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radialeBohrung.jpg

Hallo,

folgende Situation:

es existiere ein Zapfen mit einer durchgehenden radialen Bohrung (H7). Auf diesen Zapfen soll eine Hülse aufgeschoben werden, den es zu konstruieren gilt.
Die Hülse besitzt ebenfalls ein druchgehende radiale Bohrung, die zu der im Zapfen konzentrischn ausgreichtet wird. Schlussendlich verbindet ein Bolzen (f7) beide Teile (vgl. Skizze).

Um die Montage zu ermöglichen, sollte die radiale Bohrung in der Hülse sicher in Ihrer Lage toleriert sein, damit ihre Achse die senkrechte Drehachse der Hülse schneidet.

meine Fragen dazu:

- Welche Lagetoleranzen wären hier sinnvoll? (etwa Position und Symmetrie oder Neigungstoleranz)
- Welchen Bezug muss man definieren?

Danke für eure Hilfe.

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Hallo,

ich würde eine Symmetrie vorgeben (Toleranzfeld hängt dann vom Nennmaß der Bohrung ab).
Der Bezug müsste meiner Meinung nach die Bohrung an der Hauptachse sein (Verbindung Zapfen/Hülse).
Ich nehme an, dass diese Verbindung ebenso mit einer Passung versehen ist.
Wichtig wäre dann noch die Abstandsmaße korrekt zu tolerieren, sodass die Bohrungen übereinanderliegen.

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Zitat:

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Original erstellt von Mandorim:
Hallo,

ich würde eine Symmetrie vorgeben (Toleranzfeld hängt dann vom Nennmaß der Bohrung ab).
Der Bezug müsste meiner Meinung nach die Bohrung an der Hauptachse sein (Verbindung Zapfen/Hülse).
Ich nehme an, dass diese Verbindung ebenso mit einer Passung versehen ist.
Wichtig wäre dann noch die Abstandsmaße korrekt zu tolerieren, sodass die Bohrungen übereinanderliegen.

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Hallo,

also ganz so einfach glaube ich, dürfen wir es uns nicht machen.

Die erste Frage lautet:

• Steckt der Zapfen bis zum Boden in der Hülse.
  Wenn ja, dann ist dieser Abstand ebenfalls enorm wichtig, und gehört daher auf alle Fälle mit in die Lagetoleranz dazu.
  Damit würde ich aber von der Symmetrie weggehen und gleich (ohnehin) auf eine Positionstoleranz überwechseln.
  
• Primärbezug ist auf alle Fälle die Drehachse
  
• Sekundärbezug wird dann die Bodenfläche bzw. die Stirnfläche, von denen das Abstandsmaß dann weggeht
  
• Diese Maße auf alle Fälle als Bezugsbemaßung definieren
  
• Tertiärbezug fällt hier aus, da alles rotationssymmetrisch ist,
  ausser es gibt noch weitere Winkelausrichtungen an den Teilen

• Die Größe der Positionstoleranz würde ich auf ca. 1/2 - 1/3 der Maßtoleranz angeben
  
• D.h. je nach Nennmaßbereich des Bolzen hast Du bei einer f7 eine Maßtoleranz von ungefähr 0.015 bis 0.021 mm
  Nimmst Du die Hälfte kommen wir auf eine Pos-Toleranz von 0.01 mm

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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Lagetoleranz_radiale_Bohrung.pdf

Guten Morgen wolha,

das stimmt, die Einbausituation ist sehr wichtig.
Da aber nicht mehr Informationen verfügbar waren, ging ich davon aus, dass lediglich die Position der Bohrungen übereinander passen sollen...also die restlichen Aspekte nicht berücksichtigt werden.

Bei meiner Lösung (Vorgabe der Symmetrie) muss man sich in weiterer Folge mit den Toleranzen der restlichen Maße auseinandersetzten.

Bei einem Toleranzfeld von H7/f7 würde ich mir dann keine großen Sorgen mehr machen, dass der Bolzen nicht montierbar wäre (Voraussetzung: keine Überdefinition und ordentliche Toleranzanalyse).

Ich habe eine Datei angehängt wo ich meinen Gedankengang skizziert habe, ist schwer das schriftlich zu erklären.

Die Positionstolerierung, abhängig von den zwei Bezügen, würde natürlich ebenfalls eine Möglichkeit sein :-)

Lg

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Zitat:

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Original erstellt von Mandorim:
Guten Morgen wolha,

das stimmt, die Einbausituation ist sehr wichtig.
Da aber nicht mehr Informationen verfügbar waren, ging ich davon aus, dass lediglich die Position der Bohrungen übereinander passen sollen...also die restlichen Aspekte nicht berücksichtigt werden.

Bei meiner Lösung (Vorgabe der Symmetrie) muss man sich in weiterer Folge mit den Toleranzen der restlichen Maße auseinandersetzten.

Bei einem Toleranzfeld von H7/f7 würde ich mir dann keine großen Sorgen mehr machen, dass der Bolzen nicht montierbar wäre (Voraussetzung: keine Überdefinition und ordentliche Toleranzanalyse).

Ich habe eine Datei angehängt wo ich meinen Gedankengang skizziert habe, ist schwer das schriftlich zu erklären.

Die Positionstolerierung, abhängig von den zwei Bezügen, würde natürlich ebenfalls eine Möglichkeit sein :-)

Lg

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Hallo Mandorim,

beim Thema Tolerierung gibt es ja bekanntlich keine eindeutigen Lösungen und Vorgaben.
Ich habe aber - für mich - die Vorliebe für eine Positionstoleranz in der Zeichnung entdeckt.
Schließlich inkludiert sie im Grunde genommen die meisten anderen Toleranzen mit ein, ist leicht und klar zu setzen und auch zu überprüfen.

Laut vielen "Koriphäen" der Tolerierung, sollte man auch nicht Maßtoleranzen mit Lagetoleranzen vermischen.
D.h. in dem Moment wo ich theoretisch genaue Maße verwende, sollte die Tolerierung über die Pos-Toleranz durchgeführt werden.

Nimmst Du nur die Symmetrie, dann muss die Achslage der Bohrung genauso ermittelt werden wie bei einer Pos-Toleranz nur dass dann zusätzlich noch eine Maßtoleranz mit dazu kommt.
Die ist dann in der Regel ein Zweipunktmaß und dann beginnt schon der Tanz.
Wie ist zu Messen, wie ist die Toleranz auszulegen, usw.
Erspare ich mir durch mein Bezugssystem und die Pos-Tol.

Aber wie gesagt - ist eine persönliche Ansichtssache, und die steht ja bekannterweise jedem frei!

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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Hallo wolha,

ja das klingt schlüssig.
Ich denke somit liegt eine vernünftige Lösung auf dem Tisch.

Wir haben firmenintern oft Diskussionen dieses Thema betreffend
(Jeder sieht das etwas anders).

Im Endeffekt geht es ja darum Funktions- und Fertigungstechnisch das Optimum zu erzielen.

Lg

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Zitat:

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Original erstellt von Mandorim:
Hallo wolha,

ja das klingt schlüssig.
Ich denke somit liegt eine vernünftige Lösung auf dem Tisch.

Wir haben firmenintern oft Diskussionen dieses Thema betreffend
(Jeder sieht das etwas anders).

Im Endeffekt geht es ja darum Funktions- und Fertigungstechnisch das Optimum zu erzielen.

Lg

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Hallo Mandorim,

ja ich glaube auch, dass man das so sagen kann.

Und die einzig wahre und richtige Lösung gibt es ohnehin nicht!

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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IMHO ist so eine Verbindung denkbar ungünstig wenn man einerseits Präzision und/oder Kraftübertragung haben will, und andererseits die Teile nach Zeichnung (samt Toleranzangaben) getrennt fertigen muss.
Eine passgenaue und tragfähige Verbindung bei erträglichen Aufwand/Kosten kommt da nur zustande wenn man die zwei zu verbindenden Teile gemeinsam bearbeitet.

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mfg - Leo

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Bemasung.jpg

Hallo,

entschuldigt die späte Rückmeldung, aber danke für die fruchtbare Diskussion.

Die Verbindung ist tatsächlich so ausgelegt, dass ein ausreichend großes axiales Spiel zwischen Zapfen und Hülse besteht (Verbindung in jedem Fall ausschließlich über Bolzen) und man sich darum keine Sorgen machen muss Ich gebe zu, die Skizze ist hier etwas doof... Somit muss eine axiale Abweichung der Lage der Bohrung nicht toleriert werden.

Daher erschien mir der erste Vorschlag von Mandorim (Symmetrie zur Drehachse) am schlüssigsten, wenn man nur tolerieren möchte, was toleriert werden muss.

Zusätzlich wäre sicher noch eine Tolerenz bezüglich der Rechwinkligkeit der Bohrungsachse zur Drehachse sinnvoll.

Meine Lösung sieht letztendlich so aus...

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Zitat:

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Original erstellt von ZwePac:
Hallo,

entschuldigt die späte Rückmeldung, aber danke für die fruchtbare Diskussion.

Die Verbindung ist tatsächlich so ausgelegt, dass ein ausreichend großes axiales Spiel zwischen Zapfen und Hülse besteht (Verbindung in jedem Fall ausschließlich über Bolzen) und man sich darum keine Sorgen machen muss Ich gebe zu, die Skizze ist hier etwas doof... Somit muss eine axiale Abweichung der Lage der Bohrung nicht toleriert werden.

Daher erschien mir der erste Vorschlag von Mandorim (Symmetrie zur Drehachse) am schlüssigsten, wenn man nur tolerieren möchte, was toleriert werden muss.

Zusätzlich wäre sicher noch eine Tolerenz bezüglich der Rechwinkligkeit der Bohrungsachse zur Drehachse sinnvoll.

Meine Lösung sieht letztendlich so aus...

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Hallo

sicher auch in Ordnung so.
Allerdings frage ich mich, wo der Unterschied zwischen Bezug A und Bezug B sein sollte.
Für mich ist das jedes mal die selbe Bezugsachse der großen Bohrung.
Ich denke, B kannst Du Dir hier schenken.

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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Screenshot2026-04-03102255.png

Hallo zusammen,

ich würde diesen Thread gerne nochmal aufwärmen, da ich gerade einen ähnlichen Fall habe. Ich möchte die Position einer radialen Bohrung in einer Welle tolerieren, wobei die Achse der Welle den Primärbezug darstellt und rechtwinklig zur radialen Bohrung sein soll. Die übliche Positionstoleranz mit zylindrischer Toleranzzone ergibt hier meiner Ansicht nach keinen Sinn. Bei einer Symmetrie- oder Rechtwinkligkeitstoleranz wäre meiner Ansicht nach die Höhe der Bohrung nicht definiert. Daher habe ich nun zwei separate Toleranzzonen zwischen parallelen Ebenen vorgesehen (siehe Screenshot im Anhang). Die Anforderungen an die Genauigkeit sind hier nicht sehr hoch, aber trotzdem möchte ich das Bauteil gerne eindeutig tolerieren. Es soll aus einem Sechskantstab mit passenden Außenmaßen hergestellt werden. Kann mir jemand mitteilen, ob die Art der Tolerierung in diesem Fall schlüssig ist? Oder gibt es vielleicht Alternativvorschläge?

MfG

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Moin,
du kannst ohne Probleme eine Zylindrische Toleranzzone wählen.

Der Zähler bei 3x 120° müsste 2x sein.

Gruß
Max

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26-0137A_20260403-1204.pdf

Zitat:

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Original erstellt von Ferdi Fuchs:
Hallo zusammen,

ich würde diesen Thread gerne nochmal aufwärmen, da ich gerade einen ähnlichen Fall habe. Ich möchte die Position einer radialen Bohrung in einer Welle tolerieren, wobei die Achse der Welle den Primärbezug darstellt und rechtwinklig zur radialen Bohrung sein soll. Die übliche Positionstoleranz mit zylindrischer Toleranzzone ergibt hier meiner Ansicht nach keinen Sinn. Bei einer Symmetrie- oder Rechtwinkligkeitstoleranz wäre meiner Ansicht nach die Höhe der Bohrung nicht definiert. Daher habe ich nun zwei separate Toleranzzonen zwischen parallelen Ebenen vorgesehen (siehe Screenshot im Anhang). Die Anforderungen an die Genauigkeit sind hier nicht sehr hoch, aber trotzdem möchte ich das Bauteil gerne eindeutig tolerieren. Es soll aus einem Sechskantstab mit passenden Außenmaßen hergestellt werden. Kann mir jemand mitteilen, ob die Art der Tolerierung in diesem Fall schlüssig ist? Oder gibt es vielleicht Alternativvorschläge?

MfG

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Hallo Ferdi,

IMHO macht diese Tolerierung nicht viel Sinn und ist noch weniger eindeutig.

Definiere Dir ein vollständiges Bezugssystem - entsprechend der Funktion und Einbausituation.

Für mich wäre dann der Primärbezug entweder die untere Auflagefläche (B) oder die Hauptachse (A) - je nachdem, was Dir wichtiger ist.
Als B könnte auch die Mittelebene zwischen den beiden Planflächen hergenommen werden. Wäre hier sogar richtiger, denn das Teil kann auf beide Flächen gelegt werden (Umschlag), und daher sehe ich die Mitte als sinnvoller an.

Die jeweils andere liefert dann den Sekundärbezug - und muss daher als Bezugssystem zum Primärbezug ausgerichtet und auch toleriert sein.

Final fehlt Dir dann noch der Tertiärbezug, der hier klar durch die Fläche des Sechskant definiert ist, in der die Bohrung liegt.
Ob die Bohrung selber als Bezug geeignet ist, oder die Fläche, hängt wiederum davon ab, was wichtiger ist.
Ich gehe davon aus, dass der Sechskant zuerst da ist und dann erst die Bohrungen hinein gebohrt werden.
Daher würde ich die Fläche nehmen

Die Positionstoleranz der Gewindebohrungen muss immer auch eine Angabe erhalten, auf welchen Durchmesser Du tolerierst. Entweder LD (Kern), PD (Flanke) oder MD (Außen).
Bei der Größe der Toleranz habe ich für die M6 Bohrung bewusst Durch 0,5 gewählt. Du hattest 0,3 als Quadrat vorgesehen, daher die Diagonale um 1.41 größer also rund 0,5.

Siehe Bild im Anhang

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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Hallo Wolfgang,

danke für die Hinweise und die Zeichnung. Ich habe deine Vorschläge jetzt zum Großteil so übernommen. Die Tolerierung des Sekundärbezugs hatte ich einfach vergessen. Den Tertiärbezug habe ich wie von dir vorgeschlagen ergänzt, allerdings ohne Tolerierung, weil das Teil aus einem sechskantförmigen Halbzeug mit passendem Außenmaß hergestellt werden soll. Die Angabe einer Toleranz würde hier unnötigerweise eine Bearbeitung implizieren. Den Winkel zwischen den M8 Bohrungen habe ich noch ergänzt, auch wenn das eigentlich aus dem CAD Modell hervorgeht. Die Angabe 2x 120° ist aufgrund der Symmetrie wahrscheinlich ausreichend, aber 3x 120° ist meiner Ansicht nach auch nicht falsch (da die Maße theoretisch exakt sind, können sich auch keine Toleranzen widersprüchlich addieren).

Bezüglich der Angabe von LD, PD und MD bei Gewinden habe ich nochmal in die entsprechenden Normen geschaut. Gemäß ISO 5459 wird die tolerierte Achse defaultmäßig (also ohne Angabe von LD, PD oder MD) aus dem Zylinder des Flankendurchmessers abgeleitet. Aus messtechnischer Sicht ist die Ableitung der Achse aus dem Kerndurchmesser aber wahrscheinlich wirklich sinnvoller. Dabei handelt es sich allerdings schon um sehr detaillierte Fragestellungen. In ISO 1101 heißt es bspw. in einer Anmerkung: "Die Interpretation der geometrischen Spezifikationen des realen Werkstücks für die Geometrieelemente Flankendurchmesser, größter Durchmesser und kleinster Durchmesser und von diesen abgeleitete Geometrieelemente, (z. B. Mittellinie des Flankendurchmesser-Geometrieelements), ist derzeit nicht ausreichend in den GPS-Normen definiert."

MfG

... habe noch ein paar Schreibfehler korrigiert

[Diese Nachricht wurde von Ferdi Fuchs am 05. Apr. 2026 editiert.]

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Zitat:

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Original erstellt von Ferdi Fuchs:
Hallo Wolfgang,

danke für die Hinweise und die Zeichnung. Ich habe deine Vorschläge jetzt zum Großteil so übernommen. Die Tolerierung des Sekundärbezugs hatte ich einfach vergessen. Den Tertiärbezug habe ich wie von dir vorgeschlagen ergänzt, allerdings ohne Tolerierung, weil das Teil aus einem sechskantförmigen Halbzeug mit passendem Außenmaß hergestellt werden soll. Die Angabe einer Toleranz würde hier unnötigerweise eine Bearbeitung implizieren. Den Winkel zwischen den M8 Bohrungen habe ich noch ergänzt, auch wenn das eigentlich aus dem CAD Modell hervorgeht. Die Angabe 2x 120° ist aufgrund der Symmetrie wahrscheinlich ausreichend, aber 3x 120° ist meiner Ansicht nach auch nicht falsch (da die Maße theoretisch exakt sind, können sich auch keine Toleranzen widersprüchlich addieren).

Bezüglich der Angabe von LD, PD und MD bei Gewinden habe ich nochmal in die entsprechenden Normen geschaut. Gemäß ISO 5459 wird die tolerierte Achse defaultmäßig (also ohne Angabe von LD, PD oder MD) aus dem Zylinder des Flankendurchmessers abgeleitet. Aus messtechnischer Sicht ist die Ableitung der Achse aus dem Kerndurchmesser aber wahrscheinlich wirklich sinnvoller. Dabei handelt es sich allerdings schon um sehr detaillierte Fragestellungen. In ISO 1101 heißt es bspw. in einer Anmerkung: "Die Interpretation der geometrischen Spezifikationen des realen Werkstücks für die Geometrieelemente Flankendurchmesser, größter Durchmesser und kleinster Durchmesser und von diesen abgeleitete Geometrieelemente, (z. B. Mittellinie des Flankendurchmesser-Geometrieelements), ist derzeit nicht ausreichend in den GPS-Normen definiert."

MfG

... habe noch ein paar Schreibfehler korrigiert

[Diese Nachricht wurde von Ferdi Fuchs am 05. Apr. 2026 editiert.]

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Hallo Ferdi,

nur eine kleine Bemerkung:

Unter dem Aspekt der ISO 22081 ist eine Tolerierung aller Bezugselemente immer notwendig.
Aus diesem Grund habe ich mir angewöhnt immer Ortstoleranzen bei Sekundär und Tertiär dazu zu geben.
Und das hat IMHO nichts mit dem Halbzeug etc. zu tun.

Theoretisch müsste man da dann einen Bezug bestehend aus allen sches Seitenflächen bilden.
Der würde dann aber auch die Mitte des Teils vorgeben.
Und nun hängt es davon ab, was wichtiger ist. Sechkant oder zentrale Bohrung

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mfg

Wolfgang Hackl
CAD/CAM - Consult

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