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TOLERANZKETTE.jpg

Hallo zusammen,

ich bräuchte hier mal weitere Meinungen zu meinem Verständnis der Toleranzzonen die durch Verketten von Form- und Lagetoleranzen und/oder Maßeintragungen entstehen.

Angehängt ein Bild, hier die Beschreibung:

In der oberen Reihe die Situation mit den nötigsten Angaben für die Fragen:
Ein Rohteil wird zur Fräsbearbeitung über Bezüge A, B, C fixiert. Das Rohteil und vor allem die Stufe mit Funktionsfläche D hat eine Formtoleranz von 1. Die zu bearbeitende Fläche ist mit einer kleineren Flächenprofilformtoleranz von 0.3 zu der unbearbeiteten Fläche D toleriert und damit der Abstand 25 voll bestimmt.
Mir geht es jetzt um diesen Abstand 25 und die verbundenen Toleranzen. Dazu verschieden Beispiele die mir in den Sinn kommen.

Beispiel 1 (Zeichnungseintrag):
Das sollte für den Abstand 25 (TED) die gleichen Ergebnisse zeigen wie in der oberen Reihe die Anfangsdarstellung. Bezug A ist mir erstmal unwichtig, deshalb nur die Formtoleranz (Ebenheit von 1 mm) ohne Richtungsbezug. Diese Ebenheit wird zu Bezug D und die bearbeitete Fläche hat dazu eine Flächenprofilformtoleranz von 0.3 mm.

Beispiel 2 (Zeichnungseintrag):
Hier wird das Maß 25 direkt toleriert und keine weitere Form und Richtungstoleranz verwendet.

Beispiel a:
Das müssten die Toleranzzonen aus dem Beispiel 1 bzw. der Darstellung der oberen Reihe sein, richtig?
Nach meinem Verständnis wird mit TEDs für die Bezugsfläche A ein theoretisch exaktes Geometrieelement (TEF) angenommen, genauso dann für Fläche D, richtig?
Habe ich den Bezug D richtig interpretiert (auf die ermittelte TEF Fläche) oder gehört der verschoben auf den maximalen Abstand bzw. etwa auf die reale gekrümmte Fläche?! Oder anders formuliert, ist der Bezug D für die weiteren Toleranzen immer ideal (TEF) und seine Lage ändert sich um bis zu 1mm? Wird der Bezug D ausgemittelt?
Ergeben sich dann echte, messbare Punktabstandsabweichungen von bis zu ±0.65 für das Maß 25?!
In der Praxis stelle ich es mir schwierig vor den Bezug D zu ermitteln. Man müsste zuerst die Lage zu Bezug A und dann die Form bestimmen (scannen, abtasten) um dann die ideale Fläche (TEF) und Lage für Bezug D abzuleiten. Dann wird von diesem Bezug D die obere Fläche vermessen?!

Beispiel b:
Das müsste die Toleranzzone aus dem Beispiel 2 sein, richtig?
Da hier keine weiteren Form- und Lagetoleranzen für die bearbeitete Fläche angeben sind, folgt das tolerierte Maß der „echten“ Profilform. Dabei addieren sich im Unterschied zu den Beispielen 1/a die Formabweichungen.
Ergeben sich dann echte, messbare Punktabstandsabweichungen von bis zu ±0.15 für das Maß 25?!

Hab ich alle Maximalvarianten dargestellt und richtig verstanden oder habe ich Fehler drin und bin aufm Holzweg?
Gibt es eine sinnvollere Bemaßung für den Abstand 25 als die beiden Varianten in den Beispielen 1/2?
Falls man näher an der Idealgeometrie sein möchte, müsste man die Rohteiltoleranz (hier Ebenheit 1mm) weiter einschränken bzw. alles bearbeiten, richtig?

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Danke und viele Grüße
Dyno

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Hallo, auf eine Fläche mit der Ebenheit von 1 kannst Du kein Maß mit ± 0,15 setzen.
Was willst Du mit dem Post bezwecken ?  Eine endlose Diskussion oder einen Krieg anzetteln ? 
Du kannst damit jede Meßabteilung lahm legen, oder in den Streik treiben.

Bau Dir eine oder mehrere Schablonen oder Prüfleheren und fertig.

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Klaus

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Hi Klaus,

Schön zu sehen, dass ich nicht alleine bin mit meiner Reaktion auf solche Bemaßungen.

Zitat:

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Original erstellt von N.Lesch:
auf eine Fläche mit der Ebenheit von 1 kannst Du kein Maß mit ± 0,15 setzen.

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Ich stimme zu und würde weiter behaupten:
Eine Kombination aus Maß- und Form-/Richtungstoleranzen macht meist nur Sinn, wenn die Form-/Richtungstoleranzen kleiner sind als die Maßtoleranz (und die Form- kleiner als die Richtungstoleranz, wenn man beide angibt).

Leider hält es so manchen Konstrukteur nicht davon ab es doch zu machen und damit Erklärungs- und Diskussionsbedarf bei Fertigung und Qualitätsabteilung zu erzwingen. Gerade in einer 3D Bemaßung kommt Beispiel 1 öfters vor (eine Flächenprofilformtoleranz ist schnell angebracht und mit Angabe von drei Richtungen ist die Fläche voll bestimmt).

Praxisbeispiele sind bei der Bearbeitung von großen Schweißbaugruppen und Extrusionsprofilen zu finden. Die Toleranzwerte sind etwas größer aber das Verhältnis von 1 zu 0.3 ist vergleichbar. Nach meinem Gefühl wird versucht, sich ein „krummes“ Rohteil durch Fräsflächenbemaßung „gerade“ zu wünschen (darauf deute ich in meinem letzten Satz hin).

Beide Extrembeispiele können auch gefertigt werden:
Bei Beispiel a wird das Rohteil „spannungsfrei“ fixiert und bearbeitet.
Für Beispiel b wird das Rohteil bestmöglich „gerade“ gespannt, bearbeitet und danach springt es zurück in seine entspannte Form. Alternativ kann man bei wiederholgenauer Rohteilverformung auch „spannungsfrei“ fixieren und dann einen Bogen fräsen. Man kann auch abstandsgeführt, also mit Führung an der Bezugsfläche Fräsen.
Was davon sinnvoll ist… das darf ich dann mit allen Beteiligten diskutieren.

Zitat:

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Bau Dir eine oder mehrere Schablonen oder Prüfleheren und fertig.

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Die Schablonen und Prüflehren sind genau das was wir auch mit dem Kunden vereinbaren, da diese noch am besten die Funktionen absichern können. Eine reine CMM Auswertung mit Punktabstandsmaßen führt zu Streit vor allem bei Beispielen 1/a, da wie immer nur auf rote/grüne Messwerte geschaut und die Auswertung nicht weiter hinterfragt wird.

Beispiel 1/a kann ich deshalb nicht sehr gut messen. Die Funktion kann mit der Lehre geprüft werden, was mir aber (wie oft mit Lehren) noch nicht die einzelnen Toleranzen aufzeigt sondern nur die „Summentoleranz“. Aber auch wenn ich das echte Bauteil komplett abscanne und wieder digitalisiere müsste ich noch die Theorie abprüfen, deshalb:
Bestätigst du meine Theorieverständnis wie in Beispiel 1/a gezeigt? Ist der Bezug D richtig auf die theoretische Linie gesetzt? Ist die Theorie in Beispiel 2/b korrekt?

Eure Expertenmeinung gibt mir Sicherheit mein eigenes Verständnis weiter zu vertreten. Ich muss das Thema leider öfters erklären.

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Danke und viele Grüße
Dyno

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Beispiel.jpg

Hallo Zusammen,
die Assoziation vom Bsp. a für Bezug B ist leider Falsch.
Das Assoziierte Geometrieelement, in deinem Fall eine Ebene, muss sichergestellt sein, das dieses Außerhalb vom Material liegt. Die maximalen Abstände zwischen der sssoziierten Ebene und dem Realen Geometrieelement müssen, senkrecht zur Ebene gemessen möglichst klein sein.
Das Bedeutet im schlimsten Fall, liegt der Bezug D schräg im Raum und dann kommt noch die Schräge vom Toleranzfeld für die genaue Fläche hinzu. Du hast durch den Symmetrischen Aufbau den Schlimsten Fall nicht abgedekt.

Der Grüne Bereich ist das Toleranzfeld vom Bezug A, Rot ist Bezug D und das Toleranzfeld der genauen Geometrie. Lila ist die Ausmittelung des Bezuges. Durch diese Verkettung von Toleranzen können sehr große Verkippungen entstehen.

Ich hab leider noch keine sinnvolle Idee wie man diese Verkettung von Toleranzzonen ohne komplexe Zeichnungseintragung abdecken kann. Ich denke nicht das eine Simultane Angabe mit einer Flächenprofiltoleranz eine Sinnvolle lösung ist. Das man die Flächen einmal zum bearbeiteten Bezugssystem prüfen muss und auch zum Bezugssystem vom Rohteil.  

Wichtig zu beachten ist auch, das die ISO 8015 auch die default Angabe hat, das ohne Einfluss von äußeren Kräften die Toleranzen eingehalten werden müssen (inkl. Schwerkraft).

Zum Beispiel B, das ist eine zweideutige angabe, denn wie in der ISO 14405-2:2019-06 gezeigt hat ein Absatz kein eindeutiges Zweipunktgrößenmaß (S.19 in der Norm oder Hoischen 37. S.219). In der Norm wird nur abgeraten so eine Bemaßung nicht zu verwenden, leider ist sie aktuell noch zulässig.

Gruß
Max

[Diese Nachricht wurde von max lenz am 22. Nov. 2020 editiert.]

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TOLERANZKETTE-Bsp-aV2.png TOLERANZKETTE-Bsp-3.png

Hi Max,

Danke für die Rückmeldung, wie immer super erklärt und mit hilfreichen Verweisen auf die Normen.

Zitat:

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Original erstellt von max lenz:
die Assoziation vom Bsp. a für Bezug B ist leider Falsch.
Das Assoziierte Geometrieelement, in deinem Fall eine Ebene, muss sichergestellt sein, das dieses Außerhalb vom Material liegt. Die maximalen Abstände zwischen der sssoziierten Ebene und dem Realen Geometrieelement müssen, senkrecht zur Ebene gemessen möglichst klein sein.

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Du meinst Bezug D in Beispiel a? Hab’s mir schon gedacht, deshalb auch mein Nachfragen. Hier sind wir wieder bei der bildlichen Spannbacke die auf die Fläche fährt.
Ich habe es mal im angehängten Bild TOLERANZKETTE-Bsp-aV2.png korrigiert, richtig? Das führt auch zu einem „Sprung“ zwischen den TEDs (bis zu t/2 bei Verwendung einer Flächenprofilform (rotes Kästchen); unbestimmt falls nur eine Ebenheit angegeben ist). Durch den maximalen Abstand entstehen messbare einseitige Punktabstandstoleranzen von +1.15 bis -0.15 (in Richtung A gemessen), korrekt?

Zitat:

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Das Bedeutet im schlimsten Fall, liegt der Bezug D schräg im Raum und dann kommt noch die Schräge vom Toleranzfeld für die genaue Fläche hinzu. Du hast durch den Symmetrischen Aufbau den Schlimsten Fall nicht abgedekt.

Der Grüne Bereich ist das Toleranzfeld vom Bezug A, Rot ist Bezug D und das Toleranzfeld der genauen Geometrie. Lila ist die Ausmittelung des Bezuges. Durch diese Verkettung von Toleranzen können sehr große Verkippungen entstehen.

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Genau, die Verkippung beginnt an der Bezugsfläche D. Eine Ebenheitstoleranz hat keine Richtung, diese müsste durch weitere Toleranzen (Parallelität zu A) oder wie in der obersten Darstellung durch eine Flächenprofilformtol inkl. Richtungsbezug A eingeschränkt werden. Nach meinem Verständnis müsste ich (um Beispiel a zu erreichen) an beiden Flächen vom TED 25 einen Richtungsbezug zu A erstellen. Das soll aber für die 25mm erstmal unwichtiger sein (insgesamt dürfte die Toleranzkette zu einer Verkippung ähnlich einem „Akkordeon“ führen).

Zitat:

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Ich hab leider noch keine sinnvolle Idee wie man diese Verkettung von Toleranzzonen ohne komplexe Zeichnungseintragung abdecken kann. Ich denke nicht das eine Simultane Angabe mit einer Flächenprofiltoleranz eine Sinnvolle lösung ist. Das man die Flächen einmal zum bearbeiteten Bezugssystem prüfen muss und auch zum Bezugssystem vom Rohteil.

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Ich stimme zu, fertigungsbezogen wären nur Maße und Bezüge zur Spannvorrichtung oder bearbeiteten Flächen sinnvoll.
Gedanklich fallen mir momentan nur die beiden Extreme aus Beispiel a und Beispiel b ein (Verkippung mal unberücksichtigt). Gibt es noch mehr Extreme? Weil dann könnte man sich schonmal entscheiden in welches Extrem das Bauteil ausgelegt wird.

Zitat:

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Wichtig zu beachten ist auch, das die ISO 8015 auch die default Angabe hat, das ohne Einfluss von äußeren Kräften die Toleranzen eingehalten werden müssen (inkl. Schwerkraft).

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Jap, Kapitel 5.9 Grundsatz des starren Werkstücks. Ein starres Werkstück ist ja per Definition nur in der Theorie möglich. Deshalb wird auch direkt auf die ISO 10579 für nicht-formstabile Teile verwiesen… da wird’s dann aber wiederrum sehr individuell mit Spannkräften und Anzahl & Drehmoment der Fixierelemente.

Zitat:

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Zum Beispiel B, das ist eine zweideutige angabe, denn wie in der ISO 14405-2:2019-06 gezeigt hat ein Absatz kein eindeutiges Zweipunktgrößenmaß (S.19 in der Norm oder Hoischen 37. S.219).

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Mir liegt die Literatur vor und ich bin tatsächlich auch schon über dieses Stufenbeispiel gestolpert (im Vorgänger Hoischen 36 auf S.206) und denke über den Einsatz von Positionstoleranzen nach wie in den Beispielen in ISO 14405-2:2019-06 Bild 1 (S.10).
Hab dazu mal ein weiteres Bild angehängt TOLERANZKETTE-Bsp-3.png.
Aber das geht wieder in Richtung Beispiel aV2, richtig?

Zitat:

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In der Norm wird nur abgeraten so eine Bemaßung nicht zu verwenden, leider ist sie aktuell noch zulässig.

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Hmm… ganz ehrlich, dann haben gefühlt 90% der Stufenmaße ein "theoretisches Problem".
Wie kommen wir denn am besten zum Beispiel b? Das wäre doch schon die Variante aus Beispiel 2, richtig? Da bei Form- und Lagetoleranzen immer von der idealen Form (TEF) ausgegangen wird (?) kann man sich mit Bezügen ja schlecht auf die resultierende, echte Freiformfläche beziehen. Deshalb der Ansatz mit Abstandsmaßen in Beispiel 2.

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Danke und viele Grüße
Dyno

[Diese Nachricht wurde von Dyno am 22. Nov. 2020 editiert.]

[Diese Nachricht wurde von Dyno am 22. Nov. 2020 editiert.]

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Hallo Dyno,

ich möchte mich  nur ganz kurz zu dem Thema zu Wort melden.
Ohne zugegebener Maßen alle Beiträge komplett und voll sinnerfassend gelesen habe.

Der für mich wichtige Punkt in deiner Annahme, dem ich sofort widersprechen muss ist die von Dir angenommene Tatsache, dass Deine Ebenheit eine gleichzeitige Parallelität zum Boden (also Bezug A) liefert.
Das ist damit in keinster Weise verlangt.
D.h. Deine Mittelfläche muss nur in sich auf den etwas "seltsamen" Wert von 1mm eben sein, kann dabei aber mehr oder weniger beliebig schräg liegen.
Und damit dann auch Deine Oberfläche
D.h. sowohl Dein Beispiel a als auch b zeigen die 1mm Toleranzzone komplett falsch.
Und nun musst Du wissen wie die Oberfläche zum Boden liegen soll.

Der Bezug B wird durch minimalste Abweichung an das Bezugselement (mittlere Fläche) angelegt.

Und wenn die Oberfläche keine Formtoleranz aufweist, dann muss sie auch nicht in Form sein!

Das Bezugselement D sollte als 4. Bezugselement eine Lagetoleranz auf den Primär-, Sekundär- und Tertiärbezug erhalten.

Und wie gesagt, über den Toleranzwert solltest Du ebenfalls nachdenken!

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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TOLERANZKETTE-Bsp-c.png

Hallo Wolfgang,

Danke für den Input. Ich sehe, dass wir uns mit den Beiträgen viel Mühe geben und dadurch werde die Texte etwas länger aber nicht uninteressanter, also gerne weiter mit beim Thema bleiben, wenn es die Zeit hergibt.

Zitat:

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Original erstellt von wolha:
Der für mich wichtige Punkt in deiner Annahme, dem ich sofort widersprechen muss ist die von Dir angenommene Tatsache, dass Deine Ebenheit eine gleichzeitige Parallelität zum Boden (also Bezug A) liefert.
Das ist damit in keinster Weise verlangt.

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Darauf gehe ich im ersten Post ein und Max hat auch schon mit seiner Skizze darauf hingewiesen:
Eine Form definiert keine Lage. Ist genaugenommen für mein Maß 25 „unwichtig“.
Da ich aber absolut zustimme, dass durch die symmetrische Form ein falscher Eindruck entstehen könnte, habe ich noch ein zusätzliches „worst case“ Beispiel erstellt Bild TOLERANZKETTE-Bsp-c.png. Da traue ich mich noch nicht min. und max. Messwerte einzutragen, da die Verkippung um t=1 berücksichtigt werden müsste.

Zitat:

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D.h. sowohl Dein Beispiel a als auch b zeigen die 1mm Toleranzzone komplett falsch.

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Hmm, falsch ist ein bisschen hart. Ich würde sagen es zeigt nicht den worst-case mit zusätzlicher Verkippung, aber eine mögliche Variante. Beispiel a hat den Bezug D falsch gesetzt (eher "ausgemittelt" als ob beispielsweise Bezugstellenpunkte für D definiert wären, die sich irgendwo zwischen der Min- / Max- Verformung befinden), deshalb die Korrektur zu Beispiel aV2. Bei Bespiel b hänge ich noch an dem Thema, wie ich das vorgeben könnte (vielleicht noch am ehesten mit Beispiel 2?!). Da es mir auch nicht primär um die Lage von D zu Bezug A geht, sondern alles was auf der echten und nicht idealen Fläche mit Bezug D aufbaut, sollte es wie gesagt keine größere Rolle spielen, ob wir uns im Raum verkippen.

Zitat:

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Und nun musst Du wissen wie die Oberfläche zum Boden liegen soll.
Der Bezug B wird durch minimalste Abweichung an das Bezugselement (mittlere Fläche) angelegt.
Und wenn die Oberfläche keine Formtoleranz aufweist, dann muss sie auch nicht in Form sein!

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In der Praxis würde das Bauteil über ein RPS System fixiert werden, indem Bezug B sekundär ist. Im Beispiel taucht Bezug B auch nur in der oberen Eingangsbeschreibung auf, wieder als Sekundärbezug. Also wir bekommen das Bauteil gespannt. Nur was dürften wir messen mit unseren unterschiedlichen Zeichnungseinträgen?   

Zitat:

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Das Bezugselement D sollte als 4. Bezugselement eine Lagetoleranz auf den Primär-, Sekundär- und Tertiärbezug erhalten.

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Bei der idealen Form der Flächen handelt es sich in diesem Beispiel um plane Flächen (kein Freiformprofil), da reicht glaube ich schon eine Flächenprofilformtoleranz mit nur einem Primärbezug (Richtung der planen Ebene) aus. Man kann auch die obere Darstellung aus meinem ersten Bild verwenden, wenn man sich die Lagetolerierung vorstellen möchte.

Zitat:

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Und wie gesagt, über den Toleranzwert solltest Du ebenfalls nachdenken!

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Ich versuche meine Zeichnungsbeispiele sehr allgemein zu halten und aufs nötigste zu begrenzen damit „unwichtige“ nebenstehende Angaben nicht ablenken (ihr findet ja jeden Fehler     ). Dadurch weiche ich aber von „üblichen“ Geometrien und Toleranzen ab und vermeide Angaben die keinen Einfluss haben.

Gerne gebe ich mehr Praxisbeispiele um das Thema greifbarer zu machen:
Formtoleranzen von 1mm sind ab einer gewissen Bauteilgröße nichts ungewöhnliches – Urformen wie Extrusionsprofile oder (Druck-)guss, aber auch Fügeverfahren wie Schweißbaugruppen. Wenn man dann großflächige Funktionsbereiche hat, fräst man nicht alles „aus dem Vollen“. Dadurch schleichen sich Bemaßungen ein, die sich über mehrere Fertigungsverfahren mit entsprechend üblichen Fertigungstoleranzen verteilen. Das soll dieses Beispiel „Bemaßung einer Stufe“ mit unterschiedlichen Formtoleranzen und daraus entstehenden Toleranzfeldern zeigen.
Beispiel a und b wären ein typisches Bild für ein befrästes Extrusionsprofil (je nach Fixierkonzept, darauf bin ich oben eingegangen). Das neue Beispiel c im Anhang wäre z.B. ein Gussteil. Natürlich alles übertrieben und skaliert.

Die offenen Eingangsfragen, wie man am besten zu Beispiel b kommt, bzw. wie man die echte entstehende Fläche mit der größere Formtoleranz berücksichtigen kann, beschäftigen mich noch. Ebenso ob Beispiel 3 das gleiche Ergebnis wie in Beispiel c bringt.
Wenn man sich Beispiel b anschaut mit konstanter Verformung, könnte man die Formtoleranzen auf der Länge beschränken. Also anstatt 1mm auf den kompletten 100mm Breite könnte man eine Angabe wie Ebenheit 0.1/10 machen. Wenn ich mich dann auf diese eingeschränkte Ebenheit weiter durch Bezug D referenziere, wird dadurch die echte entstehende Form berücksichtigt, ähnlich Beispiel b? Ich denke nicht, da der Bezug wieder mit der idealen Fläche von oben angefahren wird.
Über das Thema Prüflehren bin ich auch noch am Nachdenken. Vielleicht wäre man mit einer Hüllprinzip bzw. Maximum-Material-Bedingung (die für mich einer Prüflehre entspricht) besser unterwegs, sowohl für Funktion als auch Prüfung. Ich muss zugeben, ich verwende das Hüllprinzip bzw. Maximum-Material-Bedingung so gut wie nie und sehe sie in meinem Umfeld auch kaum. Aber immer wenn ich mal darüber stolpre denke ich mir, eigentlich müsste ziemlich viele Funktionsbereiche damit versehen werden. Früher und vor CMM wars ja ein Standard.

Es läuft in meinen Praxisfällen immer auf die Anwendung von Bezugsstellenpunkten raus. Trotzdem möchte ich die Theorie der echten Flächen verstanden haben um die Notwendigkeit von definierten Bezugsstellen zu erklären.

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Danke und viele Grüße
Dyno

[Diese Nachricht wurde von Dyno am 24. Nov. 2020 editiert.]

[Diese Nachricht wurde von Dyno am 24. Nov. 2020 editiert.]

[Diese Nachricht wurde von Dyno am 24. Nov. 2020 editiert.]

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