CC BY
53
УДК 621.436;621.836
Н. К. Санаев, А. Ф. Дорохов, Г. М. Габалов
ИССЛЕДОВАНИЕ ТОЧНОСТИ СОПРЯЖЕНИЙ БЛОК-ВТУЛКА ЦИЛИНДРА И ЗЕРКАЛО ЦИЛИНДРА-ПОРШЕНЬ В ЗАВИСИМОСТИ ОТ ПОГРЕШНОСТЕЙ СБОРКИ СУДОВЫХ ВЫСОКООБОРОТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Обеспечение требуемого уровня качества в ходе разработки конструкторской и технологической документации, подготовки производства и изготовления деталей является необходимым, но недостаточным условием достижения назначенного ресурса до переборки. Если в ходе сборки и первого периода работы детали и сопряжения кривошипно-шатунного механизма (КШМ), вследствие монтажных и тепловых деформаций, приобретают дополнительные погрешности, то уровень исходной эксплуатационной точности и соответствующий ей ресурс до переборки двигателя окажется существенно ниже заданного значения. В этой связи необходимы исследования точности основных сопряжений КШМ
Так, исследована точность сопряжения блока и втулки цилиндра, которые контактируют по двум центрирующим поясам, расположенным в верхней и нижней частях, и по нижнему торцу бурта втулки, притертому к опорному пояску блока (рис. 1).
Рис. 1. Возможные схемы контакта опорных торцов цилиндровой втулки и блок-картера
При этом обеспечивается контакт в трех местах:
1. Сопряжение опорных торцов блока и втулки.
2. Сопряжение по верхнему посадочному поясу.
3. Сопряжение по нижнему посадочно-уплотнительному поясу.
Возможный угол перекоса оси втулки цилиндра относительно оси расточных отверстий в блоке цилиндров обусловлен наличием следующих геометрических параметров точности:
1. Торцевое биение опорного пояска втулки цилиндра относительно оси посадочных поясов Дт.
2.Торцевое биение выточки в блоке относительно оси отверстий под втулку цилиндра Д5.
3. Зазоры в верхнем У и нижнем У' посадочных поясах.
Анализ сопряжений блока и втулки цилиндра по верхнему и нижнему посадочным поясам позволяет выявить три возможные схемы контакта, появление которых определяется соотношением зазоров У и У' (рис. 2).
Рис. 2. Возможные схемы контакта цилиндровой втулки с блок-картером по посадочным поясам
Влияние торцевых биений Ат и А5 исключается путем притирки опорного торца втулки к опорному пояску блока цилиндров перед установкой, а условия появления конкретной схемы контакта представлены в табл. 1.
Они разработаны исходя из конструкторских допусков и не учитывают технологические и производственные погрешности, которые теоретически не должны существовать.
Таблица 1
Условия появления I, II и III схемы контакта посадочных поясов втулки и блока цилиндров
Схема контакта
I II III
п $ 0,5 • 1 0 <—-< 1 $ 0,5-¡1 + ¡2 +13 , 2.ГА +¡2 ДЇ 0,5 - ¡, < Б < 1' 2 2) 2(1' + ¡2 + 2) < Б
0,5 - ¡1 + ¡2 + ¡3 Б ¡3 ¡3 'б"
Б У1 = Ї 0,5 -($ + Б") У 2 = \ ' ¡1 + 2 + 3 Б" У3 = Т ¡3
При монтаже втулки в блок цилиндров для обеспечения надежного уплотнения рабочей полости цилиндра торец втулки выступает над верхней плоскостью блока на 0,15 мм. Между головкой, втулкой и блоком цилиндров установлена прокладка из асбестового полотна, пропитанного графитом и армированного металлическим каркасом, притянутая с помощью шести резьбовых шпилек к блоку в заданной последовательности моментом затяжки 200-220 Н • м. В результате монтажных нагрузок и неравномерных деформаций прокладки и опорных поверхностей образуются углы а и у, в зависимости от сочетания которых возможно появление различных схем контакта сопрягаемых поверхностей втулки и блока цилиндров (рис. 2).
Схема контакта, представленная на рис. 2, при а = у = 0 является виртуальной, т. к. в реальных условиях сопряжение, когда втулка и расточки в блоке имеют полное прилегание опорных поверхностей и параллельные оси или единую ось, крайне редко. В основном наблюдаются схемы с кромочными контактами по посадочным поясам.
Результаты анализа конструкторских допусков и расчетов вероятности появления схем контактов I, II, III для СВД Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 представлены в табл. 2.
Таблица 2
Соотношение зазоров 5" и £" и вероятности появления схем контакта
и о 5' 5" Условия появления схем контакта Вероятности появления схем контакта
I II III I II III
Ч 8,5/11 0,22-16,7 Б' 0 <—< 0,22 Б 71 = 0,025 рад Б' 0,22<— <142 Б 72 = 0,001 рад 14,2 < Б Б" 7э = 0,07 рад 0 0,85 0,15
Ч 9,5/11 0,23-17,9 Б' 0 <— < 0,22 Б 71 = 0,027 рад Б' 0,22<— <142 Б 72 = 0,001 рад с' 142 < Б" 7э = 0,07 рад 0 0,79 0,21
Как видно из данных табл. 2, вероятность появления первой схемы контакта равна нулю, т. к. нижний предел возможного сочетания зазоров 5" и 5"' для судовых высокооборотных дизелей (СВД) по конструкторским допускам значительно выше значений, необходимых для возникновения первой схемы контакта.
Схемы контакта втулки и блока цилиндров в процессе сборки СВД в условиях: а = у = 0; а = у ф 0; а < у; а > у и наличия монтажных деформаций деталей, особенно втулки цилиндра, могут быть различными, а рассеяние геометрических параметров точности - значительным.
Так, при установке втулки в блок цилиндров уплотнительные прокладки из резины В14 круглого сечения диаметром 3,3 мм, уложенные в канавки высотой 2,7 мм на установочном поле втулки, сжимаются, обеспечивая надежное уплотнение. При этом диаметр зеркала цилиндра 085+0,035 или 095 0,035 в районе уплотнительных колец деформируется, а допустимое искажение геометрии внутреннего диаметра составляет 50 мкм, что превышает допуск на размер на 43 %. В результате степень точности отверстий 085 и 095 мм на расстоянии 170-185 мм от верхнего торца втулки цилиндра снижается не менее чем на один класс, т. е. с квалитета 1Т6 - 1Т7 на ГГ8 - ГГ9.
При превышении овальности внутреннего диаметра 85 или 95 мм деформацию втулки устраняют подбором уплотнительных резиновых колец, изменением положения втулки в блоке цилиндров, а иногда и введением дополнительной операции для шлифовки уплотнительных колец, уложенных в канавки на установочном поясе втулки цилиндра.
Кроме деформации от монтажных нагрузок при сборке, стенки втулки цилиндра в плоскости качания шатуна, вследствие действия знакопеременной боковой силы Ры, испытывают высокочастотные колебания от ударов поршня при его перекладке. Высокочастотная вибрация стенки цилиндра оказывает влияние на сопряжение втулки и блока цилиндра, в частности снижает надежность уплотнения в области нижнего установочного пояса, что приводит к попаданию охлаждающей жидкости в картерное масло.
В процессе выполнения монтажных, а затем и испытательных операций размерные связи, установленные в конструкторской документации и обеспеченные технологическими процессами изготовления, нарушаются. Силовое замыкание последних, а затем и наложение температурных факторов обусловливают изменение предусмотренных зазоров в сопряжениях и положения деталей друг относительно друга.
Монтажные и температурные деформации деталей КШМ приводят к упругим перемещениям, нарушающим условия контакта поверхностей. Вследствие кромочных контактов и изменения эпюр давлений изменяются выходные параметры точности, которые оказывают существенное влияние на срок службы сопряжений.
В связи с эти весьма важной задачей является расчетное и экспериментальное определение сборочных и температурных погрешностей и поиск технических путей для ликвидации или снижения их вредных последствий.
В отличие от других дизелей, СВД, вследствие недостаточной жесткости деталей, в том числе втулки цилиндра, подвержены повышенным упругим деформациям в процессе сборки. Так, втулки цилиндров дизелей Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 размещены в блоке цилиндров с межцилинд-ровым расстоянием 114 мм, что не позволяет соблюдать рекомендуемое соотношение толщины стенки втулки цилиндра к и диаметра цилиндра В : к = (0,06 - 0,1)В
Поэтому в технических условиях на их сборку заранее предусмотрены монтажные деформации с допуском 50 мкм, величина которого превышает допуски на изготовление 085А и 095А на 43 %. Однако эти условия соблюдаются только на заводе-изготовителе путем подбора в процессе сборки уплотнительных колец и втулок цилиндров, а иногда и введением дополнительной операции для шлифовки уплотнительных колец, уложенных в канавки втулки цилиндра. При эксплуатации эти условия не могут быть реализованы.
Как показали исследования, при монтаже втулок цилиндров и последующей затяжке силовых шпилек наблюдается определенная закономерность их деформаций. Все втулки приобретают некруглость с уменьшенными диаметрами в зоне посадочных поясов. Направление некруглости во всех поясах изменений одинаково: большая ось направлена вдоль оси коленчатого вала, малая - перпендикулярно ей, что объясняется различием жесткости блока в продольном и поперечном сечениях.
Деформация втулок цилиндров отмечается:
— до монтажа их в блок цилиндров на этапе укладки уплотнительных колец в канавки на уплотнительном поясе под действием их давления;
— до затягивания силовых шпилек крепления головки цилиндров от давления резиновых уплотнительных колец в зоне посадочного пояса.
Резиновые кольца с йк = 3,3 мм в свободном состоянии получают радиальное обжатие, т. к. глубина канавки Ик = 2,7 мм втулки и зазор 5 между втулкой и посадочной поверхностью 70 мкм меньше йк. Радиальное обжатие кольца составит АИр = йк — (Ик +5)= 0,53 мм.
Математическая обработка экспериментальных данных показала, что существует определенная зависимость между погрешностями формы зеркала цилиндра до сборки и после монтажа втулки в блок цилиндров. На основе корреляционного анализа была установлена указанная связь в виде
А3 = 1,688 А — 0,0054 мм,
где А и А - некруглость внутреннего диаметра втулки цилиндра до и после монтажа.
Исходя из теории оболочек [5] для расчета деформации втулки цилиндра от сил реакции в местах ее контакта с блоком цилиндров была получена следующая формула:
Р • Я
ю =
Ср
я-1 •
Е • И
■ I
п=2,4,6
12 -(1— т)2
(п2 — 1)2 +(п2 — 1)
п2 • а
3
-2 У + 2(1 — т)-я,
008П • ф ,
где Р = тизг / Ц - усилие, действующее на бурт втулки от затяжки головки цилиндров; цизг -изгибающий момент, действующий на бурт от затяжки головки цилиндров; Ь, - расстояние между точками приложения усилия Р, зависящее от схемы контакта втулки и блока цилиндров; Яср и И - радиус срединной поверхности в поперечном сечении и толщина втулки цилиндра; Е и ц - модуль упругости материала втулки (для чугуна 7,84 •Ю7 кПа) и коэффициент Пуассона (0,25); I - расстояние от середины установочных поясов до срединной поверхности в поперечном сечении втулки; Сх - укорочение внутреннего диаметра втулки цилиндра в вертикальном направлении; ф = 360° в деформируемом поперечном сечении, где при ф = 0 и ф = п диаметр втулки уменьшается, а при ф = 0,5п и ф = 0,75п - увеличивается; ю - монтажная деформация диаметра зеркала цилиндра.
Погрешности формы зеркала цилиндров обычно рекомендуют устранять следующими конструктивными мерами:
— путем увеличения толщины стенки втулки цилиндра до И = 0,1 В, т. е. 8,5 и 9,5 мм;
— путем увеличения высоты уплотнительного посадочного пояса;
— путем введения упругого элемента в виде дополнительного резинового кольца в уплотнительный пояс втулки цилиндра;
— путем введения дополнительного посадочного пояса в зоне перекладки поршня.
Первые три рекомендации реализовать для рассматриваемых типов дизелей, находящихся
в производстве, невозможно из-за нехватки места для их размещения, а размещение дополнительного посадочного пояса в зоне перекладки поршня конструктивно возможно и позволит существенно улучшить параметры точности отверстия 085 и 095 и одновременно решить задачу повышения стойкости наружной поверхности втулки против разрушения от кавитации.
Перемещения деталей, вызванные изменением температур, сил давления газов и сил инерции при работе дизеля определяют их новое положение в узле и механизме, изменяют зазоры в сопряжениях, искажают их форму. При этом происходит деформация установленных размерных связей, а следовательно, и выходных характеристик точности.
В результате у втулки цилиндра и поршня, подверженных наибольшим тепловым и силовым деформациям, изменяется геометрия, а следовательно, и зазоры между ними.
Качество организации рабочего процесса, охлаждения и смазки, а также особенности конструкции дизеля и его деталей определяет асимметрия температурного поля на установившемся режиме его работы. Вопросы учета влияния асимметрии температурного поля для втулок цилиндров и поршней в виде цилиндрических оболочек аналитическими методами рассмотрены в [6, 7].
3
1
В [7] для определения деформации ю и радиуса Яв втулки цилиндра при наличии температурного Тср и силового Рг факторов предложена следующая формула:
®=—^ • Яв •Т ср — р • Яв2/ Е • И , (2)
где а - коэффициент линейного расширения материала втулки цилиндра; E и и - модуль упругости материала (7,84^ 107 кПа) и толщина стенки втулки цилиндра.
Из-за температурного расширения втулки в верхнем посадочном поясе создается натяг Ан, ограничивающий расширение втулки и вызывающий дополнительные осевые и изгибные напряжения.
Натяг Ан при монтажном зазоре У в посадочном поясе блока и втулки определяется как
А н =(а в • —а б • % )• В — ^ ,
где ав и аб - коэффициенты линейного расширения материала втулки и блока; ґв и ґб - температура втулки и блока цилиндров; В - диаметр сопряжения.
Эксперименты показали, что для СВД зазор в верхнем посадочном поясе выбирается уже при температуре 373-393 К, а зазор в сопряжении находится в прямой зависимости от деформации: чем меньше зазор, тем больше деформация втулки. Последнее вызывает искривление оси втулки и погрешности формы зеркала цилиндра. Так, исходная конусность 0,01 мм увеличивается до 0,31 мм, т. е. в 31 раз, а некруглость (овальность) - с 0,002 до 0,015 мм, т. е. в 7,5 раза. Наибольшая некруглость отмечается в среднем и нижнем сечении.
Как следует из выражения (2), деформация втулки цилиндра и поршня будет величиной переменной в функции циклического изменения давления газов Рz.
Результаты расчета радиальных деформаций втулки цилиндра и юбки поршня СВД Ч 8,5/11 под действием максимального давления цикла Рz показали:
— наибольшие радиальные перемещения стенки втулки цилиндра отмечаются при положении поршня, соответствующем углу поворота коленчатого вала (°ПКВ) - 60° после ВМТ;
— максимальные деформации возникают в поясе втулки, расположенном у кромки юбки поршня в плоскости качания шатуна и составляют 38 мкм, а максимальные отрицательные -10 мкм в плоскости качания шатуна;
— температурные деформации втулки сопоставимы с силовыми деформациями;
— максимальные деформации на поршне возникают в верхней части юбки при положении шатуна под углом 45° в плоскости его качания и составляют 10 мкм, а минимальные деформации в указанном сечении - 2 мкм;
— максимальные тепловые деформации юбки поршня в указанном сечении сопоставимы с силовыми деформациями и составляют 14 мкм.
Поршни изготовлены из алюминиевого сплава АК4-І и имеют первоначальную твердость НВ = 120. Повышение температуры поршня при работе дизеля сказывается на пределе текучести от, твердости НВ, модуле упругости Е, коэффициентах теплового расширения и теплопроводности. Так, при повышении температуры с 293 до 573 К от снижается с 337 до 286 МПа, а твердость НВ - с 120 до 50 ед., т. е. на 58 %. Таким образом, при проведении расчетов на прочность и контактную деформацию необходимо учитывать как силовые деформации, так и температурные изменения и их переменный характер по углу поворота коленчатого вала в каждом цикле.
Сопряжение в виде трущейся пары поршень-втулка работает в весьма неблагоприятных условиях вследствие неравномерного распределения температур и трудности обеспечения смазки.
Так как интенсивность прогрева поршня и втулки поверхности и по толщине стенок неодинакова, то это неизбежно приводит к неравномерному расширению и деформации как поршня, так и втулки. В результате зазоры между поршнем и втулкой цилиндра изменяются также неравномерно, хотя стабилизация температур поршня и втулки при прогреве двигателя происходит почти одновременно.
Поршень и втулка неравномерно нагреты по высоте, а во время прогрева интенсивность нарастания температуры в различных поясах отличается по высоте. Например, через 5 минут после пуска температура головки поршня возрастает до 473 К, в то время как юбка поршня нагревается только до 308 К. Аналогично изменяется температура втулки цилиндра по высоте.
Поршни СВД Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 изготовлены из алюминиевого сплава АК4-І горячим деформированием с коэффициентом линейного расширения а = 24^10"6, 1/град. В отличие от широко распространенных для поршней сплавов алюминия с кремнием АЛ25, АЛ26, АЛ30 с коэффициентом линейного расширения а = 16^10"6, 1/град, они имеют повышенную склонность к расширению. Для предотвращения прихватывания при нагревании поршни выполнены ступенчатыми по высоте 114 ± 0,1 мм. Верхняя часть головки поршня на длине 10,5 ± 0,4 мм имеет наименьший диаметр 084,45-005 или 094,45-005 мм, а диаметр нижней части головки поршня на длине 77,5 ± 0,37 мм имеет наибольший диаметр, 084,8-0023 или 094,8-0,023 мм.
Втулка цилиндра на длине 210 мм имеет зеркало цилиндра с диаметром 085^(0,0Э5)
или 0 95л(°,0Э5 )мм с шероховатостью поверхности трения Яа = 0,32 мкм.
В связи с изложенным в сопряжении втулка цилиндра-поршень непрогретого дизеля можно выделить три зазора по высоте поршня: £г1, £г2 и ^ю. Указанные зазоры, рассчитанные без учета монтажных деформаций и погрешностей изготовления втулки цилиндра и поршня, имеют
мм.
следующие значения: 2^г1 = 0,55—0,050 мм; 2^г 2 = 0,35_0,050 мм; 2Бю = 0,52^
5г1 = 0,25 - 0,2925 мм; Бг2 = 0,15 - 0,1925 мм; ^ = 0,0885 - 0,1475 мм.
Температурные деформации деталей сопряжения, а именно линейные расширения диаметров втулки цилиндров и поршня будут оказывать влияние на значения зазоров £г1, £г2, £ю.
Изменение диаметров втулки цилиндров и поршня при рабочих температурах можно определить по формулам:
Вв = Вв ав • (^Р — ¡0); = Вп ап - (¡р — ¡0),
где Вв и Вп, В в и Вп - диаметры втулки цилиндра и поршня до и после температурного воз-
действия; ав и ап - коэффициенты линейного расширения чугуна (Ю^Ю-6 1/град) и сплава АК4-І (24• 10-6 1/град); ¡0, и ґр - температура исходная и рабочая втулки цилиндра и поршня.
Изменение зазоров в сопряжении £г1, Бг2 и £ю в результате воздействия рабочих температур можно определить по формулам:
2^г1 = — Вп 1 = [В • ав • (ґр1 — ¡0 )— Вп1 • ап • (р1 — к
2$г2 = Вв — Вп2 = К - ав - (ґв1 — ¡0 )— Вп2 - ап - (п2 — ¡0 2^ю = Ввю — Впю = К • ав • (ґвю1 — ¡0 )— Впю • ап - (ґпю — ¡0 )],
где индексы В1, П1, П2, ВЮ, ПЮ указывают на различия диаметра и рабочих температур в различных зонах втулки и поршня по высоте.
Наиболее опасным вариантом следует считать работу нагретого поршня из алюминиевого сплава в холодной чугунной втулке цилиндра. Экспериментально полученные данные не дают оснований считать практически вероятным указанное сочетание теплового состояния поршня и втулки цилиндра.
Если отвлечься от этих обстоятельств и учитывать возможность крайнего, наиболее неблагоприятного случая максимального расширения поршня без учета расширения втулки цилиндра, то и тогда в условиях эксплуатации задиры или заедания должны быть исключены. Поэтому можно написать:
/ Р -ґ0
2^г1 = Вв — Вп 1 = Вв — Вп1 • ап • (ґп1 — ¡0 ); 2^г2 = Вв — Вп2 = Вв — Вп2 • ап • (гп2 — ¡0 ); 2^ю = Вв — Вп ю = Вв — Впю-а п-(ґрю — ¡0 ).
Результаты измерений температуры поршня с помощью семи термопар 1-7, установленных в поршне (рис. 3), представлены в табл. 3.
Таблица 3
Распределение значений температуры в поршне
Температура воды в системе охлаждения, К Температура К по точкам измерения на режиме номинальной мощности
1 2 3 4 5 6 7
323 453 465 483 470 450 420 310
363 478 488 508 493 488 458 360
Рис. 3. Температура поля цилиндровой втулки и поршня дизеля типа Ч 8,5/11 с камерой сгорания в поршне (сечение в плоскости качания шатуна)
Данные измерений показывают относительно невысокий разброс (30°) значений температуры в различных точках головки поршня; наиболее высокая температура - 488-508 К наблюдается в районе горловины камеры сгорания, а наименьшая - в зоне нижнего пояса юбки поршня - 360 К. Увеличение температуры окружающей среды (до 323 К) на каждые 10° повышает температуру поршня на 10-12°.
Температура втулки цилиндра не превышает 403 К для дизелей Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11.
Критическая температура поршня, при которой полностью выбирается зазор, составляет на основании данных расчета расширения поршня СВД:
- для головки поршня в зоне зазора 8гі - 545 К;
- для головки поршня в зоне зазора 8г2 - 446 К;
- для юбки поршня в зоне зазора 8ю - 372 К.
Таким образом, назначенные допуски на диаметры верхнего, среднего и нижнего пояса поршня и зазоры в сопряжении втулка цилиндра - поршень £г1, Sг2 и £ю с учетом значений температуры поршня, приведенных в табл. 3, и возможности их увеличения при работе дизелей с температурой окружающей среды 323 К, имеют предельные значения, обеспечивающие функционирование сопряжения без задиров и заеданий. Дальнейшее снижение зазоров £г1, £г2 и £ю непременно приведет к полному их выбору при работе СВД в условиях повышенных значений (до 323 К) температуры окружающей среды.
Выводы
1. На основе положений теории вероятностей приводятся зависимости, позволяющие решить конкретные задачи по расчету точности при размерном анализе КШМ СВД.
2. Установлены возможные схемы контакта в сопряжениях втулки и блока цилиндров. Определены условия существования схем контакта исходя из заданных конструктивных соотношений размеров и допусков. Проведены численные расчеты возможных углов перекоса сопрягаемых деталей для СВД Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11, показано, что отклонения формы оказывают значительное влияние на формирование условий контакта.
3. Сборочные, температурные и динамические упругие деформации деталей КШМ приводят к нарушению пространственного расположения деталей и погрешностям их формы, что нарушает установленные ранее размерные и кинематические связи, условия контакта сопрягаемых поверхностей и изменяет выходные параметры точности.
4. Исследования позволили получить зависимости, количественно оценивающие изменения геометрических параметров точности деталей и сопряжений КШМ в зависимости от температурного состояния деталей и силовых факторов, возникающих при работе двигателя.
5. Зазоры в сопряжении втулка цилиндра-поршень для СВД, установленные с учетом работы прогретого поршня в холодном цилиндре, обеспечивают функционирование сопряжения без задиров и заеданий при температуре окружающей среды до 323 К и имеют значения, равные для верхнего пояса 2^г1 = 0,55 мм, среднего - 2£г2 = 0,35 мм и нижнего - 2Бю = 0,2 мм. Уменьшение указанных зазоров возможно только путем перехода на алюминиевые сплавы с меньшим коэффициентом линейного расширения.
Статья поступила в редакцию 4.02.2009
RESEARCH OF THE ACCURACY OF MATING OF THE BLOCK-CYLINDER SLEEVE AND MIRROR OF THE CYLINDER-PISTON IN THE DEPENDENCE ON ERRORS IN ASSEMBLING OF THE MARINE HIGH-SPEED DIESELS
N. K. Sanaev, A. F. Dorokhov, G. M. Gabalov
The results of research of the accuracy of assembling of mating the block-cylinder sleeve and mirror of the cylinder-piston in the dependence on errors in the assembling are given. The dependences, quantitatively evaluating changes in the geometric parameters of the accuracy of the components and mating taking into account the operating temperatures of diesel and forces, which act on the crank gear are received.
Key words: accuracy of assembling, the mating elements, errors, geometric parameters, operating temperatures, the crank gear.
