Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - H. 13. 30 mars 1954 - Konstruktörens krav på passningar, av Gustav Boestad
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
284
TEKNISK TIDSKRIFT
gå över till nästa grövre tolerans betyder sålunda
ofta att försämra förbandets kvalitet i ena eller
andra avseendet ca 30 %. Innan man
bestämmer sig för det bör man ha tänkt över vad som
kan hända i vidriga fall. Övertemperatur eller
centrifugalpåkänningar i navet kan minska
greppets styrka. Greppspänningarna sammansätter
sig ofta med böj- och vridspänningar av
varierande styrka.
Böj spänningarna kan komma in stötvis som vid
hjulaxlar och man kan ha stora vridspänningar
av ej så uppenbara anledningar, t.ex. i
järnvägsfordons axlar vid gång genom kurva, där hjulen
vill gå olika fort osv.
Omkring 97 % av paren bör falla inom det
önskade snävare området och av de 3 %, som
faller utanför, bör 1—2 % falla ganska nära.
Blott 1 på 100 är påfallande dålig, förutsatt att
verkstaden verkligen arbetat så att måtten rätt
väl samlats omkring önskat medelvärde. Vid
mindre detaljer, t.ex. med mått av storleken
30 mm, ligger det på grund av toleranssystemets
uppbyggnad mycket sämre till. Tillverkas
detaljerna i automatsvarv, blir också ofta
fördelningen ogynnsammare. Storleken på detaljerna
spelar in i hög grad. Hade man arbetat ut vårt
toleranssystem med hänsyn till funktionen, så
skulle såväl grepp som spel och toleransområden
variera linjärt med dimensionen. Istället har man
mer rättat sig efter den dåtida verkstadens
möjligheter och i stor utsträckning låtit avmått och
toleransområden variera med j/d. Viss hänsyn
har nog tagits till att man kan kosta på sig
betydligt mer vid stora detaljer än vid små.
En jämförelse har gjorts för två axelförband, det ena för
ett 400 mm kugghjul med axeldiametern 150 mm och
nav-längden 200 mm, det andra av samma konstruktion men
med alla nominella dimensioner lika med 1/5 av det större,
alltså 30 mm axeldiameter. Samma grepp, yttryck och
påkänningar har antagits i båda fallen. Resultatet blir
följande:
Axeldiameter .. mm 150 30
Passning .......... H 8—u 7 H 9—u 8 H 6—t 5 H 7—t 5
Minimigrepp .....fi, 127 90 28 18
Maximigrepp.....jji 230 253 50 50
Ungefärlig
prisreduktion vid val av grövre
tolerans i °/o av
totalpriset ....................— <0,5 — 3
Att den relativa kostnaden för den finare toleransen blir
så mycket större vid den mindre detaljen beror ju bland
annat på att dess vikt blott är 0,8 °/o av den grövres. Man
bör nog i detta fall ta 150 H 8—u 7 och 30 H 7—15. Man
har råd att kassera några procent av de mindre detaljerna.
Kuggväxlar -
Kuggväxlar ställer stora krav på noggrannhet
ifråga om kuggdelning, som dock icke brukar
toleransmåttsättas. Viktigt är emellertid också
att kuggväxlars axlar byggs in så att de löper
väl parallella. Bristande parallellitet av storleks-
ordningen 20 n, räknat på kugghjulets bredd,
kan i allmänhet godtagas, emedan axlarna har
viss inställningsmöjlighet i sina lager. Större
avvikelser ger besvärande koncentration mot ena
ändan av kuggväxeln och det kan lätt nog bli så
att man där har dubbelt så högt Hertzskt yttryck
som det avsedda medelyttrycket. Kuggväxelns
livslängd sjunker då kraftigt (eventuellt
förslites dock växeln så att ett jämnare kuggingrepp
inställer sig). En snedställning på 40 n kan
kanske reducera livslängden till hälften. Bristande
noggrannhet drar även i detta fall kostnader —
för köparen.
Grova toleranser
I många fall kan man nöja sig med billiga,
grövre toleranser med noggrannhetsgrad 10, 11
och däröver. Det finns ett otal mekanismer, där
huvudsaken är att man presterar en viss ofta
relativt långsam rörelse, som ej behöver vara så
exakt och där påkänningarna i detaljerna är små.
Man kan ha grova toleranser när man skall valsa
eller falsa ihop detaljer, när man skall pressa
ihop delar, där det är huvudsaken att de
överhuvud taget är förbundna med varandra och man
därför kan låta beräknade påkänningar
överskrida materialets flytgräns. När det är många
detaljer som samverkar kan det hända, att även
med toleranser av 12:te och 13:de graden enligt
formeln för sannolik summatolerans
T = }/tf + tf + tf + . . •
blott 1 på 10 000 av de sammansatta
mekanismerna blir helt oduglig (ehuru kanske sedan
justerbar) trots att ren summering av toleranserna ger
betänkliga resultat. Men man får då naturligtvis
en hel del godkända mekanismer som efter någon
tids förslitning upphör att fungera på avsett sätt.
Allmänna synpunkter
Det synes vara så att man tjänar relativt mer
på att få gå över från t.ex. 11 :te till 12:te
noggrannhetsgraden än från 6 till 7. Enligt exemplet
i fig. 3 spar man i båda fallen ca 12 sekunders
tid för att få rätt mått, vilket utgör ca 30 %,
resp. 15 % av hela arbetstiden och kanske 6, resp.
3 % av totalkostnaden för detaljerna i den
färdiga maskinen, inklusive konstruktions- och
materialkostnad, grovbearbetning kontroll,
montering, provning, förpackning m.m. Det är tydligt,
att när det gäller revolver- och
automatsvarvarbe-ten, är grova toleranser särskilt
eftersträvansvärda och ofta vällovliga. I andra fall, när
maskinen helst borde varit bättre, vill man kanske ej
betala 5 % mer för att undgå en risk på kanske
1 : 1 000. Men att färdas i luften med en maskin
med 1 000 delar, var och en med en möjlighet på
1 000 att krångla under flygningen, det vill man
inte.
I andra fall tillämpar nog mången djärv kon-
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
