常用结合件的互换性.doc

第6章 常用结合件的互换性
课时：4学时
重点：各结合件配合的选择
难点: 螺纹的作用中径及其合格性判断原则

6.1 滚动轴承的互换性
一、滚动轴承的组成和型式
滚动轴承是各种机械设备中广泛应用的标准部件，它由内圈、外圈、滚动体和保持架等零件组成。如图（挂图）所示。

滚动轴承由于应用的埸合不同，
设计和制造了各种不同的形式，按轴承所能承受负荷的作用方向分为：
向心轴承（深沟球轴承及圆柱滚子轴承）主要用以承受径向负荷。
推力轴承仅能承受轴向负荷。
向心推力轴承能承受径向与轴向同时作用的联合负荷。
按轴承中滚动体的种类分为：球轴承、滚子轴承、滚针轴承。
滚动轴承工作时，其内圈与轴、外圈与外壳孔不作相对运动，仅滚动体相对于内、外圈旋转。工作时要求运转平稳，在较高转速和较大载荷下具有一定的工作寿命，并且应可以拆卸更换。
二、 滚动轴承的公差等级及其应用
GB/T307.3—1996中规定，按滚动轴承的基本尺寸精度和旋转精度将其分为：P0，P6（P6x），P5，P4，P2五个公差等级，分别对应于原标准（GB307.3—84）中的G，E(Ex)，D，C，B五个等级，其中，P0级精度最低，P2级精度为最高。P6x级仅用于圆锥滚子轴承。各公差等级的滚动轴承应用如下：
P0级轴承在图样上可不作表示，如6203为P0级公差等级的深沟球轴承。P0级轴承用在旋转精度要求不高的一般旋转机构中，如普通机床中的变速机构、进给机构，普通电机、水泵等动力机械中的旋转机构，因此，它是机械制造业中应用面最广，使用最多的轴承。
P6，P5，P4级轴承通常称为精密轴承，在图样上应在轴承代号后加注级别代号，如6205/P4表示4级公差等级的深沟球轴承。精密轴承常用于旋转精度要求较高的旋转机构中。如普通机床主轴的前轴承多用5级，后轴承多用6级，较精密机床主轴的轴承采用4级。
P2级用于精密机床或机械中特别精密的部位。如精密坐标镗床的主轴轴承等。
三、 滚动轴承与轴颈和外壳孔的配合
1. 滚动轴承内、外径公差带的特点
滚动轴承内、外圈都是薄壁零件，在制造和保管过程中容易变形，
但当其装配后，这种变形又往往能得到一些矫正，因此国标对轴承内、外径的尺寸公差做了两种规定：
（1）规定了内、外径尺寸的最大值与最小值，以限制变形量；
（2）规定了内、外径的最大值与最小值的平均值（平均内径dmp、
平均外径Dmp）的公差，以用于轴承的配合。
轴承内圈与轴颈的配合如前所述为基孔制，外圈与壳体孔的配合为基轴制，内外径公差带如下图所示：

可见，内孔虽然是基孔制配合，但其公差带位置与一般光滑工件基准孔不同，其公差带偏置在零线以下。这种特殊的布置给配合带来一个特点，即在采用相同轴公差带的前提下，其所得的配合比一般孔、轴配合要紧些，这是为了适应滚动轴承配合的特殊需要。因为大多数情况下，轴承内圈是随传动轴轴颈一起转动，传递扭矩，不允许有相对运动，故两者配合应具有一定的过盈，但由于其是薄壁零件，又常常需要维修拆换，故过盈量又不宜过大，而一般基准孔的公差带，布置在零线的上侧，若选用过盈配合则可能过盈量较大，若选用过渡配合，又可能出现间隙，为此国标将滚动轴承内径公差带布置在零线的下侧，这样，当其和过渡配合类中轴用的基本偏差k、m、n等构成配合时，将获得比过渡配合规定的过盈量稍大的过盈配合。并且轴的基本偏差就是配合的最小过盈，有利于配合的选用。
滚动轴承外圈安装在壳体孔中，一般不传递扭矩，故其配合不要求太紧，其公差带仍象基准轴一样，布置在零线的下侧。
轴承平均内、外径的公差值见有关轴承标准。
2. 与滚动轴承配合的轴颈和外壳孔的公差带
滚动轴承的公差带按所选轴承精度已经确定如前图所示，设计
时，只需要确定与轴承相配合的轴颈公差带和壳体孔公差带。
GB/T275—93中规定了轴承与轴颈（17种）和外壳孔（16种）配合的常用公差带（见表6.1）它们与轴承配合的公差带如下图所示：
图中轴颈与外壳孔公差带的上、下偏差值由GB/T1800.3—1998查取。
由图可见，轴承内圈与轴颈的配合比GB/T1800中基孔制同名配合要紧一些，g6、g5、h6、h5轴颈与轴承内圈的配合不再是间隙配合，而成为过渡配合，k5、k6、m5、m6与内圈的配合不再是过渡配合，而成为过盈配合。其余各种配合也都有所变紧。
至于外圈与外壳孔的配合同GB/T1800中基轴制同名配合相比较，配合性质基本一致，相差不大。
四、滚动轴承配合的选择
配合选择的根据主要是轴承的工作条件，如负荷类型、负荷大小、
工作温度、旋转精度、旋转速度、径向游隙大小等。而其中最主要的是负荷的类型和大小。
1.负荷类型：作用在轴承上的合成径向负荷，由滚动体和内、
外圈来承受，根据合成径向负荷相对于套圈工作时的方向，可将合成径向负荷分为三种类型：
⑴局部负荷：负荷与套圈相对静止。即负荷作用方向始终不变地
作用在套圈滚道的局部区域内。如图：固定不转的外圈所承受的即为局部负荷。
⑵循环负荷：负荷与套圈相对旋转。即负荷顺次地作用在套圈滚
道的整个圆周上。如图中，旋转的内圈所承受的即为循环负荷。
⑶摆动负荷：负荷与套圈在一定区域内相对摆动。即负荷的大小
和方向变动地作用在套圈滚道的部分圆周上。

对于局部负荷，一般应采用较松的配合，以便于装拆，并使套圈在工作过程中，在冲击、振动和磨擦力的作用下缓慢转动，以保证套圈滚道全部区域都参加工作而磨损均匀，从而延长轴承寿命，但也不能太松，一般应选过渡配合或具有极小间隙的间隙配合。
对循环负荷，为保证轴承的正常运动，应选紧一点的配合，即较紧的过渡配合或较小过盈的过盈配合。过盈的大小，以轴承在负荷下工作时，其套圈在轴上或外壳孔内的配合表面上不产生“爬行”现象为原则。但过盈量不可太大，否则会使轴承内部的游隙减少以至完全消失，产生过大的接触应力，从而影响其工作性能。
对摆动负荷，其配合的松紧与循环负荷相同或稍松一点。
1. 负荷的大小：国标将当量径向负荷P分成：轻、正常和重负
荷三种情况：
轻负荷 P≤0.07c (c为轴承额定动负荷)
正常负荷 0.07c<P≤0.15c
重负荷 P>0.15c
轴承在重负荷和冲击负荷作用下，套圈易变形，减小了过盈量，
使配合松动。因此，对于重负荷，应选较紧的配合，负荷愈重，其配合过盈量应愈大，承受变动的负荷要比承受平稳的负荷选用较紧的配合。
2. 旋转精度和旋转速度
对旋转精度要求较高的轴承，应避免采用间隙配合，以减少由于
的存在而产生的变形和振动。旋转精度越高一般应配合越紧。
旋转速度越高时，也应选越紧的配合。
此外，还要考虑轴承的工作温度、径向游隙、轴和外壳孔的材料、装拆是否频繁等因素。表6.2、6.3可供选择时参考。
五、配合面的形位公差和表面粗糙度
与轴承配合的表面应具有较高的圆柱度要求，轴承的定位端面应
有端面圆跳动的要求，其公差值见表6.4所示。
与轴承配合的表面应具有较高的表面质量，其粗糙度参数值见表6.5所示。
标注示例：

应用举例：
在Z4012型台钻上，皮带轮通过花键套带动主轴旋转，花键套与轴承座间装有两个6205的深沟球轴承，皮带施给轴承的Pmax=500N,而6205的C=11KN，试选择轴承的配合及标注轴颈和外壳孔的形位公差、表面粗糙度值。
解：轴承主要承受皮带的拉力作用，且负荷方向不变，故不转的外圈承受局部负荷，内圈随花键套一起旋转，为循环负荷。
由于500/11000=0.045，即P=0.045C 属轻负荷。
台钻旋转精度要求一般，故轴承选P0级精度。
由此查表取：花键套外径（轴）公差带为j6
轴承座孔 公差带为J7（∵整体式，且不允许有轴向位移，故选紧一点）。
形位公差和表面粗糙度如上图：

6.2 键和花键结合的互换性
通过键使轴与轴上零件结合在一起的联结称为键联结。键和花键主要用于轴和带毂零件（如齿轮、蜗轮等），实现周向固定以传递转矩的轴毂联接。其中，有些还能实现轴向固定以传递轴向力；也可用做导向联接。键联结属可拆卸联结，在机械中应用广泛。
一、平键结合的互换性
平键结合是单键联结中应用最多的联结（此外还有半圆键、楔键等），平键又分为普通平键和导向平键两种。
普通平键用于固定联结，导向平键用于导向联结。
平键制造经济，装拆方便，且对中性较好，可用于较高精度联结，固应用广泛。
1. 平键联结的剖面尺寸
平键联结的剖面尺寸及键槽型式都已标准化，如下图所示：

2. 平键联结的公差与配合
由于键联结所传递的扭矩和导向运动是通过键和键槽两者的侧面进行的，因此，键与键槽的宽度（b）是单键联结的主要参数。
（1） 键宽b的公差带
在键联结中，由于键宽同时要与轴槽宽和轮毂槽的宽度分别配合，且配合性质的要求往往不同，所以，国家标准规定，键宽采用基轴制配合。且标准对键宽尺寸b仅规定了一种公差带—h9，这样键可采用精拔型钢，其长宽尺寸均不需加工。
（2）配合种类
平键联结中宽度的不同配合是依靠改变轴槽和轮毂槽的宽度公差带的位置来实现的，根据不同用途的需要，键联结可分为：
配合种类
尺寸b的公差
应用范围
键
轴槽
毂槽
较松联结
h9
H9
D10
主要用于导向平键。如车床变速箱中的滑移齿轮
一般联结
N9
Js9
单件和成批生产且载荷不大时。如一般机械制造中用于定位及传递扭矩
较紧联结
P9
P9
传递重载、冲击载荷或双向扭矩时
GB对键的其它尺寸也只规定了一种公差带，如键高尺寸为h11,键长h14轴槽长H14等，各尺寸公差带的上下偏差见139页表6.12。
3. 键槽的位置公差和表面粗糙度
在键联结中除了对有关尺寸有公差要求外，键槽实际中心平面对其基准轴线的对称度误差也要加以控制，因为对称度误差会造成键联结装配困难，还使键的工作面受力为均，装配后键和键槽发生弹性变形，从而影响其配合性质。
对称度公差应根据功能要求和键宽尺寸选取，一般可按GB1184-1996中7～9级对称度公差选取。
当键长L与键宽b之比大于或等于8时（L/b≥8时）键槽两侧面对轴线应有平行度公差要求。且当b≤6时，平行度公差选用7级；当b≤8～36时，选用6级；当b≥40时，平行度公差选用5级。
键侧的Ra≤2.5μm；键槽侧的Ra≤3.2μm；槽底的Ra≤6.3～12.5μm；标注如图所示：

二、花键联结件的互换性
花键联结是通过花键孔和花键轴作为联结件，用以传递扭矩和轴向移动的，花键孔是将若干个键槽与轮毂制成一个整体，花键轴是将若干个键与轴制成一个整体。
与平键联接相比，花键联结具有下列优点：①定心精度高；②导向性好；③承载能力强。因而在机械中获得广泛应用。当然花键在制造上比平键的成本要高。花键联结可作固定联结，也可作滑动联结。
1. 矩形花键的定心方式
花键联结的互换性由内、外花键的大径D、小径d和键（糟）宽B三个主要尺寸参数所确定，若要求这三个尺寸同时起配合定心作用，以保证内、外花键同轴度是很困难的，而且它们的配合性质还会受到内、外花键形位误差的影响。
在实际设计中，应将其中一个参数规定较高的精度，作为主要配合尺寸而起定心作用，其余两参数则规定较低精度，作为次要配合尺寸，并留有较大间隙，以补偿其形位误差的影响，同时避免制造装配上的困难。此外由于扭矩是通过键与键槽的侧面来传递的，因此键和键槽宽即使不作定心尺寸也应有一定的精度。
旧标准规定的定心方式有如下三种：

传统工艺以大径定心用得较多，因为通常花键轴硬度较高，用外圆磨容易使大径达到较高精度，而花键孔硬度稍低点，可用花键拉刀来保证其大径的精度。
但是当花键孔硬度要求较高（HRC40以上）时
花键孔定心面粗糙度参数要求小Ra≤1.25μm时 ｝宜采用小径定心
单件生产或D＞120mm时
因为硬度高需要热处理，而热处理后变形往往较大，需用磨削加工进行修复，以保证其配合尺寸精度。而粗糙度参数Ra值小，拉削也难以保证，也需内圆磨削来达到要求。单件生产或D＞120mm时，制造专用拉刀也是不经济的。
键宽b定心适用于载荷较大，传递双向扭矩，且定心精度要求不高的重系列花键（如汽车中的万向接头）。
新标准（GB/T1144-2001）规定的定心方式只有一种---小径定心。这是因为随着生产的发展和工艺水平的提高，对定心表面的表面粗糙度要求和硬度要求在不断提高，用传统工艺已达不到要求，且淬硬后的变形也不能用拉削修复，所以小径定心成为花键联结的发展方向。用小径定心，花键孔可用内圆磨削加工保证，花键轴可用专用的花键磨床磨削加工，均可达到较高的表面质量要求，且淬硬后的变形也可由磨削进行修正。
2. 矩形花键的公差与配合
GB/T1144一2001规定的小径d、大径D及键（槽）宽B的尺寸公差带如下图所示及表6.13所列（142页）。

表6.13 内、外花键尺寸公差带(摘自GB/T1144-2001)
内 花 键
外 花 键
装配型式
d
D
B
d
D
B
不热处理
要热处理
一 般 用
H7
H10
H9
H11
f7
a11
d11
滑动
g7
f9
紧滑动
h7
h10
固定
精 密 传 动 用
H5
H10
H7、H9
f5
a11
d8
滑动
g5
f7
紧滑动
h5
h8
固定
H6
f6
d8
滑动
g6
f7
紧滑动
h6
h8
固定
由表可见，花键联结采用的是基孔制配合，根据松紧要求的不同，花键联结也有三种配合型式，即：
滑动配合：d：H7/f7 D: H10/a11 b: H11/d10用于导向；
紧滑动配合d：H7/g7 D: H10/a11 b: H11/f9用于轴向移动等；
固定配合d：H7/h7 D: H10/a11 b: H11/h10用于传递较大扭矩。
精密传动在此基础上提高一至二级。
3. 矩形花键的形位公差和表面粗糙度
为保证花键的装配和使用性能，对大批量生产的花键采用综合量规检验，用位置度公差控制其形位误差。对单件、少量生产不用综合量规检验，用对称度公差控制其形位误差。
对较长的花键，可根据产品性能自行规定键侧对轴线的平行度公差。图样标注如下：

4. 矩形花键的标注
花键联结在图纸上的标注，按顺序包括以下项目：键数N，小径d，大径D，键宽B，花键公差带代号。示例如下：
花键规格： NdDB 623266
花键副： 623266 GB1144—2001
内花键： 623H726H106H11 GB1144—2001
外花键： 6 23266d10 GB1144—2001
5. 矩形花键的检测
花键的检测分为单项检测和综合检测，单项检测是用通用量具分别对各尺寸（D、d、B）、大径对小径的同轴度及键齿位置度误差进行测量，以保证各尺寸及形位精度。综合检测适用于大批量生产，用量规检测。

6.3 普通螺纹结合的互换性
螺纹结合由相互结合的内、外螺纹组成。内外螺纹通过相互旋合及牙侧面的接触作用，实现零部件间的联结、紧固及相对位移等功能，在机械制造中应用广泛。
螺纹按其用途主要可分为联结螺纹和传动螺纹。
联结螺纹又称为紧固螺纹，用于紧固和联结零件，其牙型为三角形，如公制普通螺纹、管螺纹等，对它的主要要求是可旋合性和联接的可靠性。
传动螺纹用于传递动力或位移，其牙型有梯形、矩形和锯齿形等，如丝杠、丝杠螺母（梯形），对它的主要要求是传递动力要可靠，传动比要稳定（位移准确）。
一、公制普通螺纹的基本牙型及主要几何参数
公制普通螺纹的基本牙型如图所示：

基本牙型是指在螺纹的轴剖面内，截去原始三角形的顶部和底部，所形成的螺纹牙型。（小写字母为外螺纹的几何参数，大写字母为内螺纹的几何参数）。从图中可以看出螺纹的主要几何参数有：
（1）大径（d或D） 与外螺纹牙顶或内螺纹牙底相重合的假想圆柱体的直径，称为大径。国家标准规定，普通螺纹大径的基本尺寸为螺纹的公称尺寸。
（2）小径（d或D） 与外螺纹牙底或内螺纹牙顶相重合的假想圆柱体的直径，称为小径。（d或D=D-1.0825P）
(d或D=D-2×5H／8= D-2×5／8×cos30°P= D-5/4×0.866P)
（3）中径（d或D） 中径是一个假想圆柱的直径，该圆柱的母线通过牙型上沟槽和凸起宽度相等且等于P/2的地方(D=D-0.6495P)

(d或D=D-2×3H／8=D-2×3／8×cos30°P=D-3/4×0.866P)
（4）单一中径 一个假想圆柱的直径，该圆柱的母线通过牙型上沟槽宽度等于螺距基本尺寸一半的地方。当螺距无误差时，螺纹的中径就是螺纹的单一中径。当螺距有误差时，单一中径与中径是不相等的，如上图所示。单一中径在实际螺纹上可测得，常把它近似看作实际中径。
（5）牙型角α和牙型半角(α／2 ) 在螺纹牙型上，两相邻牙侧间的夹角称谓牙型角,对于公制普通螺纹，牙型角 α＝ 60°。牙侧与螺纹轴线的垂线间的夹角为牙型半角, 牙型半角α/2＝30°。牙型半角的大小和倾斜方向与螺纹的旋合性、接触面积有关，故也是影响其互换性的主要参数之一。
（6）螺距（P）与导程（Pn） 螺距是指相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离；导程是指在同一条螺旋线上相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。对单线螺纹，导程等于螺距；对多头（线）螺纹，导程等于螺距与线数（n）的乘积：Pn＝nP 。
相结合的内、外螺纹的基本螺距相等。螺距有粗牙和细牙之分，应按GB规定的系列选用，一般粗牙螺纹在标注中不注出螺距值（如M10-）而细牙螺纹要注出螺距值（如M16×1-）
螺距的大小决定了螺纹牙侧的轴向位置，螺距误差会影响螺纹的旋合性和轴向传动精度，所以螺距是螺纹公差与配合的主要参数之一。
（7）螺纹旋合长度（L） 它是指两相配合螺纹，沿螺纹轴线方向相互旋合部分的长度。分为L（长）、N（中）、S（短）三种。
二、螺纹几何参数对互换性的影响
影响螺纹结合互换性的主要几何参数误差有螺距误差，牙型半角误差和中径误差。
1. 螺距误差的影响
螺距误差分为：局部误差△P和累积误差△PΣ
△P指在螺纹全长上，任意单个实际螺距对公称螺距的最大差值。
△PΣ指在规定长度内，任意个实际螺距对公称螺距的最大差值，它与旋合长度有关，是主要影响因素。
△ PΣ= n Pa- n P
对于联接螺纹，△PΣ会使内外牙侧面发生干涉而影响旋合性，并使载荷集中在少数几扣牙侧面，影响连接的可靠性与承载能力，对于传动螺纹，△PΣ会影响运动精度及空回行程的大小。
△PΣ主要是由加工机床运动链的传动误差引起的，若用成型刀具如板牙、丝锥加工，则刀具本身的△PΣ会直接影响造成工件的△PΣ。
为便于分析，假设内螺纹具有理想的牙型，外螺纹仅螺距有误差，且螺距大于内螺纹的螺距，在几个螺牙长度上，螺距累积误差为△PΣ ，这时在牙侧处将产生干涉（如图6.13中阴影线部分）。为避免产生干涉，可把外螺纹的实际中径减小fp值或把内螺纹的实际中径增加fp值。fp值叫做螺距误差的中径当量。

由图6.13中△abc可知： fp =1.732｜△PΣ｜
2. 牙型半角误差的影响
△/2是实际牙型半角与公称牙型半角之差，即
△/2是由于实际牙型角制造不准确（刀具的角度误差引起）或牙型角平分线不垂直于螺纹轴线（刀具的安装误差引起）造成的，或两者综合造成的。
牙型半角误差同样会使牙侧干涉而影响螺纹的旋合性、并由于牙侧间的接触面积减小而影响联结强度。
为便于分析，假设内螺纹具有理想的牙型，外螺纹仅牙型半角有误差。如下图所示，当外螺纹的牙型半角小于（′/2＜/2图a或大于（′/2＞/2图b）内螺纹的牙型半角时，在牙侧处将产生干涉（图中阴影线部分）。为避免产生干涉，可把外螺纹的实际中径减小值或把内螺纹的实际中径增加值。值叫做半角误差的中径当量。
根据任意三角形的正弦定理，考虑到左、右牙型半角误差可能同时出现的各种情况及必要的单位换算，得出

＝0.073P（Ｋ＋Ｋ）
K1、K2 —左右牙型半角误差系数。对外螺纹，当牙型半角误差为正时，K1和K2取为2；为负时取为3；内螺纹左、右牙型半角误差系数的取值正好与此相反。
即：＜时，=0.44P；而＞时，=0.291P
3．中径误差的影响
中径误差是指实际中径对其公称中径之差。即
中径的大小与加工时的进刀深浅有关，进刀越深，外螺纹的中径就越小，内螺纹的中径则越大。因此中径误差同样影响螺纹的旋合性与联结强度，若外螺纹的中径小于内螺纹的中径，就能保证内、外螺纹的旋合性；反之，就会产生干涉而难以旋合。但是。如果外螺纹的中径过小，则会削弱其联结强度。为此，加工螺纹时应当对中径误差加以控制。
4． 螺纹中径合格性的判断原则
实际螺纹往往同时存在中径、螺距和牙型半角误差，而三者对旋合性均有影响。螺距和牙型半角误差对旋合性的影响，如前所述，对于外螺纹来说，其效果相当于中径增大了；对于内螺纹来说，其效果相当于中径减小了。这个增大了或减小了的假想螺纹中径叫做螺纹的作用中径，其值为： ＝ +（＋fp）
＝ -（＋fp）
国家标准规定螺纹中径合格性的判断仍然遵守泰勒原则，即：实际螺纹的作用中径不能超出最大实体牙型的中径，而实际螺纹上任何部位的单一中径不能超出最小实体牙型的中径。
根据中径合格性判断原则，合格的螺纹应满足下列不等式：
对于外螺纹：≤ ≥
对于内螺纹：≥ ≤
4.螺纹大小径误差对互换性的影响
实际加工出来的D和d1的牙底形状都是略成圆弧状的，为防止旋合时在该处发生干涉，螺纹结合在大径和小径处规定不接触。即使D、D1实际尺寸分别大于d、d1的实际尺寸。
三、 普通螺纹的公差与配合
从互换性的角度来看，螺纹的基本几何要素有大径、小径、中径、螺距和牙型半角。但普通螺纹配合时，在大径之间和小径之间实际上都是有间隙的。而螺距和牙型半角也不规定公差，所以螺纹的互换性和配合性质主要取决于中径。
螺纹公差标准的结构如下：
公差带
旋合长度螺纹精度
1、普通螺纹公差的公差带
螺纹公差带是牙型公差带，以基本牙型的轮廓为零线，沿着螺纹牙型的牙侧、牙顶和牙底分布，并在垂直于螺纹轴线的方向来计量大、中、小径的偏差和公差。公差带由公差等级和基本偏差组成。
(1) 公差等级 螺纹公差带的大小由标准公差确定。
内螺纹中径D2和顶径D1的公差等级分为4、5、6、7、8五级；
外螺纹中径d2分为3～9七级，顶径d分为4、6、8三级。
各直径和各公差等级的标准公差系列规定列于表6.16及表6.17。
螺纹底径没有规定公差，仅规定内螺纹底径的最小极限尺寸Dmin应大于外螺纹大径的最大极限尺寸；外螺纹底径的最大极限尺寸d1max应小于内螺纹小径的最小极限尺寸。
（2）基本偏差 确定螺纹公差带相对于基本牙型的位置。
国家标准中，对内螺纹规定了两种基本偏差，代号为G、H ；
对外螺纹规定了四种基本偏差，代号为e、f、g、h 。
其偏差值见表（147页）6.17。
（3）旋合长度 国家标准规定：螺纹的旋合长度分为三组，分别为短旋合长度、中旋合长度和长旋合长度，并分别用代号S、N、L表示。
螺纹公差带和旋合长度构成螺纹的精度等级。GB/T197-1981将普通螺纹精度分为精密级、中等级和粗糙级三个等级，如表6.18所示。
四、普通螺纹公差与配合选用
由基本偏差和公差等级可以组成多种公差带。在实际生产中为了减少刀具及量具的规格和数量，便于组织生产，对公差带的种类予以了限制，国标推荐按表6.18选用。
1.螺纹精度等级与旋合长度的选用
精度等级的选用，对于间隙较小，要求配合性质稳定，需保证一定的定心精度的螺纹，采用精密级；对于一般用途的螺纹，采用中等级；不重要的以及制造较困难的螺纹采用粗糙级。
旋合长度的选用，通常采用中等旋合长度，仅当结构和强度上有特殊要求时方可采用短旋合长度和长旋合长度。
2. 配合的选用 螺纹配合的选用主要根据使用要求，规定如下：
⑴ 为了保证螺母、螺栓旋合后的同轴度及强度，一般选用间隙为零的配合（H/h）；
⑵ 为了装拆方便及改善螺纹的疲劳强度，可选用小间隙配合（H/g和G/h）；
⑶ 需要涂镀保护层的螺纹，其间隙大小决定于镀层的厚度。镀层厚度为5μm左右，一般选6H/6g，镀层厚度为10μm左右，则选6H／6e；若内外螺纹均涂镀，则选6G／6e；
⑷ 在高温下工作的螺纹，可根据装配和工作时的温度差别来选定适宜的间隙配合
五、螺纹标记
螺纹的完整标记，由螺纹代号、公称直径、螺距、螺纹公差带代号和螺纹旋合长度代号（或数值）组成。公差带代号由公差等级级别和基本偏差代号组成。在零件图上的标记如下：
外螺纹 Ｍ 10 –5g 6g
顶径公差带代号（字母小写）
中径公差带代号（字母小写）
公称直径（粗牙螺纹不标螺距）
公制螺纹代号
内螺纹 Ｍ　　202 —6H
中径和顶径公差带代号
公称直径乘螺距（细牙螺纹标螺距）
公制螺纹代号
例：在大工显上测得M24×5h螺栓的d2a=21.95mm △PΣ=-50μm （左）=+60′ （右）=+80′ 问此螺纹合格否？
d2=24-0.6495×3=22.051mm
Td2=160μm es=0
d2max=22.051 d2min=22.051-0.16=21.891mm
fp =1.732｜△PΣ｜=1.732×50=86.6μm
=0.291P＝0.291×3×（60＋80）/2=61.1μm
＝ +（＋fp）=21.95+0.087+0.061=22.098mm ＞d2max
所以此螺纹不合格

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