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EP1320660A1 - Bewegungswandler und verfahren zum schmieren seiner gleitflächen - Google Patents

Bewegungswandler und verfahren zum schmieren seiner gleitflächen

Info

Publication number
EP1320660A1
EP1320660A1 EP00978950A EP00978950A EP1320660A1 EP 1320660 A1 EP1320660 A1 EP 1320660A1 EP 00978950 A EP00978950 A EP 00978950A EP 00978950 A EP00978950 A EP 00978950A EP 1320660 A1 EP1320660 A1 EP 1320660A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
bearing
sliding
sliding block
frame
gap
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP00978950A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1320660B1 (de
Inventor
Reinhold Ficht
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Priority to AT00978950T priority Critical patent/ATE332437T1/de
Publication of EP1320660A1 publication Critical patent/EP1320660A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1320660B1 publication Critical patent/EP1320660B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B75/24—Multi-cylinder engines with cylinders arranged oppositely relative to main shaft and of "flat" type
    • F02B75/246—Multi-cylinder engines with cylinders arranged oppositely relative to main shaft and of "flat" type with only one crankshaft of the "pancake" type, e.g. pairs of connecting rods attached to common crankshaft bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts, not specific to groups F01B1/00 - F01B7/00
    • F01B9/02—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts, not specific to groups F01B1/00 - F01B7/00 with crankshaft
    • F01B9/026—Rigid connections between piston and rod; Oscillating pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B75/22—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement
    • F02B75/222—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement with cylinders in star arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/06—Lubricating systems characterised by the provision therein of crankshafts or connecting rods with lubricant passageways, e.g. bores
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/32—Engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding main groups

Definitions

  • the invention relates to a method for lubricating the sliding surfaces of a device for converting rectilinear alternating movements into a rotational movement and vice versa, in particular for reciprocating piston machines, and a movement transducer for carrying out the method.
  • the reciprocating piston machines mentioned have at least two axially identical, oppositely arranged working cylinders and a converter which is arranged in a crankcase.
  • the converter converts the translational movements of the working pistons sliding in the working cylinders into a rotating movement of a crankshaft or vice versa.
  • the crankshaft has a crank pin which is mounted in a sliding block (sliding piece). This performs rectilinear alternating movements between inner slideways of a frame-shaped loop, which in turn is firmly connected to the piston rods and is moved linearly within the crankcase by the crank rods.
  • Such reciprocating piston engines can be used as a two-stroke internal combustion engine, as a four-stroke engine, as a reciprocating piston compressor or the like.
  • DE-A 3433 510 or EP-B 429 918 show such transducers consisting of sliding block and loop frame for such reciprocating piston machines.
  • a problem with such transducers is the reliable lubrication in the area between the inner surfaces of the loop frame, which are designed as slideways, and the sliding surfaces of the sliding block that interact with them.
  • US-A 4,794,887 it is known to use ball bearings or roller bearings for such a bearing. It is also known to convey lubricating oil from an oil pump assigned to the reciprocating piston engine through bores in existing gaps between the slideways or sliding surfaces. For this purpose, holes extend from the crank pin bearing to the sliding surfaces, which holes open into grooves or other recesses in the sliding surfaces of the sliding block.
  • the grooves are arranged in a herringbone pattern on the sliding surface of the sliding block. The grooves start from a central groove that extends in the sliding direction.
  • the invention is based on the fact that the opposite sliding surfaces of the sliding block and the sliding surfaces of the frame are alternately loaded or relieved several times during one working cycle of the two piston-cylinder units. These load changes are used to maintain a reliable lubrication of the sliding surfaces mentioned. This is done in that, depending on the linear changes in movement and the associated changes in load of the layers that make it possible to slide in the two bearing gaps, the sliding block can execute corresponding pendulum movements of limited extent relative to the frame in the direction of the linear alternating movements, which are essentially perpendicular to the sliding surface run. With the help of these pendulum movements, lubricant is conducted from the higher-loaded layer into the lower-loaded layer.
  • the invention relies on that a game of predetermined minimum size is provided between the closely adjacent surfaces, so that the sliding block depending on the changes in movement relative to the frame a limited movement along the axis - that in the direction of movement the piston rod runs - can execute. This leads to a kind of breathing movement in the area of each gap, whereby this breathing rhythm is out of phase on both sides of the sliding block.
  • the bore system in the sliding block is adapted accordingly, so that an internal exchange system for the lubricant is created between the two gaps.
  • the bore system must be designed so that the oil can pass from one lubrication gap into the other lubrication gap in very short periods of time without having to leave the lubricated gap too much oil flows out in this short time, so as not to endanger the lubrication in the sense of fluid friction.
  • the interacting sliding and guiding surfaces are smooth, that is to say have no grooves and depressions, except for the openings in the bores of the inner lubricant exchange system in the sliding block.
  • the mouths of these bores lie directly in the sliding surfaces, specifically in predetermined areas of these sliding surfaces.
  • the game between the side flanks (guide surfaces) is significantly smaller than the game designed between the sliding surfaces, which the
  • the direct openings of the bores in the sliding surfaces of the sliding block ensure that all of the lubricant escaping into the lubricating gap between the sliding surfaces and inevitably contributes to the lubrication of these surfaces.
  • Such a "closed" internal oil circuit has only minimal leakage oil losses in the lubrication gaps and, in conjunction with the pumping or guiding effect, ensures a safe interception of striking load changes (change of the loaded gap) due to the slag play for the pendulum movement of the sliding block.
  • Another advantage is that the pump only needs to be designed so that the lubricating oil it supplies is just sufficient to replace the low losses in the internal lubrication system.
  • crank loop frame which is open at the sides and at the ends, so that air and leakage oil displaced by the sliding block can be conveyed out of the interior of the loop frame.
  • the bearing surfaces of the sliding block do not have any internal grooves for guiding the lubricant.
  • the opposite slideway in the frame is not grooved, without oil flow-conducting inner grooves or tracks.
  • this flat design does not mean that the sliding surface of the sliding block (also referred to as a sliding piece) has to be completely flat, rather it can also be designed slightly spherically so that it forms a slightly larger gap towards the end faces than in the middle, with respect to the slide of the frame. It is avoided that the sliding block, which is slightly tilted during the alternating movements at the reversal points, causes an increased pumping action by forming bow waves of lubricant, which would result in an increase in leakage losses.
  • the slightly elastic, resilient design of the front ends of the slider contributes to reducing this effect, which give way to the reversal points causing tilting of the movement under greatly increased pressure, to avoid excessive gap reduction, which leads to the increased bow wave and the conveyance of lubricant which would lead to the pressure-bearing gap.
  • Figure 1 in a sectional view perpendicular to the crankshaft a four-cylinder two-stroke internal combustion engine
  • Figure 3a is a diagram showing load changes during one revolution
  • Figure 3b is a diagram showing the positions of the shaft to Figure 3a;
  • Figure 11 further examples of the execution of the inner or closed lubrication system.
  • Figure 1 shows the structure z.
  • B. a four-cylinder two-stroke internal combustion engine with a section through the plane of a pair of cylinders 1, 2nd
  • the second, identically constructed pair of working cylinders 11, 12 lies behind the first pair of cylinders in the illustration and is not covered by the section.
  • the two working cylinders 1, 2 are axially aligned and opposite one another, with a central axis 18a, which is designated by x.
  • the working pistons 3, 4 are rigidly attached to piston rods 5, 6.
  • the piston rods 5, 6 are connected to a movement transducer device.
  • the piston rods are fixedly arranged on a crank loop frame 7, in which a sliding block 8 is received.
  • a crank pin 9 of a crankshaft sits centrally in the sliding block 8 as a polygonal piece.
  • the converter is arranged in a crankcase 13, the interior of each of which is provided by a gas exchange chamber 14 of the respective cylinder 1 or 2 provided below the piston 3, 4 through a partition wall bearing 15 is sealed liquid and gas tight.
  • a combustion chamber 17 is provided above the piston.
  • the converter is shown in FIG.
  • the converter consists of the crankshaft 10 with at least one crank pin 9, which is rotatably supported in the sliding block 8 by means of slide bearing shells 43a, 43b, and the frame 7, consisting of the frame halves 7a, 7b, in which the sliding block 8 can slide in a straight line is.
  • crankshaft 10 is constructed in one piece as a single crank crankshaft. Depending on the type and / or size of the machine, it can also be constructed in several parts as a so-called built crankshaft. It has disc-shaped cheeks 22 as a means of swing or compensation, which are arranged on both sides of the crank pin 9.
  • a bore 45 to the center of the crank pin 9 opens there into a transverse bore 46 penetrating the crank pin 9.
  • the outer end of the bore is connected to a lubricating oil pressure source of the machine via a suitable system.
  • the sliding block 8 has a bearing bore 93 for receiving the crank pin 9.
  • Two plain bearing shell halves 43a, 43b are provided for storage.
  • the slide bearing shells 43a, 43b are thin-walled half-cylinder shells.
  • the diameter of the inner surface of the slide bearing shell is such that it surrounds the peripheral surface of the crank pin 9 with little play in the assembled state.
  • a circumferential groove 71 is provided in the center of its inner surface, in which passage bores 73 are made, distributed over the circumference. The position of the groove 71 is selected so that the transverse bore 46 of the crank pin 9 ends in the groove 71 at the end.
  • the sliding block 8 can be made from a sliding bearing material, so that the sliding bearing shells 43a, 43b could be dispensed with.
  • the sliding block 8 consisting of two halves 8a, 8b, clamps the bearing shells. It has a first sliding surface 82 and a second sliding surface 83 on opposite outer sides. These are flat, if necessary slightly spherical in the middle.
  • the areas adjacent to the sliding surfaces 82, 83 of the sliding block each form guide sliding surfaces (cheeks) 80, 81 (later 84a, 85a) and have a smooth surface.
  • the sliding surfaces 82, 83 and / or the guide surfaces can, for example, be hardened and ground or have a coating made of sliding bearing material or can be covered with a sliding bearing plate. They preferably have no depressions, pockets or grooves.
  • the sliding surfaces 82, 83 of the sliding block each form boundary edges 90 and 91 with the guide surfaces, which are preferably burr-free and sharp-edged or have a transition radius or a corresponding chamfer, which is explained in more detail below, cf. Figures 6 ff.
  • a crank pin bore 93 is provided with an inner surface 94, the inside diameter of which is slightly smaller than the outside diameter of the sliding shells 43a, 43b.
  • the anti-rotation device can also be positively locked.
  • a radially circumferential groove 95 which is approximately rectangular in cross section.
  • the sliding block 8 has at least two, preferably four bores 97 distributed over the circumference, which run radially to the bore and at the other end approximately in the middle of the third of the sliding surfaces 82, 83 of the sliding block, which are outer with respect to the sliding direction, and open directly into these sliding surfaces 82.83. From the bores 97, bores 98 branch off approximately at right angles, which open directly into these near the outer ends of the middle third of the sliding surfaces 82 and 83, cf. Figure 4.5.
  • the sliding block is recessed on the end faces and forms tongues 88, 89 tapering towards the shaft 10 at the ends of the sliding surfaces. These are designed and dimensioned so that they can yield slightly elastically when a predetermined loading pressure is exceeded. This is in the situations in which due to a predetermined game the sliding block in Sliding gap in a tilting position inclined in the sliding direction, achieved that the resulting wedge shape of the gap in the sliding direction does not exceed a predetermined wedge angle. In this way, the possible leakage losses of the lubricant can be kept within narrow limits and direct contact of the sliding surfaces with one another can be avoided.
  • the bore 97 can also be designed as a blind bore into which the branch bore 98 opens in such a way that an angled supply channel is formed. However, it is also possible to provide only the bores 97, which extend in a straight line (FIG. 11).
  • the sliding block 8 is preferably formed in two parts. If a built crankshaft is used, the sliding block 8 can also be in one piece. Connection means are provided for connecting the sliding block halves 8a, 8b.
  • the fasteners are not shown for reasons of clarity, they are also e.g. known from DE-A 3435 501.
  • the lubricating oil (as an example of lubricant), which is supplied by an external pressure source of the machine, is in the inner groove 71 of the bearing shells 43.
  • the lubricating oil supplied by this pump is adjusted in terms of pressure and quantity in such a way that essentially only unavoidable, but low losses are replaced due to the design of the converter, and the pressure is sufficient to allow the externally supplied lubricating oil to flow into the less loaded bearing gap.
  • the sliding block 8 is essentially form-fitting in the frame 7 in the axial direction y and in the sliding direction z, which is perpendicular to the axial direction and perpendicular to
  • crank loop frame 7 is preferably made in two parts, 7a, 7b. In the case of an engine with a built-in crankshaft, the frame 7 can optionally also be made in one piece.
  • the frame halves 7a, 7b are formed symmetrically in the same way. They each have a web 110, the inside of which forms a sliding surface 112.
  • the sliding surface or slideway 112 can be hardened and ground, have a coating of plain bearing material or be coated with a plain bearing plate, it should be noted that a surface-hard sliding surface interacts with a surface-soft slideway.
  • the longitudinal extent of the bearing surface 112 is selected such that the sliding surfaces 82, 83 are completely covered by the bearing surfaces 112 in the extreme position of the sliding block 8 in the sliding direction. Laterally in the frame are perpendicular to Slideway 112 leg webs 115, 116 formed in one piece in such a way that the frame halves 7a, 7b have an H-shaped cross section. At the ends pointing in the sliding direction, the frame halves 7a, 7b are each designed to be open in accordance with EP-A 429 918.
  • the piston rods 5 and 6 are attached, preferably in one piece, between the leg webs 115, 116.
  • Bushes 121 are formed on the leg webs 115, 116 and are used to accommodate e.g. Expansion screws are used, with which the frame halves 7a, 7b can be firmly connected.
  • the leg webs 115, 116 have guide surfaces 127, 128 on the inside. These guide surfaces directly adjoin the sliding surfaces 112.
  • the guide surfaces run parallel to one another and perpendicular to the slideway 112 and they collide with the slideway along a boundary edge 131.
  • These areas, where guide surfaces and sliding surfaces meet, are preferably free of cuts or provided with a small transition radius or a small transition phase, as will be explained in more detail below.
  • transition or corner areas 131 or 132 it is provided that they are made as small as possible in cross-section in order to keep the amounts of lubricating oil (leaks) which inevitably escape at the open ends as small as possible.
  • FIGS. 6, 7, 8 and 9 each show the sliding block 8 in a starting position with a distance S1 from the sliding surfaces 112 and a distance S2 from the guide surfaces 127, 128.
  • the gap thus formed is filled with lubricating oil.
  • An extremely deflected position of the sliding block 8 is shown in dashed lines. In this position, the boundary edges 90, 91 have the reference symbols 90 ', 91'.
  • FIGS. 6 to 9 are not to scale, but only illustrate fundamentally different configurations of the corner regions 132 between sliding surfaces and guide surfaces of sliding block 8 and frame 7. If the sliding block 8 is in its theoretical extreme position, in all embodiments according to FIGS 9, a residual corner channel 132 'is present. The cross-sectional area of this residual corner duct must be minimized.
  • the sliding block 8 is sharp-edged on its boundary edge 90, 91 or has only a broken edge.
  • the boundary edge 131 of the frame 7 is a free cut, but its dimensions are as small as possible. This version is particularly expedient if the guide surfaces 127, 128 and the sliding surface 112 have a ground surface is provided.
  • the boundary edges 90, 91 of the sliding block 8 and the limiting edges 131 of the frame 7 are designed as outer or inner phases and are adapted in such a way that a residual plug channel 132 'remains when the sliding block 8 comes to rest in its theoretical extreme position.
  • the residual corner channel is trapezoidal in cross section. According to FIG.
  • the sliding block 8 and the frame 7 are each chamfered in the area of their boundary edges 90, 91 and 131, the planes of extension of the phase surfaces enclosing an angle to one another, so that the channel 132 'converges in cross section towards the guide surfaces 127, 128 and is thus wedge-shaped.
  • the boundary edges 90, 91 and the edge 131 of the sliding block 8 and the frame 7 are each provided with a radius, the radii being coordinated such that a sickle-gap-shaped channel 132 'remains.
  • the choice of the design of the corner channel 132 essentially depends on the size and type of the piston machine, the materials used for the individual parts and the manufacturing process.
  • the embodiments according to FIGS. 7, 8 and 9 of the frame 7 are particularly suitable for machining the frame 7.
  • the guide surfaces 127, 128 and the sliding surface 112 can be provided with surface coatings or treatments analogous to the sliding block 8 in order to further improve the sliding properties his.
  • the guide surfaces 127, 128 are at a distance from one another in the axial direction which is greater than the distance between the guide sliding surfaces 84a, 85a of the sliding block 8, so that the sliding block 8 is guided in the axial direction with a predetermined play S2.
  • the game S2 is selected to be significantly smaller than the game S1 in the area of the sliding surfaces 112.
  • the oil that emerges from the openings 97, 98 and passes from the sliding surfaces 82, 83 via the boundary edge 90, 91 into this gap serves to lubricate the gaps formed between the guide surfaces 127, 128.
  • the leg webs 115, 116 are cut out in a U-shape, see 130.
  • the cutouts extend into the vicinity of the sliding surfaces 127, 128.
  • the load on the sliding surfaces and layers of lubricating oil between them can vary during operation of a converter depending on the change of direction of the frame 7.
  • the load essentially results from a superimposition of the gas pressure forces arising on the working pistons 2, 3 and the direction of their action opposite mass forces of the moving parts of the transducer.
  • the resulting sliding block forces F G are plotted on the ordinate and the crank angle 0 ⁇ 180 180 ° is plotted on the abscissa.
  • the sliding block 8 Due to the forces F G acting on it, the sliding block 8 performs a pendulum movement between the slideways 112 of the frame 7, which takes place at least once per revolution, depending on the speed and operating mode of the machine, as an internal combustion engine or as a reciprocating piston compressor. At certain speeds at which the gas and mass forces overlap so that the resulting load on the sliding block intersects the zero load line several times, this pendulum movement can also take place more than once per crankshaft revolution.
  • a sufficiently thick layer 141 is thus built up on the respective relieved side of the sliding block 8 before the loading, which ensures defined hydroplaning between the sliding loaded surfaces during the entire subsequent loading phase, in particular for the striking start of the loading.
  • the pump effect produced by the pendulum movement interacts with the lubricating oil supplied by the mother oil pump, which is fed into the annular groove 71 through the bore 45, 46.
  • the pumping action is made up of the displacement pressure in the bearing gap that is subject to higher loads and the negative pressure in the bearing gap that is subject to even less stress.
  • the bores 97, 98 are dimensioned in such a way that a sufficient amount of oil from the loaded lubricating film can get into the bore 97, 98 from the loaded lubricating film to achieve the pumping effect and to build up the barrier pressure. however, it is ensured that the loaded oil film 140 always has a minimum dimension required to maintain a sufficiently thick oil film during the entire loading phase. This can be achieved in that the oil feed bores opening into the sliding block surfaces, e.g.
  • the bores 97 in the mouth area have a smaller diameter than the bores 98 further away from the edge, since the leakage oil losses which, although reduced according to the invention but not completely preventable, can make it necessary to reduce the partial quantity flowing back. This can be reliably counteracted by narrowing the holes near the edge in the mouth area.
  • the oil film 141 becomes the loaded one and the oil film 140 the relieved one.
  • the oil is now displaced from the gap S b with the lubricant layer 141 and at least partially reaches the bores 97, 98, which open into and cause the now loaded sliding stone sliding surface 83 now pump back there and a barrier pressure.
  • the oil pumped by the oil pump for building up the oil film 140 flows from the bores 45 and 46 via the grooves 71 and 95, in the direction of the sliding surface 82 of the sliding block to the gap S a . This changes when the load direction changes due to the resulting pressure conditions in the
  • Damping layers 141, 140 change the direction of flow of the oil in the bores 97, 98 of the two sliding block halves 8a, 8b.
  • the pumping effect is noticeably dependent on the size of the play gap S between the sliding block 8 and the frame 7, since, for example, play gaps which are too large can adversely affect the leaks emerging at the edge and thus the thickness and the pressure conditions in the sliding film. This is to be avoided especially at the reversal point of the sliding block, in that the sliding speed briefly assumes the value "zero" and the hydrodynamic load-bearing effect of the oil film is briefly absent. In this operating state, it must therefore be ensured that the loaded film between the sliding block 8 and the frame 7 is not weakened too much by edge leakage losses.
  • the converter In the described configuration of the converter, utilizing the pump effect and / or the guiding effect between the loaded and unloaded sides of the sliding block (the opposite columns S a , S b ) in conjunction with minimizing the leakage oil losses in the pressure oil circuit, the converter is reliably achieved in critical operating conditions are reliably and permanently supplied with sufficient lubricating oil and a defined hydroplaning is ensured during operation. This means that there are always optimal sliding conditions between the sliding block and crank loop frame in any operating situation, and striking load changes cannot penetrate the increased buffer layer.
  • FIGS. 4 and 5 each show a “bow wave” 140a, 141a at the gap S b , which is currently taking over the load, by a striking alternating movement of the sliding block from the previously loaded opposite bearing gap to the bearing gap now to be loaded.
  • This indicated increased flow rate of a lubricant should be avoided as much as possible in order to assign the smallest possible leakages to the gap.
  • a slight elastic compliance of the tongue 89, 88 is advantageous for this, which is achieved by the recesses 81 according to FIG. 2, which become clearer in the cross section of FIGS.
  • a special form of the bearing surface 82, 83, which leads to a slightly increased edge area of the gap, is also advantageous for this purpose, in order to reduce the leakage losses.

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Abstract

Vorgeschlagen wird ein Bewegungswandler für eine Hubkolbenmaschine mit einem schlaufenförmigen Rahmen (7), der zur Ausführung linearer Wechselbewegungen mit Kolbenstangen (5, 6) der Hubkolbenmaschine verbunden ist und im Rahmeninneren zwei sich gegenüberliegende und sich quer zur Richtung der linearen Wechselbewegungen erstreckende Gleitlagerflächen (112) aufweist, zwischen denen ein Gleitstein (8) angeordnet und für eine Gleitbewegung geeignet geführt ist, in dem der Kurbelzapfen (9) einer drehbar gelagerten Kurbelwelle (10) gelagert ist, bei dem ein vorbestimmtes Spiel vorgesehen ist, das so bemessen ist, daß der Gleitstein (8) gegenüber dem Rahmen (7) in Richtung der linearen Wechselbewegungen und in Abhängigkeit von den Richtungswechseln und den Belastungswechseln pendelförmige Relativbewegungen ausführen kann. Die beiden Gleitlagerflächen (82, 83) des Gleitsteins (8) sind über ein Bohrungssystem (97, 98) im Gleitstein (8) so miteinander verbunden, daß in Abhängigkeit von den Belastungswechseln der beiden Gleitlagerspalten Schmiermittel von dem höher belasteten Spalt in den geringer belasteten Spalt zwangsweise überführbar ist.

Description

Bewegungswandler und Verfahren zum Schmieren seiner Gleitflächen
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Schmieren der Gleitflächen einer Vorrichtung zum Umwandeln von geradlinigen Wechselbewegungen in eine Rotationsbewegung und umgekehrt, insbesondere für Hubkolbenmaschinen, sowie einen Bewegungswandler zum Ausführen des Verfahrens.
Die erwähnten Hubkolbenmaschinen weisen wenigstens zwei achsgleiche, gegenüberliegend angeordnete Arbeitszylinder und einen Wandler auf, der in einem Kurbelgehäuse angeordnet ist. Der Wandler wandelt die Translationsbewegungen der in den Arbeitszylindern gleitenden Arbeitskolben in eine Rotationsbewegung einer Kurbelwelle um oder umgekehrt. Die Kurbelwelle weist einen Kurbelzapfen auf, der in einem Gleitstein (Gleitstück) gelagert ist. Dieser führt geradlinige Wechselbewegungen zwischen inneren Gleitbahnen einer rahmenförmigen Schlaufe aus, die ihrerseits mit den Kolbenstangen fest verbunden ist und innerhalb des Kurbelgehäuses durch die Kurbelstangen linear bewegt wird. Solche Hubkolbenmaschinen können als Zweitakt- Brennkraftmaschine, als Viertaktmotor, als Hubkolbenverdichter oder dergleichen verwendet werden.
Solche, aus Gleitstein und Schlaufen-Rahmen bestehende Wandler für derartige Hubkolbenmaschinen zeigen die DE-A 3433 510 oder die EP-B 429 918.
Ein Problem bei derartigen Wandlern ist die zuverlässige Schmierung im Bereich zwischen den als Gleitbahnen ausgebildeten inneren Oberflächen des Schlaufenrahmens und den damit zusammenwirkenden Gleitflächen des Gleitsteins. Aus der US-A 4,794,887 ist es bekannt, für eine solche Lagerung Kugellager oder Rollenlager zu verwenden. Auch ist es bekannt, Schmieröl von einer dem Hubkolbenmotor zugeordneten Ölpumpe durch Bohrungen in vorhandene Spalte zwischen den Gleitbahnen oder Gleitflächen zu fördern. Hierzu gehen Bohrungen von der Kurbelzapfenlagerung aus bis zu den Gleitflächen, welche Bohrungen in Nuten oder anderen Vertiefungen der Gleitoberflächen des Gleitsteins münden. Die Nuten sind fischgrätartig auf der Gleitfläche des Gleitsteins angeordnet. Die Nuten gehen von einer zentralen, sich in Gleitrichtung erstreckenden Nut aus. Alle Nuten münden im Bereich der Außenkanten der Gleitflächen. Die Gleitspalte sind somit vom Schmieröl ständig durchströmt, wobei das Öl aus den Spalten vorwiegend aus den an den Kanten offenen Nuten austritt. Ein ähnliches Schmierungssystem ist aus der US-A 4,598,672 bekannt. Zusätzlich ist der Gleitstein bei dieser bekannten Ausführung an seitlichen Führungsflächen des Gleitsteins und entsprechenden Führungsflächen an Führungswangen des Schlaufenrahmens geführt. In den Endbereichen der Führungswangen sind nutenförmige Ausnehmungen eingebracht, die einendig mit den Quernuten der Gleitoberfläche korrespondieren, so daß Öl in die Ausnehmungen gelangt. Anderenends sind diese Ausnehmungen offen. Auch hier wird das Lagersystem weitgehend von dem von der Pumpe gelieferten Öl durchströmt. Ein derartig offener Druckölkreislauf weist hohe Leckölmengen auf. Um diese Leckölmengen gering zu halten, wird der Gleitstein mit sehr geringem Spiel an die Führungsfläche des Kurbelschlaufenrahmens eingepaßt. Dies hat jedoch zur Folge, daß insbesondere bei hohen Pressungen zwischen Gleitstein und Schlaufenrahmen oder bei einer Verkantung des Gleitsteins im Rahmen, verursacht durch das
Reibmoment zwischen Gleitstein und dem in ihm lagernden Kurbelzapfen, nicht immer gewährleistet ist, daß zwischen den gleitenden Flächen ein Ölfilm von ausreichender Dicke für eine reine Flüssigkeitsreibung vorliegt. Bei diesen bekannten Systemen werden erhebliche Abnutzungen an den Lagerflächen und Führungsflächen in Kauf genommen.
Es ist Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren vorzuschlagen, bei dem die Aufrechterhaltung einer reinen Flüssigkeitsreibung auch unter erschwerten Verhältnissen gewährleistet ist, wobei ein in entsprechender Weise ausgebildeter Wandler zum Ausführen des Verfahrens dient.
Die Aufgabe der Erfindung wird einmal durch ein Verfahren gemäß den Ansprüchen 1 oder 2 gelöst. Zur vorrichtungsmäßigen Verwirklichung dient ein Wandler gemäß den Ansprüchen 6 oder 7.
Die Erfindung geht davon aus, daß die entgegengesetzten Gleitoberflächen des Gleitsteins und die Gleitflächen des Rahmens während eines Arbeitsspiels der beiden Kolbenzylindereinheiten während einer Umdrehung mehrmals wechselnd belastet bzw. entlastet werden. Diese Belastungswechsel werden für die Aufrechterhaltung einer zuverlässigen Schmierung der genannten Gleitflächen nutzbar gemacht. Dies geschieht dadurch, daß in Abhängigkeit von den linearen Bewegungswechseln und den damit verbundenen Belastungswechseln der das Gleiten ermöglichenden Schichten in den beiden Lagerspalten den Gleitstein relativ zu dem Rahmen in Richtung der linearen Wechselbewegungen entsprechende Pendelbewegungen von begrenztem Ausmaß ausführen läßt, die im wesentlichen senkrecht zur Gleitfläche verlaufen. Mit Hilfe dieser Pendelbewegungen wird jeweils Gleitmittel aus der höher belasteten Schicht in die geringer belastete Schicht geleitet. Man erhält so, ggf. zusätzlich zu dem äußeren Gleitmittelsystem, ein inneres System oder einen geschlossenen Kreislauf zwischen den beiden zu schmierenden Spalten. Es hat sich gezeigt, daß auf diese Weise zwischen den Gleitoberflächen des Gleitsteins und der Kurbelschlaufe immer eine zur Optimierung der Gleiteigenschaften bzw. Gleitbedingungen ausreichende liquide Gleitmittelschicht vorliegt, so daß über die gesamte Gleitstrecke der gleitenden Flächen im Arbeitsspalt ein definiertes Hydroplaning vorliegt, auch dann wenn der hohe Druck von einem Last- oder Bewegungswechsel auftritt.
Wenn der eine Kolben einen Arbeitstakt ausführt, wird über die Kolbenstange auf den Rahmen der Kurbelschlaufe eine Belastung ausgeübt, die sich auf den Gleitstein überträgt. Die beiderseitigen Gleitflächen werden aufeinander gedrückt. In gleicher Weise wirkt die andere Kolbenzylindereinheit von der Gegenseite, zeitlich versetzt, so daß sich erhöhte Pressungen zwischen den Gleitflächen während einer Hin- und Herbewegung des Gleitsteins ergeben, die sich von einer Seite zur anderen Seite des Rahmens verlagern bzw. pendeln. Zusätzlich ergeben sich drehzahlabhängige Pressungen, die aus der Verdichtungsarbeit der Kolben im Arbeitsraum und im unterhalb des Kolbens vorhandenen, z. B. vom Trennwandlager abgeschotteten Gaswechselraum resultieren.
Im Rahmen der Erfindung wurde daher folgerichtig erkannt, daß dafür Sorge getragen werden muß, daß immer zu dem Zeitpunkt, zu dem die Pressungen bevorstehen, ein ausreichendes Polster in diesen Belastungsbereichen aufgebaut ist, das den Wechseldruck zu puffern vermag.
Im Gegensatz zum Stand der Technik, wo ein möglichst geringes Spiel zwischen
Gleitstein und zugehörigem Rahmen vorgesehen wird, setzt die Erfindung darauf, daß zwischen den eng benachbarten Flächen ein Spiel von vorbestimmter Mindestgröße vorgesehen wird, so daß der Gleitstein in Abhängigkeit von den Bewegungswechseln gegenüber dem Rahmen eine begrenzte Bewegung entlang der Achse - die in Richtung der Bewegung der Kolbenstangen verläuft - ausführen kann. Dies führt zu einer Art Atmungsbewegung im Bereich jedes Spaltes, wobei dieser Atemrhythmus auf beiden Seiten des Gleitsteins phasenverschoben ist.
Im Gleitstein ist das Bohrungssystem entsprechend angepaßt, so daß ein inneres Austauschsystem für das Gleitmittel zwischen den beiden Spalten entsteht. Dabei muß das Bohrungssystem so ausgebildet sein, daß das Öl von einem Schmierspalt in den anderen Schmierspalt in sehr kurzen Zeitspannen übertreten kann, ohne daß aus dem belasteten Schmierspalt zu viel Öl in dieser kurzen Zeit abfließt, um nicht die Schmierung im Sinne einer Flüssigkeitsreibung zu gefährden.
Trotz des für die Pendelbewegungen zwischen Gleitstein und Rahmen ausreichenden Spiels können die Leckölverluste möglichst klein gehalten werden. Diesen Forderungen tragen die Maßnahmen nach den Ansprüchen 8 bis 18 Rechnung.
Dabei ist es besonders günstig, wenn die zusammenwirkenden Gleit- und Führungsflächen glatt sind, das heißt keine Nuten und Vertiefungen aufweisen, außer den Mündungen der Bohrungen des inneren Gleitmittel-Austauschsystems im Gleitstein. Dabei liegen die Mündungen dieser Bohrungen unmittelbar in den Gleitflächen, und zwar in vorbestimmten Bereichen dieser Gleitflächen.
Das Spiel zwischen den seitlichen Flanken (Führungsflächen) ist deutlich kleiner, als das zwischen den Gleitflächen konstruktiv vorgesehene Spiel, welches die
Wechselbewegungen oder Pendelbewegungen zwischen Gleitstein und Rahmen zuläßt. Das konstruktiv vorgesehene Spiel, mit dem der Gleitstein im Kurbelschlaufenrahmen sitzt, zusammen mit der dadurch bedingten Pendelbewegung des Gleitsteins im Rahmen erzeugt einen Pump- und Leiteffekt für das Schmieröl. Dadurch kann einerseits Gleitmittel vom belasteten Liquidfilm teilweise in die an der Oberfläche mündenden Bohrungen im Gleitstein zurückgedrückt werden. Damit wird in diesen Bohrungen ein Sperrdruck aufgebaut, der den Zutritt von Gleitmittel von der Druckpumpe in den belasteten Spalt verhindert. Dazu wird der Druck des von der Druckquelle kommenden Gleitmittels kleiner als der Druck in dem jeweils höher belasteten Spalt sein.
Auf der anderen Seite entsteht in dem gerade entlasteten Spalt ein zusätzliches Spiel und damit ein Unterdruck. Beide Effekte sorgen einzeln oder gemeinsam dafür, daß Öl von dem höher belasteten Spalt in den entlasteten Spalt geleitet wird, während gleichzeitig das von der Pumpe kommende Schmiermittel im wesentlichen ausschließlich in den entlasteten Spalt umgelenkt wird. Damit wird in dem entlasteten Spalt bis vor dem Zeitpunkt, zu dem dieser Spalt belastet werden wird, ein Film von ausreichender Dicke aufgebaut, der für den nachfolgenden (schlagenden) Belastungsvorgang dieses Spaltes eine zuverlässige Flüssigkeitsreibung und Pufferung gewährleistet.
Die direkten Mündungen der Bohrungen in den Gleitflächen des Gleitsteins gewährleisten, daß das gesamte austretende Schmiermittel jeweils in den Schmierspalt zwischen den Gleitflächen gelangt und zwangsläufig zur Schmierung dieser Flächen beiträgt. Ein derart "geschlossener" innerer Ölkreislauf weist nur geringe Leckölverluste in den Schmierspalten auf und sorgt im Zusammenspiel mit dem Pump- oder Leiteffekt aufgrund des Schlackerspiels zur Pendelbewegung des Gleitsteins für ein sicheres Abfangen schlagender Lastwechsel (Wechsel des belasteten Spaltes).
Ein weiterer Vorteil liegt darin, daß die Pumpe nur noch so ausgelegt zu werden braucht, daß das von ihr gelieferte Schmieröl gerade ausreicht, um die geringen Verluste im inneren Schmiersystem zu ersetzen.
In diesem Zusammenhang ist es zweckmäßig, einen seitlich und an den Enden offenen Kurbelschlaufenrahmen zu verwenden, so daß vom Gleitstein verdrängte Luft und Lecköl aus dem Innenraum des Schlaufenrahmens befördert werden kann.
Die Lagerflächen des Gleitsteins tragen keine inneren Nuten zur Führung des Gleitmittels. Ebenso ist die gegenüberliegende Gleitbahn im Rahmen ungenutet ausgebildet, ohne Ölfluß leitende innere Nuten oder Bahnen. Diese flache Ausbildung bedingt aber nicht, daß die Gleitfläche des Gleitsteins (auch als Gleitstück bezeichnet) völlig eben sein muß, vielmehr kann sie auch leicht ballig so gestaltet sein, daß sie zu den Stirnseiten hin einen leicht größeren Spalte bildet, als in der Mitte, mit Bezug auf die Gleitbahn des Rahmens. Es wird vermieden, daß der bei den Wechselbewegungen an den Umkehrpunkten leicht verkantete Gleitstein eine erhöhte Pumpwirkung durch Ausbilden von Bugwellen von Gleitmittel verursacht, die eine Erhöhung der Leckverluste zur folge hätte. Zusätzlich trägt zur Verminderung dieses Effektes die leicht elastisch nachgiebige Gestaltung der stirnseitigen Enden des Gleitstücks bei, die bei diesen Verkantungen bewirkenden Umkehrpunkten der Bewegung unter stark erhöhtem Druck nachgeben, zur Vermeidung einer zu starken Spaltverminderung, die zu der erhöhten Bugwelle und dem Fördern von Gleitmittel aus dem den Druck aufnehmenden Lagerspalt führen würde. Die Erfindung wird nachfolgend anhand schematischer Zeichnungen an einem Beispiel näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 in einer Schnittdarstellung senkrecht zur Kurbelwelle eine Vierzylinder- Zweitakt-Brennkraftmaschine;
Figur 2 in auseinandergezogener Darstellung wesentliche Teile eines Wandlers;
Figur 3a ein Diagramm, das Belastungswechsel während einer Umdrehung zeigt; Figur 3b ein Diagramm, das die Stellungen der Welle zu Figur 3a zeigt;
Figur 4,
Figur 5 in gleicher Schnittdarstellung durch den Kurbelzapfen den Wandler von
Figur 2 bei unterschiedlichen Belastungszuständen der Lagerspalte Sa,Sb;
Figur 6, Figur 7, Figur 8, Figur 9 ein Detail in unterschiedlichen Ausführungen; und
Figur 10,
Figur 11 weitere Beispiele für die Ausführung des inneren oder geschlossenen Schmiersystems.
Figur 1 zeigt den Aufbau z. B. einer Vierzylinder-Zweitakt-Brennkraftmaschine mit einem Schnitt durch die Ebene eines Arbeitszylinderpaars 1 ,2. Das zweite, gleich aufgebaute Arbeitszylinderpaar 11 ,12 liegt in der Darstellung hinter dem ersten Zylinderpaar und wird vom Schnitt nicht erfaßt.
Die beiden Arbeitszylinder 1 ,2 sind achsgleich und einander gegenüberliegend, mit einer Mittelachse 18a angeordnet, die mit x bezeichnet ist. Die Arbeitskolben 3,4 sind an Kolbenstangen 5,6 starr befestigt. Am anderen Ende stehen die Kolbenstangen 5,6 mit einer Bewegungswandlereinrichtung in Verbindung. Dazu sind die Kolbenstangen fest an einem Kurbelschlaufenrahmen 7 fest angeordnet, in dem ein Gleitstein 8 aufgenommen ist. Im Gleitstein 8 als Mehrkantstück sitzt zentral ein Kurbelzapfen 9 einer Kurbelwelle. Der Wandler ist in einem Kurbelgehäuse 13 angeordnet, dessen Innenraum jeweils von einem unterhalb des Kolbens 3,4 vorgesehenen Gaswechselraum 14 des jeweiligen Zylinders 1 oder 2 durch ein Trennwandlager 15 flüssigkeits- und gasdicht abgeschottet ist. Oberhalb des Kolbens ist ein Brennraum 17 vorgesehen.
Die Arbeitsweise dieser durch Zündung einer Zündeinrichtung 16 betriebenen Kolbenzylindereinheit ist bekannt. Sie braucht daher nicht näher beschrieben zu werden. Es wird lediglich bemerkt, daß sich bei der Arbeitsweise Gasdruck- und Massenkräfte in Abhängigkeit vom Druckaufbau im jeweiligen Gaswechselraum 14 und Brennraum 17 überlagern, wodurch es zu wechselnden Pressungen FG=fG(ω) im Bereich einer Gleitbahn 18,19 zwischen Gleitstein 8 und Rahmen 7 kommt, während der Drehbewegung ω.
In Figur 2 ist der Wandler dargestellt. Der Wandler besteht aus der Kurbelwelle 10 mit zumindestens einem Kurbelzapfen 9, der in dem Gleitstein 8 mittels Gleitlagerschalen 43a,43b drehbar gelagert ist, und dem Rahmen 7, bestehend aus den Rahmenhälften 7a, 7b, in welchem der Gleitstein 8 geradlinig gleitbar, verschieblich geführt ist.
Die Kurbelwelle 10 ist zum Beispiel als einfach gekröpfte Kurbelwelle einstückig aufgebaut. Je nach Bauart und/oder Baugröße der Maschine kann sie auch mehrteilig als sogenannte gebaute Kurbelwelle ausgeführt sein. Sie weist als Schwung- oder Ausgleichsmittel scheibenförmige Wangen 22 auf, die beiderseits des Kurbelzapfens 9 angeordnet sind.
Schräg von der Umfangsfläche eines Lagerzapfens weg führt, den Lagerzapfen 9 und die Wange 22 durchdringend, zum Zentrum des Kurbelzapfens 9 hin eine Bohrung 45, die dort in eine den Kurbelzapfen 9 durchdringende Querbohrung 46 mündet. Das äußere Ende der Bohrung steht über ein geeignetes System mit einer Schmieröldruckquelle der Maschine in Verbindung.
Der Gleitstein 8 weist eine Lagerbohrung 93 zur Aufnahme des Kurbelzapfens 9 auf. Zur Lagerung sind hier zwei Gleitlagerschalenhälften 43a,43b vorgesehen. Die Gleitlagerschalen 43a,43b sind dünnwandige Halbzylinderschalen. Die Innenfläche der Gleitlagerschale ist im Durchmesser derart bemessen, daß sie im montierten Zustand die Umfangsfläche des Kurbelzapfens 9 mit geringem Spiel umschließt. An ihrer Innenfläche ist mittig eine Umfangsnut 71 vorgesehen, in der, über den Umfang verteilt, Durchlassbohrungen 73 eingebracht sind. Die Lage der Nut 71 ist so gewählt, daß die Querbohrung 46 des Kurbelzapfens 9 endseitig jeweils in die Nut 71 mündet. Insbesondere bei Kleinmotoren, kann der Gleitstein 8 aus einem Gleitlagermaterial hergestellt sein, so daß man auf die Gleitlagerschalen 43a,43b verzichten könnte.
Der Gleitstein 8, bestehend aus zwei Hälften 8a,8b, umfaßt die Lagerschalen klemmend. Er weist auf entgegengesetzten Außenseiten eine erste Gleitfläche 82 und eine zweite Gleitfläche 83 auf. Diese sind eben, ggf. mittig leicht ballig gestaltet.
Jeweils die an die Gleitflächen 82,83 des Gleitsteins angrenzenden Bereiche bilden Führungsgleitflächen (Wangen) 80,81 (später 84a,85a) und sind glattflächig ausgebildet. Die Gleitflächen 82,83 und/oder die Führungsflächen können beispielsweise gehärtet und geschliffen sein oder eine Beschichtung aus Gleitlagerwerkstoff aufweisen oder mit einem Gleitlagerblech belegt sein. Sie weisen bevorzugt keinerlei Vertiefungen, Taschen oder Nuten auf. Die Gleitflächen 82,83 des Gleitsteins bilden jeweils mit den Führungsflächen Begrenzungskanten 90 und 91 , die vorzugsweise gratfrei und scharfkantig ausgeführt sind oder einen Übergangsradius oder eine entsprechende Anphasung aufweisen, was weiter unten näher erläutert wird, vgl. Figuren 6 ff.
Im Zentrum des Gleitsteins 8 ist eine Kurbelzapfenbohrung 93 mit einer Innenfläche 94 vorgesehen, deren Innendurchmesser geringfügig kleiner als der Außendurchmesser der Gleitschalen 43a,43b ist. Dadurch werden die Gleitschalen 43 vom Gleitstein 8 klemmend und verdrehsicher umgriffen. Die Verdrehsicherung kann auch formschlüssig erfolgen. Mittig in der Bohrung 93 ist, korrespondierend zu den Bohrungen 73 der Gleitlagerschalen 43a,43b, eine radial umlaufende, im Querschnitt etwa rechteckförmige Nut 95 vorgesehen. Ausgehend von dieser Nut 95 weist der Gleitstein 8 über den Umfang verteilt mindestens zwei, vorzugsweise vier Bohrungen 97 auf, welche radial zur Bohrung verlaufen und andemendig jeweils in etwa in der Mitte der bezüglich der Gleitrichtung äußerend Drittel der Gleitflächen 82,83 des Gleitsteins, und zwar direkt in diesen Gleitflächen 82,83 münden. Von den Bohrungen 97 zweigen jeweils Bohrungen 98 etwa rechtwinklig ab, welche nahe den äußeren Enden des mittleren Drittels der Gleitflächen 82 bzw. 83 direkt in diese münden, vgl. Figur 4,5.
An den Stirnseiten ist der Gleitstein ausgenommen und bildet an den Enden der Gleitflächen sich zur Welle 10 hin verjüngende Zungen 88,89. Diese sind so ausgebildet und bemessen, daß sie bei Übersteigen eines vorbestimmten Belastungsdruckes geringfügig elastisch nachgeben können. Damit wird in den Situationen, in denen aufgrund eines vorbestimmten Spiels der Gleitstein sich im Gleitspalt in eine in Gleitrichtung geneigte Kippstellung stellt, erreicht, daß die dabei entstehende Keilform des Spaltes in Gleitrichtung einen vorbestimmten Keilwinkel nicht übersteigt. Dadurch lassen sich die möglichen Leckverluste des Gleitmittels in engen Grenzen halten und direkter Kontakt der Gleitflächen miteinander vermeiden.
Wie Figur 10 zeigt, kann die Bohrung 97 auch als Sacklochbohrung ausgeführt sein, in welche die Zweigbohrung 98 derart einmündet, daß ein abgewinkelter Versorgungskanal gebildet ist. Es können aber auch allein die Bohrungen 97, sich geradlinig erstreckend, vorgesehen sein (Figur 11).
Der Gleitstein 8 ist vorzugsweise zweiteilig ausgebildet. Wird eine gebaute Kurbelwelle verwendet, kann der Gleitstein 8 auch einstückig sein. Zur Verbindung der Gleitsteinhälften 8a,8b sind Verbindungsmittel vorgesehen. Die Befestigungsmittel sind aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt, sie sind auch z.B. aus der DE-A 3435 501 bekannt.
Das Schmieröl (als Beispiel von Gleitmittel), welches von einer externen Druckquelle der Maschine geliefert wird, steht in der Innennut 71 der Lagerschalen 43 an. Das von dieser Pumpe gelieferte Schmieröl ist bezüglich Druck und Menge so abgestimmt, daß im wesentlichen nur unvermeidliche, aber aufgrund der Ausbildung des Wandlers geringe Verluste ersetzt werden und der Druck ausreicht, um das extern zugeführte Schmieröl jeweils in den geringer belasteten Lagerspalt fließen zu lassen.
Der Gleitstein 8 ist im Rahmen 7 in Axialrichtung y im wesentlichen formschlüssig und in Gleitrichtung z, welche senkrecht zur Axialrichtung und senkrecht zur
Zylinderachse x der Arbeitszylinder 1 , 2 steht, geradlinig gleitbar geführt. Der Kurbelschlaufenrahmen 7 ist bevorzugt zweiteilig, 7a, 7b, ausgeführt. Bei einem Motor mit gebauter Kurbelwelle kann der Rahmen 7 auch ggf. einteilig ausgeführt sein. Die Rahmenhälften 7a, 7b sind gleichartig symmetrisch ausgebildet. Sie weisen je einen Steg 110 auf, dessen Innenseite eine Gleitfläche 112 bildet. Die Gleitfläche oder Gleitbahn 112 kann gehärtet und geschliffen sein, eine Beschichtung aus Gleitlagerwerkstoff aufweisen oder mit einem Gleitlagerblech belegt sein, wobei beachtet werden sollte, daß jeweils eine oberflächenharte Gleitfläche mit einer oberflächenweichen Gleitbahn zusammenwirkt.
Die Längserstreckung der Lagerfläche 112 ist so gewählt, daß die Gleitflächen 82, 83 in der in Gleitrichtung jeweiligen Extremstellung des Gleitsteins 8 vollständig von den Lagerflächen 112 bedeckt sind. Seitlich sind in dem Rahmen jeweils senkrecht zur Gleitbahn 112 Schenkelstege 115, 116 einstückig derart angeformt, daß die Rahmenhälften 7a, 7b einen H-förmigen Querschnitt aufweisen. An den in Gleitrichtung weisenden Enden sind die Rahmenhälften 7a, 7b jeweils gemäß der EP-A 429 918 offen ausgestaltet.
Zwischen den Schenkelstegen 115, 116 sind die Kolbenstangen 5 und 6, vorzugsweise einstückig, angebracht. An den Schenkelstegen 115, 116 sind Buchsen 121 angeformt, die zur Aufnahme von z.B. Dehnschrauben dienen, mit denen die Rahmenhälften 7a, 7b fest miteinander verbunden werden können.
Die Schenkelstege 115, 116 weisen auf der Innenseite Führungsflächen 127, 128 auf. Diese Führungsflächen grenzen unmittelbar an die Gleitflächen 112 an. Die Führungsflächen verlaufen parallel zueinander und senkrecht zur Gleitbahn 112 und sie stoßen mit der Gleitbahn entlang einer Begrenzungskante 131 zusammen. Diese Bereiche, wo Führungsflächen und Gleitflächen zusammenstoßen, sind vorzugsweise freischnittfrei oder mit einem kleinen Übergangsradius bzw. einer kleinen Übergangsphase versehen, wie dies noch näher erläutert wird. Für die Ausgestaltung dieser Übergangs- oder Eckbereiche 131 oder 132 ist vorgesehen, daß sie im Querschnitt kleinstmöglich ausgeführt sind, um die an den offenen Enden unver- meidlich austretenden Schmierölmengen (Leckagen) so klein wie möglich zu halten.
In den Figuren 6, 7, 8 und 9 ist der Gleitstein 8 jeweils in einer Ausgangsstellung mit einem Abstand S1 von den Gleitflächen 112 und einem Abstand S2 von den Führungsflächen 127, 128 gezeigt. Der dadurch gebildete Spalt ist mit Schmieröl gefüllt. Eine extrem ausgelenkte Stellung des Gleitsteins 8 ist gestrichelt wiedergegeben. Die Begrenzungskanten 90, 91 tragen in dieser Stellung die Bezugszeichen 90', 91'. Die Figuren 6 bis 9 sind nicht maßstäblich zu sehen, sondern verdeutlichen nur prinzipiell unterschiedliche Ausgestaltungsformen der Eckbereiche 132 zwischen Gleitflächen und Führungsflächen von Gleitstein 8 und Rahmen 7. Befindet sich der Gleitstein 8 in seiner theoretischen Extremlage, so ist in allen Ausführungsformen gemäß Figur 6 bis 9 ein Resteckkanal 132' vorhanden. Dieser Rest-Eckkanal ist in seiner Querschnittsfläche zu minimieren.
Gemäß Figur 6 ist der Gleitstein 8 an seiner Begrenzungskante 90, 91 scharfkantig oder mit einer lediglich gebrochenen Kante ausgeführt. Die Begrenzungskante 131 des Rahmens 7 ist ein Freischnitt, der jedoch in seinen Abmessungen kleinstmöglich ausgebildet ist. Diese Ausführung ist insbesondere dann zweckmäßig, wenn die Führungsflächen 127, 128 und die Gleitfläche 112 mit einer beschliffenen Oberfläche versehen ist. Gemäß Figur 7 sind die Begrenzungskanten 90, 91 des Gleitsteins 8 bzw. die Begrenzungskanten 131 des Rahmens 7 als Außen- bzw. Innenphase ausgeführt und derart angepaßt, daß ein Resteckkanal 132' verbleibt, wenn der Gleitstein 8 in seiner theoretischen Extremstellung zu liegen kommt. Der Resteckkanal ist im Querschnitt trapezförmig. Gemäß Figur 8 sind der Gleitstein 8 und der Rahmen 7 jeweils im Bereich ihrer Begrenzungskanten 90, 91 und 131 angephast, wobei die Erstreckungsebenen der Phasenflächen zueinander einen Winkel einschließen, so daß der Kanal 132' im Querschnitt zu den Führungsflächen 127, 128 hin konvergiert und somit keilförmig ausgebildet ist. Gemäß Figur 9 sind die Begrenzungskanten 90, 91 und die Kante 131 des Gleitsteins 8 bzw. des Rahmens 7 jeweils mit einem Radius versehen, wobei die Radien derart abgestimmt sind, daß ein sichelspaltförmiger Kanal 132' verbleibt.
Die Wahl der Ausgestaltung des Eckkanals 132 hängt im wesentlichen von Baugröße und Bauart der Kolbenmaschine sowie den für die Einzelteile verwendeten Werkstoffen und das Fertigungsverfahren ab. So eignen sich die Ausführungsformen gemäß Figur 7, 8 und 9 des Rahmens 7 insbesondere für eine räumende Bearbeitung des Rahmens 7. Die Führungsflächen 127, 128 und die Gleitfläche 112 können analog zum Gleitstein 8 mit Oberflächenbeschichtungen bzw. -behandlungen zur weiteren Verbesserung der Gleiteigenschaften versehen sein.
Die Führungsflächen 127, 128 haben zueinander in Axialrichtung einen Abstand, welcher größer ist als der Abstand der Führungsgleitflächen 84a, 85a des Gleitsteins 8, so daß der Gleitstein 8 in Axialrichtung mit einem vorbestimmten Spiel S2 geführt ist. Das Spiel S2 ist deutlich kleiner gewählt als das Spiel S1 im Bereich der Gleitflächen 112.
Zur Schmierung der zwischen den Führungsflächen 127, 128 gebildeten Spalten dient das Öl, das aus den Öffnungen 97, 98 austritt und von den Gleitflächen 82, 83 über die Begrenzungskante 90, 91 in diesen Spalt gelangt.
Die Schenkelstege 115, 116 sind U-förmig ausgeschnitten, siehe 130. Die Ausschnitte erstrecken sich bis in die Nähe der Gleitflächen 127, 128.
Die Belastung der Gleitflächen und Schmierölschichten zwischen diesen ist beim Betrieb eines Wandlers in Abhängigkeit vom Richtungswechsel des Rahmens 7 veränderlich. Die Belastung resultiert im wesentlichen aus einer Überlagerung der an den Arbeitskolben 2, 3 entstehenden Gasdruckkräften und den in ihrer Wirkrichtung entgegengesetzten Massenkräften der bewegten Teile des Wandlers. Aus dem Diagramm der Figur 3a ist erkennbar, daß auf der Ordinate die resultierenden Gleitsteinkräfte FG und auf der Abszisse die Kurbelwinkei 0 < φ ≤ 180° aufgetragen sind. Die dargestellte Kurve repräsentiert beispielhaft die resultierenden Gleitsteinkräfte, wie sie bei einer Brennkraftmaschine für die spezifische Drehzahl von z.B. n = 4000 U/min auftreten. Man erkennt, daß die Belastung bei etwa φ1 = 4° erstmals, bei etwa φ2 = 41° zum zweiten Mal und etwa bei φ3 = 79° zum dritten Mal das Vorzeichen wechselt, weil die Belastungskurve die Null-Lastlinie dort jeweils schneidet.
Das bedeutet in diesem Fall, daß während einer Umdrehung von 360° sechs
Lastwechsel zwischen dem Gleitstein und dem Rahmen 7 stattfinden. Für die Stellen Φι. φ2> Φs s'πd un1:Θr dem Diagramm schematisch die Pressungszustände dargestellt, die jeweils nach dem Durchlaufen der Punkte cp.,, φ2, φ3 vorliegen. So belastet beispielsweise im Bereich φ., < φ < φ2 und dem Bereich φ> φ3 die Gleitfläche 83 des Gleitsteins 8 die Gleitfläche 112 der Rahmenhälfte 7a, während im Bereich <p2< φ < φ3 die Gleitbahn 82 die Gleitbahn 112 der Rahmenhälfte 7b belastet. Zwischen der jeweils entlasteten Gleitsteinfläche und der zugehörigen Gleitbahn einer Rahmenhälfte liegt somit ein Spielspalt S, wie in Figur 3b eingezeichnet. Die Größe des Spielspaltes S ergibt sich aus der Differenz des Einbauspiels S1 des Gleitsteins 8 und der Dicke des Films auf der belasteten Seite des Gleitsteins 8.
Der Gleitstein 8 führt aufgrund der an ihm wirkenden Kräfte FG während eines Kurbelwellenumlaufs eine Pendelbewegung zwischen den Gleitbahnen 112 des Rahmens 7 aus, welche je nach Drehzahl und Betriebsweise der Maschine als Brennkraftmaschine oder als Hubkolbenkompressor zumindest einmal pro Umdrehung stattfindet. Bei bestimmten Drehzahlen, bei denen sich die Gas- und Massenkräfte so überlagern, daß die resultierende Belastung des Gleitstein die Null-Lastlinie mehrfach schneidet, kann diese Pendelbewegung auch mehrfach als nur einmal pro Kurbelwellenumdrehung stattfinden.
Im folgenden wird eine derartige Pendelbewegung anhand der Figuren 4 und 5 näher erläutert. In Figur 4 wirkt die Kraft FG über die Rahmenhälfte 7b auf die Gleitfläche 82 und belastet einen Ölfilm 140 zwischen den Flächen 82 und 112. Dadurch verringert sich der Abstand zwischen Gleitfläche 82 und Gleitbahn 112, mit der Folge, daß eine Verdrängung von Öl aus dem Spalt Sb zwischen diesen Flächen stattfindet. Ein Teil des verdrängten Öls wird um die Begrenzungskante 90, 91 des Gleitsteins 8 zwischen die seitlichen Führungsspalten gedrückt und dient dort der Schmierung. Aufgrund des konstruktiv relativ gering gewählten Axialspiels S2 des Gleitsteins 8 im Rahmen 7 verläßt nur eine geringe Leckölmenge die Führungsspalte. Ein beachtlicher Teil des verdrängten Öls dringt in die Bohrungen 97, 98 ein und baut in diesen auf Seiten der belasteten Gleitsteinhälfte einen Sperrdruck für das von der Pumpe geförderte Öl auf. Gleichzeitig entsteht aufgrund der Vergrößerung des Abstandes zwischen der noch entlasteten (noch nicht belasteten) Gleitfläche 83 des Gleitsteins und der Gleitbahn 112 der Rahmenhälfte 7a ein Unterdruck im dortigen Spalt Sa mit Ölfilm 141, der das Ausströmen des Öls auf der entlasteten Seite des Gleitsteins 8 unterstützt. Die Erfindung nutzt somit die Pendelbewegung des Gleitsteins im Rahmen zur Ausbildung eines den Aufbau einer ausreichenden Schmierölschicht deutlich unterstützenden Leit- und Pumpeffekts. Somit wird auf der jeweils entlasteten Seite des Gleitsteins 8 vor der Belastung eine ausreichend dicke Schicht 141 aufgebaut, die während der gesamten folgenden Belastungsphase, insbesondere für den schlagenden Belastungsbeginn ein definiertes Hydroplaning zwischen den gleitenden belasteten Flächen sicherstellt. Dabei wirkt der durch die Pendelbewegung erzeugte Pumpeffekt mit dem von der Mutterölpumpe zugelieferten Schmieröl zusammen, welches durch die Bohrung 45, 46 in die Ringnut 71 eingespeist wird. Die Pumpwirkung setzt sich aus dem Verdrängungsdruck im höher belasteten Lagerspalt und dem Unterdruck in dem noch geringer belasteten Lagerspalt zusammen.
Um einen ungewollt starken Abbau des belasteten Ölfilms 140 zu verhindern, sind die Bohrungen 97, 98 in ihrem Durchmesser derart bemessen, daß zwar eine zur Verwirklichung des Pumpeffektes und zum Aufbau des Sperrdruckes ausreichende Ölmenge vom belasteten Schmierfilm in die Bohrung 97, 98 gelangen kann, es jedoch sichergestellt ist, daß der belastete Ölfilm 140 während der gesamten Belastungsphase immer ein zur Aufrechterhaltung eines ausreichend dicken Ölfilmes erforderliches Mindestmaß aufweist. Dies kann dadurch erreicht werden, daß die in die Gleitsteinflächen randnäher mündenden Ölzuführungsbohrungen, z.B. die Bohrungen 97, im Mündungsbereich einen geringeren Durchmesser aufweisen als randfernere Bohrungen 98, da die im Randbereich zwar erfindungsgemäß verringerten, aber nicht vollständig zu verhindernden Leckölverluste eine Verringerung der rückströmenden Teilmenge notwendig machen kann. Dem kann durch eine Verengung der randnahen Bohrungen im Mündungsbereich zuverlässig entgegengewirkt werden.
Kehrt sich, z.B. bei φ2 = 41 ° die Richtung der resultierenden Kraft FG auf den Gleitstein 8 um, wie dies Figur 5 zeigt, so wird der Ölfilm 141 der belastete und der Ölfilm 140 der entlastete. Analog zur Situation in Figur 4 wird nun das Öl aus dem Spalt Sb mit der Gleitmittelschicht 141 verdrängt und gelangt zumindest teilweise in die Bohrungen 97, 98, die in die nun belastete Gleitsteingleitfläche 83 münden und bewirkt nun dort ein Zurückpumpen und einen Sperrdruck. Auch hier strömt zu diesem Zeitpunkt das von der Ölpumpe geförderte Öl zum Aufbau des Ölfilms 140 von den Bohrungen 45 und 46 über die Nuten 71 und 95, und zwar in Richtung der Gleitfläche 82 des Gleitstein zum Spalt Sa. Damit kehrt sich beim Wechsel der Belastungsrichtung bedingt durch die sich ergebenden Druckverhältnisse in den
Dämpfungsschichten 141, 140 die Strömungsrichtung des Öls in den Bohrungen 97, 98 der beiden Gleitsteinhälften 8a, 8b um.
Der Pumpeffekt ist spürbar von der Größe des Spielspaltes S zwischen dem Gleitstein 8 und dem Rahmen 7 abhängig, da beispielsweise zu große Spielspalte die randseitig austretende Leckagen und damit die Dicke und die Druckverhältnisse in dem Gleitfilm nachteilig beeinflussen können. Dies gilt es gerade im Umkehrpunkt des Gleitsteins zu verhindern, indem die Gleitgeschwindigkeit kurzzeitig den Wert "Null" annimmt und so die hydrodynamische Tragwirkung des Ölfilms kurzzeitig ausbleibt. In diesem Betriebszustand muß somit gewährleistet sein, daß der belastete Film zwischen dem Gleitstein 8 und dem Rahmen 7 durch randliche Leckverluste nicht zu stark geschwächt wird.
Bei der beschriebenen Ausbildung des Wandlers ist unter Ausnutzung des Pumpeffektes und/oder des Leiteffektes zwischen dem belasteten und entlasteten Seiten des Gleitsteins (den gegenüberliegenden Spalten Sa,Sb) im Zusammenspiel mit einer Minimierung der Leckölverluste im Druckölkreislauf zuverlässig erreicht, daß der Wandler in kritischen Betriebszuständen zuverlässig und dauerhaft mit Schmieröl in ausreichender Menge versorgt ist und im Betrieb ein definiertes Hydroplaning sichergestellt ist. Somit liegen zwischen dem Gleitstein und Kurbelschlaufenrahmen in jeder Betriebssituation immer optimale Gleitbedingungen vor und schlagende Lastwechsel vermögen die erhöht aufgebaute Pufferschicht nicht zu durchdringen.
In Figuren 4 und 5 ist jeweils eine "Bugwelle" 140a,141a an dem Spalt Sb gezeigt, der die Last gerade übernimmt, durch eine schlagende Wechselbewegung des Gleitsteins vom bislang belasteten gegenüberliegenden Lagerspalt, zum jetzt zu belastenden Lagerspalt. Diese eingezeichnete erhöhte Fördermenge eines Gleitmittels ist so weitgehend als möglich zu vermeiden, um dem Spalt möglichst geringe Leckagen zuzuordnen. Eine leichte elastische Nachgiebigkeit der Zunge 89,88 ist hierfür vorteilhaft, was durch die Ausnehmungen 81 gemäß Figur 2 erreicht wird, die im Querschnitt der Figuren 4,5 deutlicher werden. Auch begünstigend ist hierfür eine besondere Ausformung der Lagerfläche 82,83, die zu einem geringfügig erhöhten Randbereich des Spaltes führt, zur Reduzierung der Leckverluste.

Claims

Ansprüche:
1. Verfahren zum Schmieren der Lagerflächen einer Vorrichtung zum Umwandeln von linearen Wechselbewegungen in eine Rotationsbewegung oder umgekehrt, insbesondere für Hubkolbenmaschinen, welcher Bewegungswandler einen die geradlinigen Wechselbewegungen zwangsweise ausführenden schlaufenförmigen Rahmen (7) mit quer zu den Wechselbewegungen verlaufenden, sich gegenüberliegenden inneren Lagerflächen (112) und einen zwischen bzw. entlang diesen hin und her verschiebbar geführten Gleitstück (8) sowie eine die Rotationsbewegung ausführende Kurbelwelle aufweist, deren Kurbelzapfen (9) in dem Gleitstück drehbar gelagert ist, (i) wobei der Gleitstein mit den Gleitlagerflächen des Rahmens lagerspaltenbildende Gleitflächen aufweist; (ii) die beiden Lagerspalte über das Drehlager des Kurbelzapfens und ein inneres Kanalsystem im Gleitstein mit einer Gleitmittelquelle zur Bildung von Gleitschichten in Verbindung gehalten werden; (iii) in Abhängigkeit von den linearen Bewegungswechseln und damit verbundener Belastungswechsel der Gleitschichten in den beiden Spalten der Gleitstein relativ zum Rahmen in Richtung der linearen Wechselbewegungen entsprechende Pendelbewegungen von begrenztem
Ausmaß ausführt und mit Hilfe dieser Pendelbewegungen jeweils Gleitmittel in den geringer belasteten Spalt gesteuert geleitet oder aus dem höher belasteten Spalt dorthin gefördert wird; wobei den Lagerspalten Gleitmittel aus der Gleitmittelquelle im wesentlichen nur im Maße von aus den beiden Spalten austretenden Leckmengen zugeführt wird.
2. Verfahren zum Schmieren von Gleitlagerflächen einer Vorrichtung zum
Umwandeln von geradlinigen Wechselbewegungen in eine Rotationsbewegung oder umgekehrt, insbesondere für Hubkolbenmaschinen, wobei
(a) ein schlaufenförmiger Rahmen (7) geradlinige Wechselbewegungen zwangsweise ausführt und quer zu diesen Wechselbewegungen verlaufende, sich gegenüberliegende innere Lagerflächen (112) aufweist für einen zwischen diesen oder entlang diesen Flächen hin und her verschobenen Gleitstein (8);
(b) ein Kurbelzapfen (9) sich in dem Gleitstein bei seiner Verschiebe bewegung dreht, wobei der Gleitstein mit den Lagerflächen des Rahmens (7)
Lagerspalte bildende Gleitflächen (82,83) aufweist;
(c) in den beiden Lagerspalten liquide Schichten (140,141) mit einer die Gleitwirkung begünstigenden Wirkung gebildet und in einer für eine Gleitreibung in den Lagerspalten ausreichenden Dicke aufrechterhalten werden, indem - abhängig von Belastungswechseln der liquiden
Schichten (140,141) in den beiden Lagerspalten - der Gleitstein relativ zum Rahmen in Richtung der linearen Wechselbewegungen Pendelbewegungen von begrenztem Ausmaß ausführt, um jeweils Liquid von dem höher belasteten Lagerspalt in den geringer belasteten Lagerspalt gesteuert zu fördern oder seinen Fluß aus einer Quelle in den geringer belasteten
Lagerspalt zu begünstigen, zum Aufbau einer puffernden Liquidschicht (141 ) jeweils in dem vor einem Lastwechsel geringer belasteten Lagerspalt.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das von dem einen Spalt in den anderen Spalt (Sb,Sa) vor einem Belastungswechsel gepumpte oder dorthin geleitete Gleitmittel unmittelbar in einer durchgehend glatten, insbesondere ebenen Gleitfläche selbst des Gleitsteins in den Lagerspalt eingeführt wird.
Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei das Gleitmittel aus der Druckquelle dem Drehlager des Kurbelzapfens und dem inneren Kanalsystem des Gleitsteins mit einem zweiten Druck zugeführt wird, der unter dem ersten Druck in der Gleitmittelschicht des höher belasteten Lagerspaltes liegt.
Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei dem der innere Kreislauf zwischen den beiden Lagerspalten (Sa,Sb) im wesentlichen geschlossen ist und die Leckverluste aus den Lagerspalten minimiert werden.
6. Bewegungswandler für eine Hubkolbenmaschine mit einem schlaufenförmigen Rahmen (7), der zur Ausführung linearer Wechselbewegungen mit Kolbenstangen (5,6) der Hubkolbenmaschine verbunden ist und im Rahmeninneren zwei sich gegenüberliegende und sich quer zur Richtung der linearen Wechselbewegungen erstreckende Gleitlagerflächen (112) aufweist, zwischen denen gleitbar ein Gleitstein (8) angeordnet und geführt ist, in dem der Kurbelzapfen (9) einer drehbar gelagerten Kurbelwelle (10) gelagert ist, bei dem ein vorbestimmtes Spiel (S) vorgesehen ist, das so bemessen ist, daß der Gleitstein (8) gegenüber dem Rahmen (7) in Richtung der linearen Wechselbewegungen und in Abhängigkeit von den Richtungswechseln und den
Belastungswechseln eine pendeiförmige Relativbewegungen ausführen kann, und bei dem die beiden Gleitlagerflächen (82,83) des Gleitsteins (8) über ein Kanalsystem (97,98) im Gleitstein (8) so miteinander verbunden sind, daß in Abhängigkeit von den Belastungswechseln der beiden Gleitlagerspalten Schmiermittel von dem höher belasteten Spalt in den geringer belasteten Spalt zwangsweise überführbar ist.
7. Bewegungswandler für eine Hubkolbenmaschine mit einem schlaufenförmigen Rahmen (7), der zur Ausführung linearer Wechselbewegungen mit Kolbenstangen (5,6) der Hubkolbenmaschine verbunden ist und im
Rahmeninneren zwei sich gegenüberliegende und sich quer zur Richtung der linearen Wechselbewegungen erstreckende Gleitlagerflächen (112) aufweist, zwischen denen gleitbar ein Gleitstein (8) angeordnet und geführt ist, in dem der Kurbelzapfen (9) einer drehbar gelagerten Kurbelwelle (10) gelagert ist, und mit einem externen Schmierölsystem, das mit einer Druckquelle und mit dem
Drehiager (43,93) des Kurbelzapfens (9) und den beiden Gleitlagerspalten zwischen Gleitstein (8) und Rahmen (7) verbunden ist, bei dem zwischen Rahmen (7) und Gleitstein (8) in Richtung der linearen Wechselbewegung ein vorbestimmtes Spiel vorgesehen ist, das so bemessen ist, daß der Gleitstein (8) gegenüber dem Rahmen (7) in Richtung der linearen
Wechselbewegungen und in Abhängigkeit von den Richtungswechseln und den Belastungswechseln pendeiförmige Relativbewegungen ausführen kann, und bei dem die beiden Gleitlagerflächen (82,83) des Gleitsteins (8) über ein Bohrungssystem (97,98) im Gleitstein (8) so verbunden sind, daß dem jeweils geringer belasteten Lagerspalt zusätzlich zu dem Schmieröl aus dem externen
Schmierölsystem (45,46) weiteres Schmieröl aus dem höher belasteten Lagerspalt zuführbar ist, zum Aufbau einer dämpfenden Puffer- und Gleitlage in dem danach stärker belasteten Lagerspalt (Sa).
8. Bewegungswandler nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die die beiden Lagerspalte begrenzenden Gleitlagerflächen (112,82,83) von Rahmen (7) und Gleitstein (8) durchgehend glatt, insbesondere ohne Vertiefungen oder Nuten, ausgebildet sind und die Mündungen des inneren
Bohrungssystems (97,98) im Gleitstein (8) unmittelbar in den Gleitflächen (82,83) des Gleitsteins (8) vorgesehen sind.
9. Bewegungswandler nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß etwa mittig in einer Lagerausnehmung (93) für den Kurbelzapfen (9) der
Gleitstein (8) eine Umfangsnut (95) aufweist, welche die jeweils in einer der Gleitlagerflächen (82,83) des Gleitsteins (8) mündenden Bohrungen (97) zu einem geschlossenen inneren Schmiermittel-Austauschsystem direkt miteinander verbindet.
10. Bewegungswandler nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das mit der Druckquelle verbundene Kanalsystem (45,46) an das interne Schmiermittel- Austauschsystem (95,97,98) im Bereich der inneren Umfangsnut (95) der Lagerbohrung (93) für den Kurbelzapfen (9) angeschlossen ist.
11. Bewegungswandler nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Kurbelzapfen (9) selbst eine Umfangsnut oder eine den Kurbelzapfen (9) aufnehmende Lagerschale (43) eine innere Umfangsnut (71) aufweist, mit der die Zuführungsbohrung (46) im Kurbelzapfen (9) des äußeren Schmierölsystems und die innere Umfangsnut (95) in der Lagerbohrung (93) - ggf. über Öffnungen (71) in der Lagerschale (43a,43b) - direkt strömungsmäßig in Verbindung gebracht sind.
12. Bewegungswandler nach Anspruch 6 oder 7, bei dem zur seitlichen Führung des Gleitsteins (8) im Rahmen (7) beide Teile seitliche Führungsflächen (84,85; 127,128) aufweisen, die unter Bildung von Führungsspalten paarweise zusammenwirken, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungsspalte jeweils direkt an die Gleitlagerspalte anschließen und ihre Weite (S2) deutlich kleiner als die Weite (S1) der Gleitlagerspalte ist.
13. Bewegungswandler nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die jeweiligen Endbereiche der Gleitlagerflächen (82,83) des Gleitsteins (8) an in Gleitrichtung weisenden, im begrenzten Maße elastisch nachgebend ausgebildeten Vorsprüngen (88,89) des Gleitsteins (8) vorgesehen sind.
14. Bewegungswandler nach Anspruch 6, 7 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß im Gleitstein wenigstens vier von einer Umfangsnut (95) einer Lagerbohrung (93) im wesentlichen radial ausgehende Kanäle (97) vorliegen, die etwa mittig zwischen Längsseiten des Gleitsteins (8) in den Gleitflächen (82,83) münden.
15. Bewegungswandler nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Bohrungsmündungen im wesentlichen im Bereich der beiden äußeren Drittel
- gemessen in Gleitrichtung (z) - der Gleitfächen (82,83) des Gleitsteins (8) liegen.
16. Bewegungswandler nach Anspruch 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, daß die radialen Bohrungen (97) in der Umfangsnut (95) der Lagerbohrung (93) im wesentlichen in gleichen Umfangsabständen münden.
17. Bewegungswandler nach einem der Ansprüche 6, 7 oder 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß von den Bohrungen (97) etwa rechtwinklig ausgehende
Zweigbohrungen (98) zur Gleitfläche hin zueinander konvergieren.
18. Bewegungswandler nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß ein Mündungsquerschnitt der weiter innen liegenden Bohrungsmündungen (98) größer ist als ein Mündungsquerschnitt der weiter außen liegenden
Bohrungsmündungen (97).
19. Wandler nach Anspruch 6 oder 7 oder Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Gleitflächen (82,83) des Gleitstücks (8) mittig ballig ausgeformt sind.
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