nie została naruszona. Natomiast widać tu już pewien problem, bo żeby złapać się za A B D, musimy w pierwszej kolejności położyć element na symulatorze płaszczyzny, czyli przykładowo stole pomiarowym. W drugiej kolejności, musimy mieć kołek o zmiennej średnicy, który jest prostopadły do symulatora A, i złapie nam się za rzeczywistą średnicę B. Taki kołek jest symulatorem bazy B. W trzeciej kolejności, musimy mieć imadło, które złapie nam się za obie powierzchnie z których wyznaczamy D. Płaszczyzna środkowa między szczękami tego imadła będzie symulatorem bazy D. Jak widać, byłby to dość skomplikowany przyrząd.Dlatego dodaje się modyfikatory M również do baz, które są cechami mierzalnymi dwupunktowo, czyli mają co najmniej 2 przeciwległe powierzchnie. Przyjmijmy że tutaj baza B jest na akceptowalnej granicy, chociaż w praktyce powinna mieć ponad pół okręgu żeby dało się ją złapać dwupunktowo. Więc, co się zmieni dla układu A, B [M] D[M]?Kołek dalej ma 3.35, natomiast teraz, nie musimy się już złapać za rzeczywistą średnicę bazy B, tylko za jej maksimum materiału pomniejszone jeszcze o jej tolerancje względem A (przyjmijmy na potrzeby przykładu że B ma tolerancje prostopadłości fi .005 [m] | A. Czyli symulator bazy B to już nie jest jakiś zmiennośrednicowy kołek, tylko kołek o wymiarze 30 - 0.05 czyli 29.95. Tak samo z bazą D, jej symulator to już nie będą szczęki imadła, a po prostu szczelina o wymiarze MMC powiększona jeszcze o tolerancję D względem A. W tym przykładzie ta relacja niestety jest zupełnie nieokreślona, ale przyjmijmy że baza D byłaby dalej opisana profilem, ale byłby nadany niezależnie do dwóch jej powierzchni, czyli np 0.3 | A | B [M] . Wtedy, wymiar szczeliny, czy odległości dwóch szczęk od siebie, wynosiłby 18+0.15+0.15 (po pól profilu z obu stron), czyli 18.3.Sprawdzianem byłaby więc płyta z kołkiem o średnicy 29.95, szczeliną o rozstawie 18.3 i 2 kołkami rozmiarze 3.35. Wchodzi - pozycja 3.35 jest spełniona. Do tego aż się prosi dorzucić kołek który by od razu sprawdził ten otwór na górze. Chyba trochę prostsza kontrola niż mogłoby się wydawać po takiej ilości symboli na rysunku? W wymiarowaniu pod produkcję seryjną chodzi też o to, żeby sprawdzić potem część jak najszybciej i jak najprościej, jednocześnie nie ryzykując popełniania błędów przez operatora, lub w ogóle problemów z intepretacją rysunku przy pomiarach. Nie ma szybciej metody niż sprawdziany. Generalnie nie dawanie modyfikatorów M do cech o których można powiedzieć że mogą mieć maksimum materiału (czyli tych o przeciwległych ściankach, po angielsku Feature of Size) bardzo rzadko znajduje uzasadnienie. M to stan domyślny, L czyli z kolei Least Material Condition działa dokładnie odwrotnie, tylko tam już sprawdziany nie działają, więc jest dużo rzadziej używane.

Świetny materiał, dobrze wytłumaczona interpretacja GD&T. Z chęcią zobaczę więcej podobnych materiałów, np. interpretacja GD&T na rysunku złożeniowym (lub podzłożeniu), przykłady zastosowania modyfikatorów M w bazach, a może przykład interpretacji bazowania z zasosowaniem modyfikatorów i bez? Czekam z niecierpliwością na kolejne odcinki. Pozdrawiam

Ogólnie GD&T to wymiarowanie wg normy ASME Y14.5, bo odpowiednik GD&T w ISO to GPS. Ale umówmy się że to i to będziemy nazywać GD&T. Odniosę się po kolei do tego filmiku: 1. Przykład jaki wybrałeś nie jest absolutnie dobry do nauki. To nie są proste rzeczy dla przeciętnego inżyniera, (ogólnie to są, ale trzeba trochę zaangażowania żeby zaskoczyć, z dobrym nauczycielem jest łatwiej) a tłumaczenie powinno się zaczynać od prostych rzeczy. Po drugie panuje na tym rysunku straszny bazowy bałagan, a tłumaczenie GD&T na rysunku gdzie masz 5 układów współrzędnych jest z góry skazane na porażkę. Ten przykład nadawałby się bardziej jako zadanie w zawodach checkerów na uproszczenie tego rysunku pod kątem funkcjonalnym, technologicznym i pomiarowym:) 2. 1:40 Jak możesz mówić że nie posługujesz się definicjami tolerancji... Nie masz prawa "czuć" danej tolerancji nie znając jej definicji. Jeśli nie jesteś w stanie z głowy powiedzieć czym w teorii jest dana tolerancja, to w praktyce chyba bardziej chodzi o to że robisz na "czuja" a nie czujesz dany temat:)Nie chodzi o wkuwanie tego na pamięć, ale po prostu o pełne rozumienie teorii. 3. 2:21 Nie polecałbym Humiennego - nie jest to człowiek obdarzony darem przekazywania wiedzy. Nie widziałem jego literatury ale szkolenie i materiały szkoleniowe są po prostu słabe.Nie chodzi o ich merytorykę która jest w porządku, ale typowo akademickie podejście. On nie ma pojęcia z czym ludzie mają problemy, bo prowadzi szkolenia dla zbyt dużych grup. Efektem jest że ludzie po jego szkoleniu, jak nic nie wiedzieli, tak dalej niewiele wiedzą, a dla takiego gościa jak on, tłumaczenie tak, żeby ludzie zrozumieli, to powinien być chleb powszedni.Nie ma najmniejszego sensu szukać polskich materiałów, bo u nas ta dziedzina stoi na żenująco niskim poziomie. Generalnie najlepszym materiałem szkoleniowym są normy. To jest jedyne aktualne źródło informacji. W przypadku ISO będzie to kilkadziesiąt różnych norm co jest moim zdaniem największą wadą ISO bo ciężko znaleźćinformację jakich norm w ogóle szukać (trzeba znaleźć normę mającą w sobie zbiór norm ISO GPS, nie pamiętam aktualnie jaka to jest, bo w ISO nie siedzę), w przypadku ASME będzie to jedna norma - ASME Y14.5. Co do książek to polecałbym amerykańskie wydawnictwa bo oni są, a przynajmniej bardzo długo byli o lata świetlne do przodu jeśli chodzi o podejście do GD&T. Jakby były amerykańskie opracowania do norm ISO to już w ogóle byłaby bajka - bo ISO aktualnie powprowadzało mnóstwo nieznanych wcześniej narzędzi GD&T i generalnie rysunki wg nowego ISO będą miały mnóstwo informacji które będą zupełnie niezrozumiałe dla kogoś kto nie jest na czasie. Z tego co znalazłem to pozycja "Alex Krulikowski's ISO Geometrical Tolerancing Reference Guide" wydaje się sensowna bo gość jest jednym z autorów normy Y14.5. Jest oczywiście 10 lat przeterminowana, jak wszystkie książki, bo zanim napiszą taką kobyłę, to już połowa rzeczy się zmienia. Dlatego normy rządzą.Natomiast jeśli chodzi o amerykańskie GD&T to uważam, że jakiekolwiek materiały szkoleniowe nie mają sensu. Norma Y14.5 jest sama w sobie materiałem szkoleniowym, jest mnóstwo przykładów i są genialnie tłumaczone. Wszelakie książki czy opracowania dodają tylko dodatkowych przykładów, albo wprowadzają dodatkowe analogie, aby na inny sposób wytłumaczyć dany temat. 4. 5:12 Kolejność alfabetyczna baz nie ma znaczenia. Znaczenie ma kolejność w jakiej się do nich odwołujesz w ramce tolerancji. Przy odwołaniu do ABC, pierwszorzędna będzie A, przy odwołaniu do CBA pierwszorzędna będzie C. Układ baz tworzy tzw. datum reference frame, nazwijmy to po polsku układ współrzędnych. To coś jak triada w każdym programie cadowskim, zawsze ma 3 płaszczyzny i 3 osie, idealnie prostopadłe do siebie. Nawet jak odwołujesz się do 1 bazy, to układ współrzędnych dalej ma 3 płaszczyzny i 3 osie. Dokładnie jakbyś w cadzie narysował sobie wałek. I teraz jeśli geometria części którą wymiarujesz, ma jakiekolwiek cechy, które wymagają lokalizowania ich względem siebie, to wymagane jest dodefiniowanie tej części względem układu współrzędnych. Czyli przykładowo, mamy ten wałek, narysowaliśmy go sobie współosiowo z jedną z osi układu współrzędnych. I dodajemy rowek pod wpust. Jakbyśmy rysowali go w cadzie, to narysujemy go sobie na górze, na dole, albo z boku, nie ma to znaczenia. Tak samo na rysunku, rowek pod wpust nie będzie jeszcze wymagał odniesienia do innych baz niż do osi A, bo oś jest jedynym elementem względem której jest on lokalizowany (pomińmy narazie odległośc od czoła wałka). Natomiast problem zaczyna się jak mamy 2 rowki pod wpust, rozmieszczone powiedzmy co 180 stopni. I teraz, zwymiarujemy sobie jeden z pozycją do bazy A i drugi też z pozycją do bazy A. Pomiar będzie wyglądał tak, że sprawdzimy czy pierwszy trzyma pozycję do A, sprawdzimy czy drugi trzyma pozycję do A, ale nie sprawdzimy jak one trzymają pozycję względem siebie, czego efektem może być że wcale, np mogą być rozmieszczone co 90 stopni i nie ma na rysunku nic wg czego moglibyśmy taki element odrzucić. Dlatego tak ważne jest, aby w każdym elemencie w jakim występują cechy które wymagają określania ich relacji względem siebie, był jasno określony, najlepiej jeden, datum reference frame. I przykładowo, pierwszy wpust miałby w takim przypadku pozycję do bazy A, a na jego szerokości, czyli zaobserwowanej powierzchni środkowej (w ISO) lub płaszczyźnie środkowej (w ASME) byłaby założona baza B. Drugi wpust miałby wtedy odniesienie do A | B. W tym kontekście zlokalizowalibyśmy nasz element względem triady datum reference frame'a wirtualnie nadając mu wiązanie w pierwszej kolejności jako:oś zaobserwowanej osi A (w ISO) lub osi powłoki (w ASME) do osi DRF, potem w drugiej kolejności:zaobserwowana powierzchnia środkowa (w ISO) lub płaszczyzna środkowa powłoki (w ASME) do płaszczyzny DRF. No dobra, ale co jak powierzchnia środkowa wpustu na której jest baza B, wcale nie idzie idealnie współosiowo z osią A? Nadaliśmy już constraina do A, więc jak teraz mamy dać constraina płaszczyzna do płaszczyzny (powierzchni środkowej do DRF), skoro constrain na A blokuje nam element przed tym, żeby B ustawiło się współpłaszczyznowo z jedną z płaszczyzn DRFa? Zasada jest taka że baza odbiera wszystkie stopnie swobody których nie odebrała jeszcze baza wyższego rzędu. Czyli, skoro A - oś do osi, odebrało nam dwie translacje i dwie rotacje, B będzie nam w stanie odebrać jedynie jedną rotację. Dlatego będzie to wyglądać tak, że będzie to constrain płaszczyzna do osi DRFa, chociaż gdyby baza B była pierwszorzędna, to byłoby to płaszczyzna do płaszczyzny. Zostanie nam wtedy do odebrania już tylko translacja po osi, aczkolwiek odbieranie jej nie jest absolutnie konieczne, dopóki nie mamy kolejnego zestawu cech które mają relacje względem siebie wymagające lokalizowania ich w kierunku pozostałej translacji, czyli przykładowo, jakiegoś otworu w poprzek wałka. W przypadku samych ścianek, przedniej i tylnej i pozycji wpustu, wystarczyłoby nadać którejś z powierzchni czołowych relacje do pozostałych baz i zwymiarować to od tej jednej powierzchni. Wtedy niezależnie gdzie znajdzie się nie do końca związany (po translacji wzdłuż A) z DRFem element, i tak wszystkie cechy które wymagają relacji po tym kierunku, będą się względem niego poruszać równocześnie. To tak w dużym skrócie o bazowaniu, jeszcze raz napiszę, jest to ekstremalnie ważny temat do jakiejkolwiek pracy z GD&T. 5. 5:53 Pomiar płaskości pomiarem niszczącym? Cóż to za metody? 6. 7:16 W kontekście średnic nie ma różnicy czy bazę postawisz na ścianie czy przypiszesz do rozmiaru cechy. Baza zawsze jest na osi. 7. 7:46 Nie do końca. Jak położysz płaszczyznę na jednej nieidealnej powierzchni, a potem drugą na drugiej, to będziesz miał dwie nierównoległe płaszczyzny bez możliwości wyznaczenia między nimi trzeciej płaszczyzny. W ISO wyznaczasz zaobserwowaną powierzchnię środkową, czyli po prostu chmurę punktów środkowych (i tu już nie wiem w jaki konkretnie sposób aproksymuje się z tej chmury płaszczyznę - nie jestem specjalistą od ISO) , a w ASME ładujesz to w wirtualne imadło o idealnie równoległych szczękach i odnosisz się do płaszczyzny środkowej między tymi wirtualnymi szczękami. 8. 9:17 Baza B nie ma relacji do A. Co znaczy że nie kontrolujesz w żaden sposób ich wzajemnego położenia. Nie jest to za dobre podejście do cech które używasz jako baz, i w ogóle do żadnych cech. 9. 9:32 Nie jest dobre tłumaczenie że tworzysz tam płaszczyznę na osi B. Po pierwsze, dopóki nie mówimy o konkretnej tolerancji, która odwołuje się do konkretnego układu baz, to nie wiadomo, ile stopni swobody będzie nam w ogóle ta baza B odbierać, budowanie tego układu płaszczyzn na wyrost jest błędem. Natomiast już w kontekście późniejszego odniesienia przy tolerancji pozycji do układu A | B | D, ktoś mógłby pomyśleć, że tworzysz tam płaszczyznę w dowolnym kierunku, kiedy ona w pierwszej kolejności jest już prostopadła do płaszczyzny A. De facto w teorii ta płaszczyzna tam już jest, a właściwie są 3, i 3 osie (datum reference frame), a Ty wpasowujesz rzeczywisty element do tego DRFa. 10. 10:59 Rysunek się rozrósł bo jest przekombinowany. Mógłby nie mieć ani jednego wymiaru i jedną tolerancję i dalej byłby o wiele ściślejszą definicją niż ten który pokazujesz.

@skystep2

12 күн бұрын

Chyba masz rację, bo nie mam zielonego pojęcia o czym ten inżynier mówi. Zbyt skomplikowane na początek.

Świetna robota :) Dobrze wyjaśnione daje łapkę i sub. Pozdrawiam

Świetnie się ciebie słucha. Dzięki wielkie za materiał!

dobrze wytłumczone

Czy tolerancje kształtu wyznaczonej powierzchni na powierzchniach zawierających tę tolerancję nie mogłyby być zastąpione tolerancją płaskości?

Pytanie. Jeśli chodzi o równoległość0,5 F nr.3. Jest ona zaznaczona na lini pomocniczej nie na płaszzyżnie. Wiec w/g tłumaczenia ktoś mógłby próbować szukac symetri pomiedzy baza F i pogłebieniem i tą symetrnie porównywać jakorównoległość do F. W tym przykładzie jest oczywiste co do czego jest(przecież nie F do F) ale jeśli baza F była by na innej powieszchni np gdzie jest obecnie baza A - nie domyślił bym się że chodzi o podciecie tylko czoło cześci.

świetnie wytłumaczone

złoto

Mógłbyś poruszyć temat modyfikatorów m(mmc), s itp. :)

@InzynierProgramista

4 жыл бұрын

Myślę, że jak nadarzy się okazja z ciekawą bryłką do wykonania rysunku to wykorzystam ten motyw. Pod warunkiem, że wytłumaczenie tego będzie mi jakoś w miarę szło...

Mam pytanie odnośnie klasy tolerancji IT lub innego źródła które określa korelacje pomiędzy pasowaniem otworu oraz dopuszczalnego owalu do maksymalnej wartości pozycji względem baz. Gdy mam otwór (przykład) FI 1.55 +/-0,1 a jego pozycja jest okreslona pozycją do baz (bez maximum materiałowego) na 0.05mm Czy w takiej sytacji dochodzi do pewnej sprzeczności? Bo teoretycznie owal na otworze można określić na 0.1mm (choć przyjmuje zazwyczaj owal z pozycji, jeżeli ma niżej tolerancję, czyli w tym przykładzie owal na 0.05mm) Czy istnieje zależność między dokładnością otworu a maksymalna wartością pozycji? Oraz czy można wykonać otwór FI 100 +/- 1 z pozycją 0.05mm? Czy poza logiką jest inna norma (poza IT) która określa że taki zapis jest bez sensu pod względem metrologicznym?

@InzynierProgramista

2 жыл бұрын

Rozpocznę od najważniejszego, jeżeli mówimy o GPS: zasada niezależności. Być może w materiale nie jest to zrozumiale przeze mnie wyjaśnione, ale każdą wymaganą tolerancję cechy rozpatrujemy oddzielnie. To czy ona jest logiczna, czy nie - to już jest inna bajka. Dla przykładu: jeżeli mamy tolerancję dla wymiaru średnicy, tolerancję geometryczną związaną z okrągłością otworu oraz tolerancję pozycji otworu względem układu bazowego, wówczas sprawdzamy oddzielnie każdą z mierzonych cech. Cecha jest prawidłowo wykonana wtedy, gdy każde z wymagań dotyczące tej cechy jest spełnione i mieści się w narzuconej tolerancji.

@777mazzy

2 жыл бұрын

@@InzynierProgramista dziękuję za odpowieć