Beroende tolerans enligt GOST R 50056-92 - variabel tolerans för form, plats eller koordinerande storlek, vars minimivärde anges på ritningen eller i tekniska krav och som tillåts överskrida med ett belopp som motsvarar avvikelsen av den faktiska storleken av det betraktade och (eller) baselementet för delen från maxgräns material. Enligt GOST 25346-89 är den maximala materialgränsen en term som hänvisar till den för de begränsande dimensionerna som den största materialvolymen motsvarar, dvs. den största begränsande axelstorleken d max eller det minsta begränsande hålet storlek D min.

Beroende kan tilldelas följande toleranser:

• formtoleranser:
  • - toleransen för rakheten hos den cylindriska ytans axel;
  • - tolerans för planhet på ytan av symmetri av plana element;
• platstoleranser (orientering och plats):
• - tolerans för vinkelräthet hos en axel eller ett symmetriplan i förhållande till ett plan eller en axel;
• - toleransen för axelns eller symmetriplanets lutning i förhållande till planet eller axeln;
• - inriktningstolerans;
• - Symmetritolerans;
• - toleransen för skärningspunkten mellan axlarna;
• - positionstolerans för en axel eller symmetriplan;
• toleranser för koordinerande dimensioner:
• - toleransen för avståndet mellan planet och elementets axel eller symmetriplan;
• - Toleransen för avståndet mellan axlarna eller symmetriplanen för två element.

Fullt värde för beroende tolerans:

var T t in är det minsta beroende toleransvärdet som anges av

på ritningen, mm;

Gdop - tillåtet överskridande av minimivärdet för den beroende toleransen, mm.

Beroende toleranser rekommenderas som regel att tilldelas för de delar av delar som krav ställs på uppsamling i skarvar med garanterat spelrum. Tolerans T t [P beräknas baserat på det minsta foggapet, och det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende toleransen bestäms enligt följande:

För skaft

För hål

var d a och /) d - faktiska mått på axeln respektive hålet, mm.

Värdet på G add kan variera från noll till maxvärdet. d

Om skaftet är i verklig storlek d min, och hålet D max, då

För skaft

För hål

var TdwTD- toleransen för storleken på axeln respektive hålet, mm.

I detta fall beroende tolerans har ett maxvärde:

För skaft

För hål

Om den beroende toleransen är relaterad till de faktiska dimensionerna för de övervägda elementen och baselementen, då

där Gd 0P.r och Gd 0P.b är de tillåtna överskridandena av minimivärdet för den beroende toleransen, beroende på de faktiska måtten för de övervägda elementen och baselementen för delen, mm.

Exempel på användning av beroende toleranser inkluderar:

• - lägestolerans för placeringen av genomgående hål för fästelement (Fig. 2.17, a);
• - Toleranser för inriktning av trappstegsbussningar och axlar (se.Fig.2.17, b, v), monterad med ett gap;
• - toleransen för symmetrin för spårens placering, till exempel kilspår (se fig. 2.17, d);
• - Tolerans för vinkelräthet hos hålens axlar och ändytor på kroppsdelar för glas, pluggar, lock.

Ris. 2.17.en - positionell tolerans för hål för fästelement; före Kristus - inriktningen av ytorna på den stegformade hylsan och axeln; G - symmetri nyckelspår i förhållande till axeln

Beroende positionstoleranser är mer ekonomiska och lönsamma för produktion än oberoende, eftersom de utökar toleransvärdet och tillåter användningen av mindre exakta och arbetsintensiva tillverkningstekniker för delar, samt minskar förluster från avslag. Kontrollen av delar med beroende positionstoleranser utförs som regel med hjälp av komplexa hålkalibrer.

Den beroende toleransen för formen eller platsen indikeras på ritningen med en skylt som är placerad i enlighet med GOST 2.308-2011:

• - efter toleransens numeriska värde (Fig.2.17, a), om den beroende toleransen är associerad med de faktiska dimensionerna för elementet i fråga;
• - efter bokstavsbeteckning bas eller utan bokstavsbeteckning i ramens tredje fält (se bild 2.17, b), om den beroende toleransen är relaterad till de faktiska dimensionerna för baselementet;
• - efter det numeriska värdet på toleransen och bokstavsbeteckningen för basen (se fig. 2.17, G) eller utan bokstavsbeteckning (se.

ris. 2,17, v), om den beroende toleransen är relaterad till de faktiska dimensionerna för de övervägda elementen och baselementen.

Sedan 01.01.2011 har GOST R 53090-2008 (ISO 2692: 2006) trätt i kraft. Denna GOST duplicerar delvis den nuvarande GOST R 50056-92 från 01.01.1994 när det gäller ransonering och angivande av kraven för det maximala materialet (MMR - maximum material reguirement) i ritningarna i de fall det är nödvändigt att säkerställa monteringen av delar i leder med garanterat mellanrum. Krav på minimimaterial (LMR - minsta materialreglering), på grund av behovet av att begränsa minsta tjocklek delarnas väggar visades inte tidigare.

MMR- och LMR-krav kombinerar dimensionella och geometriska toleransbegränsningar till ett komplext krav som bättre matchar den avsedda användningen av delarna. Detta komplexa krav tillåter, utan att det påverkar utförandet av delen av dess funktioner, att öka den geometriska toleransen för det normaliserade (ansedda) elementet i delen, om den faktiska storleken på elementet inte når det gränsvärde som bestäms av det fastställda storlekstolerans.

Kravet på det maximala materialet (liksom den beroende toleransen enligt GOST R 50056-92) anges på ritningarna av skylten och kravet på minimimaterialet anges med skylten (L), placerad i en ram för att ange den geometriska toleransen för det standardiserade elementet efter numeriskt värde av denna tolerans och/eller beteckning för basen.

Beräkna geometriska toleransvärden T m, tillhandahåller kravet på maximalt material, kan utföras på liknande sätt som beräkningen av beroende toleranser (se formlerna 2.10-2.15).

Genom att beteckna, på samma sätt som de beroende toleranserna T m, geometriska toleranser som omfattas av minimikrav på material - T L, du kan skriva:

var T m in är den minsta geometriska tolerans som anges av

på ritningen, mm;

Tdop - tillåtet överskridande av minimivärdet för den geometriska toleransen, mm.

Värdena på T add bestäms enligt följande:

För skaft

För hål

d min, ett hål D max, då

Om skaftet är i verklig storlek d max, och hål Z) min, då

För skaft

För hål

I det här fallet har den geometriska toleransen ett maximalt värde:

För skaft

För hål

Om den geometriska toleransen är associerad med de faktiska dimensionerna för de normaliserade och grundläggande elementen, så hittas värdet på Gop från beroende (2.15).

Exempel på tillämpningen av de maximala materialkraven är exempel på tilldelningen av beroende toleranser enligt GOST R 50056-92 i fig. 2.17. Ett exempel på tillämpningen av minimimaterialkravet visas i fig. 2,18, a.

Både de maximala materialkraven och minimimaterialkraven kan kompletteras med reciprocitetskravet (RPR), som tillåter en ökning av storlekstoleransen för delelementet, om den faktiska geometriska avvikelsen (avvikelse i form, orientering eller placering) för standardiserat element utnyttjar inte till fullo de begränsningar som kraven ställer, MMR eller LMR. Exempel på tillämpning av material minimikrav och interaktion av storlek 05 Tolerans O_ o, oz9 och koncentricitetstolerans visas i fig. 2,18, b, och ett exempel på tillämpningen av kravet på det maximala materialet och samverkan mellan storleken 16_o, q och vinkelräthetstoleransen visas i fig. 2,18, v.

Exempel 2.2. Den beroende toleransen för inriktningen av hålet 016 + OD8 i förhållande till den yttre ytan 04O_o, 25 av hylsan som visas i fig. 2.19.

Det framgår av förklaringen att inriktningstoleransen beror på den faktiska storleken på elementet, vars axel är referensaxeln, dvs. ytor 04O_ о 25.

Ris. 2.18.a- minimalt material; b - minsta möjliga material och interaktion; v- maximalt material och interaktion

Ris. 2.19.

Minsta värdet för inriktningstoleransen som anges på ritningen (7st = 0,1 mm) motsvarar den maximala gränsen för materialet på den yttre ytan, i detta fall storleken d a = d max = 40 mm, dvs. på d a = d max = 40 mm

Om den yttre ytan är den verkliga storleken d a = d min, inriktningstoleransen kan ökas:

Mellanstora värden d a och deras motsvarande toleransvärden T m ges i tabellen. 2.9, och i fig. Figur 2.20 är ett diagram som visar inriktningstolerans mot faktisk storlek på bussningens yttre yta.

Ris. 2.20.

Beroende inriktningstoleransvärden, mm(se fig. 2.20)

Beroende tolerans- toleransen för placeringen av ytor, vars numeriska värde kan variera beroende på de faktiska dimensionerna för de övervägda och / eller grundläggande elementen. Beteckningen för den beroende toleransen inkluderar ett konventionellt tecken på platstoleransen, en indikation på radien eller diametral representation av toleransen, värdet på den konstanta delen av toleransen, en indikation på att toleransen är beroende (bokstaven M i en cirkel ). Om bokstaven M i en cirkel ligger efter toleransvärdet beror toleransen på de faktiska måtten på elementet i fråga. Om bokstaven M i en cirkel är efter beteckningen på basen, beror toleransen på baselementets faktiska dimensioner. Om bokstaven M i en cirkel visas efter toleransvärdet och samma beteckning visas efter basbeteckningen, beror toleransen på de faktiska måtten för de betraktade och baselementen.

Tilldelningen av en beroende tolerans innebär att den normaliserade avvikelsen kan gå utanför det toleransintervall som begränsas av den konstanta delen av toleransen, om en sådan avvikelse kompenseras av skillnaden i de faktiska dimensionerna för de betraktade och/eller grundläggande elementen från maximal materialgräns (till exempel genom att öka håldiametern eller minska axeldiametern). I fig. Figur 3.20 visar hur de beroende positionstoleranserna för axlarna för de två hålen på brädet ställs in i förhållande till basplanet A. Beroende toleranser, beroende på de aktuella måtten på de aktuella elementen, sätts den konstanta delen av toleransen i radieuttryck och är lika med 10 mikron. Däremot kan axlarna för hålen i en lämplig del förskjutas från det nominella läget med mer än 10 mikron, om denna förskjutning kompenseras genom att öka hålet upp till dess största begränsande storlek.

Slutsatsen om lämplighet i detta fall ges med hänsyn till hålets faktiska storlek, eftersom förskjutningen av dess axel från det nominella läget inte kan vara större än ökningen av den faktiska storleken jämfört med den minsta begränsande storleken.

Ris. 3.20. Standardisering av beroende positionstoleranser

En illustration som visar möjligheten att montera ihop passande delar när axeln för brädans vänstra hål är förskjuten från det nominella läget visas i fig. 3.21. Borrnings- och stiftaxlarna kan förskjutas med halva borrningsstegringen utan att monteringen påverkas.

Från exemplet är det tydligt att beroende toleranser är avsedda att öka utbytet av lämpliga delar genom att öka samlingen av delar, vars faktiska dimensioner är förskjutna mot detaljens minsta material.

Det är också tydligt att för att dra slutsatser om lämpligheten i detta fall är det nödvändigt att mäta positionen för hålens axlar och deras diametrar och sedan beräkna värdet på den kompenserade förskjutningen av axlarna, och först då kan en korrekt slutsats om lämpligheten ges.

I storskalig och massproduktion ger komplex kontroll av arbetspassmätaren ett entydigt svar på frågan om insamling av delar. För att dra slutsatser om lämpligheten är det också nödvändigt att ytterligare kontrollera hålens dimensioner med no-pass-mätare.

Ris. 3.21. Kompensation för förskjutning av hålets axel genom att öka

faktiska hålstorleken

Den "utskjutande toleranszonen" är normaliserad för ett element med begränsad längd, vilket tilldelar den fortsättningen av ett intilliggande element som inte är ett element i delen, men som är väsentligt för enhetens funktion. Till exempel bör hålet i stativplattan (fig. 3.22) vara vinkelrätt mot dess bas, och eftersom pelaren pressas in i den, är det lämpligt att ställa in vinkelräthetstoleransen på stativpelarens arbetslängd.

Ris. 3.22. Normalisering av den utskjutande vinkelräthetstoleransen

Så jag tittar på mer eller mindre prisvärda CAD-system som Kompas, T-Flex, SolidWorks, SolidEdge och, i värsta fall, Inventor, och jag hittar inte den elementära funktionalitet som krävs av konstruktörerna av gjuteriutrustning, mest för gjutning av metaller, inte plast. Tja, det är där i dessa program det finns sådana elementära möjligheter som: 1. Möjligheten att visa övergångslinjer på en ritning villkorligt i enlighet med paragraf 9.5 i GOST 2.305-2008 "ESKD. Bilder - vyer, sektioner, sektioner".
2. Förmåga att upprätta ritningar och överföra data till specifikationen för delar som erhålls från ämnen i enlighet med paragraf 1.3 "Ritningar av produkter med ytterligare bearbetning eller ändring" i enlighet med GOST 2.109-73 ESKD. "Grundkrav för ritningar". I SW implementeras detta med hjälp av SWPlus-makron, men i andra program hur?
3. Förmågan att automatiskt ta emot vyer och sektioner i ritningen av en gjutning med tunna linjer av delens bearbetade ytor i enlighet med klausul 3 i GOST 3.1125-88 - "ESTD. Regler grafiskt utförande element av gjuteriformar och gjutgods. "I SW2020 är detta till hälften implementerat med en alternativ positionsvy (i vyer kan du visa dessa tunna linjer, i sektioner kan du inte). Vad sägs om detta i andra program?
4. Möjlighet att ställa in storleken på radien till den lutande vridningen, det vill säga till ellipsen, som är närvarande hela tiden på delar med sluttningar (gjutgods, smide). Jag vet att i SW kan det göras. Vad sägs om detta i andra program?
5. Möjligheten att ställa in gjutningens noggrannhet enligt GOST R 53464-2009 - "Gjutgods från metaller och legeringar. Dimensionstoleranser, vikter och tillåtelser för mekanisk bearbetning". Och får följaktligen automatiskt toleranser för dimensionerna på de gjutna ytorna. Detta finns inte i något program. Gillar utvecklarna gjuteriarbetare?

Dessutom skulle det vara trevligt att veta skillnaden mellan en array i solid och andra cads. I samma tflex skapas arrayen snabbt och saktar ner mindre, men bara där är arrayen ett enda objekt. Att dölja / släcka en av komponenterna i arrayen eller välja en annan konfiguration för den kommer inte att fungera, som i den solida. Och eftersom tflexarna hänger i solida-grenen så kommer jag att gråta till dem, de kanske berättar varför. Jag måste spara ritningar i dxf. Och tflex, som det visade sig, konverterar inte ritningar till en 1: 1-skala före export och gör polylinjer eller linjer med bågar från splines. Med splines förstår jag att allt är entydigt, men med en skala? Skala i autocad för att inte erbjuda, åldern är inte densamma) När det gäller att arbeta med arrays kan du läsa (på engelska) - https://forum.solidworks.com/thread/201949 Vad i en fri och förkortad översättning) betyder - i de flesta fall är det bättre att göra flera arrayer istället för en.

Det är nödvändigt att göra 73,2 tusen små dubbar av två olika storlekar: 37 mm och 32 mm till ett pris av 10 rubel / styck från ditt material. Material AISI 431 eller 14Х17н2
En produktivitet på 2-8 tusen stift per vecka krävs. PULSAR23_Screw_pin_23.07.19.rar P23_Screw_pin_37_ (2 ark) _23.07.19.pdf P23_Screw_pin_32_ (2 ark) .pdf

Jag har laddat upp molnet till e-post https://cloud.mail.ru/public/heic/ZRvyFHBXn Jag kommer att försöka göra det här, jag undrar varför denna sammansättning inte kombineras till en av 3, men 2 tredjedelar har lätt växt tillsammans, bara den sista kan jag inte infoga ... eller snarare, jag kan infoga, det går inte den sista

Dekret Statsutskottet USSR enligt standarderna från 4 januari 1979 nr 31, datumet för introduktionen är satt

från 01.01.80

Denna standard fastställer reglerna för att indikera toleranser för form och placering av ytor på ritningar av produkter från alla industrier.

Termer och definitioner av toleranser för form och placering av ytor - i enlighet med GOST 24642-81.

De numeriska värdena för toleranserna för form och placering av ytor är i enlighet med GOST 24643-81.

Standarden överensstämmer helt med ST SEV 368-76.

1. ALLMÄNNA KRAV

1.1. Toleranserna för formen och placeringen av ytor anges i ritningarna med symboler.

Typen av tolerans för formen och placeringen av ytor bör anges på ritningen med de tecken (grafiska symboler) som anges i tabellen.

Toleransgrupp	Typ av antagning	Skylt
Formtolerans	Rakhetstolerans
	Flathetstolerans
	Rundhetstolerans
	Cylindrisk tolerans
	Profiltolerans för längdsnitt
Plats tolerans	Parallellism tolerans
	Fyrkantighetstolerans
	Lutningstolerans
	Inriktningstolerans
	Symmetritolerans
	Positionell tolerans
	Korsningstolerans, axlar
Övergripande form- och platstoleranser	Radiell utloppstolerans Avsluta runout tolerans Runout tolerans i en given riktning
	Full radiell utloppstolerans Tolerans för utlopp i hela ansiktet
	Tolerans för formen på en given profil
	Tolerans för formen på en given yta

Formerna och storlekarna på skyltarna anges i den obligatoriska bilagan.

Exempel på instruktioner i ritningarna för toleranser för form och placering av ytor ges i referensbilagan.

Notera ... De totala toleranserna för formen och placeringen av ytor, för vilka separata grafiska skyltar inte är installerade, betecknas med tecken på sammansatta toleranser i följande sekvens: platstoleranstecken, formtoleranstecken.

Till exempel:

Tecken på den totala toleransen av parallellitet och platthet;

Tecken på den totala toleransen för vinkelräthet och planhet;

Tecken på total tolerans för lutning och planhet.

1.2. Toleransen för form och placering av ytor får anges i text i de tekniska kraven, som regel, om det inte finns några tecken på typen av tolerans.

1.3. När du anger toleransen för formen och placeringen av ytor i de tekniska kraven, bör texten innehålla:

typ av antagning;

en indikation på ytan eller annat element för vilket toleransen är inställd (för detta används en bokstavsbeteckning eller ett konstruktivt namn som definierar ytan);

det numeriska värdet av toleransen i millimeter;

en indikation på baserna i förhållande till vilka toleransen är inställd (för platstoleranser och totala form- och platstoleranser);

en indikation på de beroende toleranserna för formen eller platsen (i tillämpliga fall).

1.4. Om det är nödvändigt att normalisera toleranserna för formen och placeringen som inte anges i ritningen med numeriska värden och inte begränsas av andra toleranser för formen och placeringen som anges på ritningen, måste de tekniska kraven i ritningen innehålla ett allmänt register över ospecificerade toleranser för form och plats med hänvisning till GOST 25069-81 eller andra dokument som fastställer ospecificerade form- och positionstoleranser.

Till exempel: 1. Ospecificerade toleranser för form och plats - enligt GOST 25069-81.

2. Ospecificerade toleranser för inriktning och symmetri - enligt GOST 25069-81.

(Införs dessutom, ändringsförslag nr 1).

2. APPLICERING AV TOLERANSETIKETTER

2.1. Med en konventionell beteckning indikeras data om toleranserna för formen och placeringen av ytor i en rektangulär ram uppdelad i två eller flera delar (Fig.,), där de placerar:

i den första - ett tecken på tolerans enligt tabellen;

i den andra - det numeriska värdet av toleransen i millimeter;

i den tredje och efterföljande - bokstavsbeteckningen för basen (s) eller bokstavsbeteckningen för den yta som platstoleransen är förknippad med (s.;).

Heck. elva

2.9. Främre numeriskt värde tolerans bör indikera:

symbol Æ , om det cirkulära eller cylindriska toleransfältet indikeras med en diameter (Fig. a);

symbol R, om ett cirkulärt eller cylindriskt toleransfält indikeras med en radie (Fig. b);

symbol T, om toleranserna för symmetri, skärningspunkten av axlar, formen på en given profil och en given yta, samt positionstoleranser (för det fall när positionstoleransfältet är begränsat till två parallella räta linjer eller plan) anges i diametrala termer (Fikon. v);

symbol T / 2 för samma typer av toleranser, om de anges i radietermer (Fig. G);

ordet "sfär" och symbolerÆ eller Rom toleransfältet är sfäriskt (fig. d).

Heck. 12

2.10. Det numeriska värdet för toleransen för formen och placeringen av ytor, som anges i ramen (Fig. a), avser ytans hela längd. Om toleransen hänför sig till någon del av ytan av en given längd (eller area), så indikeras den angivna längden (eller arean) bredvid toleransen och separeras från den med en sned linje (Fig. b, v), som inte ska vidröra ramen.

Om det är nödvändigt att tilldela en tolerans för hela ytlängden och för en given längd, anges toleransen för en given längd under toleransen för hela längden (Fig. G).

Heck. 13

(Ändrad utgåva, ändringsförslag nr 1).

2.11. Om toleransen ska hänvisa till en sektion belägen på en viss plats av elementet, indikeras denna sektion med en streckad linje och är begränsad i storlek enligt ritningen. ...

Heck. fjorton

2.12. Om det är nödvändigt att ställa in ett utskjutande platstoleransfält, anger du symbolen efter toleransens numeriska värde

Konturen av den utskjutande delen av det normaliserade elementet begränsas av en tunn heldragen linje, och längden och platsen för det utskjutande toleransfältet - av dimensioner (Fig.).

Heck. 15

2.13. Inskriptioner som kompletterar uppgifterna i toleransramen bör appliceras ovanför ramen under den eller som visas i fig. ...

Heck. 16

(Ändrad utgåva, ändringsförslag nr 1).

2.14. Om det för ett element är nödvändigt att ställa in två olika typer av tolerans, är det tillåtet att kombinera ramarna och ordna dem enligt funktionerna. (övre beteckning).

Om det för en yta krävs att samtidigt ange beteckningen för toleransen för formen eller platsen och dess bokstavsbeteckning som används för att normalisera en annan tolerans, kan ramar med båda beteckningarna placeras sida vid sida på förbindelselinjen (Fig. ., Nedre beteckning).

2.15. Upprepa samma eller olika typer toleranser betecknade med samma tecken, som har samma numeriska värden och hänvisar till samma baser, är det tillåtet att ange en gång i en ram från vilken man avviker anslutningsledning, förgrenade sig sedan till alla normaliserade element (fig.).

Heck. 17

Heck. arton

2.16. Toleranserna för formen och placeringen av symmetriskt placerade element på symmetriska delar anges en gång.

3. BETECKNING AV BASER

3.1. Baserna indikeras av en svärtad triangel, som är förbunden med en förbindelselinje till ramen. När du gör ritningar med hjälp av datorutgångsenheter är det tillåtet att inte svärta triangeln som anger basen.

Bastriangeln ska vara liksidig, med en höjd som är ungefär lika med teckenstorleken på dimensionstalen.

3.2. Om basen är en yta eller dess profil, placeras triangelns bas på ytans konturlinje (Fig. a) eller på dess fortsättning (fig. b). I detta fall bör anslutningslinjen inte vara en fortsättning på dimensionslinjen.

Heck. 19

3.3. Om basen är en axel eller ett symmetriplan, placeras triangeln i slutet av måttlinjen (Fig.).

Vid utrymmesbrist kan måttlinjens pil ersättas med en triangel som anger basen (Fig.).

Heck. tjugo

Om basen är en gemensam axel (fig. a) eller symmetriplan (fig. b) och av ritningen framgår det för vilka ytor axeln (symmetriplanet) är gemensam, då placeras triangeln på axeln.

Heck. 21

(Ändrad utgåva, ändringsförslag nr 1).

3.4. Om basen är centrumhålens axel, görs inskriptionen "Centeraxel" bredvid beteckningen för basaxeln (Fig.).

Det är tillåtet att beteckna centrumhålens basaxel i enlighet med ritningen. ...

Heck. 22

Heck. 23

3.5. Om basen är en viss del av elementet, indikeras den med en streckad linje och är begränsad i storlek i enlighet med ritningen. ...

Om basen är en viss plats för elementet, måste det bestämmas av dimensionerna enligt ritningen. ...

Heck. 24

Heck. 25

3.6. Om det inte finns något behov av att välja en av ytorna som bas pi, ersätts triangeln med en pil (Fig. b).

3.7. Om ramens förbindelse med basen eller annan yta, till vilken placeringens avvikelse hör, är svår, anges ytan med en stor bokstav inskriven i ramens tredje del. Samma bokstav är inskriven i en ram, som är ansluten till den avsedda ytan med en linje som är zippad i en triangel, om basen är betecknad (Fig. a ), eller en pil om den avsedda ytan inte är en bas (fig. b ). I det här fallet bör brevet placeras parallellt med huvudinskriften.

Heck. 26

Heck. 27

3.8. Om storleken på elementet redan har specificerats en gång, anges det inte på de andra dimensionslinjerna för detta element som används för referensbeteckningen för basen. Måttlinje utan dimension bör betraktas som del bassymbol (ritning).

Heck. 28

3.9. Om två eller flera element bildar en kombinerad bas och deras sekvens inte spelar någon roll (de har till exempel en gemensam axel eller symmetriplan), betecknas varje element oberoende och alla bokstäver är inskrivna i en rad i den tredje delen av ram (fig. , ).

3.10. Om det är nödvändigt att ställa in toleransen för platsen i förhållande till uppsättningen av baser, anges bokstavsbeteckningarna för baserna i oberoende delar(tredje och ytterligare) ramar. I det här fallet skrivs baserna i fallande ordning efter antalet frihetsgrader som de berövats (fig.).

Heck. 29

Heck. trettio

4. INDIKATION PÅ NOMINELL POSITIONERING

4.1. Linjära och vinkelmått som bestämmer den nominella platsen och (eller) den nominella formen på elementen som begränsas av toleransen, vid tilldelning av positionstolerans, lutningstolerans, tolerans för formen på en given yta eller en given profil, anges på ritningarna utan gränsavvikelser och är inneslutna i rektangulära ramar (Fig.) ...

Heck. 31

5. UTECKNING AV BEROENDE TOLERANSER

5.1. Beroende form och positionstoleranser indikerar konventionella tecken som sätts:

efter det numeriska värdet av toleransen, om den beroende toleransen är associerad med de faktiska dimensionerna för elementet i fråga (Fig. a);

efter bokstavsbeteckningen för basen (fig. b) eller utan bokstavsbeteckning i den tredje delen av ramen (Fig. G), om den beroende toleransen är relaterad till de faktiska dimensionerna för baselementet;

efter det numeriska värdet för toleransen och bokstavsbeteckningen för basen (Fig. v) eller utan bokstavsbeteckning (fig. d), om den beroende toleransen är relaterad till de faktiska dimensionerna för de övervägda elementen och baselementen.

5.2. Om plats- eller formtolerans inte anges som beroende anses den vara oberoende.

Heck. 32

BILAGA 2
Referens

EXEMPEL PÅ RITNINGSTOLERANSER FÖR YTORS FORM OCH POSITION

Typ av antagning	Indikering av toleranser för form och placering med konventionell beteckning	Förklaring
1. Rakhetstolerans		Rakhetstoleransen för konens generatris är 0,01 mm.
		Torraxelns rakhetstoleransÆ 0,08 mm (beroende tolerans).
		Ytans rakhetstolerans är 0,25 mm över hela längden och 0,1 mm över en längd av 100 mm.
		Ytans rakhetstolerans i tvärriktningen är 0,06 mm, i längdriktningen är 0,1 mm.
2. Planhetstolerans		Ytans planhetstolerans är 0,1 mm.
		Ytplanhetstolerans 0,1 mm över en yta av 100´ 100 mm.
		Planhetstoleransen för ytor i förhållande till det gemensamma intilliggande planet är 0,1 mm.
		Planhetstoleransen för varje yta är 0,01 mm.
3. Rundhetstolerans		Skaftrundhetstolerans 0,02 mm.
		Konens rundhetstolerans är 0,02 mm.
4. Tolerans för cylindrisk karaktär		Axelcylindricitetstolerans 0,04 mm.
		Axelcylindricitetstolerans 0,01 mm över en längd av 50 mm. Skaftrundhetstolerans 0,004 mm.
5. Tolerans för profilen för det längsgående snittet		Skaftrundhetstolerans 0,01 mm. Toleransen för profilen för axelns längsgående sektion är 0,016 mm.
		Toleransen för profilen för axelns längsgående sektion är 0,1 mm.
6. Parallellism tolerans		Ytans parallellitetstolerans i förhållande till ytan A 0,02 mm.
		Tolerans för parallellitet för det gemensamma angränsande ytplanet i förhållande till ytan A 0,1 mm.
		Parallellitetstolerans för varje yta i förhållande till ytan A 0,1 mm.
		Toleransen för parallellitet till hålets axel i förhållande till basen är 0,05 mm.
		Toleransen för parallellitet för hålens axlar i det gemensamma planet är 0,1 mm. Toleransen för snedställningen av hålens axlar är 0,2 mm. Bas - hålaxel A.
		Tolerans för parallellitet till hålets axel i förhållande till hålets axel A 00,2 mm.
7. Vinkelriktighetstolerans		Ytans vinkelräta tolerans mot ytan A 0,02 mm.
		Hålaxelns vinkelräta tolerans i förhållande till hålaxeln A 0,06 mm.
		Vinkelriktighetstolerans för utsprångets axel i förhållande till ytan A Æ 0,02 mm.
		Vinkelriktighetstoleransen för smittkoppsutsprånget i förhållande till basen är 0, l mm.
		Perpendicularitetstoleransen för utsprångets axel i tvärriktningen är 0,2 mm, i längdriktningen är 0,1 mm. Bas - bas
		Tolerans för vinkelräthet hos hålaxeln i förhållande till ytanÆ 0,1 mm (beroende tolerans).
8. Lutningstolerans		Ytans lutningstolerans i förhållande till ytan A 0,08 mm.
		Tolerans för lutning av hålets axel i förhållande till ytan A 0,08 mm.
9. Inriktningstolerans		Hålinriktningstolerans i förhållande till hålÆ 0,08 mm.
		Koaxialitetstolerans för två hål i förhållande till deras gemensam axel Æ 0,01 mm (beroende tolerans).
10. Tolerans för symmetri		Symmetritolerans för spåret T 0,05 mm. Bas - symmetriplan för ytor A
		Hålsymmetritolerans T 0,05 mm (beroende tolerans). Basen är symmetriplanet för ytan A.
		Symmetritolerans för smittkoppshål i förhållande till spårens allmänna symmetriplan AB T 0,2 mm och i förhållande till spårens allmänna symmetriplan VG T 0,1 mm.
11. Positionstolerans		Hålaxelns positionstoleransÆ 9,06 mm.
		Positionstolerans för hålaxlarÆ 0,2 mm (beroende tolerans).
		Positionstolerans för 4-hålsaxlarÆ 0,1 mm (beroende tolerans). Bas - hålaxel A(toleransberoende).
		4-håls positionstoleransÆ 0,1 mm (beroende tolerans).
		Positionstolerans 3 gängade hål Æ 0,1 mm (beroende tolerans) i området som ligger utanför delen och sticker ut 30 mm från ytan.
12. Tolerans för skärning av axlar		Hålskärningstolerans T 0,06 mm
13. Radiell utloppstolerans		Den radiella utloppstoleransen för axeln i förhållande till konens axel är 0,01 mm.
		Ytans radiella utloppstolerans i förhållande till den gemensamma axeln är ytlig A och B 0,1 mm
		Radiell utloppstolerans för en yta i förhållande till hålets axel A 0,2 mm
		Radiell utloppstolerans för hålet 0,01 mm Första basen - ytan L. Den andra basen är ytaxeln B. Ändutloppstoleransen i förhållande till samma baser är 0,016 mm.
14. Tolerans för ansiktsutbrott		Slututloppstolerans på en diameter på 20 mm i förhållande till ytaxeln A 0,1 mm
15. Runout tolerans i en given riktning		Utloppstolerans för konen i förhållande till hålets axel A i riktningen vinkelrät mot könens generatris 0,01 mm.
16. Tolerans för full radiell utlopp		Radiell utloppstolerans i förhållande till den gemensamma axeln är ytlig A och B 0,1 mm.
17. Tolerans för full face runout		Toleransen för ytans hela yta i förhållande till ytaxeln är 0,1 mm.
18. Tolerans för formen på en given profil		Tolerans för formen på en given profil T 0,04 mm.
19. Tolerans för formen på en given yta		Tolerans av formen på en given yta i förhållande till ytor A, B, C, T 0,1 mm.
20. Total tolerans för parallellitet och planhet		Den totala toleransen för parallellitet och planhet hos ytan i förhållande till basen är 0,1 mm.
21. Total tolerans för fyrkantighet och planhet		Den totala toleransen för vinkelräthet och planhet hos ytan i förhållande till basen är 0,02 mm.
22. Total lutning och planhetstolerans		Den totala toleransen för lutningen och ytans planhet i förhållande till basen 0,05 mi

Anmärkningar:

1. I de givna exemplen indikeras toleranserna för inriktning, symmetri, position, skärning av axlar, formen på en given profil och en given yta i diametrala termer.

Det är tillåtet att ange dem i ett radieuttryck, till exempel:

I den tidigare utgivna dokumentationen, toleranserna för inriktning, symmetri, axelförskjutningar från den nominella positionen (positionstolerans), indikerade med tecken respektive eller text i specifikationen ska förstås som radiella toleranser.

2. En indikation av toleranserna för form och placering av ytor i textdokument eller i ritningens tekniska krav bör ges i analogi med texten i förklaringen till konventioner form- och platstoleranser som anges i denna bilaga.

I detta fall bör de ytor som toleranserna för form och placering hör till eller som tas som bas betecknas med bokstäver eller deras designnamn bör utföras.

Det är tillåtet att ange ett tecken istället för orden "beroende tolerans"och istället för att ange före det numeriska värdet för teckenÆ ; R; T; T / 2post i texten, till exempel "axelpositionstolerans på 0,1 mm i diametral termer" eller "symmetritolerans på 0,12 mm i radiella termer".

3. I den nyutvecklade dokumentationen bör en post i de tekniska kraven för toleranser för ovalitet, avsmalnande, pipa och sadelform vara t.ex. följande: "Tolerans för ytans ovalitet A 0,2 mm (halva skillnaden i diametrar).

I den tekniska dokumentation som utvecklats före 01.01.80 definieras gränsvärdena för ovalitet, avsmalnande, pipa och sadelform som skillnaden mellan de största och minsta diametrarna.

(Ändrad utgåva, ändringsförslag nr 1).

Sida 1

sida 2

s. 3

s. 4

s. 5

sida 6

sida 7

sida 8

sida 9

s. 10

sida 11

s. 12

s. 13

s. 14

s. 15

sida 16

s. 17

s. 18

s. 19

s. 20

s. 21

sida 22

GRUNDLÄGGANDE BESTÄMMELSER FÖR UTBYTEBARHET

BEROENDE FORMTOLERANSER,
PLACERING OCH SAMORDNING STORLEKAR

ALLMÄNNA TILLÄMPNINGSBESTÄMMELSER

STATLIG STANDARD FÖR RYSSLAND
Moskva

STATLIG STANDARD FÖR RYSKA FEDERATIONEN

Datum för introduktion 01.01.94

Denna standard gäller de beroende toleranserna för form, placering och koordinerande dimensioner för maskindelar och anordningar och fastställer de grundläggande bestämmelserna för deras tillämpning.

Kraven i denna standard är obligatoriska.

1. ALLMÄNNA BESTÄMMELSER

1.1. Termer och definitioner relaterade till avvikelser och toleranser för dimensioner, form och placering av ytor, inkl. till de beroende toleranserna för form och plats, - enligt GOST 25346 och GOST 24642.

Instruktioner på ritningarna av de beroende toleranserna för formen och placeringen av ytor - enligt GOST 2.308, koordinerande dimensioner - enligt GOST 2.307.

1.1.10. Ytan av symmetri av verkliga plana element är platsen för mittpunkterna för de lokala dimensionerna av ett element som begränsas av nominellt parallella plan.

1.1.11. Koordinerande storlek- storleken som bestämmer platsen för elementet i det valda koordinatsystemet eller i förhållande till ett annat element (element).

1.2. Beroende toleranser tilldelas endast för element (deras axlar eller symmetriplan) som är hål eller axlar i enlighet med definitionerna i enlighet med GOST 25346.

1.3. Beroende toleranser tilldelas som regel när det är nödvändigt att säkerställa monteringen av delar med ett gap mellan de matchande elementen.

Anmärkningar:

1. Fri (utan interferens) montering av delar beror på den sammanfogade påverkan av de faktiska dimensionerna och faktiska avvikelser i läget (eller formen) av de sammankopplingselement. Form- eller positionstoleranserna som anges på ritningarna är beräknade från minimiavstånden i avsatserna, d.v.s. förutsatt att elementens dimensioner görs vid gränsen för det maximala materialet. Avvikelsen av elementets faktiska storlek från den maximala materialgränsen leder till en ökning av gapet i anslutningen av detta element med den parade delen. När gapet ökar kommer motsvarande ytterligare avvikelse i form eller plats som den beroende toleransen tillåter inte att resultera i ett brott mot monteringsvillkoren. Exempel på tilldelning av beroende toleranser: positionstoleranser för axlarna för släta hål i flänsarna genom vilka bultarna som fäster dem passerar; inriktningstoleranser för stegformade axlar och bussningar anslutna till varandra med ett gap; toleranser för vinkelräthet mot referensplanet för axlarna för släta hål, i vilka glas, pluggar eller lock ska gå in.

2. Beräkningen av minimivärdena för de beroende toleranserna för formen och placeringen, fastställda av designkraven, beaktas inte i denna standard. När det gäller positionstoleranserna för hålens axlar för fästelement, ges beräkningsmetoden i GOST 14140.

3. Exempel på tilldelning av beroende toleranser för form, placering, koordinerande dimensioner och deras tolkning ges i bilaga 1, tekniska fördelar med beroende toleranser - i bilaga 2.

1.4. Beroende toleranser för form, placering och koordinerande dimensioner säkerställer montering av delar enligt metoden för fullständig utbytbarhet utan något val av parade delar, eftersom ytterligare avvikelser i form, placering eller koordinerande dimensioner för ett element (eller element) kompenseras för genom avvikelser i de faktiska dimensionerna av element i samma del.

1.5. Om det utöver montering av delar är nödvändigt att säkerställa andra krav på delarna, till exempel hållfasthet eller utseende, då när man tilldelar beroende toleranser är det nödvändigt att kontrollera att dessa krav uppfylls vid de maximala värdena för de beroende toleranserna.

1.6. Begränsade toleranser för form-, placerings- eller koordinatdimensioner bör i allmänhet inte tilldelas i fall där form- eller placeringsavvikelser påverkar sammansättningen eller funktionen av delar, oavsett de faktiska dimensionsavvikelserna för elementen och inte kan kompenseras för av dem. Exempel är positionstoleranser för delar eller element som bildar interferenspassningar eller övergångspassningar som säkerställer kinematisk noggrannhet, balans, täthet eller täthet, inkl. toleranser för placeringen av hålens axlar för växlarnas axlar, säten för rullager, gängade hål för dubbar och kraftiga skruvar.

1.7. Beteckningar

I denna standard används följande symboler:

d, d 1 , d 2 - den nominella storleken på elementet i fråga;

d a- den lokala storleken på elementet i fråga.

d a max, d en min- De största och minsta lokala dimensionerna för elementet i fråga.

d LMc- gränsen för minimimaterialet för elementet i fråga.

d LMco- gränsen för minsta basmaterial;

d mms- gränsen för det maximala materialet i det aktuella elementet;

d mms o- maxgränsen för basmaterialet;

d sid- storleken på konjugationen av elementet i fråga;

d po- storleken på baskompisen;

d υ- den begränsande effektiva storleken på det aktuella elementet;

L - nominell koordinerande storlek;

RTP Ma, RTP M max, RTP M min- respektive de faktiska, maximala och lägsta värdena för de beroende toleranserna för inriktning, symmetri, skärning av axlar och positionella i radiellt uttryck;

T a, T d 1, T d 2- Toleransen för storleken på elementet i fråga.

T d 0- tolerans för basstorlek;

T ma- Generaliserad beteckning av det faktiska värdet av den beroende toleransen för formen, platsen eller koordinerande storleken;

t M max, TM min- generaliserad beteckning av maximi- och minimivärdena för den beroende toleransen för formen, platsen: eller den koordinerande storleken;

TF ma,TF M max,TF M min- respektive de faktiska, högsta och lägsta värdena för den beroende formtoleransen;

TF z- tillåtet överskridande av minimivärdet för den beroende formtoleransen;

TL ma, TL M max, TL M min- respektive de faktiska, högsta och lägsta värdena för den beroende toleransen för den koordinerande storleken;

TL z- tillåtet överskridande av minimivärdet för den beroende toleransen för den koordinerande storleken;

TP ma, TP M max, TP M min- respektive de faktiska, högsta och lägsta värdena för den beroende toleransen för platsen för elementet i fråga;

TR mao (TP zo),TR mtaho- respektive giltig (lika med det tillåtna överskridandet av den beroende toleransen för baselementets placering) och det maximala värdet för den beroende toleransen för basens placering;

TR ma- det faktiska värdet av den beroende platstoleransen, beroende på avvikelserna i dimensionerna för elementet i fråga och basen;

TP z- det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende positionstoleransen på grund av avvikelsen i storleken på elementet i fråga.

2. BEROENDE FORMTOLERANSER

2.1. Följande formtoleranser kan tilldelas av beroenden:

Rakhetstolerans för den cylindriska ytaxeln;

Planhetstoleransen för symmetriytan hos plana element.

2.2. Med beroende formtoleranser begränsar de begränsande dimensionerna för elementet i fråga endast eventuella lokala dimensioner för elementet. Passningsstorleken längs med den normaliserade sektionens längd, till vilken formtoleransen hör, kan gå utanför storlekstoleransfältet och begränsas av den begränsande effektiva storleken.

2.3. Det tillåtna överskottet av minimivärdet för den beroende formtoleransen bestäms beroende på elementets lokala storlek.

2.4. Formlerna för att beräkna det tillåtna överskottet av minimivärdet för den beroende formtoleransen, såväl som de faktiska och maximala värdena för den beroende formtoleransen och den begränsande effektiva storleken anges i tabellen. 1.

bord 1

Beräkningsformler för beroende formtoleranser

Fastställt värde
	för axlar	för hål
	d MMC - d a	d a - d MMC
TR Ma	TF M min + TF z	TF M min + TF z
TF M max	TF M min + T d	TF M min + T d
	d MMC + TF M min	d MMC - TF M min

Notera. Formler för TF z och TR ma, anges i tabellen. 1, motsvarar tillståndet när alla lokala dimensioner av elementet är desamma och för cylindriska element finns inga avvikelser från rundheten. Om dessa villkor inte är uppfyllda, värdena TF z och TR ma kan endast uppskattas grovt (till exempel om i formlerna istället för d a ersättande värden d a max för axlar eller d en min för hål). Det är avgörande att villkoret uppfylls så att den verkliga ytan inte går utöver den strömbegränsande konturen, vars storlek är d υ.

3. BEROENDE POSITIONERINGSTOLERANSER

3.1. Beroenden kan tilldelas följande platstoleranser:

Vinkelriktighetstoleransen för en axel (eller symmetriplan) i förhållande till ett plan eller en axel;

Lutningstolerans för en axel (eller plan - symmetri) i förhållande till ett plan eller en axel;

Inriktningstolerans;

Symmetritolerans;

Axelkorsningstolerans;

Positionell tolerans för en axel eller symmetriplan.

3.2. Med beroende platstoleranser begränsa avvikelser storleken på elementet i fråga och basen tolkas i enlighet med GOST 25346.

3.3. Det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende positionstoleransen bestäms beroende på avvikelsen mellan den aktuella elementets och/eller basens passande storlek från motsvarande maximala materialgräns.

Beroende på kraven för delen och hur den beroende toleransen anges på ritningen, kan det beroende toleransvillkoret utökas:

På det aktuella elementet och på basen samtidigt, när utvidgningen av platstoleransen är möjlig både på grund av avvikelser i storleken på det aktuella elementets styrmans storlek och på grund av avvikelser i storleken på styrmannen på det aktuella elementet. bas;

Endast på det aktuella elementet, när utvidgningen av platstoleransen endast är möjlig på grund av avvikelsen i storleken vid konjugationen av det aktuella elementet;

Endast till basen, när utvidgningen av platstoleransen endast är möjlig på grund av avvikelsen i storleken på basmataren.

3.4. Formler för beräkning av det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende platstoleransen, när villkoret för den beroende platstoleransen utvidgas till det aktuella elementet, samt för att bestämma de faktiska och maximala värdena för den beroende platstoleransen och begränsning av den effektiva storleken på elementet i fråga ges i tabell. 2 och 3.

3.5. Om beroende toleranser är inställda för ömsesidigt arrangemang två eller flera betraktade element, sedan värdena som anges i tabellen. 2 och 3, beräknas för varje betraktat element separat enligt dimensionerna och toleranserna för motsvarande element.

Tabell 2

Beräkningsformler för beroende positionstoleranser i diametrala termer (överskrider minimivärdet för den beroende toleransen på grund av avvikelser i storleken på elementet i fråga)

Fastställt värde
	för axlar	för hål
	d MMC - d sid	d p ​​- d MMC
TR Ma	TP M min + TP z	TP M min + TP z
TF M max	TP M min + T d	TP M min + T d
	d MMC + TP M min	d MMC - TP M min

Tabell 3

Beräkningsformler för beroende positionstoleranser i radiellt uttryck (överskrider minimivärdet för den beroende toleransen på grund av avvikelser i storleken på elementet i fråga)

Fastställt värde
	för axlar	för hål
	0,5 (d MMC - d sid)	0,5 (d p ​​- d MMC)
RTR Ma	RTP M min + RTP z	RTP M min + RTP z
RTP M max	RTP M min + 0,5 T d	RTP M min + 0,5 T d
	d MMC+ 2 RTP M min	d MMC - 2 RTP M min

3.6. När tillståndet för den beroende toleransen sträcker sig till basen, tillåts dessutom avvikelse (förskjutning) av basaxeln eller symmetriplanet i förhållande till elementet (eller elementen) i fråga. Formler för att beräkna de faktiska och maximala värdena för den beroende toleransen för basens placering, såväl som den begränsande effektiva storleken på basen ges i tabellen. 4.

Tabell 4

Beräkningsformler för beroende toleranser för basläge

Fastställt värde
	för axlar	för hål
TP zo = TRMao	d MMCo - d po	d po - d MMCo
TR M max o
	Positioneringstoleranser i diametrala termer
RTP zo = RTP Mao	0,5 (d MMCo -d po)	0,5 (d po - d MMCo)
RТР М max о	0,5 T gör	0,5 T gör
	Begränsa den effektiva basstorleken

3.7. Om, i förhållande till denna bas, en beroende tolerans för placeringen av ett beaktat element fastställs, kan det faktiska värdet för denna tolerans ökas med det faktiska värdet av den beroende toleransen för basens placering enligt tabellen. 4 med hänsyn till längderna och placeringen i axiell riktning för elementet och basen i fråga (se bilaga 1, exempel 7).

Om relativa toleranser för placeringen av flera element fastställs i förhållande till en given bas, kan den beroende toleransen för basens placering inte användas för att öka det faktiska värdet av den beroende toleransen för den relativa positionen för elementen i fråga (se Bilaga 1, exempel 8).

4. BEROENDE TOLERANSER FÖR SAMORDNINGSSTORLEKAR

4.1. Beroende kan tilldelas toleranser för följande koordinerande dimensioner som bestämmer platsen för elementens axlar eller symmetriplan:

Avståndstolerans mellan planet och elementets axel (eller symmetriplan);

Avståndstolerans mellan axlarna (symmetriplan) för två element.

4.2. Med beroende toleranser för koordinerande dimensioner tolkas de maximala avvikelserna för dimensionerna för de aktuella elementen i enlighet med GOST 25346.

4.3. Det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende positionstoleransen bestäms beroende på avvikelsen av den passande storleken för elementet (eller elementen) i fråga från motsvarande maximala materialgräns.

4.4. Formler för beräkning av det tillåtna överskridandet av minimivärdet för den beroende toleransen för den koordinerande storleken, de faktiska och maximala värdena för den beroende toleransen för den koordinerande storleken, såväl som de begränsande effektiva dimensionerna för de element som övervägs ges i Tabell. 5.

Tabell 5

Beräkningsformler för beroende toleranser för koordinerande dimensioner

	Fastställt värde
		för axlar	för hål
	TL M max	d MMC - d sid TL M min + TL z TL M min + T d d MMC + TL M min	d MMC - d sid TL M min + TL z TL M min + T d d MMC + TL M min
	TL M max d 1υ d 2υ	|d 1MMC - d 1sid | + |d 2MMC - d 2sid | TL M min + TL z TL M min + T d 1 + T d 2
		d 1MMC + 0,5 TL M min d 2MMC + 0,5 TL M min	d 1MMC - 0,1 TL M min d 2MMC - 0,5 TL M min

5. NOLL BEROENDE POSITIONERINGSTOLERANSER

5.1. De begränsade positioneringstoleranserna kan ställas in på noll. I detta fall tillåts placeringsavvikelser inom eloch endast under förutsättning att passningsstorleken avviker från den maximala materialgränsen.

5.2. Med en nollberoende platstolerans är dimensionstoleransen den kumulativa dimensionen och platstoleransen för objektet. I det här fallet begränsar gränsen för det maximala materialet måttens storlek och är den begränsande effektiva storleken på elementet, och gränsen för det minsta materialet begränsar elementets lokala dimensioner.

I extrema fall kan fältet för den totala toleransen för storlek och placering användas fullt ut för lokaliseringsavvikelser om passningsdimensionen görs vid gränsen för minimimaterialet, eller för storleksavvikelser om lokaliseringsavvikelsen är noll.

5.3. Tilldelningen av separata toleranser för storleken på ett element och den beroende toleransen för dess placering kan ersättas av tilldelningen av en total tolerans för storlek och placering i kombination med en nollberoende tolerans för placering, om, enligt monteringsvillkoren och delens funktion är det tillåtet att för detta element sammanfaller gränsstorleken för parning med gränsen för effektiv storlek fastställd enligt separata toleranser för storlek och plats. Motsvarande ersättning tillhandahålls genom att öka storlekstoleransen genom att flytta den maximala materialgränsen med ett belopp som är lika med minimivärdet för den beroende positioneringstoleransen i diametrala termer, samtidigt som den minsta materialgränsen bibehålls, som visas i fig. 2. Exempel på likvärdigt utbyte av separata toleranser för storlek och placering visas i fig. 3, samt i bilaga 1 (exempel 10).

Jämfört med den separata tilldelningen av storlek och positionstolerans, tillåter en nollberoende positioneringstolerans inte bara att öka positionsavvikelsen på grund av storleksavvikelserna från den maximala materialgränsen, utan också att öka storleksavvikelsen med en motsvarande minskning av positionsavvikelsen .

Notera. Det är inte tillåtet att ersätta de separata toleranserna för storlek och plats med den totala toleransen för storlek och placering med en noll-beroende platstolerans är inte tillåtet för element som passar ihop under montering, där det inte finns något garanterat spel som kompenserar för minimivärdet för den beroende. separat platstolerans, till exempel för toleranser för placeringen av gängade hål i anslutningar typ B enligt GOST 14143.

5.4. Sambandet mellan avvikelser i storlek och placering inom den totala toleransen (med noll beroende platstoleranser) är inte reglerat. Om det behövs kan det ställas in i den tekniska dokumentationen, med hänsyn till tillverkningsprocessens egenheter genom att tilldela en element-för-element-gräns för det maximala materialet för den lokala storleken eller parningsstorleken ( d ′ MMCåt helvete. 2). Övervakning av efterlevnaden av denna gräns under acceptanskontrollen av produkter är inte obligatorisk.

5.5. Nollberoende positioneringstoleranser kan ställas in för alla typer av positioneringstoleranser som anges i avsnitt 3.1.

Anmärkningar:

1. Nollberoende formtolerans motsvarar tolkningen av de begränsande dimensionerna i enlighet med GOST 25346 och det rekommenderas inte att tilldela det.

2. Istället för nollberoende toleranser för koordinerande dimensioner bör nollberoende positionstoleranser tilldelas.

6. INSPEKTION AV DELAR MED BEROENDE TOLERANSER

6.1. Delar med beroende toleranser kan inspekteras på två sätt.

6.1.1. Komplex metod, där iakttagandet av principen om maximalt material övervakas, till exempel med hjälp av mätare för att styra platsen (formen), anordningar för koordinatmätningar, där de begränsande effektiva konturerna simuleras och de uppmätta elementen är i linje med dem; projektorer genom att överlagra bilden av verkliga element på bilden av de begränsande driftskonturerna. Oberoende av denna kontroll styrs måtten på elementet i fråga och basen separat.

Notera. Kalibertoleranser för positionskontroll och beräkning av deras dimensioner är i enlighet med GOST 16085.

6.1.2. Separat mätning av avvikelser i storleken på det betraktade elementet och/eller basen och avvikelser av placering (form eller koordinerande storlek), begränsad av den beroende toleransen, följt av beräkning av det faktiska värdet av den beroende toleransen och kontroll av villkoret att den faktiska avvikelsen av platsen (form eller koordinerande storlek) inte överstiger det faktiska värdet av den beroende toleransen.

6.2. I händelse av avvikelser mellan resultaten av komplex och separat kontroll av avvikelser i form, plats eller koordinerande dimensioner, begränsade av beroende toleranser, är resultaten av komplex kontroll skiljedom.

BILAGA 1

Referens

EXEMPEL PÅ TILLDELNING AV BEROENDE TOLERANSER OCH DERES TOLKNING

Den beroende toleransen för hålaxelns rakhet anges enligt fig. 4a.

Hålets lokala dimensioner bör vara mellan 12 och 12,27 mm;

Den verkliga ytan av hålet bör inte gå utöver den begränsande effektiva konturen - en cylinder med en diameter

d υ = 12 - 0,3 = 11,7 mm.

Faktiska värden för den beroende toleransen för axelns rakhet vid olika betydelser lokala hålstorlekar anges i tabellen i fig. 4.

I extrema fall:

Om alla lokala dimensioner av hålet görs lika med den minsta begränsande dimensionen d mms= 12 mm, då blir toleransen för axelns rakhet 0,3 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig. 4b);

Om alla värden d a hål görs lika med den största gränsstorleken d LMc= 12,27 mm, då blir toleransen för axelns rakhet 0,57 mm (maxvärdet för den beroende toleransen, fig. 4c).

12,00 d MMc

Den beroende toleransen för planheten hos plattans symmetriyta ställs in enligt fig. 5a.

Delen måste uppfylla följande krav:

Tjockleken var som helst bör vara mellan 4,85 och 5,15 mm;

Ytor A plattorna bör inte gå utöver den begränsande effektiva konturen - två parallella plan, avståndet mellan vilka är 5,25 mm.

Faktiska värden för den beroende planhetstoleransen vid olika betydelser lokala plåttjocklekar anges i tabellen i fig. 5. I extrema fall:

Om tjockleken på plattan på alla ställen görs lika med den största gränsstorleken d mms= 5,15 mm, då blir symmetriytans planhetstolerans 0,1 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig.5b),

Om tjockleken på plattan på alla ställen görs lika med den minsta begränsande storleken d LMc= 4,85 mm, då blir symmetriytans planhetstolerans 0,4 mm (maxvärdet för den beroende toleransen, fig. 5c).

5,15 d MMc
4,85 d LMc

Den beroende toleransen för vinkelrätheten hos utsprångets axel i förhållande till planet specificeras enligt fig. 6a.

Delen måste uppfylla följande krav:

Lokala diametrar på utsprånget bör vara mellan 19,87 och 20 mm, och diametern på utsprånget i kombination bör inte vara mer än 20 mm;

Ytan på utsprånget bör inte gå utöver den begränsande effektiva konturen - en cylinder med en axel vinkelrät mot basen A och diameter

d υ = 20 + 0,2 = 20,2 mm.

20,00 d MMc
19,87 d LMc

De faktiska värdena för den beroende toleransen för axelns vinkelräthet för olika värden på diametern på utsprånget längs matningen anges i tabellen i fig. 6 och visas grafiskt i diagrammet (fig. 6b).

I extrema fall:

Om diametern på utsprånget längs parningen görs lika med den största gränsstorleken d mms= 20 mm, då blir toleransen för axelns vinkelräthet 0,2 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig. 6c);

Om diametern på det passande utsprånget och alla lokala diametrar görs lika med den minsta begränsande storleken d LMc = 19,87 mm, då blir axelns vinkelräthetstolerans 0,33 mm (maximivärdet för den beroende toleransen, fig. 6d).

Toleransen för lutningen av spårets symmetriplan i förhållande till planet är specificerad A enligt djävulen. 7a.

Delen måste uppfylla följande krav:

Spårets lokala mått måste ligga mellan 6,32 och 6,48 mm, och passningsmåttet måste vara minst 6,32 mm;

Spårets sidoytor bör inte gå utöver den begränsande effektiva konturen - två parallella plan placerade i en vinkel på 45° mot referensplanet A och åtskilda från varandra

d υ= 6,32 - 0,1 = 6,22 mm.

De faktiska värdena för den beroende toleransen för lutningen av spårets symmetriplan, beroende på dess storlek i kombination, anges i tabellen i fig. 7 och visas grafiskt i diagrammet (fig. 7b).

I extrema fall:

Om bredden på skåran vid mate är lika med den minsta gränsstorleken d mms= 6,32 mm, då kommer toleransen för lutningen av spårets symmetriplan att vara 0,1 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig. 7c);

Om bredden på det passande spåret och alla lokala dimensioner på spåret är lika med den största gränsstorleken d LMc= 6,48 mm, då blir toleransen för lutningen av symmetriplanet 0,26 mm (det maximala värdet för den beroende toleransen, Fig. 7d).

6,32 d mms
6,48 d LMc

Den beroende toleransen för koaxialiteten hos den yttre ytan i förhållande till bashålet ställs in enligt fig. 8a; villkoret för beroendetoleransen gäller endast för elementet i fråga.

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala diametrarna på den yttre ytan bör ligga mellan 39, 75 och 40 mm, och den passande diametern bör inte vara mer än 40 mm;

Den yttre ytan bör inte gå utöver den begränsande aktiva konturen - en cylinder med en diameter på 40,2 mm, koaxiell med bashålet.

De faktiska värdena för den beroende inriktningstoleransen i diametrala termer beroende på diametern vid passningen av den yttre ytan ges i tabellen i fig. 8 och visas i diagrammet (fig. 8b).

I extrema fall:

Om diametern vid passningen av den yttre ytan är lika med den största gränsstorleken d mms= 40 mm, då är inriktningstoleransen Ø 0,2 mm

(minimivärdet för den beroende toleransen, fig. 8c);

Om parningsdiametern och alla lokala diametrar på den yttre ytan är lika med den minsta gränsstorleken d LMc= 39,75 mm, då blir inriktningstoleransen Ø 0,45 mm (maxvärdet för den beroende toleransen, Fig. 8d).

40,00 d mms
39,75 d LMc

Den beroende positionstoleransen för de fyra hålens axlar i förhållande till varandra ställs in enligt fig. 9a.

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala diametrarna för alla hål måste vara mellan 6,5 och 6,65 mm, och diametrarna vid gränssnittet mellan alla hål måste vara minst 6,5 mm

d υ= 6,5 - 0,2 = 6,3 mm,

vars axlar upptar en nominell position (i ett exakt rektangulärt gitter med en storlek på 32 mm). De faktiska värdena för positionstoleransen i det diametrala uttrycket för axeln för varje hål, beroende på diametern vid matchningen av motsvarande hål, anges i tabellen i fig. 9 och visas i diagrammet (fig. 9b). I extrema fall:

d mms= 6,5 mm, då kommer positionstoleransen för detta håls axel att vara Ø 0,2 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, fig. 9b);

d mms= 6,65 mm, då kommer positionstoleransen för detta håls axel att vara Ø 0,35 mm (maxvärdet för den beroende toleransen, Fig. 9c).

Mätdiagrammet för att kontrollera placeringen av hålens axlar, som implementerar de begränsande effektiva konturerna, visas i fig. 9d.

6,50 d mms
6,65 d LMc

Den beroende toleransen för koaxialiteten hos den yttre ytan av hylsan i förhållande till hålet ställs in enligt fig. 10a; tillståndet för den beroende toleransen specificeras för basen.

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala diametrarna på den yttre ytan bör vara mellan 39, 75 och 40 mm, och den passande diametern bör inte vara mer än 40 mm;

De lokala diametrarna för bashålet bör vara mellan 16 och 16,18 mm, och den passande diametern bör vara minst 16 mm;

Den yttre ytan bör inte gå utöver den begränsande effektiva konturen - en cylinder med en diameter

d υ= 40 + 0,2 = 40,2 mm,

vars axel sammanfaller med bashålets axel, om dess passningsdiameter är lika med den minsta gränsstorleken d mms ungefär = 16 mm. De faktiska värdena för den beroende toleransen för inriktning, beroende på storleken vid konjugationen av den yttre ytan, anges i tabellen i fig. 10 (kolumn 2) och mätt från Ø 0,210 mm (vid d mms= 40 mm) upp till Ø 0,45 mm (vid d LMc= 39,75 mm);

Ytan på bashålet bör inte gå utöver konturen av det maximala materialet - en cylinder med en diameter på 16 mm ( d mms o), koaxiell med den begränsande effektiva konturen av den yttre ytan. Giltiga toleransvärden TR mao på förskjutningen av basaxeln i förhållande till axeln för den maximala materialkonturen, beroende på diametern vid sammankopplingen av bashålet, anges i tabellen i fig. 10 (4:e raden från toppen) och variera från 0 (kl d mms o= 16 mm) upp till Ø 0,18 mm (vid d LMco= 16,18 mm).

		Totala värdet TR 'ma = TR ma +TP Mao

Det totala faktiska värdet av den beroende toleransen för koaxialiteten hos den yttre ytan i förhållande till hålet, beroende på storleksavvikelserna för både det betraktade elementet och basen för en given konfiguration av delen (båda elementen har samma längd och samma läge i axiell riktning) är

TR ′ ma = TR Ma + TR mao

Värdena TR "ma på olika storlekar om konjugationen av elementet i fråga och basen ges i tabellen i fig. 10. I extrema fall:

Om dimensionerna för passande element är gjorda enligt den maximala materialgränsen ( d p ​​= 40 mm, d po = 16 mm), sedan TR ′ ma =Ø 0,2 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig. 10b);

Om måtten på mataren och alla lokala dimensioner på elementen är gjorda enligt den lägsta materialgränsen ( d sid= 39,75 mm; d po= 16,18 mm), sedan TR ′ ma =Ø 0,63 mm (maximalt värde för den beroende toleransen, bild 10c).

Med andra konfigurationer av delar, när elementet i fråga och basen är åtskilda i axiell riktning, beror det totala faktiska värdet av den beroende inriktningstoleransen på längden på elementen, storleken på deras separation i axiell riktning, samt på arten av avvikelsen från inriktningen (förhållandet mellan parallell och vinkelförskjutning av axlarna).

Till exempel för detaljen som visas i fan. 11a, i fallet med vinkelförskjutning av elementaxlarna (fig. 11b), kommer det maximala värdet för den beroende inriktningstoleransen att vara lika med

TR′ max= 2

Men med en parallell förskjutning av axlarna (fig. 11c), kommer det maximala värdet för den beroende inriktningstoleransen att vara annorlunda:

TR′ max= 2

Om arten av axlarnas avvikelse är okänd är det avgörande att följa principen om maximalt material, till exempel vid kontroll med en mätare som visas i fig. 11d.

Den beroende positionstoleransen för de fyra hålens axlar ställs in i förhållande till varandra och i förhållande till bashålets axel enligt fig. 12a; tillståndet för den beroende toleransen specificeras för basen.

5,5 d mms		7,00 d mmso
5,62 d LMco
		7,15 d LMco

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala diametrarna för de fyra perifera hålen måste vara mellan 5,5 och 5,62 mm, och diametrarna vid sammankopplingen av dessa hål måste vara minst 5,5 mm;

De lokala diametrarna för bashålet måste vara mellan 7 och 7,15 mm, och den passande diametern måste vara minst 7 mm;

Ytorna på de perifera hålen bör inte gå utöver de begränsande effektiva konturerna - cylindrar med en diameter

d υ = 5,5 - 0,2 = 5,3 mm,

vars axlar upptar en nominell position (i ett exakt rektangulärt gitter med en storlek på 32 mm); gittrets centrala symmetriaxel sammanfaller med bashålets axel om dess storlek i kombination görs enligt den minsta begränsande storleken ( dmmsO = 7 mm). Faktiska värden för den beroende positionstoleransen för axeln för varje beaktat hål TR ma beroende på passningsdiametern för motsvarande hål anges i tabellen i fig. 12 och variera från Ø 0,2 mm (vid dmms = 5,5 mm) upp till Ø 0,32 mm (med d LMc= 5,62 mm), fig. 12b, c;

Ytan på bashålet bör inte gå utöver konturen av det maximala materialet - en cylinder med en diameter på 7 mm ( d υ o = d MMCo), vars axel sammanfaller med den centrala symmetriaxeln för de begränsande aktiva konturerna av de fyra hålen. Faktiska värden för positionstoleransen för utgångshålets axel TR mao beroende på diametern vid sammankopplingen av detta hål anges i tabellen i fig. 12 och variera från 0 (kl dmmsO = 7 mm) upp till Ø 0,15 mm (vid d LMco= 7,15 mm), fig. 12b, c. Denna positionstolerans kan inte användas för att vidga positionstoleranserna för perifera hål i förhållande till varandra.

Mätschemat för att kontrollera placeringen av hålens axlar, som implementerar de begränsande effektiva konturerna för de fyra perifera hålen och konturen av det maximala materialet i bashålet, visas i fig. 12g.

Den beroende toleransen för avståndet mellan de två hålens axlar anges enligt ritningen. 13a.

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala diametrarna för det vänstra hålet måste vara mellan 8 och 8,15 mm, och den passande diametern måste vara minst 8 mm;

De lokala diametrarna för det högra hålet måste vara mellan 10 och 10,15 mm, och den passande diametern måste vara minst 10 mm;

Hålens ytor bör inte gå utöver de begränsande effektiva konturerna - cylindrar med diametrar på 7,8 och 9,8 mm, vars avstånd mellan axlarna är 50 mm. De faktiska värdena för den beroende toleransen för avståndet mellan axlarna som motsvarar detta tillstånd, beroende på diametrarna vid konjugationen av båda hålen, anges i tabellen i fig. 13.

I extrema fall:

Om diametrarna vid sammankopplingen av båda hålen är lika med den minsta gränsstorleken d 1Mms = 8 mm och d 2Mms= 10 mm, då kommer de maximala avvikelserna för avståndet mellan axlarna att vara ± 0,2 mm (minimivärdet för den beroende toleransen, Fig. 13b);

Om parningsdiametrarna och alla lokala diametrar för båda hålen är lika med den största gränsstorleken d 1 L ms= 8,15 mm och d 2 L ms = 10,15 mm, då blir de maximala avvikelserna för avståndet mellan hålens axlar ± 0,35 mm (det maximala värdet för den beroende toleransen, Fig. 13c).

Mätschemat för att kontrollera avståndet mellan axlarna för två hål, som implementerar de begränsande effektiva konturerna av hålen, visas i fig. 13d.

d 1 sid	d 2sid
	± 0,5 T LMa

Den nollberoende positionstoleransen för de fyra hålens axlar i förhållande till varandra anges enligt fig. 14a.

V detta exempel för den del som betraktas i exempel 6 (fig. 8) gjordes en ekvivalent ersättning av de separata toleranserna för storlek och placering med en utökad storlekstolerans med en nollberoende tolerans för placering.

Delen måste uppfylla följande krav:

De lokala måtten för alla hål måste vara mellan 6,3 och 6,65 mm, och diametrarna vid gränssnittet mellan alla hål måste vara minst 6,3 mm;

Ytorna på alla hål bör inte gå utöver de begränsande effektiva konturerna - cylindrar med en diameter

d υ= 6,3 - 0 = 6,3 mm,

vars axlar upptar en nominell position (i ett exakt rektangulärt gitter med en storlek på 32 mm).

De faktiska värdena för positionstoleransen i det diametrala uttrycket för axeln för varje hål, beroende på diametern vid matchningen av motsvarande hål, anges i tabellen i fig. 14 och visas i diagrammet (fig. 14b).

I extrema fall:

Om diametern vid detta håls mate är lika med den minsta gränsstorleken d mms= 6,3 mm, då ska hålets axel uppta den nominella positionen (positionsavvikelsen är noll); i detta fall kan hela fältet för den totala toleransen för storleken och placeringen av elementet användas för avvikelser av den lokala diametern och avvikelser i hålformen;

Om diametern vid konjugationen av detta hål och alla dess lokala diametrar är lika med den största begränsande storleken d LMc= 6,65 mm, då kommer positionstoleransen för detta håls axel att vara Ø 0,35 mm (det maximala värdet för den beroende toleransen); i detta fall kan hela den totala toleransen för elementets storlek och position användas för positionsavvikelser.

Mätdiagrammet för att styra placeringen av hålens axlar, som implementerar de begränsande effektiva konturerna, visas i fig. 14c.

6,30 d mms
6,65 d LMc

BILAGA 2

Referens

TEKNOLOGISKA FÖRDELAR MED BEROENDE TOLERANSER

1. Tekniska fördelar med beroende toleranser av form och plats jämfört med oberoende är främst i det faktum att de tillåter användning av mindre exakta, men mer ekonomiska metoder för bearbetning och utrustning, samt minskar förluster från avslag. Om området för teknisk spridning av platsavvikelser överstiger värdet av platstoleransen (oberoende eller beroende), ökar andelen lämpliga delar med beroende platstoleranser i jämförelse med oberoende toleranser på grund av:

Delar med avvikelser i form och placering som överstiger minimivärdet, men som inte överstiger det faktiska värdet för den beroende toleransen;

Delar för vilka avvikelser i form och placering, även om de överstiger det faktiska värdet, inte överstiger det maximala värdet för den beroende toleransen; dessa delar är återvinningsbara defekter och kan omvandlas till användbara genom ytterligare bearbetning av elementet för en motsvarande förändring av dess storlek mot gränsen för minimimaterialet, till exempel genom att borra eller brotscha hål (se exempel i fig. 15).

2. Om området för teknisk spridning av lokaliseringsavvikelser är begränsat, med utgångspunkt från villkoret att det praktiskt taget inte finns något korrigerbart eller slutgiltigt äktenskap på grund av lokaliseringsavvikelser (det vill säga så att dess andel inte överstiger en given procentandel av risken), då detta fält kommer att vara större för den beroende platstoleransen, jämfört med oberoende.

Dess ökning kan bestämmas med hänsyn till lagarna för fördelning av avvikelser i storlek och plats, andelen risk, förhållandet mellan toleranserna för storlek och plats. Preliminärt, för att bedöma det möjliga området för teknisk spridning, kan det tas lika med det faktiska värdet av den beroende platstoleransen när de faktiska dimensionerna för elementen är uppfyllda i mitten av dimensionstoleransfältet.

3. Om villkoret för beroende tolerans gäller basen, gör detta det möjligt att förenkla designen av baselementen för tekniska anordningar, till exempel ledare och kalibrar, eftersom deras baselement kan göras inte självcentrerande, men styv med en konstant storlek som motsvarar maxgränsen för basmaterialet. Förskjutningen av delens bas på grund av gapet mellan den och baselementet på fixturen eller mätaren, som uppstår när basens storlek avviker från den maximala materialgränsen, i detta fall tillåts av den beroende positionstoleransen.

4. Med beroende platstoleranser har tillverkaren möjlighet att vid behov öka (i den tekniska dokumentationen) minimivärdet för den beroende platstoleransen på grund av en motsvarande minskning av storlekstoleransfältet på sidan av det maximala materialet.

5. Beroende toleranser gör det möjligt att rimligen använda mätare för att kontrollera platsen (form, koordinerande dimensioner) i enlighet med GOST 16085, bedöma lämpligheten av en del genom att gå in i den. Funktionsprincipen för sådana kalibrar är helt förenlig med konceptet med beroende toleranser.

Med oberoende toleranser för platsen kan användningen av kaliber visa sig vara omöjlig eller kräva en preliminär omräkning av en oberoende tolerans till en beroende (främst i teknisk dokumentation) eller användning av en speciell metod för att beräkna de exekutiva dimensionerna för kaliber .

Oberoende platstolerans

Beroende platstolerans

INFORMATIONSDATA

1 . UTVECKLAD OCH INTRODUCERAD av All-Union Scientific Research and Design Institute of Measuring Instruments in Mechanical Engineering

UTVECKLARE

A.V. Vysotsky, Cand. tech. vetenskaper; M.A. Paley(ämnesledare), Cand. tech. vetenskaper; LA. Ryabinin; O.V. Buyanina

2 . GODKÄND OCH SÄTTA I EFFEKT genom dekretet av Rysslands statliga standard av den 28.07.92 nr 794

3 ... Perioden för den första besiktningen är 2004, inspektionsfrekvensen är 10 år.

4 . Standarden överensstämmer med den internationella standarden ISO 2692-88 vad gäller terminologi (s.1.1.1 - 1.1.5 , 1.1.9 ) och exempel (exempel1 , 3 , 4 , 6 , 7 (fan.11 ), 8 , 10 )

5 . INTRODUCERAS FÖR FÖRSTA GÅNGEN

6 . REFERENS FÖRESKRIFTER OCH TEKNISKA DOKUMENT

1.1, 1.2, 3.2, 4.2, 5.5

ISO 1101 / 2-74