<?page no="1"?> Markus Grebe False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern <?page no="3"?> False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern Schäden bei Vibrationsbelastung oder kleinen Schwenkwinkeln Dr. Markus Grebe Mit 161 Bildern und 5 Tabellen Kontakt & Studium Band 703 Herausgeber: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Dipl.-Ing. Hans-Joachim Mesenholl Dipl.-Ing. Elmar Wippler TAE <?page no="4"?> Bei der Erstellung des Buches wurde mit großer Sorgfalt vorgegangen; trotzdem lassen sich Fehler nie vollständig ausschließen. Verlag und Autoren können für fehlerhafte Angaben und deren Folgen weder eine juristische Verantwortung noch irgendeine Haftung übernehmen. Für Verbesserungsvorschläge und Hinweise auf Fehler sind Verlag und Autoren dankbar. © 2017 by expert verlag, Wankelstr. 13, D -71272 Renningen Tel.: + 49 (0) 71 59 - 92 65 - 0, Fax: + 49 (0) 71 59 - 92 65 - 20 E-Mail: expert@expertverlag.de, Internet: www.expertverlag.de Alle Rechte vorbehalten Printed in Germany Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung außerhalb der engen Grenzen des Urheberrechtsgesetzes ist ohne Zustimmung des Verlags unzulässig und strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. ISBN 978-3-8169-3351-9 Bibliografische Information Der Deutschen Bibliothek Die Deutsche Bibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http: / / www.dnb.de abrufbar. Bibliographic Information published by Die Deutsche Bibliothek Die Deutsche Bibliothek lists this publication in the Deutsche Nationalbibliografie; detailed bibliographic data are available on the internet at http: / / www.dnb.de <?page no="5"?> Vorwort Dieses Buch soll dem interessierten Leser aufzeigen, welche Verschleißmechanismen bei Wälzlagern auftreten können, wenn diese nicht im Normalbetrieb, sondern unter kleinen Schwenkwinkeln betrieben werden oder wenn diese komplett stillstehen und einer Vibrationsbelastung oder wechselnden Normalkräften ausgesetzt sind. Der Autor beschäftigt sich nun seit dem Jahr 2005 intensiv mit diesem Spezialthema. Damals betreute ich ein von der Karl-Völker-Stiftung an der Hochschule Mannheim gefördertes Forschungsprojekt mit dem Titel“ Entwicklung eines standardisierten Simulationsprüfverfahrens zur Untersuchung von Stillstandsschäden an Wälzlagerungen“, in dem der erforderliche Prüfstand aufgebaut und erste Untersuchungsserien durchgeführt wurden. In den Folgejahren wurde das Wissen durch zahlreiche Industrieprojekte zu dieser Fragestellung vertieft. Das Thema bekam eine so große Bedeutung, dass der Autor im Anschluss an einen Vortrag auf der ELGI-Tagung 2008 in Lissabon von Professor Dr. Bartz ermuntert wurde, das Thema als Dissertation weiterzubearbeiten. Eine ausführliche Literaturrecherche zu Beginn des Projektes zeigte sehr schnell, dass viele Thesen im Zusammenhang mit dem Thema False-Brinelling nur auf Annahmen und nicht auf systematischen experimentellen Untersuchungen aufbauen. Außerdem wurde das Thema nach sehr guten Ansätzen in den 1960-er Jahren viele Jahre lang nahezu nicht weiterverfolgt. Dieses Buch zeigt, welche Einzelmechanismen im schwingungsbelasteten Kontakt zusammenkommen und beleuchtet diese Einzelaspekte anhand des aktuellen Standes der Wissenschaft. Der Hauptschwerpunkt dieses Buches liegt somit auf den folgenden Punkten: Erläuterung der Kinematik in einem Wälzkontakt und der ablaufenden lokalen Effekte Untersuchung der Verschleißmechanismen und chemisch-physikalischen Ursachen, die zu Stillstandsmarkierungen oder Verschleißschäden führen Einfluss der Größen des tribologischen Beanspruchungskollektivs Einfluss des Zwischenstoffs und dessen Bestandteile Einfluss von Werkstoffen, Wärmebehandlung und Beschichtung Abschätzung des Einflusses von Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer von Wälzlagerungen Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False- Brinelling-Schäden <?page no="6"?> Dieses Buch ist somit sehr anwendungsnah. Die Ergebnisse können direkt zur Verbesserung bzw. Vermeidung von False-Brinelling-Schäden oder Stillstandsmarkierungen in der Praxis verwendet werden. Ein praktischer Schwerpunkt liegt auf den Blattlagerungen von Windkraftanlagen, da es hier immer wieder zu typischen False-Brinelling- und Stillstandsschäden kommt. Hier möchte ich Herrn Dr.-Ing. Mathias Stammler vom Fraunhofer-Institut für Windenergie und Energiesystemtechnik (IWES) danken, der sein umfangreiches Fachwissen auf diesem Gebiet in einem Extra-Kapitel mit eingebracht hat. Mannheim, Juli 2017 Markus Grebe <?page no="7"?> Abkürzungen ARKL Axialrillenkugellager C Tragfähigkeit C 0 Statische Tragfähigkeit C dyn Dynamische Tragfähigkeit DLC Diamond Like Carbon - diamantähnlicher Kohlenstoff EBSD Electron backscatter diffraction EDX Energiedispersive Röntgenanalyse FBP False-Brinelling-Prüfstand FIB Focused Ion Beam = fokusierter Ionenstrahl GfT Gesellschaft für Tribologie IP Individual Pitch IPC Individual Pitch Control KRL Kegelrollenlager MWh Mega-Watt-Stunden OF Oberfläche P Äquivalente Lagerlast QSST Quasi-Stillstandstest (Standardtest am Kompetenzzentrum Tribologie mit +/ - 0,5° Schwenkwinkel, 750 N/ Kugel, 25 Hz) QSSB Quasi-Stillstandsbedingungen REM Rasterelektronenmikroskop TAE Technische Akademie Esslingen TWh Terra-Watt-Stunden WLI Weißlicht-Interferometrie WEA Windenergieanlage μ Reibwert (Reibkraft / Normalkraft) ANSI American National Standards Institute ASTM American Society for Testing Materials DIN Deutsche Industrie Norm ISO International Standardization Organisation <?page no="8"?> Inhaltsverzeichnis Vorwort 1 Einleitung..................................................................................... 1 1.1 Schäden an Wälzlagern durch kleine Schwenkwinkel und Vibration ............ 1 1.2 Wälzlagerschäden und Ausfallursachen ........................................................ 2 1.2.1 Hauptausfallarten von Wälzlagern (nach ISO 15243) .................................... 2 1.2.1.1 Werkstoffermüdung .................................................................................................................. 3 1.2.1.2 Verschleiß ................................................................................................................................ 3 1.2.1.3 Korrosion .................................................................................................................................. 4 1.2.1.4 Elektroerosion .......................................................................................................................... 4 1.2.1.5 Plastische Verformung ............................................................................................................. 4 1.2.1.6 Bruch und Rissbildung ............................................................................................................. 5 1.3 Praxisbezug ................................................................................................... 5 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen ....................................... 7 2.1 Entstehung des Begriffs „False-Brinelling“ ..................................................... 8 2.2 False-Brinelling oder Stillstandsmarkierung? ................................................. 9 2.3 Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern ......................... 11 2.3.1 Riefenbildung ............................................................................................... 11 2.3.2 Eindrücke; plastische Verformungen............................................................ 12 2.3.3 Riffel- oder Muldenbildung ........................................................................... 13 2.3.3.1 Riffelbildung infolge elektrolytischer Kontaktkorrosion........................................................... 13 2.3.3.2 Riffelbildung infolge Stromdurchgang .................................................................................... 13 2.3.3.3 Riffelbildung, hervorgerufen durch Stillstandserschütterungen ............................................. 14 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele)........................................................................ 16 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) .................................................................................................. 17 3.1.1 Individual Pitch Control (IPC) ....................................................................... 20 3.1.2 Rotorblattlager.............................................................................................. 22 3.1.3 Belastungen in Blattlagern ........................................................................... 23 3.1.4 Schadensmechanismen ............................................................................... 26 3.1.5 Zusammenfassung und Ausblick ................................................................. 29 3.2 Stoßdämpfer-Domlager................................................................................ 30 3.3 Pkw-Radlager (Hub-Units) ........................................................................... 31 <?page no="9"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik .......................................................................................34 4.1 Stand der Wissenschaft auf dem Gebiet der Stillstandsmarkierungen und des False-Brinellings .................................................................................... 34 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion ....................................................................................................... 38 4.2.1 Stand der Wissenschaft zum Thema Schwingreibverschleiß (Passungsrost, engl. „fretting corrosion“) ...................................................... 39 4.2.2 Theorien zur Rissentstehung und -ausbreitung bei Schwingbelastung....... 49 4.2.2.1 Ansätze basierend auf experimentellen Untersuchungen ......................................................49 4.2.2.2 Mathematisch-theoretische Ansätze auf Basis der Kontaktmechanik....................................50 4.3 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft ...................................... 51 4.3.1 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft bezüglich Schwingreibverschleiß (Fretting) .................................................................. 52 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik ...........................................54 5.1 Kontaktmodelle ............................................................................................. 54 5.1.1 Statischer Fall (Hertzsche Beanspruchung) unter reiner Normalkraft.......... 55 5.1.2 Statischer Fall - Konstante Flächenlast mit konstanter Tangentialkraft........ 56 5.1.3 Statischer Fall - Punktbzw. Linienkontakt mit konstanter Normalkraft und konstanter Tangentialkraft ............................................................................ 57 5.1.4 Dynamischer Fall - Punktbzw. Linienkontakt mit konstanter Normalkraft und sich verändernder Tangentialkraft ......................................................... 58 5.1.5 Dynamischer Fall - Rollen............................................................................. 59 5.1.6 Einflussfaktoren auf die entstehenden Spannungen..................................... 63 5.1.6.1 Elastisch-plastisches Verhalten ..............................................................................................63 5.1.6.2 Einlaufeffekte ..........................................................................................................................64 5.1.6.3 Bewertung der für die Rollreibung verantwortlichen Effekte...................................................64 5.1.6.4 Schmierung .............................................................................................................................65 5.1.6.5 Thermo-elastische Effekte ......................................................................................................65 5.1.6.6 Adhäsion .................................................................................................................................66 5.1.6.7 Rauheit....................................................................................................................................66 5.1.7 Zusammenfassung der im False-Brinelling-Kontakt wirkenden Spannungen ................................................................................................. 68 6 Lebensdauerberechnung, FEM-Berechnung, Computersimulation...................................................................69 7 Beschreibung der Vorgänge im Kontaktbereich bei der Entstehung von Stillstandsmarkierungen...............................72 7.1 Übergang von theoretischen Kontaktmodellen zu experimentellen Ergebnissen und zur tribologischen Schädigung .......................................... 72 7.2 Anschauliche Darstellung der Wirkung der Spannungen in der Kontaktzone.................................................................................................. 75 <?page no="10"?> 8 Laborprüftechnik....................................................................... 77 8.1 Übersicht über die weltweit eingesetzten Laborprüfmethoden im Zusammenhang mit Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling.............. 77 8.1.1 Fafnir Fretting-Test (ASTM D4170).............................................................. 77 8.1.2 SNR-FEB2-Test ........................................................................................... 78 8.1.3 SKF-Schwingprüfer ...................................................................................... 79 8.1.4 HRE-IME-Riffeltest und Pulsationsprüfstände.............................................. 79 8.1.5 Sonstige bekannte False-Brinelling-Prüfstände ........................................... 79 8.2 Prüftechnik an der Hochschule Mannheim................................................... 81 8.2.1 Versuche unter dynamischer Axiallast auf der servo-hydraulischen Prüfmaschine „Isotron Sinus Hydropuls“ ...................................................... 82 8.2.2 Versuche unter dynamischer, rotatorischer Schwingbewegung (False- Brinelling-Prüfstand)..................................................................................... 83 8.2.3 Versuche auf dem Schwing-Reibverschleiß-Prüfstand (SRV ® ).................... 85 8.3 Festlegung von Standardprüfbedingungen .................................................. 86 8.4 Festlegung von Referenz- und Musterschmierstoffen.................................. 86 8.5 Festlegung geeigneter Messgrößen............................................................. 88 8.6 Statistik ........................................................................................................ 90 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen ........................................................................... 91 9.1 Typische Schadensbilder ............................................................................. 91 9.2 Schadensentwicklung bei kleinen Schwenkwinkeln (Quasi- Stillstandsmarkierungen).............................................................................. 93 9.3 Schadensentwicklung bei größeren Schwenkwinkeln (False-Brinelling- Bedingungen / SNR-FEB2-Test) .................................................................. 97 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen ...................................... 101 9.4.1 Haftzone..................................................................................................... 101 9.4.2 Zone partiellen Gleitens ............................................................................. 102 9.4.3 Mittlere Ellipsenkontur ................................................................................ 105 9.4.4 Wälzbereich bei größeren Schwenkwinkeln............................................... 105 9.4.5 Kreisförmige Kratzer in der Stillstandsmarkierung (Spin der Kugel)........... 107 9.5 Wirkende Verschleißmechanismen............................................................ 110 9.5.1 Tribochemische Reaktion........................................................................... 110 9.5.2 Oberflächenzerrüttung ............................................................................... 110 9.5.3 Adhäsion .................................................................................................... 113 9.5.4 Wälzverschleiß........................................................................................... 114 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs ............................... 115 10.1 Einfluss der Belastungsform: axial-pulsend oder rotatorisch-oszillierend... 115 10.2 Einfluss der Schwingzyklenzahl ................................................................. 117 10.3 Einfluss der Normalkraft ............................................................................. 118 <?page no="11"?> 10.4 Einfluss der Lastfrequenz bei axialer Pulsation .......................................... 122 10.5 Einfluss der Schwingfrequenz .................................................................... 122 10.6 Einfluss der Luftfeuchtigkeit und von Wasser im Schmierstoff ................... 125 10.7 Einfluss der Temperatur ............................................................................. 127 10.8 Einfluss des Schwenkwinkels ..................................................................... 130 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) ...................................................................................137 11.1 Einfluss der Schmierstoffart (Öl / Fett)........................................................ 137 11.2 Einfluss des Grundöls................................................................................. 139 11.2.1 Poly-Alpha-Olefin (PAO) ............................................................................. 139 11.2.2 Trimethylolpropan Ester (TMP)................................................................... 140 11.2.3 Polyglykol (PG) ........................................................................................... 140 11.2.4 Polyfluorierter Polyether (PFPE)................................................................. 141 11.2.5 Paraffinbasisches Mineralöl ........................................................................ 141 11.2.6 Naphthenbasisches Mineralöl..................................................................... 142 11.2.7 Silikonöl ...................................................................................................... 142 11.2.8 Übersicht .................................................................................................... 143 11.3 Einfluss des Verdickers .............................................................................. 145 11.4 Einfluss der Konsistenz und Viskosität ....................................................... 148 11.5 Einfluss von Additiven................................................................................. 151 11.6 Einfluss von Festschmierstoffen ................................................................. 153 11.7 Sonstige Erkenntnisse zum Schmierstoffeinfluss ....................................... 155 11.7.1 Veröffentlichte Daten aus der Schmierstoffindustrie ................................... 155 11.7.2 Fettmischungen .......................................................................................... 156 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen .......................................................................158 12.1 Einfluss der Laufbahnhärte ......................................................................... 159 12.2 Einfluss des Kugelwerkstoffs ...................................................................... 160 12.2.1 Wirkung von keramischen Wälzkörpern ..................................................... 160 12.3 Einfluss von Beschichtungen und Oberflächenbehandlungen .................... 164 12.3.1 Nitrocarburieren .......................................................................................... 164 12.3.2 Brünieren .................................................................................................... 165 12.3.3 DLC-Schichten............................................................................................ 165 12.4 Einfluss des Einlaufvorgangs und der Kaltverfestigung .............................. 167 13 Einfluss geometrischer und topografischer Parameter .......168 <?page no="12"?> 14 Einfluss konstruktiver Parameter.......................................... 172 14.1 Einfluss der Lagerart (Axial-, Radiallager / Kugel-, Rollenlager) ................ 172 14.2 Einfluss der Vorspannung bzw. des Lagerspiels........................................ 174 14.3 Einfluss der Schmiegung ........................................................................... 175 14.4 Einfluss der Einbaulage ............................................................................. 176 15 Untersuchung der Verschleißpartikel und Oxidationsprodukte ................................................................ 177 16 Einfluss von Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer im Normalbetrieb ............................................. 178 17 Effektive Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Schäden..... 179 17.1 Bekannte Lösungsansätze unter Quasi-Stillstandsbedingungen ............... 179 17.1.1 Mechanisches Trennen von Grund- und Gegenkörper .............................. 179 17.1.2 Pressung erhöhen; Lagerluft reduzieren .................................................... 179 17.1.3 Schwingungen reduzieren.......................................................................... 179 17.1.4 Stillstand vermeiden ................................................................................... 180 17.1.5 Geeignete Schmierstoffe............................................................................ 181 17.1.6 Beschichtungen.......................................................................................... 182 17.1.7 Geeignete Prüftechnik................................................................................ 182 17.1.8 Geeignete Prüftechnik für das Praxisbeispiel Blattlagerung Windkraftanlage ......................................................................................... 182 18 Zusammenfassung ................................................................. 184 19 Ausblick ................................................................................... 187 20 Literaturhinweise und Quellenangaben ................................ 188 20.1 Internet ....................................................................................................... 193 20.2 Patente....................................................................................................... 194 20.3 Normen ...................................................................................................... 194 21 Stichwortverzeichnis .............................................................. 195 <?page no="13"?> 1 1 Einleitung 1.1 Schäden an Wälzlagern durch kleine Schwenkwinkel und Vibration Wälzlager werden im Maschinenbau immer dann eingesetzt, wenn rotierende oder oszillierende Bewegungen realisiert werden sollen und gleichzeitig niedrige Reibung gefordert ist. Im Normalbetrieb bewegen sich die Wälzkörper hierbei deutlich innerhalb der Laufbahnen. Standard-Auslegungsprogramme der großen Wälzlagerhersteller wie z.B. medias ® der Firma Schaeffler oder der SKF Bearing Calculator fordern für einen sicheren Betrieb Schwenkamplituden von mindestens dem Teilungswinkel der Wälzkörper. Bei einem typischen Axialrillenkugellager sind das Winkel von circa +/ - 30°. Wird ein Lager bei kleineren Schwenkwinkeln betrieben oder ist es nur Vibrationen oder schwellenden Normalkräften ausgesetzt, ist die Lebensdauer der Lager nicht mehr berechenbar. Bei diesen Betriebsbedingungen kann es bereits nach kurzen Laufzeiten zu False-Brinelling-Schäden oder zu Stillstandsmarkierungen in den Laufflächen kommen. Beim weiteren Betrieb werden diese Markierungen überrollt und führen dabei zu einem unruhigen Lauf und später zu vorzeitigen Ausfällen. Die Mikrobewegungen können neben geplanten kleinen Stellbewegungen auch durch Maschinen- und Aggregatschwingungen oder aber auch beim Transport durch fahrdynamische Effekte straßen- und schienengebundener Beförderungsmittel initiiert werden. Dieses Buch beschäftigt sich mit diesen ganz speziellen Betriebsbedingungen und den typischen Schadenserscheinungen. Neben der Beschreibung der im Kontakt ablaufenden Vorgänge werden zahlreiche experimentelle Ergebnisse präsentiert, die die Wirkung einzelner Einflussfaktoren des Beanspruchungskollektivs und der Bestandteile des Schmierstoffs aufzeigen. So kann für den jeweiligen eigenen Anwendungsfall eine Lösungsstrategie gefunden werden. Abbildung 1: Warnhinweis bei der Berechnung von Lagern mit kleinem Schwenkwinkel mittels medias® Obwohl in diesem Buch immer nur von Wälzlagern gesprochen wird, kann der gleiche Effekt auch bei linearen Bewegungen auftreten, zum Beispiel bei Linearführungen mit Kugel- oder Rollenumlaufsystemen, Kugelbuchsen oder Kugelgewindetrieben. <?page no="14"?> 1 Einleitung 2 1.2 Wälzlagerschäden und Ausfallursachen Jedes Jahr werden mehr als 10 Milliarden Wälzlager hergestellt. Etwa 90% dieser Lager „überleben“ die Maschinen, in denen sie eingesetzt werden. Ca. 9,5% werden bei geplanten Wartungsarbeiten ersetzt. Nur 0,5% fallen während des Betriebes aus [SKF2015]. Diese Zahl klingt erst einmal beruhigend allerdings handelt es sich dabei immer noch um 500 Mio. Stück. Außerdem sind bei einem Lagerschaden in aller Regel sehr hohe Folgekosten zu befürchten. Wenn beispielsweise ein Lager einer Offshore-Windturbine ausfällt, können die Produktionsausfall- und Reparaturkosten schnell einige Millionen Euro betragen. Es ist daher wichtig, das Wissen hinsichtlich möglicher Ausfallursachen und deren Vermeidung kontinuierlich zu verbessern. Neben Fortschritten in der Computersimulation und verbesserter Lebensdauerberechnung stellt die Schadensanalyse ein wichtiges Hilfsmittels dar, um Fehler in der Zukunft vermeiden zu können. Mit einer sorgfältigen Schadensanalyse lässt sich meist die primäre Ursache eines Lagerschadens feststellen. Durch geeignete Abhilfemaßnahmen kann ein erneutes Auftreten vermieden werden. Bei der Schadensanalyse versucht man anhand des Erscheinungsbildes der Laufbahnen und Wälzkörper Rückschlüsse auf die Ursachen zu ziehen. Wenn das Lager nicht schon zu stark geschädigt ist, gelingt dies in aller Regel recht gut. Allerdings schreitet ein massiver Lagerschaden schnell fort und führt zu Sekundärschäden beispielsweise durch lose Partikel oder thermische Schädigung. Dann ist eine wissenschaftliche Beurteilung kaum noch möglich. Ein weiteres Problem ist, dass für eine erfolgreiche Schadensanalyse sehr viel Erfahrung notwendig ist, die nur relativ wenige Fachleute haben. 1.2.1 Hauptausfallarten von Wälzlagern (nach ISO 15243) Die Internationale Organisation für Normung (ISO) hat im Jahr 2004 die ISO-Norm 15243 veröffentlicht, deren Inhalt die Bestimmung und Klassifizierung der unterschiedlichen Wälzlager-Ausfallarten ist. Insgesamt werden sechs Hauptausfallarten definiert, die dann noch einmal in verschiedene Unterarten eingeteilt werden können. Abbildung 2: Schadensklassifikation nach ISO 15243 <?page no="15"?> 1.2 Wälzlagerschäden und Ausfallursachen 3 Obwohl sich dieses Buch ganz konkret mit einem speziellen Schadensfall beschäftigt, sollen diese sechs Hauptausfallarten der Vollständigkeit halber hier aufgelistet werden. Eine gute allgemeine Übersicht mit vielen Beispielsbildern von Lagerschäden hat die Firma SKF veröffentlicht [SKF2012]. 1.2.1.1 Werkstoffermüdung Durch zyklische Beanspruchung infolge der Wälzbeanspruchung kommt es zu einer Veränderung und schließlich Ermüdung des oberflächennahen Werkstoffgefüges. Ermüdung zeigt sich in aller Regel durch Risse und Ausbrüche in der Oberfläche. Bei hohen Reibkräften beginnen die Risse typischerweise an der Oberfläche und sind fast immer ein Zeichen für mangelhafte Schmierung, da in einem gut geschmierten Lager nie so hohe Reibungszahlen auftreten können. Bei niedrigen Reibwerten (< 0,3) liegt das Spannungsmaximum in der Tiefe. Es entstehen Risse, die unterhalb der Oberfläche fortschreiten, ein Rissnetzwerk ausbilden und bei Erreichen der Oberfläche zu Schälungen und Ausbrüchen (Pittings) führen. In der Tribologie zählt dieser Schaden zu den vier Hauptverschleißmechanismen und wird dort als Oberflächenzerrüttung bezeichnet [GfT7]. Dieser Schaden wird vorwiegend durch die Materialeigenschaften (Wechseldauerfestigkeit) beeinflusst und tritt typischerweise eher am Ende der rechnerischen Lebensdauer auf. Hohe lokale Spannungen z.B. durch harte Partikel oder Beschädigungen der Wälzkörper oder Laufflächen sowie Werkstofffehler können aber dazu führen, dass Zerrüttung auch schon deutlich früher auftritt. 1.2.1.2 Verschleiß Verschleiß lässt sich bei tribologischen Systemen nahezu nie vermeiden, da diese fast immer zumindest zeitweise unter Grenz- und Mischreibungsbedingungen laufen und somit die Rauheitsspitzen von Grund- und Gegenkörper in Kontakt kommen. Kritisch wird es erst, wenn überdurchschnittlich hoher Verschleiß bereits in einem frühen Stadium auftritt. Der Materialabtrag hat typischerweise zwei Komponenten; den „abrasiven“ (spanenden) und „adhäsiver“ Verschleiß. Im Wälzlager tritt dieser Verschleiß häufig aufgrund von Geschwindigkeitsunterschieden der Wälzkontaktflächen auf. Die Ursache dieser Geschwindigkeitsunterschiede können kinematische Bedingungen (z.B. hoher Schlupf in Axialrollenlagern) sowie hohe Beschleunigungen und/ oder Verzögerungen sein. Die Ursache für abrasiven Verschleiß im Wälzlager sind meistens harte Teilchen, die entweder von außen ins Lager eingetreten sind oder es handelt sich um Verschleißteilchen, welche schon auf einen anderen Primärschaden hindeuten (z. B. Pitting). Sind die Partikel relativ klein wirkt die verschlissene Oberfläche eher wie poliert, bei größeren Teilchen erkennt man Riefen. Problematisch ist, dass der Schadensverlauf progressiv ist, da immer mehr Verschleißteilchen entstehen, die sich dann zunehmen negativ auf den Schmierstoff und die Schmierung auswirken. Adhäsiver Verschleiß tritt hauptsächlich aufgrund schlechter Schmierbedingungen und großen Geschwindigkeitsunterschieden zwischen Grund-und Gegenkörper auf. Ein Beispiel dafür ist der Übergang eines Wälzkörpers aus der unbelasteten Zone in die belastete Zone. Aufgrund der hohen Energieumsätze im Fall von adhäsivem Verschleiß kommt es meistens auch zu tiefer gehenden Werkstoffveränderungen (Anlasseffekte, lokale Aufhärtungen). <?page no="16"?> 1 Einleitung 4 1.2.1.3 Korrosion Korrosion entsteht in Gegenwart von Wasser, aggressiven Medien und Feuchtigkeit. Auch eine hohe Luftfeuchtigkeit und die Berührung der Laufflächen mit den Fingern können Korrosion hervorrufen. Ein guter Korrosionsschutz sowohl beim Transport als auch im Betrieb ist daher unverzichtbar. Korrosion in den Laufbahnen tritt oft bei Stillstand auf und ist dann in Form von Korrosionsmarkierungen im Wälzkörperabstand sichtbar. Im Gegensatz zu anderen Schadensvorgängen kann Korrosion relativ plötzlich auftreten und schnell tiefe Schäden erzeugen. Eine spezielle Form der Korrosion ist die Reibkorrosion (Passungsrost) oder wissenschaftlich korrekter, die tribochemische Reaktion. Diese Korrosionsform tritt aufgrund einer tribologischen Beanspruchung auf. Die tribochemische Reaktion zählt ebenfalls zu den vier Hauptverschleißmechanismen in der Tribologie [GfT7]. Die Hauptursache für Reibkorrosion ist die Aktivierung der Oberflächen durch Mikrogleitbewegungen welche zur Reaktion des Werkstoffs mit Bestandteilen des Umgebungsmediums oder des Schmierstoffs führt. Meistens tritt diese Art von Reibkorrosion zwischen dem Lageraußenring und dem Gehäuse und/ oder zwischen der Lagerbohrung und der Welle auf. Die Mikrogleitbewegungen werden hauptsächlich durch elastische Verformungen infolge zyklischer Belastungen oder durch Wärmedehnungen verursacht. Inadäquater Lagersitz, Wellendurchbiegung und/ oder Schwachstellen an den Berührungsflächen können die Ursache hierfür sein. Beim sogenannten Passungsrost entstehen Eisenoxide, die ein größeres Volumen aufweisen als reiner Stahl. Hierdurch kann es zum Klemmen, zum Verlust der Loslagerfunktion und zu hohen örtlichen Spannungen kommen. Das Thema False-Brinelling, das Hauptbestandteil dieses Buches ist, wird in der ISO 15243 ebenfalls dem Hauptausfallmechanismus Korrosion zugeordnet. Als Grund wird auf die Reibkorrosionseffekte infolge von Mikrogleitbewegungen in der Kontaktzone verwiesen. Für sehr kleine Vibrationsbewegungen ist diese Eingruppierung korrekt. Bei etwas größeren Schwenkwinkeln kommen aber andere Mechanismen hinzu. Wie in vielen Beschreibungen und Publikationen zu diesem Thema, fehlt also auch hier die Differenzierung unterschiedlicher Randbedingungen. 1.2.1.4 Elektroerosion Fließt elektrischer Strom durch ein Lager, kommt es an den Kontaktstellen zwischen Wälzkörper und Laufbahnen zu erosiven Schäden. Der Vorgang ist mit dem elektrischen Lichtbogenschweißen oder dem Funkenerodieren vergleichbar (hohe Stromdichte bei kleiner Wirkfläche). Der Werkstoff wird lokal stark erwärmt, was man an Anlassfarben oder kleinen Schmelzkratern in der Größenordnung von 0,1 mm bis 0,5 mm erkennt. Weitere Informationen zu dieser Schadensform folgen im Kapitel 2.3.3.2 (Riffelbildung infolge Stromdurchgang), da die Schäden teilweise mit Stillstandsmarkierungen verwechselt werden können. 1.2.1.5 Plastische Verformung Bleibende plastische Verformungen treten auf, wenn die Streckgrenze des Werkstoffs überschritten wird. Überlast entsteht durch unvorhergesehene statische oder dynamische Belastungen. Sie zeigt sich in Form von Vertiefungen im Wälzkörperabstand weswegen eine Verwechselung mit False-Brinelling- oder Stillstandsmarkie- <?page no="17"?> 1.3 Praxisbezug 5 rungen möglich ist. Ursache des Problems sind häufig Fehler bei der Montage, wenn zum Beispiel beim Aufpressen des Lagers Einbaukräfte über die Wälzkörper geleitet werden. Eine andere Ursache für plastische Verformungen sind sogenannte Eindrückungen durch Fremdkörper, die in das Lager eingedrungen und durch die Wälzkörper in die Laufbahnen eingewalzt worden sind. Größe und Form der Eindrückungen hängen von der Art der Teilchen ab. Bestehen die Partikel nicht aus einem Stahlwerkstoff (z.B. Sandpartikel) lassen sie sich relativ leicht mittels energiedispersiver Röntgenanalyse (EDX) nachweisen. Aufgrund der lokal wirkenden Spannungen an den Aufwerfungen um die Eindruckstelle kommt es häufig zu frühzeitiger Werkstoffermüdung oder Abrasion. 1.2.1.6 Bruch und Rissbildung Bruch oder Rissbildung tritt auf, wenn die Zugfestigkeit des Werkstoffs überschritten wird. Gewaltbruch wird durch Spannungskonzentrationen verursacht, die infolge örtlicher Überlastung die Zugfestigkeit des Werkstoffs überschreiten. Dies kann infolge einer unsachgemäßen Behandlung (z.B. Schläge) beim Einbzw. Ausbau eines Lagers verursacht werden. Eine andere Ursache ist ein zu starkes Aufpressen auf einen kegeligen Sitz oder eine Spannhülse bzw. eine zu eng gewählte Presspassung mit der Folge, dass die im Ring entstehenden Zugspannungen bei Inbetriebnahme des Lagers Risse verursachen. Ein Ermüdungsbruch entsteht, wenn die Schwingfestigkeit unter zyklischer Beanspruchung überschritten wird. Ermüdungsbrüche können auch bei einem Presssitz mit hohen Umfangsspannungen entstehen. Die Kombination aus Hertzscher Pressung und Umfangsspannungen führen zu hohen lokalen Spannungen und damit zu einer vorzeitigen Ermüdung. Die Dauerfestigkeit des verwendeten Werkstoffs und die auftretenden Spannungen sind entscheidend, wie schnell es zu einem Ausfall kommt. 1.3 Praxisbezug Der False-Brinelling-Effekt tritt in zahlreichen Bereichen der Technik auf, die hier kurz dargestellt werden sollen, um den Praxisbezug dieses Buches zu verdeutlichen. Detaillierter werden dann drei Beispiele im Kapitel 3 „Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele)“ behandelt. Erstmals im großen Stil traten Stillstandsmarkierungen beim Schiffs- und Schienentransport von PKW in den 30er Jahren auf. Die Transportschäden bei den Wälzlagern in den Achsen von Kraftfahrzeugen gaben bereits 1937 den Anlass zu ersten umfangreichen Versuchen von ALMEN bei General Motors Corporation [ALME1937]. Heute ist dieses Problem durch verbesserte Fahrwege und bessere Dämpfungssysteme deutlich vermindert und tritt nur noch vereinzelt beim Transport von Fahrzeugen oder Maschinen in Schwellen- oder Dritte-Welt-Ländern auf, in denen die genannten Transportwege noch nicht dem hiesigen Standard entsprechen und häufig zudem auch noch tiefe Temperaturen herrschen (Osteuropa, Nordchina). <?page no="18"?> 1 Einleitung 6 Abbildung 3: Erster Spezial-Pkw- Transport der Bundesbahn 1953 (Foto: Klaus Wedde; privat) Heute sind neben Sonderkonstruktionen, bei denen ganz bewusst kleine Schwenkbewegungen benötigt werden, vorwiegend Hydraulikkomponenten sowie benachbarte Aggregate betroffen. Für den Laien überraschend ist, dass bei redundanten Systemen die Aggregate geschädigt werden, die nicht im Dauerbetrieb sind. In der stark saisonalen Zuckerherstellung aus Zuckerrüben ist dieses Problem bei Pumpen bekannt und gefürchtet. Weitere aktuelle Beispiele für False-Brinelling-Schäden mit denen sich das Team des Kompetenzzentrum Tribologie in den letzten Jahren beschäftigt hat sind die Pitch-Lagerungen von Windkraftanlagen (s. Abbildung 4), Motorrad- Lenkkopflager, Verstelllager an Axialkolbenmaschinen, wälzgelagerte Linearführungen von Werkzeugmaschinen oder Vakuumkammern sowie Schildverstellungen an Motorgradern (Baufahrzeuge). Abbildung 4: Windkraftanlage (Foto: pixabay) <?page no="19"?> 7 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen Unter "Stillstandsmarkierungen" oder „False-Brinelling-Marken“ werden ganz allgemein Schäden verstanden, die an Oberflächen von Wälzpaarungen in Form von periodisch oder aperiodisch wiederkehrenden muldenförmigen Schädigungen oder Markierungen beobachtet werden und die eine tribologische Ursache haben. Damit sind sie schon einmal von plastischen Deformationen und Schäden durch Stromdurchgang abgegrenzt, die ebenfalls Markierungen im Abstand der Wälzkörper verursachen (siehe auch Kapitel 2.3 „Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern“). False Brinelling bei Wälzlagern ist ein Schadensfall, der zwar schon seit langem bekannt ist, für dessen generelle Vermeidung aber trotz zahlreicher Forschungsarbeiten bis heute noch kein sicherer Weg gefunden ist. Dieses Buch soll daher helfen, ein Verständnis für die wirkenden Mechanismen aufzubauen und dann für den jeweiligen Anwendungsfall geeignete Abhilfemaßnahmen zu finden. Stillstandsmarkierungen sind einzeln oder mehrfach auftretende Beschädigungen der Laufbahnoberfläche, die sich über einen Teil oder über den ganzen Umfang erstrecken und bei Lagern auftreten, die makroskopisch keine „echte“ oder „normale“ Bewegung ausführen. Der Abstand zwischen diesen Markierungen entspricht typischerweise dem Wälzkörperabstand. Allerdings kann es sein, dass das Lager während es Betriebs in verschiedenen Positionen zum Stillstand kommt, sodass dann auch unregelmäßige Abstände möglich sind. Wie später noch nachgewiesen wird (Kapitel 9.4.5), werden auch die Wälzkörper geschädigt, was häufig vergessen wird, da die Markierungen dort deutlich schwerer zu finden sind. Die Form der Markierung ist von den Krümmungsverhältnissen und den Schwenkwinkeln abhängig. Bei Kugellagern stellen sich elliptische Kontaktflächen ein, bei Rollenlagern quasi rechteckige. Abbildung 5: Geschädigtes Lager (links ungereinigt, rechts gereinigt) Unabhängig von der Entstehungsursache kommt es bei durch False-Brinelling oder Stillstandsmarkierungen geschädigten Lagern immer zu einer mehr oder weniger starken Störung des dynamischen Verhaltens der Lager im Betrieb. Mulden vergrößern das Anlaufreibmoment und machen sich akustisch in einer Erhöhung des Lauf- <?page no="20"?> 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen 8 geräusches bemerkbar. Die Laufbahnwelligkeit bewirkt Stöße und selbst erregte Schwingungen und damit einen in seiner Wirkung sich selbst aufschaukelnden, ständig zunehmenden Schädigungsverlauf mit vorzeitiger Materialermüdung und Ausbrüchen. Selbst kleine Vertiefungen im Bereich von ca. 10 Mikrometern führen bei kleineren Lagern bereits zu einem spürbaren Einrasten. Aus der Praxis ist bekannt, dass fettgeschmierte Lagerungen gegenüber Stillstandsmarkierungen anfälliger sind als ölgeschmierte, was die Schlussfolgerung nahe legt, dass das Nachfließverhalten einen großen Einfluss auf die Entstehung hat. Neben solchen allgemeinen Erkenntnissen gab es bisher kaum systematische Untersuchungen zu den Ursachen von Stillstandsmarkierungen sowie zu kritischen Parametern. Über den Einfluss der Schmierfettkomponenten auf das Schmierungsverhalten bei den genannten Betriebsbedingungen sind in der Literatur ebenfalls keine umfangreichen, grundlegenden Untersuchungen dokumentiert. Bis in die 60er Jahre hinein wurde das Thema noch relativ intensiv erforscht. Eine der letzten umfangreichen Arbeiten stammt von PITTROFF und ist damit auch schon über 55 Jahre alt [PITT1961]. Neuere veröffentlichte Forschungsarbeiten hierzu behandeln meistens sehr spezielle Betriebsfälle z.B. hohe Wasserkonzentrationen im Fett [SAND02] oder im Vergleich zu den Stillstandsschäden relativ große Schwenkwinkel [BART1998; FVA315]. Dieses Buch ist somit die erste allgemein zugängliche Veröffentlichung, die sich mit dem aktuellen Stand zu diesem Thema auseinandersetzt. 2.1 Entstehung des Begriffs „False-Brinelling“ Der Begriff „False-Brinelling“ wurde von ALMEN im Jahr 1937 definiert [ALME1937] und leitet sich von der bekannten Härteprüfung nach Brinell ab. Die vom schwedischen Ingenieur Johann August Brinell im Jahre 1900 entwickelte und auf der Weltausstellung in Paris präsentierte Methode der Härteprüfung kommt bei weichen bis mittelharten Metallen (DIN EN ISO 6506) wie zum Beispiel unlegiertem Baustahl oder Aluminiumlegierungen und bei Werkstoffen mit ungleichmäßigem Gefüge wie etwa Gusseisen zur Anwendung. Dabei wird eine Hartmetallkugel mit einer festgelegten Prüfkraft in die Oberfläche des zu prüfenden Werkstückes gedrückt. Es entsteht ein bleibender Eindruck, der vermessen wird. Das Verhältnis von Prüfkraft zur Eindruckoberfläche multipliziert mit dem Wert 0,102 bezeichnet man als die Brinellhärte (Einheit HB). Um wieder auf die Wälzlager zurückzukommen versteht man also unter „echtem Brinelling“ eine über die Elastizitätsgrenze hinausgehende Überbelastung des Lagers. Diese kann beispielsweise bei einer einmaligen Stoß- oder Schlagbelastung bei der Montage oder im Betrieb entstehen. Der Begriff des „False-Brinellings“ wurde aufgrund der häufig falschen Deutung von muldenartigen Vertiefungen in den Laufflächen von Wälzlagern kreiert. Unerfahrenes Instandhaltungspersonal hat solche Vertiefungen häufig auf eine rein mechanische Überbelastung zurückgeführt, obwohl es sich - wie wir heute wissen um eine tribologisch indizierte Schädigung handelt. <?page no="21"?> 2.2 False-Brinelling oder Stillstandsmarkierung? 9 2.2 False-Brinelling oder Stillstandsmarkierung? Der aufmerksame Leser wundert sich zu diesem Zeitpunkt wahrscheinlich, warum immer wieder zwei unterschiedliche Begriffe für die Schädigungen verwendet werden. Zum einen wird von False-Brinelling-Marken (Abbildung 6) und zum anderen von Stillstandsmarkierungen (Abbildung 7) gesprochen. Der Autor hat lange überlegt, ob es geschickt ist, zwei Begriffe einzuführen. Am Ende des Buchs wird die Notwendigkeit hoffentlich jedem Leser klar werden. Für das Verständnis des Buches ist es aber unumgänglich, die beiden Begriffe bereits an dieser frühen Stelle kurz zu unterscheiden ohne dass zu diesem Zeitpunkt die wissenschaftlichen Hintergründe schon klar sind. Abbildung 6: False-Brinelling-Markierungen nach 50 h Laufzeit Die wissenschaftliche Betrachtung der Kontaktmechanik sowie die experimentellen Untersuchungen werden zeigen, dass man in Abhängigkeit des Schwenkwinkels zwei Bereiche unterscheiden und diese zur Klarheit auch unterschiedlich benennen muss. Je nach Verhältnis zwischen Schwenkwinkel und der Breite des Hertzschen Kontaktes zwischen Wälzkörper und Laufbahn ergeben sich die in Abbildung 8 dargestellten Szenarien. Abbildung 7: Stillstandsmarkierung auf dem Laufring eines ARKL nach 1,3 h Laufzeit <?page no="22"?> 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen 10 Abbildung 8: Skizze zum Einfluss des Schwenkwinkels bzw. Pulsationen auf die Kontaktstelle Eine Veränderung des Winkels ändert die wirkenden Verschleißmechanismen und kann so vollkommen unterschiedliche Auswirkungen habe: Kleine Schwenkwinkel und axiale Pulsationen führen zu Schäden, die denen von Passungsrost-Tests ähneln. Dadurch dass die Kontaktstelle nie geöffnet wird, kann kein frischer Schmierstoff in die Kontaktstelle eindringen. Verschleißpartikel und Reaktionsprodukte können nicht austreten (mittlere und rechte Skizze in Abbildung 8). Größere Schwenkwinkel führen zu einem zyklischen Öffnen des Kontaktes. Dies hat zur Folge, dass immer wieder neuer Schmierstoff in die Kontaktzone gelangen kann sofern das Nachfließverhalten ausreichend gut ist. Somit spielen die Grundölviskosität und die Ölabscheidung bei Fetten eine entscheidende Rolle (linke Skizze in Abbildung 8). Bisher unterscheidet man bei “False-Brinelling-Schäden” im Allgemeinen nicht zwischen Bedingungen mit kleinen und größeren Schwenkwinkel. Somit enthält der Begriff Schäden, die sich signifikant voneinander unterscheiden und durch unterschiedliche Mechanismen ausgelöst werden. Um die Probleme in der Praxis erfolgreich lösen zu können, muss eine solche Unterscheidung in Abhängigkeit des Schwenkwinkels unbedingt erfolgen. Da der Begriff des „False-Brinelling“ mit der Entstehung von tiefen Mulden assoziiert ist, wird dieser Begriff in der Folge für die größeren Schwenkwinkel verwendet. Bei kleinen Winkeln entstehen spezielle Markierungen aber keine tiefe Mulden. Daher wird hierfür der Begriff „Stillstandsmarkierung“ festgelegt. Auch dieser Begriff ist nicht ganz glücklich, da immer noch eine Minimalbewegung oder elastische Verformung vorausgesetzt wird. Stillstandsmarkierungen durch Korrosion oder Stromdurchgang sind hiermit also nicht gemeint. Haftzone Schwenkbewegung quasi-Stillstand axiale Pulsation <?page no="23"?> 2.3 Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern 11 In der Praxis gibt es zahlreiche weitere Bezeichnungen für diese Schadensformen wie z. B. Rastmarken, Riffeln oder Muldenbildung. Eine klare Definition, was man unter den einzelnen Begriffen zu verstehen hat, gibt es bisher leider nicht. Häufig werden auch andere Verschleißmechanismen wie Passungsrost, Fretting (Corrosion) u.ä. diesem Feld zugeordnet. Stillstandsschäden an Wälzlagern (z.B. an Radlagern) werden im englischsprachigen Raum sowie in Asien üblicherweise allgemein mit „Fretting“ bezeichnet. Dieser Begriff wird aber ansonsten eher für linear (translatorisch) oszillierende Bedingungen und nicht für Wälzbewegungen genutzt. Genauso unsystematisch sind bisher die Laborprüfverfahren, die solche Schäden simulieren sollen und die für die Entwicklung geeigneter Schmierstoffe eingesetzt werden. Am häufigsten werden in der Literatur die Prüfungen nach ASTM D 4170 (Fafnir-Test), der SNR-Test (SNR-FEB 2) oder der HRE-IME-Riffeltester genannt. Diese werden im Kapitel 8.1 „Übersicht über die weltweit eingesetzten Laborprüfmethoden im Zusammenhang mit Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling“ noch einmal detailliert vorgestellt. Jede dieser Prüfungen bildet einen speziellen Teilaspekt des Problems ab. Setzt man daher eine Prüfung ein, die das Praxisproblem nicht abbildet, führt dies zwangläufig zu falschen Schlussfolgerungen und sinnlosen Optimierungsansätzen. Häufig liefern diese verschiedenen Testmethoden beim Einsatz des gleichen Schmierstoffs komplett unterschiedliche Ergebnisse, da es bisher keinen Universal-Schmierstoff für alle Fälle gibt und vermutlich auch in Zukunft nicht geben wird. 2.3 Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern In der Praxis und auch in der Literatur findet man verschiedene Bezeichnungen für ungewöhnliche Markierungen in den Laufbahnen von Wälzlagern. Viele davon werden fälschlicherweise mit False-Brinelling bezeichnet. Gerade in den ersten Jahren der Forschung fehlte es an klaren Begriffsdefinitionen [JUER1937, JUER1951; ESCH1953; PALM1954]. Aus diesem Grund ist es sinnvoll, zu Beginn dieser Arbeit, die einzelnen Schädigungen vorzustellen und gegeneinander klar abzugrenzen. 2.3.1 Riefenbildung Riefenbildung ( Abbildung 9) ist eine Oberflächenbeschädigung auf den Laufbahnen von Zylinderrollenlagern, die dann auftritt, wenn der bordlose Ring verkantet oder bei zu geringer Lagerluft mit Gewalt in den Außenring eingeführt wird. Die Riefen sind Schabstellen, die eindeutig am Wälzkörperabstand erkennbar sind. Auf den ersten Blick sehen sie den False-Brinelling-Markierungen ähnlich. Bei genauerer Untersuchung ggf. mit einem Mikroskop erkennt man aber eine klar axial gerichtete Struktur (Kratzer). Es fehlen die für eine tribologische Beanspruchung typischen Verschleißerscheinungen (tribochemische Reaktion, Zerrüttung). <?page no="24"?> 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen 12 Abbildung 9: Riefenbildung auf der Innenring-Laufbahn eines Zylinderrollenlagers [PITT1965] 2.3.2 Eindrücke; plastische Verformungen Wenn die Ein- und Ausbaubaukräfte über die Wälzkörper geleitet werden, zeigen die Laufbahnen im Kugelabstand Eindrücke, die auf plastische Verformung und somit auf ein Überschreiten der statischen Tragfähigkeit des Lagers zurückzuführen sind. Bei plastischen Verformungen wird kein Material entfernt. Dadurch erkennt man diese häufig an Erhebungen oder Wülsten um den Eindruck. Außerdem haben die Markierungen typischerweise keine Oxidationsspuren und zeigen eine mathematisch ideale Form und eine klare Umgrenzung. Riefen- und Muldenbildung durch plastische Deformation sind Montagefehler und lassen sich durch entsprechende Sorgfalt und Kenntnis ohne weiteres vermeiden. Bei gründlicher Untersuchung der Markierungen können Sie eindeutig von False- Brinelling-Markierungen unterschieden werden. Brinelling Tritt aufgrund Montagefehlern oder mechanischer Überlast auf Rein mechanischer Schaden Plastische Deformation Klare elliptische Form Ursprüngliche OF-Struktur meist durchgängig erkennbar Keine Oxidationsprodukte Kein Materialverlust <?page no="25"?> 2.3 Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern 13 Abbildung 10: Plastischer Abdruck in der Laufbahn 2.3.3 Riffel- oder Muldenbildung Unter dem Begriff Riffel- oder Muldenbildung kann man drei verschiedene Arten von Wälzlagerschäden zusammenfassen, die allerdings aufgrund ihrer unterschiedlichen Entstehungsursachen gesondert betrachtet werden müssen: 2.3.3.1 Riffelbildung infolge elektrolytischer Kontaktkorrosion Bei makroskopisch oszillierenden oder rotierenden Lagern kommt es üblicherweise nicht zur Riffelbildung. Auch erhebliche dynamische und/ oder Stoßbelastungen bringen zwar eine erhöhte Lagerbeanspruchung mit sich; sie haben aber in den seltensten Fällen Riffelbildung zur Folge. Voraussetzung ist, dass die Drehbewegung der beanspruchten Wälzkörper während der Einwirkdauer der Stoßbelastung genügend groß ist, bzw. dass die Frequenz der dynamischen Last nicht ein ganzzahliges Vielfaches von der Wälzkörper-Durchlauffrequenz ist und sich die Beanspruchung so auf die Laufbahn stochastisch und gleichmäßig verteilt. In der Praxis gibt es aber durchaus Schadenserscheinungen, die an Riffeln erinnern, z. B. an Ruderlagern von Schiffen oder Pleuellagern in Zweitaktmotoren. Häufig sind hier aber korrodierende Umgebungsmedien für den Angriff verantwortlich (Eintrag von Seewasser bei den Ruderlagern; Säurenbildung aufgrund von Alterungsprozessen in Ölen). Es handelt sich bei diesem Schadensfall um eine Art elektrolytischer Kontaktkorrosion, wie sie auch dann beobachtet wird, wenn Lager bei großer Luftfeuchtigkeit längere Zeit stillstehen [SCHE1954; MUND1957; GHOS1988]. 2.3.3.2 Riffelbildung infolge Stromdurchgang Stromdurchgangsschäden treten bei stillstehenden und laufenden Lagern auf, wenn ein ausreichend großer Strom zwischen Innen- und Außenring über die Wälzkörper fließt. Stromdurchgangsschäden werden durch eine molekulare Stoffwanderung oder durch Blitzüberschläge in den Kontaktflächen ausgelöst. Infolge des Stromdurchganges sind die Riffeln häufig dunkel, bräunlich oder schwarz-grau verfärbt. Bereits im Anfangsstadium - noch vor einer Schädigung der Oberflächen - erkennt man häufig eine Markierung aus oxidiertem Öl. Die typischen Schäden an Lagern verursacht durch elektrische Spannung lassen sich in zwei typische Muster aufteilen. Zunächst treten Schmelzkrater und -perlen auf. Sie stellen den Beginn der Laufbahnzerstörung und den Anfangsprozess der <?page no="26"?> 2 Grundlagen und Begriffsdefinitionen 14 Riffelbildung dar. Die leicht zu diagnostizierende Riffelbildung verläuft periodisch und quer zur Laufbahn und kann als Endstadium der Laufbahnzerstörung eines durch Strom belasteten Lagers gesehen werden. Sie entstehen sowohl bei kontinuierlichem Stromfluss als auch bei gepulsten oder hochfrequenten Strömen. Hauptverantwortlich für die strombedingten Laufbahnschäden sind neben fehlerhafter Isolation, unzureichender Erdung oder Blitzschlag klassische Lagerströme, die durch magnetische Asymmetrien bei netzgespeisten Maschinen hervorgerufen werden, oder umrichterbedingte Lagerströme. Ebenfalls bekannt sind kapazitive Lagerströme im Umrichterbetrieb. Die klassischen und umrichterbedingten Lagerströme können entweder als kontinuierlicher Stromfluss oder in Form von Spannungsüberschlag und -entladung die Struktur der Laufbahn aber auch das Fett zerstören [MECH2009]. Wenn der Spannungsaufbau durch geeignete elektrische Maßnahmen nicht sicher verhindert werden kann, können elektrisch leitfähige Schmierstoffe helfen, Spannungsspitzen zu vermeiden. 2.3.3.3 Riffelbildung, hervorgerufen durch Stillstandserschütterungen Diese Schädigungsart stellt den eigentlichen Inhalt dieses Buchs dar. Wenn z.B. stillstehende Maschinen oder Fahrzeuge Erschütterungen oder fremderregten Schwingungen ausgesetzt werden, dann können die verbauten Wälzlager schon nach kurzer Zeit Schäden durch Riffelbildung zeigen. Die beiden Wälzlagerringe und der Käfig mit den Wälzkörpern führen dabei relativ zueinander geringfügigste Schwenkbewegungen aus. Häufig sind die Schwingungen zeitlich und größenmäßig unregelmäßig, so dass die Schäden auf den Laufbahnoberfläche mal stärker und mal schwächer ausgebildet sein können. Oft findet man in den ungereinigten Kontaktstellen oxidative Reaktionsprodukte. Entgegen früherer Meinungen nehmen auch die Wälzkörper Schaden. Die Markierungen sind allerdings schwerer zu finden und in der Regel schwächer ausgeprägt als auf den Laufflächen. Stillstandsmarkierung Tribologisch induzierter Schaden Schwenkwinkel < 2x a bzw. elastische Deformation Tribooxidation Haft- und Gleitbereiche (partielles Gleiten) Treten auch schon bei geringer Last und geringer Zyklenzahl auf <?page no="27"?> 2.3 Abgrenzung zu verschiedenen ähnlichen Schadensbildern 15 Abbildung 11: Typische Stillstandsmarkierung Da der Begriff der Riffelbildung schon bei Wälzlagern nicht eindeutig ist und auch Schäden der Eisenbahn-Schienenlauffläche „Riffeln“ genannt werden (siehe Kapitel 2.3), wird in diesem Buch der Begriff „Stillstandsmarkierungen“ oder ganz korrekt, „Quasi-Stillstandsmarkierung“ (QSS-Markierung) verwendet. <?page no="28"?> 16 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) In diesem Kapitel soll nun der Fokus auf die praktische Anwendung gelegt werden. Es werden einige Anwendungen vorgestellt, in denen häufiger von Problemen mit Stillstandsmarkierungen oder False-Brinelling-Marken berichtet wird. Basis aller tribologischen Begutachtungen ist die Methodik der Systemanalyse zur Beschreibung von Reibungs- und Verschleißvorgängen, die von CZICHOS und HABIG Anfang der 1970er Jahre eingeführt wurde. Sie erlaubt die Erfassung und Ordnung aller wichtigen Größen in der Tribologie. Der erste Schritt besteht darin, die Bauteile einer Maschine oder Anlage, deren tribologisches Verhalten untersucht werden soll, räumlich von den anderen Bauteilen abzugrenzen („Freischneiden“). Dazu legt man in geeigneter Weise eine sogenannte Systemeinhüllende um die tribologisch beanspruchten Bauteile und um die anderen daran beteiligten stofflichen Partner (Abbildung 12). Die Bauteile und die stofflichen Partner bezeichnet man als die Elemente des Tribosystems. Bei einem Gleitlager bestehen sie z.B. aus der Welle, der Lagerschale, dem Schmierstoff und der Umgebungsatmosphäre. Die Elemente machen zusammen mit ihren Eigenschaften und Wechselwirkungen, zu denen wesentlich die Verschleißmechanismen gehören, die Struktur des Tribosystems aus, wobei man als Tribosysteme alle technischen Systeme bezeichnet, in denen Reibungs- und Verschleißprozesse ablaufen. Abbildung 12: Funktion des Tribosystems nach CZICHOS/ HABIG <?page no="29"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 17 Die von außen auf die Struktur des Tribosystems einwirkenden Eingangsgrößen, die das Beanspruchungskollektiv bilden, werden über die Struktur in Nutzgrößen umgewandelt. Dabei treten als Verlustgrößen Reibung und Verschleiß auf. Durch die Transformation der Eingangsgrößen in Nutzgrößen wird die Funktion des Tribosystems realisiert. Nachfolgend wird die Systemanalyse für drei in der Praxis häufig betroffene Systeme durchgeführt, um die Basis für die später durchzuführenden Simulationsprüfungen zu schaffen. 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) Die im Wind enthaltene Energie wird seit mehreren Jahrtausenden von Menschen genutzt. Aus den anfangs primitiven Maschinen, die eine möglichst große Fläche orthogonal zum Wind stellten und den so entstehenden Widerstand nutzten, wurden im Laufe der Jahrhunderte solche, die Auftriebskräfte verwenden. Diese Maschinen sind effizienter und vielseitiger einsetzbar. Anlagen zur Nutzung von Windenergie wurden bis ins 19. Jahrhundert hauptsächlich für das Mahlen von Getreide verwendet und wurden deshalb als »Windmühlen« bezeichnet. Mit der fortschreitenden Industrialisierung gegen Ende des 19. Jahrhunderts und der Erfindung des Akkumulators gab es zahlreiche, mehr oder weniger ausgereifte Überlegungen, Windenergie zur Erzeugung von Strom zu verwenden. Bis auf wenige Versuchsanlagen blieb die Wechselstromerzeugung durch Windenergie bis weit ins 20. Jahrhundert hinein jedoch nur eine theoretische Überlegung. Erst die Ölkrise in den 70-ern änderte dies. Obwohl sie recht bald überstanden war, war durch anlaufende Forschungsprogramme, dem Wunsch nach Unabhängigkeit von Öllieferungen und erwachtem Umweltbewusstsein in manchen Ländern ein Momentum entstanden, das ausreichte, um aus den ursprünglichen Windmühlen Kraftwerke zu machen, die Strom ins Netz einspeisten - Windenergieanlagen. Verlässliche staatliche Förderung sorgte zuerst in Dänemark, später auch in Deutschland für das Entstehen eines eigenständigen Industriebereichs [KRIE2012].Im Jahr 2014 deckten Windenergieanlagen (WEA) mit einer installierten Leistung von über 39 GW und einer Stromerzeugung von 51,4 TWh 9,7% des gesamten Strombedarfs in Deutschland [FRAU2014]. Die Stromerzeugung durch Windenergieanlagen ist durch umfangreiche Entwicklungs- und Forschungsmaßnahmen im Laufe der letzten Jahrzehnte kontinuierlich günstiger geworden. Auch wenn Berechnungen zu den absoluten Kosten immer auf diversen Annahmen basieren und zusätzlich von der Zielen des Erstellers geprägt sind, gibt es doch Hinweise darauf, dass Windenergieanlagen heute annähernd wirtschaftlich konkurrenzfähig mit allen fossilen Energieträgern sind [GOOS2013], [MCGO2016]. Moderne Windenergieanlagen entsprechen fast durchgängig einer Bauform. Der luvseitige Rotor besteht aus drei drehbar gelagerten Rotorblättern und treibt eine leicht zur Horizontalen geneigte Welle an. Die Drehzahl des Rotors ist variabel, um in einem breiten Bereich von Windgeschwindigkeiten eine möglichst hohe Leistungsaus- <?page no="30"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 18 beute zu erzielen. Eine Leistungsregelung erlaubt die Begrenzung der aus dem Wind entzogenen Leistung bei zu hohen Windgeschwindigkeiten. Der Antrieb des Generators kann über ein Getriebe oder direkt erfolgen. Der vom Generator erzeugte Wechselstrom hat eine der Rotordrehzahl proportionale Frequenz und wird daher nicht direkt in das Stromnetz eingespeist. Stattdessen wandelt ein Umrichter die Wechselspannung zuerst in Gleichspannung, um anschließend Wechselspannung in der netzangepassten Ausgangsfrequenz zu erzeugen [BURT2011]. Wie oben beschrieben, verfügen alle modernen Windenergieanlagen über Systeme, die die Leistung begrenzen. Da die abrufbare Leistung mit der dritten Potenz der Windgeschwindigkeit steigt und die maximalen Windgeschwindigkeiten selbst an Standorten mit einer durchschnittlichen Windgeschwindigkeit von 8 m/ s teilweise 50 m/ s erreichen, erscheint es jedoch zunächst sinnvoll, die Windenergieanlage auf die maximal auftretende Windgeschwindigkeit auszulegen und auf eine Leistungsregelung zu verzichten. Allerdings treten die höheren Windgeschwindigkeiten zu selten auf, um sie sinnvoll nutzen zu können. Die Auslegung von Triebstrang und Tragstrukturen für höhere Windgeschwindigkeiten führt zu höheren Materialkosten, die durch die nur gering gesteigerten Erträge nur teilweise kompensiert werden. Es ist deshalb ökonomisch sinnvoll, Windenergieanlagen auf eine standortabhängige Nennwindgeschwindigkeit auszulegen, die über der durchschnittlichen Windgeschwindigkeit und weit unterhalb der maximalen Windgeschwindigkeit liegt. Eine Beispielrechnung dazu findet sich im Werk von Jamieson [JAMI2011]. Die Nennwindgeschwindigkeit hängt von der Windgeschwindigkeitsverteilung am Standort ab. Für die leichtere Auslegung von Windenergieanlagen hat die International Electrotechnical Commission (IEC) verschiedene Windklassen definiert, die typische Standorte beinhalten [IEC2005]. Um die Strukturen und Triebstränge im Wesentlichen nur für die Nennwindgeschwindigkeit (und eventuelle Sonderfälle) auslegen zu müssen, ist es deshalb notwendig, bei Windgeschwindigkeiten über der Nennwindgeschwindigkeit die Leistung, die der Rotor aufnimmt, zu reduzieren. Bei allen Anlagen oberhalb von 250 kW Nennleistung ist dabei die Pitchregelung Stand der Technik [BURT2011]. Die Pitchregelung reguliert die aerodynamischen Eigenschaften der Rotorblätter durch Rotation dieser um ihre Längsachse. Zur vollständigen Abbremsung der Anlage werden die Blätter in die sogenannte Fahnenstellung (Rotation um ca. 90°, „pitch to feather“, siehe Abbildung 13) gedreht. In dieser Blattposition erzeugt die Luftströmung am Blatt keinen nennenswerten Auftrieb. Die Pitchsysteme sind somit gleichzeitig Leistungsregelung und die primären Sicherheitssysteme der Anlage. <?page no="31"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 19 Abbildung 13: Windenergieanlage mit Rotorblättern in Produktionsstellung (links) und Fahnenstellung (rechts) (Foto: Fraunhofer Institut für Windenergie und Energiesystemtechnik, IWES) Durch ihre Rolle als primäres Sicherheitssystem müssen die Pitchsysteme hohe Anforderungen bezüglich Ausfallsicherheit erfüllen. Die Systeme bestehen üblicherweise aus einzelnen autarken Einheiten je Rotorblatt. Diese Einheiten drehen das Rotorblatt bei einer Störung der Kommunikation mit dem zentralen Anlagencontroller oder bei einem Wegfall der anlageninternen Stromversorgung in Fahnenstellung. Für den Fall der fehlenden Stromversorgung verfügt jedes der Systeme über einen eigenen Akkumulator [GERM2010]. Die Systeme sind entweder als Kombination von elektrischem Motor und Untersetzungsgetriebe oder als hydraulische Zylinder umgesetzt. Im Falle der Motor-Getriebe-Kombination greift das Ausgangsritzel des Motors in eine Verzahnung auf dem Lagerring, der mit dem Rotorblatt verbunden ist (siehe Abbildung 14). <?page no="32"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 20 Abbildung 14: Pitchsystem an einer Rotornabe (Foto: IWES) 3.1.1 Individual Pitch Control (IPC) Die Pitchregelung begrenzt die Leistung der Anlage oberhalb der Nenngeschwindigkeit. Dafür werden alle Rotorblätter gleichzeitig um den gleichen Winkel gedreht (»Collective Pitch Control«). In der gesamten Fläche des Rotors können aber unterschiedliche Windgeschwindigkeiten und -richtungen auftreten. Unter normalen Bedingungen kann zum Beispiel davon ausgegangen werden, dass die Windgeschwindigkeit mit der Höhe zunimmt: Der Wind wird an der Erdoberfläche durch Reibung gebremst und der Einfluss dieser Reibung auf die Geschwindigkeit nimmt mit der Höhe ab. Die Geschwindigkeitsunterschiede sind größer und wirken sich deutlicher aus, je mehr Fläche der Rotor einnimmt. Die beschriebene Höhengeschwindigkeitsverteilung bewirkt über unterschiedliche Rotorblattkräfte zum Beispiel ein wechselndes Nickmoment, das von der Rotorwelle und der Tragstruktur der Windenergieanlage aufgenommen werden muss. Abbildung 15 zeigt dabei als vereinfachtes Beispiel eine Zunahme der Windgeschwindigkeit über der Höhe. In der Realität ist der Verlauf durch zusätzlich Turbulenzen geprägt und nichtlinear. An den Rotorblättern werden dabei durch rote Pfeile auftretende Kräfte symbolisiert, die Pfeilgröße ist dabei ein Indikator für den Kraftbetrag. <?page no="33"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 21 Diese ungünstige Belastung kann dann vermindert werden, wenn die Rotorblätter einzeln auf die aktuelle Windsituation reagieren. Dafür können entweder die Blätter einzeln gepitcht werden oder durch eine strukturelle Elastizität bzw. einzelne konstruktive Elemente wie Klappen lastabhängig den Auftrieb beeinflussen. Der Mechanismus zum unabhängigen Pitchen von Rotorblättern wird »Individual Pitch Control« genannt. Blätter mit baulichen Elementen, die die aerodynamischen Eigenschaften einzelner Blattbereiche beeinflussen können, werden »Smart Blades« genannt. Während der Einsatz von Smart Blades konstruktive Änderungen an den Rotorblättern erfordert, kann ein System mit Individual Pitch Control (IPC) prinzipiell mit den aktuellen mechanischen Komponenten umgesetzt werden. Ein möglicher Regelungsmechanismus für Individual Pitching wurde 2003 von Bossanyi [BOSS2003] beschrieben. Die Regelungsmechanismen wurden in den Folgejahren verfeinert, und es wurde mehrfach gezeigt, dass IPC Reduktionen sowohl von Ermüdungsals auch von Extremlasten erlaubt. Durch das Pitchen um wenige Grad wird auch die Leistungsaufnahme leicht reduziert und somit weniger elektrische Energie erzeugt [LARS2005]. Dieser Nachteil wird allerdings durch den Kostenvorteil mehr als aufgewogen, denn durch die Lastreduktion lassen sich die Tragstrukturen bestehender Anlagentypen leichter und damit kostengünstiger bauen. Der Einsatz von IPC wird von mehreren Herstellern von Windenergieanlagen angestrebt. Während die Regelungsmechanismen bekannt sind und die Regler und Pitchantriebe auf relativ einfachen Prüfständen getestet werden können, ist die Situation bei den Rotorblattlagerungen ungünstiger: Es gibt aktuell keine Möglichkeiten, die Lebensdauer vorherzusagen, und es wird befürchtet, dass sich die oszillierende Bewegung bei IPC negativ auf diese auswirkt. Abbildung 15: Windgeschwindigkeitsverteilung und resultierendes Tiltmoment (Foto: IWES) <?page no="34"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 22 3.1.2 Rotorblattlager Um Rotorblätter zur Leistungsregelung zu drehen, ist eine Lagerung an der Blattwurzel notwendig. Für die Lagerung von Rotorblättern können prinzipiell sowohl Gleitlager als auch Wälzlager eingesetzt werden, allerdings haben sich Wälzlager durchgesetzt [BURT2011]. Aufgrund ihrer geringen Empfindlichkeit gegenüber Verformungen und Riffelbildung haben sich Vierpunktlager (siehe Abbildung 16), die in ein- oder mehrreihigen Ausführungen verwendet werden, bewährt. Die Durchmesser der Lager reichen bei gängigen Anlagen von ca. 2 m (Onshore-Anlagen unter 3 MW) bis 4,6 m [VRIE2013]. Abbildung 16: Skizze Vierpunktlager (Grafik: IWES) Die Vierpunktlager stoßen jedoch mit zunehmender Anlagengröße immer mehr an bauformbedingte Grenzen. Mit immer größeren Durchmessern der Blattwurzeln wächst auch der Lagerdurchmesser und es ist wirtschaftlich nicht sinnvoll, die Querschnittsfläche der Lagerringe ebenfalls zu skalieren. Diese Fläche nimmt also im Verhältnis zum Lagerdurchmesser ab, was insgesamt die Steifigkeit des Lagers verringert. Mit abnehmender Steifigkeit erhöht sich aber die Verformung der Lagerringe, da Vierpunktlager bauartbedingt nur geringen Widerstand gegen eine Ovalisierung der Ringe aufweisen. Durch die zunehmende Ovalisierung wird auch der Tragwinkel der Lager immer größer, sodass es häufiger zu Abschneidungen der Druckellipse an der Laufbahnkante kommt („Kantenträger“). Aus diesem Grund wird aktuell über den Einsatz von alternativen, bauartbedingt steiferen Lagertypen wie dreireihigen Lagern mit zwei Axial- und einer Radialreihe nachgedacht. Da Blattlager nur zu einem geringen Teil ihrer Betriebsdauer in Bewegung sind, lassen sich Berechnungsnormen wie die DIN ISO281 [ISO281], die für rotierende Lager ausgelegt sind, nur bedingt anwenden. In den Zertifizierungsrichtlinien für WEA wird deshalb teilweise auch nur eine statische Auslegung nach DIN ISO 76 [ISO76] gefordert [GERM2010]. Außer Erfahrungswerten aus dem Betrieb gibt es somit keine Indikatoren dafür, ob ein Blattlager über die geplante Lebensdauer einer WEA eingesetzt werden kann. <?page no="35"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 23 3.1.3 Belastungen in Blattlagern Rotorblattlagerungen sind in allen Betriebszuständen von WEA einer für Wälzlager relativ ungünstigen Kombination von Belastungen ausgesetzt. Bei Stillstand bzw. sehr langsamer Drehung der Lagerringe wirken große Biegemomente auf das Lager. Gleichzeitig ist speziell das Rotorblatt ein relativ nachgiebiges Bauteil, das große Verformungen zulässt. Um zu ermitteln, welche Schadensmechanismen bei welchen Betriebszuständen dominant sind, wurden verschiedene Betriebszustände zweier Referenzanlagen simuliert. Als Referenzanlagen werden Modelle von WEA bezeichnet, die unter anderem für den Vergleich der Ergebnisse verschiedener aeroelastischer Simulationscodes verwendet werden. Diese Anlagen existieren nur als Computermodell. Die in den Simulationen ermittelten kinematischen Bedingungen im Lager wurden mit denen in verschiedenen Forschungsprojekten verglichen. Die notwendigen Beschreibungen dieser zwei Anlagen sind öffentlich verfügbar [JONK2009], [SEVI2014]. Mit der NREL 5MW-Referenzanlage und der Software OneWind des Fraunhofer IWES wurde der Produktionsbetrieb einer Anlage ohne IP simuliert. Die weiteren Betriebszustände wurden mit der IWES 7.5 MW-Referenzanlage und der Software Bladed (GL Garrad Hassan) simuliert. Die IWES-Anlage verfügt über IPC. Für die Ausführungen werden vier Betriebszustände der Windenergieanlage unterschieden: • Produktionsbetrieb Eine WEA befindet sich im Produktionsbetrieb, wenn elektrische Energie in das Netz eingespeist wird. Bis zur Nennleistung der Anlage sind dabei die Rotorblätter üblicherweise dauerhaft aus dem Wind gedreht, um die maximale Leistung zu erzeugen. Hat die WEA kein IP, dann bewegen sich die Lagerringe der Blattlager dabei nicht relativ zueinander, die Blattlager stehen still. Wird die Nennwindgeschwindigkeit überschritten, werden die Blätter zur Leistungsreduktion aus dem Wind gedreht. • Trudelbetrieb Produziert eine Windenergieanlage keine Energie, weil entweder zu wenig oder zu viel Wind herrscht oder ein technischer Fehler aufgetreten ist, sind die Rotorblätter üblicherweise in Fahnenstellung gedreht. Die aerodynamische Bremse ist dadurch aktiviert, während die mechanische (Halte-) Bremse des Triebstrangs normalerweise nicht blockiert. Erfahrungen aus dem Betrieb von Windenergieanlagen zeigen, dass bei kompletter Blockierung Stillstandmarkierungen an Lagern und Verzahnungen des Triebstrangs entstehen, die langfristig zu Schäden führen. Die Blätter können sich deshalb frei drehen, wobei hier auf niedrigem Niveau unterschiedliche Drehzahlen und Drehrichtungen auftreten. Die Blattlager stehen dabei, wie auch im Produktionsbetrieb ohne IP, still. <?page no="36"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 24 • Lange Pitchvorgänge Als »lange Pitchvorgänge« werden im Folgenden Rotationen der Lagerringe von über 30° definiert. Diese treten auf, wenn die Anlage aus dem Produktionsin den Trudelbetrieb oder umgekehrt wechselt. • Kurze Pitchvorgänge Kurze Pitchvorgänge dienen entweder der Leistungs- oder der Lastreduktion. Im Falle der Leistungsreduktion wird der Pitchwinkel aller Rotorblätter um wenige Grad geändert, um die aus dem Wind entnommene Leistung zu reduzieren. Im Falle der Lastreduktion kann IPC eingesetzt werden. Jedes Blatt führt dabei, abhängig von den tatsächlichen Windverhältnissen an den unterschiedlichen Positionen in der vom Rotor überstrichenen Fläche, oszillierende Bewegungen mit Amplituden in der Größenordnung von einigen Zehntelgrad bis hin zu wenigen Grad aus. Abbildung 17 zeigt die berechneten Momente, die am Rotorblattlager eines Blattes der simulierten NREL-5MW-Anlage anliegen. Schubmoment und Antriebsmoment sind auf der linken Ordinate aufgetragen, das Pitchmoment auf der rechten Achse. Deutlich zu erkennen ist, dass das Schubmoment relativ konstant über den Zeitverlauf ist. Das Antriebsmoment wird dagegen erheblich vom Blattgewicht beeinflusst: In jeder Abwärtsbewegung ist es positiv, in der Aufwärtsbewegung hingegen negativ. Das Pitchmoment wechselt sein Vorzeichen ebenfalls mit dem Übergang von Aufzu Abwärtsbewegung des Rotorblattes. Abbildung 17: Lasten an der Blattwurzel im simulierten Produktionsbetrieb der NREL 5MW-Anlage [IWES] <?page no="37"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 25 Das wechselnde Pitchmoment entsteht, weil der Gewichtsschwerpunkt im Querschnitt des Rotorblatts nicht auf dessen Drehachse liegt. Dies ist bedingt durch den inneren Aufbau des Rotorblattes und ist nicht zwingend bei jeder WEA der Fall. Je nachdem, welche Position das Rotorblatt hat, ergibt sich ein positives bzw. negatives Moment. Die Frequenz der Schwingung ist identisch mit der Drehzahl des Rotors. Dieses wechselnde Moment würde eine Drehung des Rotorblattes um seine Achse bewirken. Dem entgegen wirken das Reibmoment des Lagers und die Bremse des Pitchantriebs. Wird das Reibmoment überschritten, hält die Bremse das Rotorblatt in Position. Da die Bremse aber am elektrischen Antrieb wirkt und sich das Untersetzungsgetriebe zwischen diesem und dem Lager befindet, kann sich das Lager weiter im Flankenspiel von Pitchabtrieb und Lagerringverzahnung bewegen. Damit ergibt sich eine oszillierende Bewegung unter hoher Last mit sehr kleiner Amplitude. Diese wird in der englischen Literatur als „Dithering“ bezeichnet. Der Kontaktbereich zwischen Wälzkörper und Laufbahn wird während der Bewegung nicht verlassen. Im Trudelbetrieb kann sich der Rotor frei drehen. Die Blätter sind dabei in den Wind gedreht (Fahnenstellung) und erzeugen, bedingt durch den hohen Anstellwinkel, keine nennenswerten Auftriebskräfte. Durch den Luftwiderstand der Blätter können diese aber auch bei geringen Windgeschwindigkeiten in langsame Bewegung versetzt werden. Diese kann unterstützt oder behindert werden durch Massenunwuchten im Rotor. In diesem Zustand liegt nur ein geringes Moment um die z-Achse des Rotorblattes an. Bedingt durch das Spiel im Untersetzungsgetriebe sowie zwischen Antriebsritzel und Verzahnung des angetriebenen Lagerrings kann das Blattlager, ähnlich wie im Produktionsbetrieb, oszillierende Bewegungen ausführen. Abbildung 18: Simulierter Stoppvorgang der IWES 7.5MW-Anlage [IWES] <?page no="38"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 26 In Abbildung 18 sind der Momentenverlauf und der Pitchwinkelverlauf bei einer simulierten Abschaltung der Windenergieanlage gezeigt. Die Windgeschwindigkeit hat dabei die maximale Geschwindigkeit überschritten und zur Reduktion der Leistung müssen die Rotorblätter in Fahnenstellung gepitcht werden. Die auf den ersten Blick geringe Drehzahl der Lager (6°/ s entsprechen 1 rpm) spricht gegen den Aufbau eines trennenden Schmierfilms im Lager, aber durch den großen Lagerdurchmesser ergeben sich relativ hohe Wälzgeschwindigkeiten, sodass hier davon auszugehen ist, dass ein Schmierfilm aufgebaut wird. Abbildung 19: Simulierter Produktionsbetrieb der IWES 7.5MW-Anlage mit IP- Aktivität [IWES] Der Einsatz von IP in WEA führt dazu, dass die Blattlager oszillierende Bewegungen von relativ kleinen Amplituden ausführen (kurze Pitchvorgänge, siehe Abbildung 19). Die Amplitude ist dabei von der Art der Regelung abhängig. Regler, die mit einem Regeleingriff pro Rotorumdrehung arbeiten (wie in Abbildung 19) haben üblicherweise Amplituden von bis zu 3° [SHAN2012]. Regler, die mit zwei Regeleingriffen arbeiten, haben Amplituden unterhalb von 1°. In beiden Fällen wird aber die Kontaktfläche zwischen den Wälzpartnern verlassen. 3.1.4 Schadensmechanismen In den vorherigen Ausführungen wurde gezeigt, dass insbesondere im Produktionsbetrieb von WEA Bedingungen herrschen, bei denen oberflächeninduzierte Schadensmechanismen in Blattlagern auftreten können. Um zu untersuchen, inwieweit anhand des bisherigen Standes der Forschung die Wahrscheinlichkeit des Auftretens von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling abgeschätzt werden kann, werden die Ergebnisse verschiedener Forschungsprojekte ausgewertet (siehe Tabelle 1). <?page no="39"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 27 Dabei werden die Zahl der Lastwechsel, die durchschnittliche Wälzgeschwindigkeit und das Verhältnis von zurückgelegtem Weg und der kurzen Sehne der Kontaktellipse (x / 2b) betrachtet. Tabelle 1: Kinematische Bedingungen in Forschungsarbeiten und Normen [STAM2014] Die Angaben aus Tabelle 1 werden in Tabelle 2 verglichen mit den Bedingungen, die während des Produktionsbetriebs verschiedener WEA mit und ohne IP herrschen. Zusätzlich zu den bereits erwähnten Referenzanlagen des IWES und des NREL wird <?page no="40"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 28 eine 3 MW-Onshore-Anlage mit einem Blattlagernenndurchmesser von 2,5 m und einem IP mit zwei Regeleingriffen pro Rotorumdrehung (2p) betrachtet. Die Lastwechselzahlen ergeben sich entweder aus Simulationen (3 MW, 5 MW) oder aus Abschätzung der Betriebsdauer des IPC (7,5 MW). Bei der Abschätzung wurde angenommen, dass der IP bei relativ späten Regeleingriffen ca. 12,5% der gesamten Betriebsdauer aktiv ist. Tabelle 2: Kinematische Bedingungen in Rotorblattlagern [STAM2014] Wird eine Windkraftanlage ohne Individual Pitch Control betrieben (vgl. Fälle 10 und 11 in Tabelle 2), so entstehen im Blattlager Bedingungen, die prinzipiell das Auftreten von Stillstandsmarkierungen begünstigen. Erfahrungen aus dem Praxisbetrieb zeigen allerdings, dass Vierpunktlager relativ selten so starke Schäden durch diese Markierungen aufweisen, dass sie ausgetauscht werden müssen. Im Unterschied zu den in Tabelle 1 berücksichtigten Forschungsprojekten treten durch die geringen Frequenzen auch nur sehr geringe Wälzgeschwindigkeiten im Kontakt auf. So liegt die Wälzgeschwindigkeit beim größeren Blattlager der NREL 5 MW-Anlage (Fall 11) noch unterhalb jener Wälzgeschwindigkeit, bei der im FVA-Vorhaben 540 (Fall 3) keine sichtbare Schädigung erzeugt wurde. Somit ist in Frage zu stellen, ob es bei den aktuell verwendeten Vierpunktlagern in großer Häufigkeit zu funktionsbeeinflussenden Schädigungen durch Stillstandsmarkierungen kommt. Durch den Einsatz neuer Lagertypen müssen hier jedoch wieder neue Erfahrungen gewonnen werden. Wird die Anlage hingegen mit Individual Pitch Control betrieben (Fälle 12 und 13), ist die Situation weniger eindeutig. Im 2p-Betrieb ist die Wälzgeschwindigkeit ähnlich der im FVA-Vorhaben 315 (Fall 2), der zurückgelegte Weg im Verhältnis zur Kontaktellipsenbreite (x/ 2b) jedoch deutlich länger und die Frequenz niedriger. Im Vergleich zu den älteren Testansätzen der ASTM-D4170 (Fall 8) und der NFT60-199 (Fall 9) sind die Wege ähnlich, die Frequenzen und Wälzgeschwindigkeiten jedoch geringer. Blattlager mit IP erleben deutlich mehr Lastwechsel, als bisher in o.g. Forschungsvorhaben und standardisierten Tests gefahren werden. Im Betrieb mit einem Regeleingriff pro Rotorumdrehung (Fall 12) ist die Amplitude deutlich höher als in den in <?page no="41"?> 3.1 Windenergieanlagen und Pitchsysteme (von Matthias Stammler; IWES Fraunhofer) 29 Tabelle 1 aufgeführten Forschungsprojekten und standardisierten Testverfahren. Auch hier gelten die obigen Aussagen bezüglich Frequenz und Anzahl der Lastwechsel. Es ist davon auszugehen, dass die zurückgelegten Wege und die gefahrenen Wälzgeschwindigkeiten einen deutlichen Einfluss auf die Schadensentstehung und -entwicklung haben. Die in der Literatur beschriebenen Schäden traten auf, wenn beide Parameter entweder auf oder über dem Niveau der Parameter, die bei Betrieb mit IP vorliegen, waren. Deshalb kann nicht mit absoluter Sicherheit eine Aussage darüber getroffen werden, ob IP zu False-Brinelling führt. Bedingt durch die hohen Lastwechselzahlen kann allerdings auch schon eine sehr langsame Schadensentwicklung zu deutlichen Schadensbildern führen. Tabelle 3 fasst die möglichen Schadensmechanismen von Rotorblattlagern zusammen. Tabelle 3: Zusammenfassung Schadensmechanismen Rotorblattlager [STAM2015] 3.1.5 Zusammenfassung und Ausblick Rotorblattlager von WEA sind üblicherweise ein- oder zweireihige Vierpunktlager mit Durchmessern von 2 bis 4,6 m. Bauartbedingte Nachteile führen in letzter Zeit dazu, dass alternative Lagertypen wie Rollenlager erprobt werden. Da es keine Rechenmodelle für die Lebensdauern von Lagern beim Auftreten oberflächeninduzierter Schadensmechanismen gibt, ist die Auslegung von Rotorblattlagern weitgehend erfahrungsbasiert. Oberflächeninduzierte Schadensmechanismen (False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen) treten auf, sind aber bisher selten so stark ausgeprägt, dass Lager ausgewechselt werden müssen. <?page no="42"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 30 Neue Lagertypen und neue Betriebsweisen (IPC) führen die bisherige Art der Auslegung, die aus der statischen Auslegung nach ISO76 und der erfahrungsbasierten Annahme der Lebensdauer besteht, jedoch an ihre Grenzen. Um die dadurch entstehende Unsicherheit zu überwinden, setzen Blattlagerhersteller und Forschungseinrichtungen auf Tests von Blattlagern. Zusätzlich zu den bestehenden Prüfständen werden in den nächsten Jahren weitere aufgebaut. Sowohl Hersteller als auch Forschungseinrichtungen arbeiten an der Erstellung von neuen Modellen zur Lebensdauerberechnung von Blattlagern, in denen alle relevanten Schadensmechanismen berücksichtigt sind. 3.2 Stoßdämpfer-Domlager Das Domlager oder auch Federbeinlager ist Bestandteil des Fahrwerks an einem modernen PKW. Es befindet sich oberhalb der Feder am Federbein und stellt die Verbindung zur Karosserie dar. Es ermöglicht ein Drehen des Federbeines im Federbeindom sowie eine geringfügige Veränderung des Winkels des Federbeines zur Karosserie. Zusätzlich hat es abhängig vom Aufbau auch eine gewisse Dämpfungsfunktion. Abbildung 20: links: Domlager oberhalb des Federbeins bei einem Plexiglas- Demo-Fahrzeug; rechts oben: Schnitt durch ein Federbeinlager; rechts unten: Schadensbild an einem Kleinwagen nach ca. 25.000 km Laufleistung Bei modernen Serienfahrzeugen besteht das Domlager aus einem Gummi-Metall- Element (Abbildung 20, oben rechts), welches trotz hoher Stabilität in sich verformbar ist und damit eine Winkelveränderung des Federbeines gegenüber der Karosserie erlaubt. Im Zentrum des Domlagers befindet sich in den meisten Fällen ein Axialrillenkugellager, durch welches das Federbein geführt und womit es verschraubt wird. Dadurch ist eine reibungsarme Drehung des Federbeines gegenüber der Karosserie möglich. Durch die in den Stoßdämpfern verbauten Schraubenfedern kommt es bei der Geradeausfahrt z.B. auf Autobahnen durch Einfederung zu minimalen Drehbewegungen <?page no="43"?> 3.3 Pkw-Radlager (Hub-Units) 31 im Bereich unter einem Grad. Diese führen zu Rastmarken in den Axialkugellagern. Ist das Domlager geschädigt, hört man beim Einlenken ein deutliches Knack- Geräusch, da die Wälzkörper ihre Rastposition schlagartig verlassen. Dies führte beispielsweise bei einem großen Automobilhersteller im Zeitraum um 2008 nach einer Fettumstellung zu zahlreichen Beschwerden von Kunden relativ neuer Fahrzeuge (Laufleistungen 15.000 km bis 50.000 km). Auf Basis von Prüfstandsversuchen konnte das Problem im Labor nachgestellt werden und schließlich ein besser geeignetes Fett für diese Applikation gefunden werden. 3.3 Pkw-Radlager (Hub-Units) Nachdem das Thema Radlager der ursprüngliche Aufhänger für erste False- Brinelling-Untersuchungen bei General Motors war, wurde viele Jahre nicht mehr über Probleme berichtet. In den letzten Jahren ist das Thema aber wieder vereinzelt aufgetreten. Abbildung 21: PKW-Radlagerentwicklung [Quelle: Schaeffler Gruppe] Die Probleme konzentrieren sich dabei auf Fahrzeuge welche in Ländern mit schlechten Verkehrswegen (Schiene und Straße) bei niedrigen Umgebungstemperaturen über längere Strecken transportiert werden. Teilweise wird auch vereinzelt von Radlagerschäden durch Vibrationen im Stillstand berichtet. Bei nahezu allen modernen Radlagerfetten wird daher immer mit „gutem Schutz vor False-Brinelling“ geworben [KLEI1998] [KLUE14]. Auch bei diesen Lagern ist von eher kleinen Wälzbewe- <?page no="44"?> 3 Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiele) 32 gungen infolge Vibrationen oder schwankender Normalkraft auszugehen. Das Problem tritt in aller Regel nur bei tiefen Temperaturen und im Stillstand auf. Im Fahrbetrieb erwärmen sich die Radlager, sodass dort eher mit höheren Temperaturen und damit unkritischeren Bedingungen zu rechnen ist. Abbildung 22: Stillstandsmarkierungen in den Laufbahnen von Radlagern nach einem SMT-Prüfstandstest im Hause FAG [Quelle: Schaeffler-Gruppe] Am Kompetenzzentrum Tribologie wurden in den letzten Jahren zahlreiche Untersuchungen zur Eignung von Radlagerfetten durchgeführt. Auch in diesem Anwendungsfall konnten die Praxisbedingungen im Labor gut nachgebildet werden. Es konnten deutliche Unterschiede zwischen marktüblichen Radlagerschmierfetten in Abhängigkeit des Beanspruchungskollektivs ermittelt werden. Dies korreliert auch mit Tests bei der Wälzlagerfirma FAG. Nachfolgend sind beispielsweise die Prüfergebnisse eines guten und schlechten Schmierstoffs dargestellt (Abbildung 23 und Abbildung 24). <?page no="45"?> 3.3 Pkw-Radlager (Hub-Units) 33 Abbildung 23: Ergebnis eines wenig geeigneten Fettes bei -20°C und 1 Mio. Lastwechseln im FAG-SMT-Tests [Quelle: Schaeffler-Gruppe] Abbildung 24: Ergebnis eines gut geeigneten Fettes bei -20°C und 1 Mio. Lastwechseln im FAG-SMT-Tests [Quelle: Schaeffler-Gruppe] <?page no="46"?> 34 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik Wie bereits beschrieben, wird das Phänomen der Stillstandsmarkierungen oder des False-Brinellings nun seit gut 100 Jahren untersucht und erforscht. Dennoch gibt es relativ wenig Literatur zu dem speziellen Thema. Wie später noch detailliert gezeigt wird, gibt es allerdings Parallelen zu anderen Verschleißerscheinungen und hier insbesondere zu Schäden im Zusammenhang mit Schwingverschleiß und Passungsrost bzw. im englischen „fretting“ oder „fretting corrosion“. Wie nachfolgend noch ausgeführt wird, treten innerhalb der Hertzschen Kontaktzone verschiedene Verschleißmechanismen auf, darunter auch tribochemische Reaktionen. Aufgrund dieser Zusammenhänge soll im Kapitel 4.2 ein kurzer Abriss über die Literatur in diesem Bereich gegeben werden. Viele der dort beschriebenen Effekte helfen, das Verständnis für die in der Kontaktzone ablaufenden Vorgänge zu verbessern und sind geeignet, interessante Denkanstöße zu liefern. 4.1 Stand der Wissenschaft auf dem Gebiet der Stillstandsmarkierungen und des False-Brinellings Die Transportschäden bei Radlagern von Kraftfahrzeugen gaben in den 30er Jahren den Anlass zu umfangreichen Versuchen von ALMEN bei General Motors Corporation [ALME1937]. ALMEN erkannte bereits 1937, dass unterschiedlichen Thesen zum Thema False-Brinelling und Fretting Corrosion gemeinsam betrachtet werden müssen. Er unterteilt nach eingehendem Studium der bis dahin veröffentlichten Literatur das Gebiet in zwei Bereiche, einerseits in den der rollenden Reibung mit relativ großen Flächenpressungen bei geringfügigem Schlupf und in einen Bereich der gleitenden Reibung mit geringfügigen Flächenpressungen und sehr großem Schlupf (annähernd bzw. gleich 100 Prozent). Bei beiden Bewegungsarten spielt nach ALMEN die Oxidation eine maßgebliche Rolle. ALMEN führte seine Versuche bereits auf einem Prüfstand durch, der es gestattete, Belastung, Drehzahl, Temperatur und Umfangsvibration (Schwenkbewegungen) in weiten Grenzen zu ändern. Er konnte damit ähnliche, von Rost umrandete Eindrücke erzielen, wie sie in der Praxis auftreten- AL- MEN bezeichnete diese Beschädigungen mit „false brinnelling", weil es sich hierbei nicht um plastische Verformungen ähnlich dem Brinell-Abdruck aus der Härteprüfung, sondern um eine „echte“ tribologisch induzierte Verschleißerscheinung handelt. ALMENS wesentliche Ergebnisse waren, dass die Schäden unabhängig von der Frequenz, aber proportional der Schwingungszahl sind und dass sie mit größerer Belastung zunehmen. Er kann nachweisen, dass Öl keinen ausreichenden Schutz gegen Reiboxidation darstellt, da im Öl ausreichend Sauerstoff gelöst ist. Um dies zu beweisen, führt er Versuche im Vakuum durch. Dabei wurden zwar auch Beschädigungen beobachtet, aber bedeutend geringer als in atmosphärischer Luft. Versuche mit verschiedenen Ölen und Fetten ergaben eine Abhängigkeit von der Viskosität bzw. Konsistenz des Schmiermittels, aber nicht von dessen Druckbelastbarkeit. Weniger viskose Schmiermittel verhalten sich günstiger, vorausgesetzt, dass eine ausreichende Haftfähigkeit gewährleistet ist. Wegen der verhältnismäßig hohen spezifischen Belastung von 1.900 N/ mm 2 führte ALMEN die False-Brinelling-Schäden auf <?page no="47"?> 4.1 Stand der Wissenschaft auf dem Gebiet der Stillstandsmarkierungen und des False-Brinellings 35 eine vorwiegend mechanische Entfernung von mikroskopischen Metallteilchen zurück. Aufbauend auf den Untersuchungen von ALMEN glaubte HAMPP [HAMP1941], dass das Einarbeiten der Wälzkörper in die Laufbahnen bei Stillstandserschütterungen eine Folge der Zerrüttung des Gefüges infolge der starken Wechselbeanspruchungen ist. Der wirksame Druck zwischen Wälzkörpern und Laufbahnen übersteigt die äußere, meist ruhende Belastung um die Massenkräfte und bei entsprechender Lagerluft um die dynamische Stoßbeanspruchung (Impact). Bei typischen False-Brinelling-Bedingungen kann sich zwischen den beiden relativ zueinander bewegten Flächen aufgrund der kurzen Gleit-/ Wälzwege nach den Gesetzen der Hydrodynamik kein tragender Flüssigkeitsfilm aufbauen. Es herrschen daher immer Grenzreibungszustände. Dem Druckterm (engl.: „squeeze-term“) wird bei dieser Annahme keine Wirkung zugemessen. HAMPP folgert aus diesen Erkenntnissen, dass die Zähigkeit des Schmiermittels keinen maßgeblichen Einfluss auf die Schäden hat. Seiner Ansicht nach beeinflusst die Viskosität des Schmiermittels hauptsächlich die Dämpfung der Stöße und bestimmt die Geschwindigkeit, mit der bei hohen Lastwechselfrequenzen das verdrängte Schmiermittel an die entlastete Berührungsstelle zurückströmt. Die Oxidationsvorgänge in der Reibstelle nehmen mit der Luftfeuchtigkeit und bei nicht geschmierten Flächen zu und erhöhen nach HAMPP den Verschleiß ganz erheblich. Eine Verminderung der Lagerluft erbrachte bei Versuchen eine Abnahme des Verschleißes. Trotzdem treten auch bei Vorspannung noch Schäden auf. Dies korreliert mit Untersuchungen des Kompetenzzentrums Tribologie an Kreuzrollenlagern in Druckmaschinen. HUDSON und MORTON [HUDS1946] von der Fafnir Bearing Co. (USA) stellen die Theorie auf, dass der Schmierstoff aufgrund der hohen Hertzschen Pressung im EHD-Kontakt aus der Berührungszone gepresst wird, sodass es letztendlich zwangsläufig zu metallischer Berührung sowie im Mikrobereich zum Verschweißen der Oberflächenspitzen kommt. Bilden sich durch die thermische und/ oder oxidative Zersetzung des Schmierstoffs Säuren, so kommt es zusätzlich zu einem chemisch korrosiven Angriff. Die beiden Forscher empfehlen für die sichere Auslegung derartig beanspruchter Lager, die rechnerische Lebensdauer mit dem Faktor 0,35 bis 0,50 zu reduzieren. Kugellager sollten nach ihrer Meinung mindestens 180° schwenken, um Stillstandsmarkierungen sicher ausschließen zu können. Zudem sollten flüssige Schmiermittel mit geringer Viskosität und großem Oxidationswiderstand verwendet werden. Dies sind natürlich schwerwiegende Einschränkungen bei der Konstruktionsfreiheit und damit nicht unbedingt die ideale Lösung. Eine äußerst interessante Arbeit wurde von EISELE [EISE1952] veröffentlicht. Er untersuchte Erschütterungsschäden bei Lagern, die auf einem Rütteltisch sinusförmigen Schwingungen ausgesetzt waren. Viele Erkenntnisse dieser Arbeit konnten im Rahmen aktueller Forschungsprojekte bestätigt werden. Die spezifischen Randbedingungen für den speziellen Verschleißvorgang sind wechselnde Normalkräfte, kleine, oszillierende Gleitbewegungen, hohe spezifische Pressung und Grenzschmierung. EISELE erkannte, dass sich der Schaden am Anfang nach kurzer Prüfzeit vom Rand der Kontaktfläche beginnend entwickelt. Aufgrund der geringen Schwingzyklenzahlen glaubt er nicht, dass es sich um eine Werkstoffermüdung im üblichen Sinn <?page no="48"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 36 handeln kann. Vollkommen richtig folgerte er, dass eine Werkstoffermüdung infolge Hertzscher Spannung in einem bestimmten Abstand unterhalb der Oberfläche ihren Anfang nehmen müsste, da dort die einachsige Vergleichsspannung ihren höchsten Wert erreicht. Bei starker Vergrößerung sind in der Randzone kleinste Trennstellen sichtbar, die mit zunehmender Lastwechselzahl auf die Kontaktmitte übergreifen. Das Gefüge in der Randzone wird durch tangentiale Reibungskräfte zwischen den Berührungsflächen gelockert, die wegen der ungleichen Verformung verschieden gekrümmter Körper auftreten. Die endgültige Lostrennung kleinster Teile erfolgt durch molekulare Kräfte. Schwachstellen in der Randzone, von denen die Schäden ausgehen, sind laut EISELE deshalb häufiger, weil dort keine Gefügeverfestigung wie in der Druckflächenmitte auftritt, die der Lockerung des Gefügeverbandes entgegenwirkt. EISELE findet heraus, dass bei schwellender Belastung vorgespannter Lager in der Druckflächenmitte, trotz der dort herrschenden höchsten Spannung, keinerlei Verschleiß auftritt. Lediglich in der Randzone, wo die Wechsellast Mikrogleitbewegungen erzeugt, werden Beschädigungen beobachtet. Dies korreliert hundertprozentig mit dem aktuellen Kenntnisstand der Forschung. Mit zunehmender Belastung findet EISELE eine starke und mit zunehmender Frequenz eine leichte Zunahme der Schäden. Allerdings sind bei diesen Untersuchungen prüfstandsbedingt die Massenkräfte und die Frequenz nicht eindeutig voneinander getrennt. Eine Reduzierung der Lagerluft bzw. eine Vorspannung des Lagers führte zu geringeren Schäden. Es ist allerdings eine sehr hohe Vorspannung notwendig, bis gar kein Verschleiß mehr messbar ist. Versuche mit verschiedenen Kugeldurchmessern zeigten bei größeren Kugeln günstigere Ergebnisse. Der Feuchtigkeitseinfluss ist bei EISELE erheblich. Bei Fettschmierung waren die Schäden größer als bei Ölschmierung. Dies erklärt EISELE damit, dass Fett zur Hohlraumbildung neigt und nach der Verdrängung aus der Druckstelle Luft und Feuchtigkeit in die Verschleißzone gelangen lässt. Die Abhängigkeit der Schäden von der Viskosität der Öle, wie sie ALMEN aufzeigt, konnte EISELE nicht finden. Kolloidaler Grafit, der dem Schmiermittel zugesetzt wurde, zeigte sich unwirksam. Bei den Untersuchungen mit verschiedenen Oberflächen fand EISELE einen ungünstigen Einfluss von Chrom- Schichten (je größer die Schichtdicke, umso schlechter). Außerdem stellte er fest, dass feinstgeschliffene Oberflächen gegenüber „normalem“ Kugellagerschliff eine geringe Verbesserung bewirken. FINK [FINK1957] untersuchte die Riffelbildung bei Schienen und brachte erstmals den Einfluss des Sauerstoff- und Stickstoffgehalt des Stahls in die Diskussion ein. Seiner Meinung nach entsteht Riffelbildung dann, wenn dieser Sauerstoff- und Stickstoffgehalt oberhalb einer gewissen, noch unbekannten Grenze liegt. Diese Theorie wird aber von DIERGARTEN und STÖCKER [DIER1957] von der SKF Kugellagerfabrik widerlegt, die zeigen, dass der Stickstoffgehalt üblicher Wälzlagerstähle in der Größenordnung von 0,2 bis 1 Promille und der Sauerstoffgehalt zwischen 0,1 und 0,6 Promille keinen Einfluss auf die Riffelbildung infolge Stillstandserschütterungen haben, sondern dass es auf die jeweiligen Betriebsbedingungen ankommt. PITTROFF stellt fest, dass Kugellager in Hinblick auf False-Brinelling-Markierungen weniger kritisch sind als Rollenlager [PITT1961]. Selbst wenn sich Erschütterungsschäden auch bei Kugellagern nicht vermeiden lassen, so macht sich doch das Auftreten von schädlichen, betriebsstörenden Markierungen erst nach einem wesentlich längeren Zeitraum bemerkbar. Diese Erkenntnisse können auch durch aktuelle Ver- <?page no="49"?> 4.1 Stand der Wissenschaft auf dem Gebiet der Stillstandsmarkierungen und des False-Brinellings 37 suche am Kompetenzzentrum Tribologie bestätigt werden. Als Erklärung gibt es zwei Ansätze: PITROFF vermutet, dass die unterschiedlichen Freiheitsgrade der Systeme die Hauptursache sind. Eine Kugel hat einen Bewegungsfreiheitsgrad mehr als die Rolle, so dass es auch in Richtung dieses zusätzlichen Freiheitsgrades zu einer Wälzbewegung und nicht nur zu einer Gleitbewegung kommen kann. Ein zusätzlicher Aspekt ist aber sicherlich auch, dass die Reibstelle beim Punktkontakt aus zwei Dimensionen mit Schmierstoff versorgt wird wohingegen beim Linienkontakt nur ein eindimensionaler Schmierstoffzutritt möglich ist. Die aktuellste Veröffentlichung zu Stillstandsmarkierungen außerhalb der beiden aktuellen Forschungsprojekte an der Universität Magdeburg und der Hochschule Mannheim stammt von JUNGHANS und NEUKIRCHNER [JUNG2002]. In ihrer Veröffentlichung betrachten sie sowohl den Passungsrost an den Wälzlagersitzen als auch Stillstandsmarkierungen auf den Wälzlagerlaufflächen (False-Brinelling). Die chemisch-physikalischen Abläufe in den Mikrokontakten beim Schwingungsverschleiß erklären sie mit der Theorie von THIESSEN [THIE1965], nach der in den energetisch hoch angeregten Bereichen, lokal eng begrenzte Magma-Plasma- Zustände auftreten können. Die beiden Forscher erinnern an die elastizitätstheoretischen Theorien von MINDLIN [MIND1949], die viele Jahrzehnte in Vergessenheit geraten waren und bei der Betrachtung von Schwingungsverschleiß und False- Brinelling-Markierungen keine Berücksichtigung fanden. Auf diese Theorien wird später noch detailliert eingegangen, da sie tatsächlich die Basis für das Verständnis der Vorgänge in der Kontaktzone bilden. NEUKIRCHNER zeigt anhand eigener Versuche [NEUK1967], dass gerade am Übergang zwischen Haft- und Gleitzone besonders starke Schäden durch Aufrauhung und Adhäsion beobachtet werden. Diese erklärt er durch Kaltverschweißungen infolge der hohen Reibschubspannungen. Blitztemperaturen spielen nach seiner Meinung keine Rolle, da die Gleitgeschwindigkeiten hierfür zu gering sind (v R = 1,4*10 -3 m/ s). JUNGHANS und NEUKIRCHNER verweisen in Bezug auf Stillstandsmarkierungen auf den Laufflächen auf die sehr umfangreichen Untersuchungen von PITTROFF [PITT1961]. Parallel zu den zahlreichen Forschungs- und Industrieprojekten an der Hochschule Mannheim liefen im Zeitraum 2007 bis 2015 von der Forschungsvereinigung Antriebstechnik geförderte Projekte an der Universität Magdeburg. Der Abschlussbericht des ersten Projektes ist mittlerweile in der TIB Hannover verfügbar. Ergebnisse des zweiten Projektes waren zum Zeitpunkt des Druckes nicht allgemein zugänglich und dürfen daher auch noch nicht veröffentlicht werden. Dieses Projekt ist neben den Untersuchungen an der Hochschule Mannheim weltweit das einzige Forschungsprojekt innerhalb der letzten 40 Jahre, in dem systematisch verschiedene Einflussfaktoren untersucht wurden. Die Ergebnisse aus diesem FVA-Forschungsprojekt ergänzen die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim hervorragend. In Kombination mit den zahlreichen Untersuchungen am Kompetenzzentrum Tribologie, in denen ähnliche Parameter untersucht wurden, ergibt sich daher ein sehr schlüssiges Bild. Die einzelnen Erkenntnisse sind in die weiteren Kapitel eingearbeitet und in Bezug zu den am Kompetenzzentrum Tribologie durchgeführten Messungen gesetzt. <?page no="50"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 38 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion Bereits Anfang des letzten Jahrhunderts erkannten Forscher, dass drei zuvor getrennt betrachtete Schäden eine gemeinsame Komponente, nämlich die tribochemische Reaktion (Tribooxidation), haben. Dies waren: die Riffelbildung auf den Laufflächen von Eisenbahnschienen, die Reibrostbildung in Pressverbänden (Passungsrost) und das Hauptthema dieses Buchs, die Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern. Beobachtungen über wellenförmige Verschleißspuren auf den Laufflächen von Schienen (Riffeln) führten bereits in den 1950-er Jahren zu zahlreichen Untersuchungen in diesem Bereich. FINK berichtet auf mehreren Tagungen über dieses Problem [FINK1953; FINK1957, FINK1957a]. Dieses Thema ist auch heute noch aktuell. Gerade bei den Hochgeschwindigkeitszügen stellt die Riffelbildung auf den Schienen ein enormes Gefährdungspotential dar [DETE2002]. Passungsrostschäden an der Berührungsstelle zweier flächig kontaktierten, vibrierender Maschinenteile sind ebenfalls schon über hundert Jahre bekannt [EDEN1911]. Auch dieses Thema ist immer noch nicht zufrieden stellend gelöst und bereitet somit auch heute noch in zahlreichen tribologischen Systemen Probleme. Über die Jahre gab es zahlreiche Untersuchungen zu diesen Themenkomplex, deren Ergebnis den heutigen Erkenntnisstand über die Reiboxidation darstellen. Nachfolgend soll ein kleiner, allgemeiner Überblick über die wesentlichen Arbeiten zum besseren Verständnis und für mögliche Denkanstöße aufgeführt werden. Dieser Teil ist eher für den wissenschaftlich orientierten Leser von Interesse. Für die praktische Anwendung kann das Kapitel ausgelassen werden. Abbildung 25: Riffelbildung auf Schienen (Foto: pixabay) <?page no="51"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 39 4.2.1 Stand der Wissenschaft zum Thema Schwingreibverschleiß (Passungsrost, engl. „fretting corrosion“) Die Reibrostbildung in Pressverbänden wurde bereits Anfang des letzten Jahrhunderts von EDEN, ROSE und CUNNINGHAM beobachtet und wissenschaftlich untersucht [EDEN1911]. EDEN et al berichten von Verschleißpartikeln in Form brauner Oxide, die sie bei konformen Stahl-Stahl-Paarungen fanden. Die Forscher erkannten, dass dieser Effekt immer dann auftritt, wenn zwei metallische Oberflächen kleine Relativbewegungen gegeneinander ausführen. Eine der ersten Theorien über die Entstehung von Passungsrost sowie die Definition des Begriffs „Fretting“ stammen von TOMLINSON [TOML1927]. Er führte zahlreiche Versuche mit zwei speziell entwickelten Prüfmaschinen durch und vermutete, dass der Verschleiß auf molekularen Wechselwirkungen beruht. Durch diese werden winzige Metallteilchen herausgelöst, die dann aufgrund der großen Oberfläche im Vergleich zu der Größe (ähnlich wie Nanoteilchen) sofort oxidieren. Da diese Molekularkräfte unabhängig von angreifenden Kräften sind, glaubte er, dass die Normalkraft keinen direkten Einfluss auf die Entstehung von Passungsrost hat. Er zeigte experimentell, dass bereits Gleitbewegungen im Bereich von ca. 125 Nanometern ausreichen, die tribochemische Oxidation anzuregen. Die Untersuchung der Verschleißpartikel ergab auch hier das rot-braune Fe 2 O 3 , weswegen er der Verschleißerscheinung den Namen „Reibrost“ („fretting corrosion“) gab. In diesem Oberbegriff waren die drei Teilbereiche fretting wear (Verschleiß), fretting fatigue (Ermüdung) und fretting corrosion (Korrosion) enthalten. Diese Unterscheidung basierte allerdings eher auf der Beschreibung unterschiedlicher Verschleißerscheinungen in der Praxis als auf einer wissenschaftlich fundierten Analyse der Mechanismen und Wirkungen. Die Theorie von TOMLINSON bezüglich des Abriebs auf molekularer Ebene (engl.: „molecular attrition“) bildet auch heute noch die Grundlage für die Erklärung der Reibrostbildung. Ergänzend zu dem ursprünglich eher theoretischen Ansatz der rein atomaren Wechselwirkungen setzte TOMLINSON für das Loslösen von kleinen Verschleißteilchen in späteren Arbeiten doch auch gewisse tangentialen Kräfte oder Bewegungen voraus [TOML1939]. Damit ist die Tribooxidation klar von der klassischen Korrosion („Rosten“) abgegrenzt. Kleine Schwingungen bzw. Vibrationen stellen eine notwendige Vorbedingung für den Vorgang der Reibkorrosion dar. Effektive Relativbewegungen in der Größenordnung weniger Nanometer reichen hierbei bereits aus. Bei den Untersuchungen ergab sich, dass die Frequenz und Normalkraft keinen signifikanten Einfluss auf den Verschleiß haben. Größere Schwingungszahlen haben größere Schäden zur Folge. TOMLINSON zeigt in dieser Arbeit bereits, dass Schmiermittel die Schädigung signifikant reduzieren. In den ersten Jahren der Fretting Forschung lag der Fokus darauf, Theorien für die Entstehung der Verschleißpartikel und der Oxide zu finden. FINK erklärte schon 1929 in seiner ersten Veröffentlichung die Erscheinungen der Riffelbildung bei Schienen durch die gerade neu entdeckte Oxidationskomponente des Verschleißes [FINK1929]. Er führte hierzu interessante Versuche auf der Amsler Zwei-Scheiben- Prüfmaschine durch. Hierbei beobachtete er, dass zunächst auf den Prüfrollen ein oxydischer Belag mit den für dünne Filme charakteristischen Anlauffarben entstand, der mit zunehmender Filmdicke immer dunkler wurde. Solange dieser Oxidfilm, der zunächst sehr stabil und nach FINK durch chemische und mechanische Verklamme- <?page no="52"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 40 rung fest mit der Oberfläche verbunden ist, die Skala der Anlauffarben durchläuft, steigt die Reibung ständig an. Das Loslösen von oxidierten Verschleißpartikeln ist dann mit einer gleichzeitigen Abnahme des Reibungsmomentes verbunden. FINK beobachtete hierbei eine messbare Durchmesservergrößerung der Rollen, chemisch bedingt durch das Herauswachsen des oxydischen Films aus der Metalloberfläche sowie eine Sauerstoffaufnahme im Metallgitter und dadurch eine wägbare Gewichtszunahme der Rollen, solange der Oxidfilm glänzend und geschlossen ist. Demnach ist seiner Meinung nach die Theorie von TOMLINSON widerlegt, dass sich atomare bzw. molekulare Metallteilchen aus dem Oberflächenverband loslösen und anschließend sofort oxidieren. Er glaubte zudem, dass die Laufflächen durch die plastische Verformung chemisch aktiviert werden und dass die lokale Temperaturerhöhung infolge der Beanspruchung die Oxidation nicht wesentlich beeinflusst. Zur Erklärung seiner Theorie führte FINK das Ende des 19. Jahrhunderts formulierte Prinzip von LE CHATELIER und FERDINAND BRAUN („Prinzip vom kleinsten Zwang“) an, wonach unter Druck eine Reaktion der beiden Grenzflächen Metall und Gas zur Bildung fester Oxide führt. Nach dieser Theorie ist also die Oxidation eine primäre Erscheinung und der Verschleiß eine Sekundärfolge. Die Loslösung multimolekularer Teilchen geschieht erst später beim Nachlassen des Kontaktdruckes und bei der Rückbildung (chemische Reduktion) der Oxidschicht [FINK1929, FINK1953, FINK1957]. In den 1940-er und 1950-er Jahren konzentrierten sich die Forscher vorwiegend mit den beim Fretting wirkenden Schädigungsmechanismen. 1941 erkannte DAVIES als erster, dass Passungsrost auch einen negativen Einfluss auf die Dauerfestigkeit von Werkstoffen hat [DAVI1941]. Er untersuchte Stahlproben und fand eine Reduzierung der Dauerfestigkeit um ca. 15 %. Einige Jahre später stellte MC DOWELL eine sogar deutlich größere Abnahme um den Faktor 2 bis 5 fest [MCDO1954]. Der von TOMLINSON angegebene kritische Wert für die Relativbewegung wurde später durch Versuche von SAKMANN und RIGHTMIRE [SAKM1948] sowie von MASON und WHITE [MASO1952] bestätigt. Die Tatsache, dass Schlupf von so geringem Ausmaß Reiboxidation verursachen kann, bestärkte TOMLINSONS ursprüngliche Hypothese der molekularen Interaktion. Diese These schließt aber nicht aus, dass zusätzlich eine besondere Art der Oberflächenermüdung für das Loslösen winziger Metallteilchen verantwortlich ist. TOMLINSON, MASON und WHITE stellten auch fest, dass es oszillierende Tangentialkräfte gibt, die noch nicht die nötige Größe haben, um ein allgemeines (makroskopisches) Gleiten zu verursachen. Dies bedeutet, dass die Bewegungen im Bereich der Oberflächenelastizität der oszillierenden Teile vor sich gehen und dass der Abrieb bzw. die Loslösung kleinster monobzw. multimolekularer Verschleißteilchen einem Ermüdungsvorgang gleichkommt. In den Kraft-Zeit-Diagrammen von MASON und WHITE [MASO1952] erkennt man deutlich die kritische Amplitude der Schwingbewegung. Unterhalb dieser kritischen Größe findet man reine Sinusschwingungen, d. h. in diesem Bereich erfolgt lediglich eine rein elastische Verformung des Gesamtsystems, so dass kein Gleitverschleiß auftreten kann. Wird die Amplitude vergrößert, dann wird die Tangentialkraft so groß, dass die Haftreibung überwunden wird und es zu einer Gleitbewegung kommt. Die kritische Verschiebung, ab der es zu Schlupf kommt, ist von der Normalkraft, der Schubfestigkeit und der Poisson'schen Konstanten des Materials sowie von den Krümmungsverhältnissen der Oberflächen und der <?page no="53"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 41 Reibungszahl abhängig. Dieser Ansatz ist äußerst interessant und wird in der Erklärung der Effekte bei Stillstandsmarkierungen eine entscheidende Rolle spielen. Die vielleicht wichtigste Arbeit zur mathematischen Beschreibung des Fretting Kontaktes sowie der Einflussfaktoren stammt aus dem Jahr 1949 [MIND1949]. Er präsentierte auf der Tagung “National Meeting of the Applied Mechanics Division” in Chicago 1948 erstmals eine Erklärung für die in einem elastischen Punktkontakt auftretenden Mikrogleitbewegungen beim Vorhandensein von Tangentialkräften. Bis zu diesem Zeitpunkt ging man davon aus, dass es bei der elastischen Verformung zweier in Normal- und Tangentialrichtung belasteter Körper im Punktkontakt keine Gleitbewegung in der Kontaktzone gibt, wenn diese nicht makroskopisch erkennbar ist, d.h. der komplette Körper makroskopisch gleitet. Man dachte, dass die Oberflächen lediglich wie in der Hertzschen Theorie beschrieben verformt werden. MINDLIN zeigt mathematisch, dass dies im realen Fall aufgrund der Querkontraktion (Poissonzahl > 0) nicht stimmt. Er leitet basierend auf den bekannten Hertzschen Formeln die wirkenden Kräfte her. Die mathematischen Gleichungen zeigen, dass die Traktionskraft zum Rand des Kontaktes hin stark ansteigt und an der Kante theoretisch unendlich groß wird. Da die Traktionskraft aber nie größer als das Produkt aus Reibungskoeffizient und Normalkraft sein kann, muss es zum lokalen Gleiten kommen. Dieses Gleiten beginnt am Rand des Kontaktes und wandert so lange nach innen bis die Traktionskraft kleiner als die lokal wirkende Haftreibung ist. Dort kommt das Mikrogleitsystem zum Erliegen. Dieser Effekt ist bei einer Poissonzahl von 0 nicht vorhanden und gewinnt an Bedeutung mit größer werdender Poissonzahl und steigendem Verhältnis zwischen den Ellipsenhalbachsen a und b. In einer weiteren Veröffentlichung leiten MINDLIN und DERESIEWICZ mathematisch den Einfluss verschiedener Lastszenarien auf den Reibkontakt her [MIND1953]. Hierzu untersuchen die beiden zuerst drei einfache Lastszenarien. In diesen bleibt die Normalkraft konstant: Im Fall 1 wird die Tangentialkraft linear gesteigert; im Fall 2 linear reduziert. Im Fall 3 oszilliert die Normalkraft. Gerade dieser dritte Fall spiegelt die Gegebenheiten im Fall der Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern relativ gut wieder. Aufbauend auf diesen drei einfachen Lastfällen stellen die Forscher sechs Regeln für die allgemeine Betrachtung dieses mechanischen Kontaktmodells auf. Anschließend betrachten sie komplexere Lastfälle mit variabler Normal- und Tangentialkraft. Sie leiten die Formeln für verschiedenste Lastfälle her. Experimentell können sie zeigen, dass die theoretisch ermittelten Werte plausibel sind. MINDLIN war somit der erste Forscher der erkannte, dass es in der Kontaktstelle zur Ausbildung von Haft- und Gleitbereichen kommt. Auf diesen Effekt wird später noch näher eingegangen, da er für das Verständnis der Vorgänge bei Stillstandsmarkierungen von großer Bedeutung ist. Er stellte eine Formel auf, anhand der die minimale Schwingweite, ab der es zu Fretting-Erscheinungen kommen kann, berechenbar ist (Formel 1): <?page no="54"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 42 Formel 1: ] ) 1 ( 1 [ 3 / 2 μP T μP a mit a: Außendurchmesser des Kontaktes; E: E-Modul; : Poissonzahl; P: Normalkraft; μ: Haftreibwert; T: Tangentialkraft (T<μP) Abbildung 26: Mikrogleiten im normal belasteten Punktkontakt mit angreifender Tangentialkraft; in Anlehnung an [MIND1949] Auch neue Veröffentlichungen wie [SHAP2004] sowie Standardwerke im Bereich der Kontaktmechanik [JOHN2003] beziehen sich immer noch auf die Grundlagen, die MINDLIN und DERESIEWICZ hergeleitet haben. GODFREY vertrat die Meinung, dass Fretting-Verschleiß aufgrund von adhäsiven Effekten zwischen den kontaktierenden Oberflächen entsteht [GODF1950]. Die Verschleißpartikel werden aus der Reibstelle ausgetragen und reagieren erst im Anschluss mit dem Umgebungsmedium. Dies entspricht im Großen und Ganzen der Theorie von TOMLINSON. Auch FENG und RIGHTMIRE halten die Adhäsion für den Hauptgrund für die Verschleißentstehung [FENG1953]. In einer Übergangsperiode kommt es anschließend zur Agglomeration von Verschleißpartikeln, zur Oxidation und abschließend zu abrasivem Verschleiß. Dass eine Zerstörung als Folge von Vibrationsbewegungen an jeder Körperoberfläche beobachtet werden kann, ganz gleich ob metallisch oder nichtmetallisch, zeigen die Versuche von GODFREY mit nicht oxidierenden Werkstoffen, wie Platin, Glas, Quarz, Rubin und Glimmer. Die Schädigung <?page no="55"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 43 findet also in zwei Stufen statt: Loslösen von sehr feinen Frischmaterial-Partikeln durch adhäsive Effekte und Oxidation des Abriebes. Wesentlich ist demnach die Adhäsion der Oberflächenmoleküle infolge freier, unabgesättigter Restvalenzen. Man spricht hier daher von einer elektro-physikalischen Betrachtungsweise des Verschleißvorganges. Selbst wenn man die Korrosionsphase vermeiden kann, kommt es somit zu einem Loslösen von Teilchen und damit zu Verschleiß. Daraus erklärt sich auch die Tatsache, dass die Entstehung von Reiboxidationsprodukten bei Grundmetallen geringer ist, wenn der Sauerstoffgehalt in der Umgebung nahezu Null ist. Eine messbzw. wägbare Zerstörung durch Reiboxidation wird jedoch auch hierbei festgestellt. MC DOWELL et al [DOWE1954] kombinieren vorherige Thesen und erklären den Vorgang der Reiboxidation durch zwei Faktoren, einen chemischen und einen mechanischen: Der chemische Faktor ist bedingt durch die Rauheitsspitzen, die in die Gegenkörperoberfläche fortlaufend Spuren „blanken" Metalls ritzen. An diesen Stellen wird der Sauerstoff der Atmosphäre sehr schnell adsorbiert bzw. das Metall oxidieren. Der mechanische Faktor beruht auf der Schubkraft oder einer Kaltverschweißung mit anschließendem Bruch der metallischen Kontakte (Mikroverschweißungen). Die so entstehenden Teilchen wiederum verwandeln sich durch sekundäre Reibung in Metalloxid. Für eine sinusförmige Bewegung zwischen den Kontaktflächen fanden sie für die Reiboxidation eine Gleichung, die proportional der Lastwechselzahl, der Belastung, dem Schlupf und dem reziproken Wert der Frequenz ist. Diese Gleichung besagt, dass die Reiboxidation einer hyperbolischen Frequenzfunktion folgt, sich parabolisch mit der Belastung und linear mit der Lastwechselzahl und dem Schlupf ändert. Diese Erklärung basiert dabei teilweise auch auf TOMLINSONS Theorie, da beim Losreißen mikroskopisch kleiner Teilchen die molekulare Kohäsion des Materials überwunden werden muss. Versuche von PARKER und HATCH [PARK1950] stützen die Kaltverfestigungstheorie. MASON und WHITE sehen beim Abbrechen der kaltverfestigten Stellen auch noch eine spezielle Art von Materialermüdung [MA- SO1952]. FENNER und FIELD konzentrierten sich 1958 wieder vermehrt auf die Reduzierung der Dauerfestigkeit infolge Fretting. Sie zeigten, dass Passungsrost die Rissentstehung begünstigt [FENN1958]. Auch ODING und IVANOVA entdeckten bei ihren Versuchen Risse unterhalb der Oberfläche [ODIN1959]. Sie waren der Meinung, dass der Verschleiß auf thermoelektrische Effekte zurückzuführen ist, die elektro-erosiven Einfluss auf die Oberfläche nehmen. Auch SUH erkannte Risse innerhalb der geschädigten Oberfläche. Er machte allerdings Delaminationseffekte für die Entstehung verantwortlich, die an Versetzungen und Fehlstellen unterhalb der Oberfläche starten und dann ab einer kritischen Länge zur Loslösung von 0,1 bis 20 μm dünnen Plättchen führen [SUH1973]. Eine ähnliche Meinung vertraten WATERHOUSE und TAY- LOR, die die Dicke dieser Plättchen mit 1,3 bis 3,5 μm angeben [WATE1974]. Diese Theorien können allerdings nur bei niedrigen Energieeintrag gültig sein, wo Diffusions- und Phasentransformations-Prozessen noch keinen Einfluss auf den Verschleiß haben. Die losgelösten Partikel werden im weiteren Verlauf der Beanspruchung in der Kontaktstelle zermahlen, so dass immer feinerer Abrieb mit einem immer höheren Oxidanteil entsteht. WATERHOUSE und TAYLOR unterteilen den Schwingverschleiß in zwei Entwicklungsstufen: In einer ersten dominiert Adhäsionsverschleiß. Der Verschleiß ist daher bei edlen Metallen und in inerter Umgebung höher. Im wei- <?page no="56"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 44 teren Verlauf glätten sich die Oberflächen immer mehr ein und es kommt verstärkt zur Delamination plättchenförmiger Partikel. Nachdem sich die Fretting-Forschung bis in die 1970-er Jahre eher mit Grundlagen beschäftigt hat, erkennt man ab diesem Zeitpunkt eine gewisse Konzentration auf individuelle Fragestellungen sowie zwei spezielle Anwendungsgebiete: die Elektrotechnik mit Ihren Steckverbindern sowie die Turbinentechnik, in der vorwiegend der Einfluss von Passungsrost auf die Dauerfestigkeit untersucht wurde. Daraus ergibt sich, dass die Untersuchungen ab diesem Zeitpunkt eher mit für den allgemeinen Maschinenbau unüblichen Werkstoffen oder Beschichtungen durchgeführt wurden. In der Elektrotechnik sind dies vorwiegen Platierungselemente wie Gold, Silber und Zinn sowie Kupfer als Grundmaterial. In der Turbinentechnik handelt es sich fast ausnahmslos um komplexe Titanlegierungen. Diese Untersuchungen waren getrieben von relativ großen technischen Problemen verbunden mit wirtschaftlichen Schäden in den beiden genannten Bereichen. Für das Thema False-Brinelling bei Wälzlagern sind diese Arbeiten in aller Regel nicht ganz so interessant. Unter dem zunehmenden Druck aus der Industrie, das Thema „Fretting“ wissenschaftlich zu betrachten, entschloss sich das ASTM Komitee E-9 im Jahre 1988 dazu, eine spezielle Arbeitsgruppe einzurichten. Im Jahr 1990 fand ein großes Fretting- Symposium in San Antonio statt, bei dem der aktuelle Stand der Wissenschaft präsentiert wurde [ATTI1992]. Bereits Anfang der 1970-er Jahre nutzten WATERHOUSE und TAYLOR die neuen Möglichkeiten der hochauflösenden Rasterelektronenmikroskopie [WATE1974], um die Verschleißerscheinungen beim Fretting detailliert zu untersuchen. Sie konnten so in der Anfangsphase sowohl Adhäsionsprozesse als auch Delaminationsprozesse nachweisen. In einer 1975 erschienenen Veröffentlichung [WATE1975] berichtet WATERHOUSE von Rissen an der Schnittstelle zwischen Haft- und Gleitzone. Zur Erklärung führt er die theoretischen und experimentellen Untersuchungen von MINDLIN an [MIND1949]. Die Rissansätze führen zu einer Abnahme der Dauerfestigkeit um den Faktor 3 bis 6, je nachdem, wie kerbempfindlich ein Werkstoff ist. WA- TERHOUSE sieht in den Rissen die größte Gefahr für die Dauerfestigkeit von Bauteilen. Oxidations- und Verschleißprodukte wirken sich nach seinen Angaben eher günstig aus, da sie wie ein Zwischenstoff wirken, Adhäsion verhindern können und oberflächennahe Rissansätze aufgrund der abrasiven Wirkung der Partikel abgetragen werden. WATERHOUSE widerspricht vorangegangenen Untersuchungen, die thermische Effekte im Frettingkontakt als unbedeutend ansahen. Mit Hilfe von kristallografischen Untersuchungen mittels EBSD (engl: Electron backscatter diffraction) kann er nachweisen, dass an einzelnen Fretting-Kontakten Temperaturen bis zu ca. 500°C aufgetreten sind. Damit bestätigt er Arbeiten von ALYABEV et al [ALYA1970] die Temperaturspitzen bis 800°C maßen. Werkstoffe die gute Dämpfungseigenschaften besitzen sind lt. WATERHOUSE unempfindlicher gegen Schwingverschleiß, da sie die zugeführte Energie abbauen können, ohne dass es zu Rissen kommt. Ebenso wirkt es sich günstig aus, die Kontaktfläche zu verkleinern, obwohl dadurch die maximale und mittlere Pressung ansteigt. Dieser Ansatz wird von VINGSBO und SÖDERGARD mit ihren „Fretting maps“ in den 1980-er Jahren weiterverfolgt. <?page no="57"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 45 Auch SPROLES und DUQUETTE sahen in der Delamination den Hauptgrund für den Verschleiß [SPRO1978]. Hinzu kommt das Freilegen von blankem Metall, die nachfolgende Oxidation und anschließend wiederum das Abschaben des Oxidfilms. GODET vertrat wie bereits WATERHOUSE die Meinung, dass die Verschleißpartikel und Oxide als dritter Körper zu betrachten sind [GODE1988]. Dieser dritte Körper kann abrasiv wirken und so den Materialabtrag verstärken. Er kann aber auch als trennender und schützender Zwischenkörper betrachtet werden. Die Partikel können sich in Abhängigkeit der Randbedingungen stark unterschiedlich verhalten: So können sie sich elastisch verformen, brechen, geschert werden oder rollen. Eine bedeutende Arbeit wurde 1988 von VINGSBO und SÖDERBERG veröffentlicht [VING1988]. Mit Hilfe sogenannter „fretting maps“ versuchen die beiden Forscher erstmals die schädigende Wirkung bestimmter Beanspruchungsparameter in der Praxis vorherzusagen. Diese experimentell ermittelten Diagramme basieren auf der Aufnahme der Schwingweges (engl.: displacement - d) über der Tangentialkraft (engl.: tangential force - T) für verschiedene Randbedingungen (üblicherweise Schwingweite und Normalkraft N). Die Auswertung der T-d-Kurven erlaubt es dann, für eine bestimmte praktische Anwendung, den vermutlich dominanten Schädigungsmechanismen zu ermitteln. Dieser Ansatz basiert auf der theoretischen Untersuchung von MINDLIN, der die einzelnen Gleitweg-Bereiche und ihre typischen Schädigungen klar voneinander abgrenzt. Im „stick regime“ kommt es nur zu sehr geringen Oberflächenveränderungen infolge von Oxidation und Verschleiß an einzelnen Mikrokontakten. Im „partial slip regime“ (PSR) beobachtet man moderate Verschleißraten aber starke Oxidationsprozesse und ein deutliches Risswachstum, das letztendlich zu einer Reduzierung der Dauerfestigkeit führt. Im „gross slip regime“ (GSR) schließlich kommt es zu starkem Verschleiß mit nachfolgender Oxidation. Risse treten in diesem Gleitbereich nahezu nicht auf. Bei Schwingweiten über 300 μm sprechen die beiden Forscher von oszillierendem Gleitverschleiß und nicht mehr von „fretting“. Bei kleinen Schwingweiten kommt es lediglich an vereinzelten Mikrokontakten zu Adhäsionserscheinungen. Die T-d-Kurve entspricht der Elastizitätsgeraden des Systems (Abbildung 27). Es kommt nicht zum makroskopischen Gleiten. Bei mittleren Schwingweiten erkennt man eine zentrale Haftzone mit einer ringförmigen Gleitzone. Die elastische Schubbeanspruchung geht lokal in eine plastische über. Neben den Mikrokontakten wird auch das Grundmaterial geschädigt. Schubspannungen bauen sich durch lokales Gleiten ab. Am Übergang zwischen Haft- und Gleitzone kommt es zur Rissbildung. Diese verlaufen bei Stahlproben ungefähr in einem Winkel von 45° und haben typischerweise eine Länge von ca. 10 bis 40 μm. Die Verschleißpartikel sammeln sich aufgrund der geringen Schwingweite in der Kontaktstelle und werden dort zermahlen. Zusätzlich oxidieren die kleinen Partikel beim Kontakt mit Sauerstoff. Dies führt im weiteren Schadensverlauf zu starkem abrasiven Verschleiß. Bei größeren Schwingweiten erkennt man in den T-d-Diagrammen den Übergang von der Haft- <?page no="58"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 46 in die Gleitreibung. Sämtliche Mikrokontakte der Kontaktstelle werden bei jedem Zyklus zueinander verschoben. Es kommt zu „üblichem“ Gleitverschleiß infolge von Delamination und Mikroverschweißungen mit nachfolgender Oxidation der Verschleißpartikel bei ausreichendem Sauerstoffangebot. Abbildung 27: T-d-Diagramme bei unterschiedlichen Schwingweiten. (A) rein elastisch (Haften); (B) partielles Gleiten; (C) Gleiten [in Anlehnung an VING1988] Die „fretting maps“ können helfen abzuschätzen, ob es möglich ist, ein tribologisches System durch gezielte Veränderung der Beanspruchungsgrößen (vorwiegend Normalkraft oder Schwingweite) so zu verändern, dass ein für die Anwendung günstigerer Verschleißbereich erreicht wird. Obwohl sich dieser Ansatz auf rein translatorische, oszillierende Gleitbewegungen bezieht, ist er doch eine gute Basis für die Betrachtung von Wälzkörpern in einem Lager, das nur kleinen Schwenkbewegungen oder axialen Pulsationen ausgesetzt ist. Abbildung 28: Beispiel einer typischen "fretting map" (in Anlehnung an [VING1988]) <?page no="59"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 47 Abbildung 29: Verschleißrate und Schwingfestigkeit in Abhängigkeit der Schwingweite (in Anlehnung an [VING1988]) Eine Erklärung für die Abnahme der Schwingfestigkeit in Abhängigkeit der Normalkraft liefern die analytische Betrachtung von NISHIOKA und HIRAKAWA [NISH1972] sowie die experimentellen Untersuchungen von GAUL und DUQUETTE [GAUL1980]. Diese zeigen eine Abnahme der zum Risswachstum führenden kritischen Spannungen mit steigender Normalkraft bei gleichbleibender Schwingweite infolge der Verschiebung zum Haftbereich (engl.: stick regime). Eine weitere grundlagenorientierte Arbeit ist die von HILL und NOVELL [HILL1994]. Die beiden Autoren nehmen Bezug auf die Arbeiten von Waterhouse 1981 und die großen Fachtagungen zum Thema Fretting in den Jahren 1992 (Veranstalter AT- TIA/ WATERHOUSE) und 1993 (Veranstalter LINDLEY). Viele Erklärungsansätze sind auch für das False-Brinelling-Thema höchst interessant und gültig: Zur wissenschaftlichen Betrachtung des Themas arbeiten die Autoren mit fünf vereinfachten idealen Kontakten. Die Autoren gehen auf die unterschiedlichen Effekte in Abhängigkeit der Kontaktform ein. Sie definieren Modellkontakte, wobei sie zur Vereinfachung in einem ersten Schritt von einem starren und einem elastischen Körper ausgehen. Innerhalb des Kontaktes gibt es aufgrund der Elastizität des Werkstoffs lokale Gleit-Bereiche und Haft-Bereiche (wie bereits von MINDLIN dargestellt). In Teilen der Hertzschen Kontaktfläche ist die wirkende Scherkraft zu klein, um die Haftreibung zu überwinden und echtes Gleiten auszulösen. In Abhängigkeit lokaler Reibungszahlen und Kräfte kommt es so zu Haft- und Gleit-Zonen. Diese speziellen Effekte sind typisch für die Fretting-Probleme. Bei makroskopischem Gleiten (engl.: gross sliding) kommt es demnach nicht zu Fretting-Erscheinungen. <?page no="60"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 48 HILLS und NOVELL weisen darauf hin, dass bereits bei einfachen Kontakten FEM- Simulationen höchst schwierig sind, da lokale Effekte wie örtlich unterschiedliche Elastizitäten, Bereiche mit Stick und mit Slip usw. häufig nicht bekannt sind und falls bekannt -nur schwer zu modellieren sind. Am Beispiel zweier kontaktierender Zylinder wird das Auftreten dieser Zonen mathematisch und tribologisch hergeleitet. Hierbei werden die mathematischen Ansätze von MINDLIN berücksichtigt. Die Autoren zeigen, dass es aufgrund unterschiedlicher E-Moduli auch bei nur normal (senkrecht) belasteten Kontakten zu Querkräften und damit zum Fretting kommen kann. Es kommt zu einer zeitlichen Verschiebung zwischen Schertraktion und Relativverschiebung. Numerische Lösungen werden aufbauend auf einfachen Kontaktmodellen entwickelt. Dieser Fall beschreibt ansatzweise die pulsierende Belastung eines Wälzlagers mit sich vergrößernden und verkleinernden Hertzschen Kontaktflächen. HILL und NOVELL geben zu bedenken, dass eine reale Oberfläche äußerst inhomogen ist. Zum einen gibt es lokale Belegungen (Kontaminationen) und Reaktionen mit dem Umgebungsmedium. Zum anderen haben die Herstellung und Fertigung der Bauteile Einfluss auf die Oberflächen und erzeugen inhomogene Bereiche. Werden nun zwei solcher Oberflächen zusammengeführt potenzieren sich die Variationen. Es wird gezeigt, dass sich die Reibungszahlen im Kontakt über der Versuchsdauer ständig ändern können. In den weiteren Kapiteln wird auf komplexere Geometrien eingegangen. Auch der Einfluss der Rauigkeit wird aufbauend auf einfachen Modellen zusätzlich betrachtet. Hier zeigen die Autoren theoretische Möglichkeiten auf, die Spannungszustände, die Reibung oder die Mikrokontakte (Rauheit) durch Oberflächenmodifikation positiv zu beeinflussen. Es werden Formeln diskutiert, mit denen die Rissentstehung und das Risswachstum anhand der wirkenden Spannungen beschrieben werden können [siehe auch HILL1992]. Dabei werden die Untersuchungen von WÖHLER zur Schwingfestigkeit und Dauerfestigkeit als Basis herangezogen. Ansätze der Kontaktmechanik und Rissmechanik werden kombiniert. Dabei zeigt sich, dass es auch innerhalb des Risses zu Bereichen mit Stick und mit Slip kommen kann. Die vorgestellten Simulationsrechnungen scheinen aus heutiger Sicht stark vereinfacht und abstrahiert. HILL und NOVELL zeigen, dass Risse bei bestimmten Randbedingungen nicht weiter wachsen, und es daher nicht zu katastrophalen Ausbrüchen kommt („crack arrest“). Sie unterscheiden die Phasen der Rissentstehung und die des Risswachstums. Das Risswachstum lässt sich dabei deutlich besser berechnen und vorhersagen als die Rissentstehung. Die Autoren betrachten den Einfluss der Schwingamplitude unter Berücksichtigung der Arbeiten von NISHIOKA und HIRAKAWA [NISH1972] und VINGSBO und SÖDERBERG [VING1988; VING1992], bei denen der Verschleiß beim reinen Gleiten deutlich über dem bei partiellem Gleiten liegt. Direkt im Übergang stellt sich allerdings die geringste Ermüdungslebensdauer ein (siehe Abbildung 29). Dies erklären sie damit, dass Abrasivverschleiß Rissansätze entfernen kann. Dies korreliert mit zahlreichen Untersuchungen zum Rad-Schiene-Verschleiß am Kompetenzzentrum Tribologie [GREB2001]. <?page no="61"?> 4.2 Zusammenhang zwischen Stillstandsmarkierungen und tribochemischer Reaktion 49 Rauheitshügel wirken lokal spannungserhöhend. Bei der Oszillationsbewegung erzeugt jeder Kontakt von solchen Rauheitshügeln eine zusätzliche dynamische Belastung. Je nach Schwingweite ist diese Beanspruchung unterschiedlich hoch. Zusammenfassend müssen die Autoren aber eingestehen, dass die im Fretting- Kontakt ablaufenden Prozesse noch nicht vollständig verstanden werden, auch wenn zahlreiche Teilaspekte in Ihrer Arbeit beleuchtet werden konnten. Eine der jüngsten Arbeiten zum Thema Fretting stammt von den koreanischen Forschern JEONG, YONG und LEE. Die Forscher haben in Ihrer Arbeit den Einfluss verschiedener Beanspruchungskollektive auf die Bildung von Passungsrost bei Stahl-Stahl-Paarungen im Modelsystem Kugel-Platte untersucht [JEON2007]. Die Interpretation ihrer Arbeit basiert dabei auf der von MINDLIN sowie VINGSBO und SÖDERBERG vorgeschlagenen Dreiteilung in makroskopisches Gleiten („grossslip“), gemischtes Gleiten („mixed-slip“) und partiellem Gleiten („partial-slip“). Passungsrost tritt nach Ihrer Aussagen auf, wenn das System vom reinen Gleiten in das gemischte Gleiten übergeht und damit einhergehend Stick-Slip-Effekte den Reibkontakt lokal beeinflussen. Als Bewertungskriterium schlagen JEONG und seine Kollegen die Phasenverschiebung zwischen Reibkraft und Relativbewegung vor, die sie in Abhängigkeit der Normalkraft für verschiedene Lasten bestimmt haben. Die Markierungen bei partiellem oder gemischtem Gleiten sehen dabei den False- Brinelling-Markierungen ähnlich, die im Rahmen des Forschungsprojektes an der Hochschule Mannheim erzeugt wurden. Auch bei diesem Schwingreibverschleißtest kommt es aufgrund der speziellen Pressungsverteilung im Punktkontakt und Unterschieden in der lokal wirkenden Reibkraft zu partiellem Gleiten in Bereichen, wo die Kraft die Haftreibung überschreitet. Aufgrund der punktsymmetrischen Pressungsverteilung bildet sich ein Ring aus, in dem es zum Mikrogleiten kommt während der innere Bereich noch haftet. Die Mikroskopbilder zeigen aber, dass der gesamte äußere Ring durch Gleitverschleiß geschädigt wird. Hier unterscheiden sich die Ergebnisse von den False-Brinelling-Versuchen bei denen aufgrund der Wälzbewegung unterschiedliche Verschleißmechanismen wirken (siehe Kapitel 9). Die Ergebnisse dieser Fretting-Tests beschreiben also nur einen Teil der Im Wälzlager unter Stillstandsbedingungen ablaufenden Verschleißerscheinungen. 4.2.2 Theorien zur Rissentstehung und -ausbreitung bei Schwingbelastung 4.2.2.1 Ansätze basierend auf experimentellen Untersuchungen Neben dem Effekt der Oxidbildung fanden mehrere Forscher schon relativ früh Risse in der Oberfläche von dem Schwingverschleiß ausgesetzten Proben (siehe vorheriges Kapitel). Diese führen zu einer Reduzierung der Dauerfestigkeit. Bezüglich der Entstehung der Risse gibt es zwei unterschiedliche Theorien: Eine geht davon aus, dass die Kerbwirkung der Oberflächenrauigkeiten Ausgangspunkt der Risse ist [z.B. HOEP1971; COLL1972; KOVA1981]. Die andere Theorie basiert auf einer lokalen Überlastung der Oberfläche infolge örtlich und zeitlich wechselnden Spannungen z.B. aufgrund kontaktierender Rauheitsspitzen oder harter Partikel im Kontakt in Kombination mit der an einzelnen Kontaktpunkten lokal angreifenden schwingenden <?page no="62"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 50 Reibkraft [NISH1972; ENDO1980; NOWE1987]. Im Reibbzw. Wälzkontakt werden vermutlich beide Mechanismen wirken. Es ist daher in der Praxis nicht unbedingt notwendig, beide Theorien isoliert zu betrachten. Lediglich für die Berechnung und Simulation macht es Sinn, die Mechanismen klar zu trennen, um dann mit geeigneten Teilmodellen arbeiten zu können. 4.2.2.2 Mathematisch-theoretische Ansätze auf Basis der Kontaktmechanik Eine der umfangreichsten Arbeiten zur Kontaktmechanik von kontraformen Kontakten unter mehraxialen Spannungszuständen stammt von JOHNSON [JOHN2003]. In seinem 451 Seiten umfassenden Werk beschreibt er den kontraformen Kontakt unter allen erdenklichen Belastungsszenarien. Diese Arbeit ist daher auch heute noch das Standardwerk auf diesem Gebiet. Die Herleitung der Spannungszustände beginnt mit der Hertzschen Theorie [HERT1882], die lediglich Normalkräfte berücksichtigt und auch ansonsten einige vereinfachende Annahmen enthält. Im nächsten Schritt beschreibt er die Pionierarbeiten von MINDLIN [MIND1949] und TABOR [TABO1955 und TABO1975], die die Basis aller Untersuchungen von JOHNSON darstellen. Im frühen Stadium der Rissentstehung verlaufen die Risse üblicherweise schräg zur Oberfläche. Dies lässt sich durch die kombiniert wirkende Tangential- und Normalkraft erklären. Später drehen sie in Richtung der Senkrechten, da die Tangentialkraft in der Tiefe vernachlässigbar klein wird. Für die Simulation der Rissausbreitung müssen die Spannungszustände infolge der Reib- und Normalkraft sowie die lokale Einleitung dieser Kräfte über die wahren Kontaktflächen bekannt sein. Da diese bei realen Oberflächen leider nicht bekannt sind, müssen die Kontakte durch einfache mathematische Modelle vorgegebene werden. Unter Berücksichtigung der Spannungsintensitätsfaktoren K I, II und III lässt sich dann die Rissentstehung und -ausbreitung simulieren. In den letzten Jahrzehnten wurden hier mehrere Berechnungsansätze entwickelt. Im Vergleich mit experimentellen Ergebnisse zeigten sich aber immer wieder zum Teil deutliche Diskrepanzen [EDWA1981; HATT1984; NOWE1987; GHOS1988]. In den Anfangsjahren der Simulation mussten aufgrund der noch beschränkten Rechenleistung stark abstrahierte Systeme vorgegeben werden. Dank der riesigen Fortschritte in der EDV spielt heute die Rechnerleistung nicht mehr die Hauptrolle. Vielmehr haben die Wissenschaftler mit den zahlreichen Unbekannten zu kämpfen, die zudem noch zeitlich und örtlich variabel sind. Ob es tatsächlich in naher Zukunft gelingen wird, die Ausbildung der Mikrokontakte sowie der zahlreichen physikalischen und chemischen Effekte an diesen Kontakten zu berechnen, ist mehr als fraglich. Zumindest sind hierzu noch zahlreiche experimentelle Untersuchungen notwendig, die letztendlich die Basis für alle Computermodelle bilden. Im Kapitel 6 wird der aktuelle Stand im Bereich False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen zusammengefasst. <?page no="63"?> 4.3 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft 51 4.3 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft Ohne bereits auf Einzelheiten eingehen zu wollen, kann man feststellen, dass Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Marken durch das komplexe Zusammenspiel verschiedener Mechanismen in der Kontaktzone entstehen: Oszillationsbewegungen schieben den Schmierstoff mechanisch aus der mechanisch hoch belasteten Kontaktzone („Scheibenwischer-Effekt“). Dies führt zu Mangelschmierungserscheinungen und Grenzreibung. Mikrobewegungen innerhalb der Kontaktzone führen dazu, dass schützende Oxidschichten abgerieben werden und sich „blankes“ Metall berührt. Die Mikrobewegungen aktivieren die sich berührenden Rauheitsspitzen und lösen tribochemische Reaktionen („Fretting corrosion“) aus. Zusätzlich kommt es zur Zerrüttung der Oberflächen infolge wechselnder mechanischer Belastung und unstetigen Spannungs- und Gleitbedingungen in der Kontaktstelle. Die Folge sind Mikrorisse und das Risiko von frühzeitiger Pittingbildung im Normalbetrieb. Abschließend führen die entstehenden und nicht abtransportierten Verschleiß- und Reaktionsprodukte zu einer starken Abrasivbeanspruchung, was zu relativ tiefen Mulden führen kann („Rastmarken“). Abbildung 30: Entwicklung einer typischen Stillstandsmarkierung über die Schwingzyklenzahl Für eine ganze Reihe anderer Einflussfaktoren konnte innerhalb der Literaturrecherchen noch keine bestimmte Abhängigkeit gefunden werden, weil hierüber verhältnismäßig wenige Untersuchungen durchgeführt wurden und sich die Ergebnisse nicht immer decken. Bei geschmierten Versuchen kommt erschwerend hinzu, dass sich die Grundöle und Additivierungen in den letzten Jahren stark verändert haben, sodass die Ergebnisse z.B. für ein unlegiertes Mineralöl aufgrund unterschiedlicher Schwefelgehalte nicht direkt miteinander verglichen werden können. Des Weiteren <?page no="64"?> 4 Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik 52 müssen auch verschiedene Verschleißerscheinungen in Betracht gezogen werden, die sich gegenseitig überlagern und genaue Untersuchungen erschweren. Diese grundlegenden Mechanismen erscheinen auf den ersten Blick einleuchtend und einfach. Wie die weitere Arbeit aber zeigen wird, reichen diese einfachen Mechanismen nicht aus, alle Effekte zu erklären. Wie schwer die Lösung des Problems fällt zeigt die Tatsache, dass obwohl die Mechanismen plausibel und lösbar erscheinen, es bisher nicht gelungen ist, Schmierstoffe zur Vermeidung von Stillstands-Markierungen zu entwickeln. Vergleicht man beispielsweise die enorme Leistungssteigerung bei Hochdruckschmierfetten oder Getriebeölen im Laufe der letzten Jahrzehnte mit den eher marginalen Fortschritten bei der Bekämpfung von Stillstands- oder False-Brinelling-Markierungen, so erkennt man die Grenzen aller bisherigen Theorien und den hohen Forschungsbedarf. 4.3.1 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft bezüglich Schwingreibverschleiß (Fretting) Da ein Teil der Kontaktfläche zwischen Wälzkörper und Laufbahn Schwingbewegungen mit kleiner Amplitude ausgesetzt sind, macht es Sinn, auch den Stand der Wissenschaft hinsichtlich Schwingverschleiß (Fretting) zu betrachten. Fretting erzeugt zwei unterschiedliche Arten der Schädigung: zum einen die offensichtliche Beschädigung der Oberfläche durch Fresser, Verschleiß und Verschleißpartikel. Zum anderen führt Fretting auch zu einer deutlichen Reduzierung der Dauerfestigkeit infolge von Rissbildung. Die Verschleißpartikel, die beim Fretting entstehen sind bei atmosphärischen Umgebungsmedien stark oxidiert. Es bildet sich üblicherweise das rotbraune -Fe 2 O 3 (Hämatit). Die Partikelgröße ist in aller Regel sehr klein (<0,1 μm). Wie die Partikel aus der Oberfläche herausgelöst werden und wie sie oxidieren ist noch immer nicht endgültig geklärt. Grundsätzlich gibt es hierzu zwei Theorien. Die erste Theorie geht davon aus, dass Partikel zuerst aus der Oberfläche herausgelöst werden. Hierzu können molekulare Wechselwirkungen (TOMLINSON), adhäsive Effekte (Kaltverschweißung, lokale Fresser) oder Delaminationsprozesse verantwortlich gemacht werden. Erst im Anschluss oxidieren die relativ kleinen Teilchen aufgrund Ihrer im Vergleich zum Volumen sehr großen Oberfläche und der Reibenergie. Die zweite Theorie basiert auf einem umgekehrten Ansatz, d.h. die Oxidation findet zuerst statt und die oxidierte Oberfläche verschleißt aufgrund der geringeren inneren Stabilität und Scherfestigkeit erst in einem zweiten Schritt. Da die Frage offensichtlich nicht eindeutig zu klären ist gehen die meisten Wissenschaftler davon aus, dass drei Prozesse für die Verschleißentwicklung verantwortlich sind: Materialabtrag durch metallische Abrasionsprozesse des Gegenkörpers (Ritzen) oder durch lokale Verschweißungen (Adhäsion) Sofortige Oxidation der abgetragenen Metallpartikel und Abrasion durch diese harten Oxidpartikel Oxidation der Metalloberfläche und mechanischer Abtrag des Oxidationsfilms Je nach Randbedingungen wirken diese drei Mechanismen unterschiedliche stark. Auch wenn dieser Kompromiss in der Beschreibung der Prozesse auf den ersten <?page no="65"?> 4.3 Zusammenfassung des Standes der Wissenschaft 53 Blick unbefriedigend scheint, ist davon auszugehen, dass tatsächlich verschiedene Mechanismen wirken und es daher keine einheitliche Aussage geben kann. Nur so sind die zahlreichen, teilweise auch widersprüchlichen Beschreibungen erklärbar. Seit MINDLIN sind sich die meisten Forscher einig, dass es in Frettingkontakten zu Haft- (engl.: stick) und Mikrogleiteffekten (engl.: partial-slip) kommt. Ein Reibkontakt kann also makroskopisch stillstehen und trotzdem kommt es in der Kontaktfläche zu lokalen Gleitvorgängen und demnach zur tribologisch induzierten Schädigung. Diese Mikrogleitbewegungen in der Kontaktfläche sind von außen schwer erfassbar. Allgemein hat man sich aber darauf geeinigt, dass „Fretting corrosion“ nur bei Mikro- Gleitbewegungen auftritt. Größere Gleitbewegungen (engl.: gross slip) führen wiederum zu anderen Schädigungsmechanismen. Die Grenzen variieren je nach Wissenschaftler, zwischen wenigen Nanometern und etwas über 100 μm. Dies kann allerdings auch mit der Messungenauigkeit und den Problemen bei der Bestimmung des (lokalen) realen Gleitweges zusammenhängen. Außerdem spielt das Verhältnis Größe der Kontaktfläche zu Schwingweg eine Rolle. Häufig werden die Sollwerte für den Linearhub angegeben, ohne sicherzustellen, dass diese auch in der Kontaktzone „ankommen“. Aufgrund unvermeidlicher Elastizitäten im gesamten Versuchsaufbau und Antriebsstrang ist immer davon auszugehen, dass ein Teil der eingeleiteten Bewegung in den Elastizitäten verloren geht und die wahren Schwingweiten daher teilweise deutlich niedriger sind. Außerdem wird die Tangentialkraft in den seltensten Fällen in einer Ebene mit der Kontaktzone eingeleitet, so dass auch immer noch Drehmomente wirken. Gerade im Punktkontakt, der von vielen Forschern aufgrund der einfachen Realisierung favorisiert wird, kommt es so zu einer ungewollten und undefinierten Wälzbewegung. Dieser Fehler macht die Ergebnisse der Fretting-Tests aber wieder hoch interessant für die Betrachtungen des False-Brinelling-Effekts. Ungewollt sind vermutlich viele der Fretting-Tests eigentlich Wälztests zur Simulation von Stillstandsmarkierungen. Die Dauerfestigkeit nimmt bei durch Fretting angegriffenen Oberflächen infolge von Mikrorissen ab, die eine Kerbwirkung haben oder später zu größeren Rissen zusammenwachsen. Größere Gleitwege (gross slip) führen zu größeren Verschleißraten aber zu einem Abtragen der Risskeime und damit zu einer weniger starken Abnahme der Dauerfestigkeit. Die größte Abnahme der Dauerfestigkeit wird nach VINGSBO und SÖDERGARD dann beobachtet, wenn sich das System genau am Übergang zwischen partiellem Gleiten (partial slip) und makroskopischem Gleiten (gross slip) befindet. <?page no="66"?> 54 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik Die Mechanik und Dynamik des Kontaktes zwischen Wälzkörper und Laufbahn unter Schwingbelastung und Vibrationen ist höchst komplex. Im statischen Fall lässt sich ein solcher Kontakt mit Hilfe der Hertzschen Theorie noch relativ einfach berechnen. Kommen aber kleine Schwenkbewegungen oder in Richtung der Lauffläche gerichtete Normalkraftschwankungen hinzu, wird die Beschreibung deutlich schwieriger. Für den Lastfall des Wälzens konnten in der Literatur keine passenden Erklärungen oder Berechnungsansätze gefunden werden. Nachfolgend sollen daher verschiedene Einzelaspekte zuerst separat betrachtet werden. Diese sind mehr oder weniger ausführlich in der Literatur beschrieben. Schlussendlich wird dann versucht, die im Wälzkontakt herrschenden Bedingungen aus einer Überlagerung dieser verschiedenen Einzelmodelle abzuleiten. In diesem Buch soll das Verständnis für die wirkenden Kräfte, Spannungen und Wechselwirkungen im Mittelpunkt stehen und nicht die detaillierte mathematische Berechnung. Diese füllt mehrere Bücher und kann in den einschlägigen Standardwerken zur Kontaktmechanik nachgelesen werden. Hier empfehlen sich beispielsweise die Werke von JOHNSON [JOHN2003] und POPOV [POPO2009]. Nachfolgende Grafik stellt die für das Standardlager 51206 relevanten Größen zusammen. Diese Werte wurden für Beispielsrechnungen verwendet. Abbildung 31: Daten des Axial-Rillenkugellagers Typ 51206 5.1 Kontaktmodelle Im Kontakt zwischen Wälzkörper und Laufbahn kommt es durch die Normalkraft zur Annäherung von Grund- und Gegenkörper und zu Verformungen im Bereich der Kontaktzone. Zusätzlich bewirkt die Schwenkbewegung eine Tangentialkraft. Ist die eingeleitet Schwenkbewegung ausreichend groß, kommt es zum makroskopischen Wälzen, d.h. zu einer Kombination aus reinem Rollen und Gleiten. Aufgrund der elastischen Eigenschaften der Bauteile spielen sich auf mikroskopischer Ebene weitere, relativ komplexe Vorgänge innerhalb der Kontaktzone ab, die sich teilweise mit Effekten beim Schwingverschleiß (Fretting) vergleichen und erklären lassen. <?page no="67"?> 5.1 Kontaktmodelle 55 5.1.1 Statischer Fall (Hertzsche Beanspruchung) unter reiner Normalkraft Die Hertzschen Formeln, die jeder Maschinenbauingenieur während seines Studiums kennenlernt, gelten prinzipiell nur für idealisierte kontraforme Kontakte [HERT1881]. So müssen die Körper theoretisch rein elastisch, isotrop und homogen sein. Diese Annahmen können für die False-Brinelling-Betrachtung und Standard-Wälzlager aber durchaus als gültig angenommen werden. Ohne diese Annahmen würde die mathematische Beschreibung des Kontaktes extrem kompliziert. Selbst Fachbücher wie das umfangreiche Standardwerk von JOHNSON schließen diese Fälle in aller Regel aus [JOHN2003]. Des Weiteren werden Adhäsionskräfte nicht berücksichtigt. Die Adhäsion bezeichnet die wechselwirkenden Kräfte zwischen den Molekülen zweier verschiedener Oberflächen. Bis 1971 galt die Adhäsionstheorie separat zur Hertzschen Theorie und wurde erst durch JOHNSON, KENDAL und ROBERTS hinsichtlich der Grenzflächenenergie des elastischen Kontaktes an gekrümmten glatten Körpern analysiert. Diese Untersuchungen sind Basis der bis heute anerkannten JKR-Theorie [JOHN1971]. TABOR und FULLER zeigen, dass mit Zunahme der Oberflächenrauheit die Wirkung der Adhäsion bei Kontaktdeformation erheblich abnimmt. So wird nach TABOR die Adhäsion bei einem Mittenrauwert (R a ) von ca. 1 m für Van-der-Waals-Festkörper wie z.B. Gummi und für Hartstoffe wie z. B. Stahl bei R a ca. 5 nm vernachlässigbar klein [TABO1975]. Aufgrund der realen Rauigkeiten im Kontakt und antiadhäsiv wirkender Monolagen von Verunreinigungen auf den Oberflächen ist daher auch dieser Punkt bei Wälzlagern in erster Näherung vernachlässigbar. Im Laufe der Beanspruchung kommt es allerdings zu einer Einglättung und zu einem Abtrag passivierender Schichten, sodass dieser Punkt wieder an Bedeutung gewinnt, wie beispielsweise Untersuchungen zum Schwingverschleiß zeigen. Eine weitaus kritischere Beschränkung der Hertzschen Theorie ist, dass Tangentialkräfte und Reibungskräfte nicht berücksichtigt werden. Dies ist im dynamischen Fall nicht akzeptabel, so dass hier die klassischen Hertzschen Formeln selbst für eine grobe Näherung nicht mehr ausreichen. Abbildung 32: Darstellung der Spannungen im kontraformen Kontakt Mittels der in den Tabellenbüchern aufgeführten Näherungsformeln berechnet sich die maximale Pressung bei dem verwendeten Standardlager 51206 bei einer Normalkraft von 750 N pro Kugel auf ca. 1.660 N/ mm². Die Halbachsen der Kontaktellipse betragen a = 0,932 mm und b = 0,160 mm. FEM-Berechnungen mit ANSYS erge- <?page no="68"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 56 ben etwas niedrigere maximale Pressungen (1.432 N/ mm²). Weitergehende Berechnungen der Forscher aus Magdeburg finden sich im Kapitel 6. Abbildung 33: ANSYS- Netzstruktur des realen Kontaktes 5.1.2 Statischer Fall - Konstante Flächenlast mit konstanter Tangentialkraft Die extreme schädigende Wirkung kleiner Schwingwege im False-Brinelling Kontakt lässt sich durch die Studie verschiedener Kontaktmodelle abschätzen. JOHNSON leitete diese in seinem umfangreichen Standardwerk „Contact Mechanics“ ausführlich her [JOHN2003]. Er zeigt, dass im Falle einer konstanten Flächenlast mit überlagerter konstanter Tangentialkraft am Anfang und Ende der Kontaktfläche theoretisch unendlich große Spannungen entstehen (siehe Abbildung 34). Abbildung 34: Spannungsspitzen am Rande eines Klotzes der Länge 2a unter konstanter Normal- und Tangentialbelastung (in Anlehnung an [JOHN1985]) Da in der Realität keine unendlich großen Spannungen möglich sind, kommt es zwangsläufig zum Spannungsabbau durch partielles Gleiten. Diese Erkenntnis stammt bereits aus den 1950-er Jahren und wurde unabhängig von CATTANEO [CATT1938] und MINDLIN [MIND1949] hergeleitet. <?page no="69"?> 5.1 Kontaktmodelle 57 Um diesen Effekt mathematisch zu beschreiben, betrachtet JOHNSON verschiedene, relativ einfache Belastungsfälle. In einer ersten Falluntersuchung wird ein als unendlich steif betrachteter Stempel in eine elastische Oberfläche gedrückt. Untersucht werden die Spannungen mit und ohne partiellem Gleiten in der Kontaktzone sowie mit makroskopischem Gleiten des Stempels. Die Gleichungen für Spannungen und Verformungen löst JOHNSON wie die meisten Normal- und Tangentialkontaktprobleme mittels Superposition. Nach 2-dimensionalen Ansätzen weitet er die Gleichungen auf die dreidimensionale Betrachtung aus. In der Wälzlagerindustrie werden diese mathematischen Ansätze heute dazu genutzt, recht komplexe Rollen- und Laufbahnprofile zu entwickeln, die genau diese hohen Spannungen am Ende der Rolle vermeiden helfen. 5.1.3 Statischer Fall - Punktbzw. Linienkontakt mit konstanter Normalkraft und konstanter Tangentialkraft Betrachtet man zwei achsparallele Zylinder unter einer Normalkraft F N und mit überlagerter Querkraft Q unter der Annahme, dass diese Querkraft kleiner dem Produkt aus dem lokal wirksamen Reibwert μ und der lokal wirkenden Normalkraft p ist, so erkennt man, dass sich im Inneren der Kontaktfläche eine Haftzone ausbildet wohingegen der äußere Rand partiell gleitet (Abbildung 35), da die Schubspannung dort gegen unendlich strebt und die Pressung gegen Null geht. Die Haftbedingungen in der Nähe des Randes sind somit nicht erfüllt es kommt zum partiellen Gleiten. mit F T : Tangentialkraft; F N : Normalkraft; μ: Reibwert Abbildung 35: Stick und Slip- Zonen im Punktbzw. Linienkontakt [in Anlehnung an JOHN1985] Durch die Superposition zweier Spannungsverteilungen vom Hertzschen Typ lassen sich diese beiden Kontaktbedingungen erfüllen und berechnen. So berechnet sich das Verhältnis aus Haftzu Gleitzone folgendermaßen: <?page no="70"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 58 Standardmäßig ist das Verhältnis der halben Haftzonenbreite c zur Halbachse a 0,7 [JOHN1989]. 5.1.4 Dynamischer Fall - Punktbzw. Linienkontakt mit konstanter Normalkraft und sich verändernder Tangentialkraft Steigert man bei konstanter Normalkraft P die Querkraft Q langsam, wird die Haftzone immer kleiner. In dem Moment in dem Q größer als das Produkt μ mal P ist, kommt es zum makroskopischen Gleiten. Dreht man die Belastung um, d.h. die Querkraft wird wieder kleiner, so stellen sich andere Bedingungen ein. Die Herleitung ist nicht direkt umkehrbar. Gleiches gilt, wenn die Normalkraft zu oder abnimmt. Der Einfluss variabler Normal- und Tangentialkräfte wurde explizit in der Arbeit von MINDLIN und DERESIEWICZ [MIND1953] betrachtet. Diese Arbeit ist mathematisch allerdings sehr anspruchsvoll und schwer nachvollziehbar, da für heute unübliche Formelzeichen verwendet werden. Im Falle der Stillstandmarkierungen vereinfacht sich das mathematische Problem, da häufig die Normalkraft konstant ist und die Oszillationsbewegung tangential zur Oberfläche wirkt. JOHNSON zeigt, dass die Haftzone mit kleiner werdender Reibungszahl ebenfalls kleiner wird. Dies korreliert mit den experimentellen Ergebnissen des Kompetenzzentrums Tribologie zum Einfluss verschiedener Grundöle. Öle, deren gute „Schmierwirkung“ bekannt ist, wie z. B. Polyglykole und Ester, zeigen im Versuch deutlich kleinere Haftzonen (siehe auch Kapitel 11.2). Bei kleinerer Haftreibungszahl kann sich ein größerer Bereich der Kontaktstelle „entspannen“. Da die Reibungskräfte im Vergleich zu den Kräften in Normalrichtung verhältnismäßig klein sind, ist der Einfluss der inneren Spannungen gering. Sie haben aber einen großen Einfluss auf die Tangentialspannungen am Rand des Kontaktes. Da bei den meisten spröden Werkstoffen Druck- und Zugfestigkeit unterschiedlich groß sind, entstehen Risse üblicherweise eher beim Entlasten (Zugspannungen) als beim Belasten (Druckspannungen). Abbildung 36 zeigt die Haft- und Gleitbereiche, die Spannungen sowie die Tangentialverschiebung beim Be- und Entlasten mit einer Querkraft Q, welche kleiner als das Produkt μ mal P 0 ist. Formel 3 Formel 2 <?page no="71"?> 5.1 Kontaktmodelle 59 Abbildung 36: links: Spannungsverteilung im Punktkontakt bei oszillierender Querkraft zum Zeitpunkt A (Q=Q*), B (Q=0) und C (Q=-Q*); rechts: Zusammenhang Querkraft Q und Verschiebung zwischen Grund- und Gegenkörper [in Anlehnung an JOHN2003] Die erstmalige Beaufschlagung mit einer Querkraft (Kurve bzw. Punkt A) führt zu dem bekannten Mikro-Gleiten in einem Kreisring (Haftzone -c bis c). Reduziert man die Querkraft wieder (Kurve bzw. Punkt B), kommt es sofort zum partiellen Gleiten innerhalb der Kontaktzone. Im Bereich der vollständigen Entlastung B (Q=0) stellt sich eine größere Haftzone der Breite 2·c‘ ein. Im Punkt C herrschen wieder die gleichen Bedingungen wie im Punkt A, nur mit umgekehrten Vorzeichen. Die Fläche in der Hysterese-Schleife ist ein Maß für die während einer Oszillation die dissipierte Energie. 5.1.5 Dynamischer Fall - Rollen Nach dieser Betrachtung zur rein translatorischen Bewegung soll im nächsten Schritt das Rollen betrachtet werden. Infolge elastischer Verformungen der beteiligten Bauteile kann es hierbei auch zu Mikrogleitbewegungen in der Kontaktzone kommen. Voraussetzung hierfür ist, dass sich die elastischen Eigenschaften beider Körper unterscheiden. In diesem Fall bilden sich bereits beim freien Rollen Haft- und Gleitzonen innerhalb einer Kontaktzone aus. Dieser Effekt wurde bereits 1875 von REY- NOLDS beschrieben und mit Hilfe von Versuchen mit Gummi-Zylindern belegt. Da im Falle von Standardwälzlagern aber davon auszugehen ist, dass sich die elastischen Eigenschaften von Wälzkörper und Laufbahn quasi nicht unterscheiden, kommt es hier beim reinen Rollen nicht zur Ausbildung von Tangentialspannungen. Anders Formel 4 <?page no="72"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 60 sieht dies beispielsweise bei Hybridlagern aus, in denen sich Keramikwälzkörper in Stahllaufbahnen bewegen. Der Fall einer Kugel, welche in einer Laufrille rollt, die einen ähnlichen Radius hat wie die Kugel, ist für Lageranwendungen von größter Bedeutung. Unter einer Normalkraft ist die Kontaktfläche eine Ellipse, deren längere Halbachse senkrecht zur Laufrichtung gerichtet ist. Aufgrund der Konformität in einer Raumrichtung ist der Kontakt nun nicht mehr eben sondern im Raum gekrümmt. Das führt dazu, dass die Punkte in der gekrümmten elliptischen Kontaktfläche unterschiedliche Laufspurradien und Umfangsgeschwindigkeiten haben und sich somit Mikrogleiten ausbildet. Lediglich zwei Linien in der Kontaktfläche zeigen reines Rollen mit Haften (Abbildung 37). Unter freiem Rollen bilden sich somit drei Bereiche aus: eine mittlere Zone (|y| ist klein) in dem der Schlupf positiv ist und zwei äußere Zonen mit negativem Schlupf. Zu beachten ist, dass JOHNSON nur eine gerade Laufrille betrachtet. Im Axialrillenkugellager mit seiner stark gebogenen Laufrille wird die Situation noch deutlich komplexer. Abbildung 37: Haft- und Gleitbereiche im elliptischen Kontakt einer Kugel in einer geraden Laufrille [in Anlehnung an JOHN1985] Ein niedriger Reibwert und/ oder eine hohe Schmiegung führen zu größeren Gleitbereichen. Der relativ komplexe Einfluss der Schmiegung auf die Ausbildung der Haft- und Gleitzonen wird in Abbildung 38 anhand einer Computerberechnung anschaulich dargestellt. Bei guter Schmiegung oder niedrigem Reibungskoeffizienten wird der Konformitätsfaktor groß und das Widerstandsmoment nähert sich dem Ergebnis für vollständiges Gleiten an. Für Konformitätsfaktoren von 0,8 und 8 ist dargestellt, wie sich theoretisch die Haft- und Gleitbereiche ausbilden. Diese Berechnung gilt allerdings nur für eine gerade Laufrille und konstante Rollbedingungen, welche im Falle der Oszillationsbeanspruchung nicht gegeben sind. Weiterführende Arbeiten zu instationäre Zuständen hat KALKER veröffentlicht [KALK1990]. <?page no="73"?> 5.1 Kontaktmodelle 61 Abbildung 38: Einfluss der Schmiegung auf die Haft- und Gleitbereiche (in Anlehnung an [JOHN2003]) In den praktischen Versuchen am Kompetenzzentrum Tribologie wurden solche komplexe Haft- und Gleitbereiche allerdings bisher nicht beobachtet. Hier bilden sich relativ klare, elliptische Haft- und Gleitzonen aus. Vermutlich dominierte in der Praxis der zusätzliche Schlupf, welcher sich aus der Krümmung der Laufrille bei Axialrillenkugellagern ergibt. Haft- und Gleitbereiche bilden sich auch dann aus, wenn ein Körper angetrieben oder abgebremst wird, also dynamische Tangentialkräfte wirken. Dann bildet sich am Eingang der Kontaktzone ein Haftbereich und am Ende ein Mikro-Gleitbereich aus. Je höher der Reibwert umso kleiner wird dieser Gleitbereich (s. Kap. 8.4 in [JOHN2003]). Dieser Effekt könnte im Falle des False-Brinellings bei hohen Schwingfrequenzen eine Rolle spielen, da hier die auf die Wälzkörper wirkenden Massekräfte ein reines Rollen verhindern. Dadurch wird die Betrachtung noch einmal komplizierter. Abbildung 39 zeigt wie sich Haft- und Gleitzone beim Anlaufen aus dem Stillstand mit dem zurückgelegten Weg l verändern. Geht man nun von einer sinusförmigen Anregung aus, so stellen sich Bedingungen ein, die sich deutlich von denen bei gleichförmigen Rollen unterscheiden. Das Problem lässt sich rechnerisch nur 2-dimensional relativ einfach lösen. Im 3dimensionalen Fall müssen Spinmomente (Drehmomente um die senkrecht zur Oberfläche stehende Kugelachse) und laterales Kriechen berücksichtigt werden, was mathematisch sehr anspruchsvoll ist. Hier arbeitet man häufig mit Näherungslösungen, die wiederum mittels Superposition zu finden sind. Die Bedeutung des Spinmoments zeigen die Bilder im Kapitel 9.4.5. <?page no="74"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 62 Zwischen dem Start der Rollbewegung (l=0) und dem stationären Zustand ändern sich die Haft- und Gleitzonen permanent mit dem Weg l (Abbildung 39). Ohne Gleiten (gestrichelte dicke Linie) wandert die Spannungssingularität, welche anfangs an der Eingangskante auftritt, mit der Rollgeschwindigkeit durch die Kontaktzone und verschwindet bei l = 2a . Danach herrschen stationäre Bedingungen. Erlaubt man partielles Gleiten kommt es zur Spannungsverteilung wie mit der durchgezogen Linie dargestellt. Der stationäre Zustand wird hier unter den vorgegebenen Bedingungen bei l =1,6a erreicht. Für QSS-Bedingungen mit kleinen Schwenkwinkeln welche kleiner als 2x 1,6a sind bedeutet dies, dass sich nie ein stationärer Zustand einstellt. Der Faktor 2 beruht auf der Tatsache, dass die Kugel in Bezug auf die Laufrille nur den halben Schwenkweg zurücklegt. Abbildung 39: Veränderung der Haft- und Gleitzonen und der Spannungen innerhalb der Kontaktzone beim Anlaufen mit dem Weg l [in Anlehnung an JOHN1985]; gestrichelt μ = kein Gleiten; durchgezogen mit partiellem Gleiten Q = 0,75μP <?page no="75"?> 5.1 Kontaktmodelle 63 5.1.6 Einflussfaktoren auf die entstehenden Spannungen 5.1.6.1 Elastisch-plastisches Verhalten In allen bisher betrachteten Fällen wurde angenommen, dass die Körper idealelastisch sind. In der Realität dissipiert aber bei jeder Verformung und Entlastung Energie. Bei Metallen ist der Hysterese-Verlustfaktor aber kleiner 1% [JOHN2003]) und daher tatsächlich vernachlässigbar soweit man sich im quasi-elastischen Bereich befindet. JOHNSON zeigt, dass bei elastisch-plastischen Zylindern unter Normal- und Tangentialbelastung mit steigenden Reibwerten das Spannungsmaximum aus der Tiefe an die Oberfläche wandert und sich die Ausbildung der Haft- und Gleitbereiche innerhalb der Kontaktzone verändert. Abbildung 40: Einfluss des Reibwertes auf das Spannungsmaximum [JOHN1985] Wenn die Querkraft Q kleiner als das Produkt μP ist stellt sich partielles Gleiten nur im hinteren Bereich des Kontaktes ein. Hält man den Quotienten aus Quer- und Normalkraft (Q/ P) konstant ändert sich die Spannungsverteilung und die Zonen von Haften und Gleiten mit verändertem Reibwert μ wie in der Abbildung dargestellt. Solange das Spannungsmaximum unter der Oberfläche liegt bildet sich ein stetiger parabelförmiger Spannungsverlauf aus. Kommt das Spannungsmaximum an die Oberfläche wird der Verlauf unstetig. Das Maximum befindet sich an der Stelle zwischen Haft- und Gleitzone (Abbildung 40 und Abbildung 41). Abbildung 41: Verlauf der Tangentialspannung x und des Spannungsmaximu ms zx beim Rollen (in Anlehnung an [JOHN2003]) <?page no="76"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 64 5.1.6.2 Einlaufeffekte Ein wichtiger Punkt in der Betrachtung ist die Veränderung der Oberflächen durch die zyklische mechanische Belastung vorwiegend das Überrollen im Normalbetrieb; englisch: „shakedown“. Durch das Überrollen entstehen Spannungen in der Oberfläche, die sich beim Entlasten nicht vollständig abbauen (plastischer Anteil). Die Oberflächen werden somit im Einlauf bereits eingeglättet und kaltverfestigt, so dass es nach anfänglich plastischer Verformung nur noch zu elastischen Effekten kommt. Die Oberflächen schützen sich somit selber [GARG1974]. Rechnerisch stellt sich dieser Zustand bereits nach 4 bis 5 Überrollungen ein. Die Werkstoffeigenschaften der Oberfläche sind zum Ausgangszustand teilweise deutlich verändert. POPOV spricht daher vom „stark „deformationsverfestigten Zustand“ [POPO2009]. Nach dieser Verfestigung kann die Oberfläche wieder in erster Näherung als elastisch-ideal plastisch betrachtet werden. 5.1.6.3 Bewertung der für die Rollreibung verantwortlichen Effekte Trockene Rollreibung setzt sich in der Praxis aus drei Einzeleffekten zusammen: die Mikro-Gleiteffekte im Kontakt, die nicht ideal elastische Verformungen sowie die mechanischen Effekte infolge realer Rauheiten Der Anteil des Mikrogleitens an der Reibung wird vorwiegend durch unterschiedliche elastische Eigenschaften von Grund- und Gegenkörper beeinflusst. Im Falle von Standard-Wälzlagern ist dieser Einfluss als sehr gering einzustufen, da Grund- und Gegenkörper mit Ausnahme von Hybridlagern üblicherweise aus dem gleichen Werkstoff bestehen. Der Einfluss des Mikrogleitens wird allerdings im Falle eines Axialkugellagers bedeutender, da infolge der Schmiegung zwischen Kugel und Laufrille und der radialen Ausdehnung der Kontaktfläche der Gleitanteil zunimmt. Gleiches gilt für Axialrollenlager, die einen hohen negativen bzw. positiven Schlupf an den Rändern der Kontaktzone erzeugen. In den meisten Anwendungen ist der Anteil aus dem nicht-ideal-elastischen Verhalten der Werkstoffe am Gesamtrollwiderstand dominant. In diesem Fall wird die Energie unter der Oberfläche im Körper umgesetzt, was bei einer schlechten Wärmeleitfähigkeit sogar zu einer inneren thermischen Schädigung führen kann. Im Falle von Wälzlagern ist dieser Punkt allerdings ebenfalls eher unkritisch, aufgrund der guten Wärmeleitfähigkeit des Stahls. Die Rauigkeit der Oberflächen beeinflusst die Rollreibung in zweierlei Punkten. Den größten Einfluss hat die plastische Verformung der Rauheitsspitzen aufgrund der lokal hohen Pressungen. Der Energieverlust ist bei plastischer Verformung etwa 200 bis 1000-fach höher als bei rein elastischer Verformung wie MERWIN und JOHN- SON zeigen [MERW1963]. Nach einem kurzen Einlauf sollte allerdings wieder der elastische Anteil durch Einglättungseffekte dominieren. Bei kleinen Lasten und großen Rauigkeiten spielt die Energie, die notwendig ist, die Masse über die Rauheitsspitzen zu transportieren auch eine gewisse Rolle. Dieser Punkt ist aber in der Praxis aufgrund der großen Abmessungen der Bauteile im Vergleich zu den Rauheiten vernachlässigbar. <?page no="77"?> 5.1 Kontaktmodelle 65 5.1.6.4 Schmierung Die Schmierung der Wälzkörper ist ein weiterer wichtiger Einflussfaktor auf die Reibung. Bei kleinen Gleitgeschwindigkeiten und hohen Pressungen kommt es zur Grenzreibung. Der Film ist hier nur wenige Moleküllagen dick. Bei höheren Geschwindigkeiten und/ oder niedrigen Pressungen bildet sich ein hydrodynamischer Schmierfilm aus, der mit Hilfe der Reynoldschen Differentialgleichung berechnet werden kann. Im Falle der Schwingbeanspruchung mit kleinen Amplituden ist von Grenzreibungsbedingungen auszugehen. Bei der Schmierung müssen aus Sicht der Kontaktmechanik Kapillarkräfte berücksichtigt werden. Hier ist der Kontakt Kugel/ Laufrille günstig, da der Schmierstoff in die Kontaktstelle gezogen wird, was einem Austrocknen entgegenwirkt und den Eintritt von Luftsauerstoff verhindert (Abbildung 42). Bei Fetten mit hoher scheinbarer Viskosität und geringer Ölabgabe ergeben sich somit schlechtere Schmierungsbedingungen als bei flüssigen Schmierstoffen. Abbildung 42: Kapillarwirkung zwischen einer Kugel und einer Platte 5.1.6.5 Thermo-elastische Effekte Prinzipiell müsste man bei der Spannungsbetrachtung auch thermoelastische Effekte berücksichtigen. Hierbei gilt es, die Wärmeleitung und den Wärmeabtransport zu berechnen. Diese wiederum haben Einfluss auf die Wärmedehnung und damit auf die Veränderung der Kontaktgeometrie. Letztendlich müssen dann die Spannungen isotherm unter Berücksichtigung der veränderten Kontaktgeometrie und veränderter Werkstoffkennwerte berechnet werden. Schlussendlich müsste auch noch die gegenseitige Beeinflussung dieser Größen iterativ berücksichtigt werden. Im Falle von kleinen Schwingamplituden und moderaten Belastungen konnten allerdings bisher in keinem Versuch signifikante makroskopische Temperaturerhöhungen gemessen werden. Aktuelle Computerberechnungen der Forschergruppe aus Magdeburg zeigen, dass in den einzelnen Kontaktzonen zwischen Wälzkörper und Laufbahn nur einige Milliwatt umgesetzt werden (siehe Kapitel 6). Somit sind die thermoelastischen Effekte vernachlässigbar. Lokal kann es an den Rauheitsspitzen dennoch zu einer deutlichen Temperaturerhöhung kommen. Dieser Effekt wurde bereits 1969 von BARBER untersucht. Den Einfluss dieser sogenannten „thermoelastischen oder thermomechanischen Instabilität“ auf die wahre Kontaktfläche wurde 1980 von BURTON in Experimenten und theoretisch bestätigt. Durch die lokale Temperaturerhöhung erhitzen die Mikrokontakte und dehnen sich aus. Die Anzahl der tragenden Kontakte nimmt so ab, was zu einer weiteren lokalen Pressungs- und Temperaturkonzentration führt. Im Betrieb verschleißen <?page no="78"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 66 diese lokalen Kontaktpunkte, die Pressung wird von anderen Punkten übernommen, die sich dann erhitzen während die ursprünglichen Kontakte abkühlen und sich „erholen“ können. Die theoretische Untersuchung von Blitztemperaturen in Reibkontakten ist vor allem mit dem Namen von BLOK verbunden [BLOK1955]. Die mittlere Temperaturerhöhung an einem Mikrokontakt berechnet sich: mit : Wärmeleitfähigkeit in W/ m K ; E: E-Modul in N/ mm²; l: Kontaktlänge in μm und v: Gleitgeschwindigkeit in m/ s 5.1.6.6 Adhäsion Die Hertzschen Formeln wurden erst im Jahre 1971 von JOHNSON, KENDAL und ROBERTS um die Adhäsionskräfte erweitert (JKR-Theorie). Weitere Forscher entwickelten ähnliche Theorien, die sich aber nur gering in den Ergebnissen unterscheiden, sodass sich die JKR-Theorie durchgesetzt hat. Der wesentliche Unterschied zum nicht-adhäsiven Kontakt besteht darin, dass an den Rändern des Kontaktgebietes die Spannung nicht Null ist, sondern einen unendlich großen negativen Wert annimmt. Die Berücksichtigung der endlichen Reichweite der Adhäsionskräfte beseitigt in der Realität diese Singularität. Dennoch erreichen die Spannungen laut POPOV an den Rändern eines adhäsiven Kontaktgebietes relativ große Werte in der Größenordnung der theoretischen Festigkeit der Van-der-Waals-Kontakte [POPO2009]. 5.1.6.7 Rauheit Bei realen Oberflächen spielt die Topografie und Rauheit der sich kontaktierenden Oberflächen eine entscheidende Rolle. In der Kontaktmechanik wird dieser Punkt gerne vernachlässigt, da er die Berechnungen um ein Vielfaches komplexer macht. Bestenfalls werden noch einfache mathematische Formen wie ein Sinusprofil oder Kugelprofile berechnet, da hier jeder Einzelkontakt mit Hilfe der bekannten Formeln (z.B. nach Hertz) berechnet werden kann. Die Einzelkontakte werden dann einfach über die Gesamtkontaktfläche aufsummiert. Dies widerspricht aber sowohl der Erfahrung aus Experimenten als auch dem Amontongesetz wonach die Reibungskraft ungefähr proportional zur Normalkraft ist [POPO2009]. In der Realität ist die Oberfläche eher als stochastisch rau zu betrachten. Hier haben GREENWOOD und WILLIAM- SON ein Berechnungsmodell entwickelt, das mit stochastisch variablen bzw. normal verteilten Höhen aber gleichen Krümmungsradien der Mikrokontakte arbeitet und als Näherungslösung deutlich besser geeignet ist [GREE1966]. Dieses Modell wird daher auch heute noch gerne für Berechnungen verwendet. Die Verformung dieser Mikrokontakte wird mit Hilfe eines Plastizitätsindexes berücksichtigt. Die Rauheit reduziert die wirkenden Adhäsionskräfte drastisch und ist somit in bestimmten Grenzen durchaus als positiv zu bewerten. Dies zeigen auch Versuche am Kompetenzzentrum Tribologie mit künstlich aufgerauten Laufbahnoberflächen. Im geschmierten Fall kann sich zudem Öl in den Tälern einlagern. Hinzu kommen Mikrokapillareffekte in den Rauheitsriefen, die sich ebenfalls günstig auswirken und eine Mangelschmierung zumindest minimal reduzieren können. Versuchsergebnisse hierzu finden sich in Kapitel 13 „Einfluss geometrischer und topografischer Parameter“. <?page no="79"?> 5.1 Kontaktmodelle 67 Abbildung 43 zeigt, wie man sich den Kontakt einer rauen Oberfläche (Laufscheibe, geschliffen) mit einer glatten elastischen Kugel (poliert) vorstellen kann. Die gestrichelte Kurve zeigt die Pressung nach Hertz bei einer ideal glatten Kugel und glattem Gegenkörper. Die durchgezogen Kurve zeigt die Pressung bei einem rauen Gegenkörper. Bei zunehmender Rauheit verteilt sich die Last auf eine größere Fläche, was die Pressung senkt. . Abbildung 43: Kontakt einer glatten elastischen Kugel mit einer rauen Oberfläche (in Anlehnung an [JOHN1985]); a 0 : Kontaktradius nach Hertz; a*: effektiver Kontaktradius Man erkennt, dass die maximale Pressung stark vom Wert , d .h. dem Quotienten aus kombinierter Rauigkeit der beiden Körper S und dem elastischen Druckmodul, 0 , abhängt und bei großen Werten deutlich unter der errechneten Hertzschen Pressung liegt. Im Fall, dass die kombinierte Rauigkeit der beiden Körper S kleiner als 5% des elastischen Druckmoduls 0 ist, ist der Fehler der Hertzschen Formeln lt. JOHNSON vernachlässigbar klein. <?page no="80"?> 5 Grundlagen zur Kontaktmechanik 68 5.1.7 Zusammenfassung der im False-Brinelling-Kontakt wirkenden Spannungen Es konnte gezeigt werden, dass die Einzeleffekte im Kontakt zwischen Wälzkörper und Laufbahn unter kleinen Schwingbewegungen zumindest in Näherung kontaktmechanisch beschrieben werden können. Für übliche Wälzlageranwendungen kann man von ähnlichen Werkstoffen von Wälzkörper und Laufbahn, kleinen Rauheiten im Vergleich zur Bauteilgeometrie und Schmierung ausgehen. Der Energieeintrag ist makroskopisch bei kleinen Schwenkwinkeln sehr gering. Dadurch können bestimmte Einflussfaktoren vernachlässigt werden. Innerhalb des Kontaktes bilden sich infolge tangentialer Spannungen verschiedene Haft- und Gleitbereiche aus. Die Form und Verteilung ist bei Axialrillenkugellagern, wie sie bei sämtlichen Versuchen am Kompetenzzentrum Tribologie verwandt werden, recht komplex, da der zentrischen Haftzone mit dem außenliegenden Gleitbereich infolge der Schmiegung zwischen Kugel und Laufbahn sowie der Krümmung der Laufbahn, weitere Haft- und Gleitbereiche überlagert werden. Dies erklärt verschiedene Effekte, die bei den Versuchen in den Verschleißmarken beobachtet wurden. So sind auch die deutlich stärkere Schädigung am äußeren Ellipsenende sowie teilweise sichtbare ringförmige Schleifspuren (Spin der Kugel) erklärbar. Die Unstetigkeiten im tangential belasteten Kontaktbereich führen zu den extremen Schädigungen nach kurzer Laufzeit und erklären die Rissbildung von der Oberfläche in die Tiefe hinein. Diese Effekte begründen auch, warum gerade kleine Schwingbewegungen besonders kritisch sind und warum Risse bei makroskopischem Wälzen nur infolge von Ermüdung und damit deutlich später auftreten. <?page no="81"?> 69 6 Lebensdauerberechnung, FEM-Berechnung,Computersimulation Die Lebensdauerberechnung nach ISO 281 basiert auf langjährigen Erfahrungen in Hinblick auf das Ermüdungsverhalten von Wälzlagern welche sich im elasto-hydrodynamischen Betriebszustand befinden. Die rechnerische Lebensdauer kann bei Kenntnis oder Annahme der Einsatzbedingungen ermittelt werden. Wird kein ausreichend dicker Schmierfilm aufgebaut weil die Betriebsbedingungen ungünstig sind (niedrige Drehzahl, hohe Last, niedrige Viskosität) laufen die Lager im Mischreibungsgebiet und es kommt zu mechanischen Kontakten zwischen Grund- und Gegenkörper und damit zu Verschleiß infolge von Adhäsion und Abrasion. Dabei spielen die oberflächenaktiven Schmierstoffadditive eine entscheidende Rolle. Unter diesen Bedingungen fallen die Lager typischerweise infolge von übermäßigem Verschleiß bzw. Folgeschäden und nicht infolge von Ermüdung aus, sodass andere Berechnungsansätze benötigt werden. Mehrere Forscher haben in den letzten Jahrzehnten versucht, mathematische Berechnungsansätze für Grenz- und Mischreibungsbedingungen zu entwickeln. PITTROFF konnte anhand seiner experimentellen Untersuchungen Gleichungen für den Schadensfortschritt bei Quasi-Stillstandsbedingungen herleiten. Er musste aber feststellen, dass die gefundenen Zusammenhänge stark vom Lagertyp, den Randbedingungen und letzten Endes von der Schmierung abhängen. Diese Einflussfaktoren versucht PITTROFF durch geeignete Koeffizienten auf Basis seiner Untersuchungen zu berücksichtigen. Letztendlich konnte er aber keine allgemeingültige Formeln oder zumindest Berechnungsansätze liefern [PITT1961]. Aus anderen Gebieten der Tribologie ist bekannt, dass sich hydrodynamische Systeme relativ gut berechnen lassen. So werden die Bedingungen in Pleuel- und Hauptlagern in Verbrennungsmotoren heute sehr erfolgreich simuliert. Im Bereich der Misch- und Grenzreibung versagen diese Berechnungsansätze allerdings sehr schnell, da das hochkomplexe Zusammenspiel zwischen den Oberflächenmikrokontakten und der Schmierstoffchemie bisher nicht einmal ansatzweise berechenbar ist. Im Fall von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling bedeutet dies, dass es zwar möglich ist, Werkstoffanstrengungen zu berechnen, nicht aber die komplexen tribologischen Vorgänge und Wechselwirkungen in der Kontaktzone. Mittlerweile helfen Computersimulationen die in der Kontaktstelle ablaufenden mechanischen und kinematischen Bedingungen besser zu verstehen. Eine Arbeit von MASSI et al. beschreibt, wie durch die Kopplung eines Programms zur Bewegungssimulation (Matlab Simulink ® ) und eines FEM-Tools (PLAST2D ® ) die dynamischen Kräfte und dann die Spannungen und Verformungen in einem Wälzlager eines Flugzeug-Abluftventils berechnet werden können [MASS2010]. Die Simulationsergebnisse werden mit False-Brinelling-Schäden an Realbauteilen verglichen und zeigen trotz zahlreicher Vereinfachungen und einem nur 2-dimensionalem Modell eine recht gute Korrelation. <?page no="82"?> 6 Lebensdauerberechnung, FEM-Berechnung; Computersimulation 70 Die Forscher an der Universität Magdeburg [HUN2015] können mit Hilfe einer FEM- Simulation auf Basis der Software ANSYS die wirksamen Druck- und Schubspannungen und damit auch die Haft- und Gleitbereiche beliebiger Lagergeometrien bei vorgegebenem Reibwert berechnen. Interessant ist, dass man so unterschiedliche Schlupfarten (Differential-, Kraftschluss-, Bohrschupf und Schlupf infolge dynamischer Kontaktnormalkräften) separat betrachten kann. Stellt man den kumulierten Gleitweg als Falschfarbendarstellung dar, entstehen Grafiken, die den Schädigungsbildern der Praxis bei Stillstandsmarkierungen sehr gut entsprechen (Abbildung 44). Dies zeigt, dass der Mikroschlupf egal wodurch er eingebracht wird die Schädigung auslöst. Abbildung 44: Vergleich Computersimulation mit Schadensbild (Schwenkwinkel +/ - 0,25°) [HUND2015] Limitierend ist allerdings anzumerken, dass man im Realsystem die örtlich wirkenden Reibzahlen nicht kennt (insbesondere nicht bei geschmierten Systemen). Das Tool kann somit zwar sehr gut zur Visualisierung und zum Berechnen von Varianten eingesetzt werden. Es kann aber (noch) nicht die Wirkung eines Schmierstoffs vorhersagen. Die berechneten kumulierten Gleitwege pro Schwenkzyklus liegen bei den betrachteten Lagern im Bereich weniger μm. Die spezifische Reibleistung in einer typischen Kontaktellipse liegt im Bereich von gerade einmal 40 * 10 -3 W/ mm², wobei auch Bereiche mit nur ca. 15 * 10 -3 W/ mm² bereits geschädigt werden. Dies zeigt, dass bereits sehr kleine Energieeinträge ausreichen, die Schädigung auszulösen. Die errechneten Schädigungsbilder auf Basis der kumulierten Gleitwege und der Reibleistung korrelieren auch bei größeren Schwenkwinkeln (+/ - 1,5°) recht gut mit den im Versuch ermittelten False-Brinelling-Schäden. Die Reibleistung ist bei diesen Winkeln ca. drei Mal so groß wie bei einem Winkel von +/ - 0,25°. Unterschiede zwischen Berechnung und Versuch sind auf die in diesem Fall relativ hohen Verschleißraten zurückzuführen, die rechnerisch (bisher) nicht berücksichtigt werden können. Ein wichtiger Punkt bei der Simulation ist die genaue Kenntnis der Randbedingungen. Wie die Versuche gezeigt haben, ist dieser Punkt sehr schwierig, da bisher immer noch nicht alle kontaktmechanischen Zusammenhänge verstanden werden. Ein wichtiger Parameter für die Simulation ist der Reibwert. Ein interessante Arbeit von REINA et al. [REIN2010] zeigt hier experimentelle Ansätze, wie ein Haftreibwert in <?page no="83"?> 6 Lebensdauerberechnung, FEM-Berechnung; Computersimulation 71 einem stillstehenden System anhand von Hystereseversuchen ermittelt werden kann. An der Universität von Oxford steht hierzu ein Prüfstand mit dem zyklische Normalkräfte aufgebracht werden können, die ein partielles Mikrogleiten im Kontakt auslösen. Zusätzlich wird eine Querkraft aufgebracht, die ein Kriechen des Kontaktes bewirkt. Aus den aufgebrachten Kräften und der resultierenden Kriechrate wird der Reibwert ermittelt. Da der maximale Gleitweg durch Kriechen weniger als 0,85 μm beträgt, kann von einem quasistatischen System ausgegangen werden, in dem weder Energieeintrag noch Verschleiß zu Oberflächenveränderungen führen. Für den trockenen Kontakt einer Stahl-Stahlpaarung ermitteln die Forscher Haftreibwerte im Bereich zwischen 0,70 und 0,87. Werte, die auf diese Weise ermittelt wurden, müssten exakter den Gegebenheiten in einem False-Brinelling-Kontakt entsprechen als Werte, die mit makroskopischem Gleiten (z.B. im SRV-Test) ermittelt wurden. KONRAD et al zeigen analytisch, dass die bei Großlagern in Windkraftanlagen beobachteten spröden Gewaltbruchanrisse mit einer typischen Länge von ca. 100 μm auf schwingungsbedingte Reibzugspannungen zurückzuführen sind [KONR2017}. Ursache sind maximale Mises-Spannungen, welche bei tangentialem Gleiten und (lokalen) Reibwerten über 0,25 an der Oberfläche auftreten. Dies konnte durch Eigenspannungsmessungen mittels Röntgenbeugung (XRD) an den randnahen mikroplastisch verformten Oberflächen nachgewiesen werden. Die reibungsinduzierten tangentialen Zugspannungen haben ihr Maximum am Auslauf des Wälzkontaktes. Die Simulation des schwingungsbelasteten Wälzkontaktes beruht auf einem tribologischen Modell bei dem die Reibungskoeffizienten mikroskopisch innerhalb der Hertzschen Kontaktzone variieren. Unter dem Einfluss von Schwingungen werden mit diesem Modell örtlich lokale Reibwerte im Bereich zwischen 0,2 und 0,3 ermittelt. Dieses Modell der lokal variablen Reibwerte erklärt, warum makroskopisch bei solch hohen Reibwerten keine massive Adhäsion („Fressen“) auftritt. In den meisten Bereichen des Kontaktes liegen die Reibwerte demnach weit unter 0,1. Für die Simulation mittels ABAQUS wurden allerdings recht große Schwingbewegungen vorgegeben, die das 25-fache der halben Kontaktbreite betragen. Quasi-Stillstandsbedingungen wurden also nicht untersucht. Außerdem wurde der Kontakt aus Vereinfachungsgründen als trocken angenommen. <?page no="84"?> 72 7 Beschreibung der Vorgänge im Kontaktbereich bei der Entstehung von Stillstandsmarkierungen In der Kontaktstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn spielen sich unter Quasi- Stillstandsbedingungen zahlreiche mechanische, physikalische und chemische Vorgänge ab, die alle zusammen zur Schädigung führen. Je nach Belastungsart, Randbedingungen und Schmierstoff verschieben sich die einzelnen Mechanismen. Daher ist es nicht möglich, den einen, typischen Schädigungsmechanismus festzulegen. Letztendlich bleibt nur die Möglichkeit, alle bisher bekannten Mechanismen zu beschreiben und im jeweiligen Anwendungsfall zu prüfen, welche davon dominant sind. Eine wichtige Basis für diese Überlegungen sind die Erkenntnisse aus dem Bereich des Schwingreibverschleißes, welche bereits im Kapitel 4.2 ausgiebig vorgestellt wurden. Zum anderen helfen die zahlreichen experimentellen Untersuchungen, ein Verständnis für die im Kontakt ablaufenden Vorgänge zu erhalten. 7.1 Übergang von theoretischen Kontaktmodellen zu experimentellen Ergebnissen und zur tribologischen Schädigung Wie zuvor gezeigt wurde, lassen sich die Werkstoffanstrengungen mit Hilfe der Hertzschen Theorie relativ gut berechnen. Im Zentrum des Kontaktes wirkt die höchste maximale Pressung. Zum Rand des Kontaktes fällt die Pressung auf null ab. Überlagert wird dieser Kontakt im Falle der Stillstandsmarkierungen nun von wechselnden Tangentialkräften, die aus der elastischen Verformung oder aus kleinen Amplituden herrühren können. Aufgrund der an den Mikrokontakten wirkenden Reibung und der Elastizität der beteiligten Elemente führt das Einleiten einer Bewegung nicht zu einer äquivalenten Gleitbewegung in der gesamten Kontaktzone sondern kann auch zu einer lokalen Spannungserhöhung führen. Da die Pressung in der Mitte der Kontaktstelle am größten ist, muss dort lokal eine größere Haftreibungskraft überwunden werden als in den Randbereichen der Kontaktstelle. Dies führt im Falle der Stillstandsmarkierungen dazu, dass ein innerer Bereich der Kontaktstelle haftet während es gleichzeitig in einem äußeren Bereich zu Mikrogleitbewegungen kommt. Im Bereich der Gleitbewegungen können nun die klassischen tribologischen Verschleißmechanismen wirken. Aufgrund der sehr kleinen Schwingweiten herrschen hier typische Bedingungen für Schwingreibverschleiß (Passungsrost, Reibkorrosion). Durch Adhäsion und Überschreiten der Schubfestigkeit im Mikrokontaktbereich werden multimolekulare Oberflächenteilchen abgerieben, die bei Gegenwart von Sauerstoff nach dem Loslösen aus dem Oberflächenverband schnell oxidieren. Die so entstehenden Oxidationsprodukte wirken zusätzlich als „Schleifmittel" und damit stark verschleißfördernd; der Zerstörungsverlauf ist stark progressiv. Der ursprünglich molekular adhäsiv oder lokal adhäsiv dominierte Verschleiß wandelt sich zunehmend in großflächigen Abrasivverschleiß. Zusätzlich kommt es an der Grenze zwischen Haft- und Gleitbereich zu einer extremen lokalen Spannungserhöhung. Da diese Grenze aufgrund des Unterschiedes zwischen Haft- und Gleitreibungszahl scharf gezogen ist, führt dies bei ungünstigen Bedingungen bereits nach kürzester Versuchszeit zu transkristallinen Rissen. Dies <?page no="85"?> 7.1 Übergang von theoretischen Kontaktmodellen zu experimentellen Ergebnissen und zur tribologischen Schädigung 73 konnte mittels FIB/ XB-Untersuchungen einwandfrei nachgewiesen werden (siehe Abbildung 45 bis Abbildung 47). 1 Abbildung 45: FIB-Präparation im äußeren Ellipsenbereich eines Versuches mit dem SST-Low-Reference-Fett nach 9.000 Schwingzyklen [NMI2009] Abbildung 46: FIB-Präparation im äußeren Ellipsenbereich eines Versuches mit dem SST-Low-Reference-Fett nach 117.000 Schwingzyklen [NMI2009] 1 Mit freundlicher Genehmigung des NMI; gefördert durch das vom Land Baden-Württemberg mit Mitteln der Landesstiftung geförderte Projekt „Nanoskalige Randschichten“ <?page no="86"?> 7 Beschreibung der Vorgänge im Kontaktbereich bei der Entstehung von Stillstandsmarkierungen 74 Abbildung 47: FIB-Präparation im äußeren Ellipsenbereich eines Versuches mit dem SST-Low-Reference-Fett nach 117.000 Schwingzyklen [NMI2009] Bezüglich der Entstehung der Risse bei Fretting-Bedingungen gibt es mehrere unterschiedliche Theorien, die sich gegebenenfalls auch auf den QSS-Kontakt übertragen lassen: Eine geht davon aus, dass die Kerbwirkung der Oberflächenrauigkeiten Ausgangspunkt der Risse ist [z.B. HOEP1971; COLL1972; KOVA1981]. Die andere Theorie basiert auf einer lokalen Überlastung der Oberfläche infolge örtlich und zeitlich wechselnden Spannungen z.B. aufgrund kontaktierender Rauheitsspitzen oder harter Partikel im Kontakt, in Kombination mit der an einzelnen Kontaktpunkten lokal angreifenden schwingenden Reibkraft [NISH1972; ENDO1980; NOWE1987]. Eine weitere Theorie von EISELE geht davon aus, dass die wechselnden Tangentialkräfte eine Lockerung der Kristallite auslösen. Im hoch belasteten inneren Bereich wirken die Normalspannungen verfestigend wohingegen im weniger belasteten äußeren Bereich der Lockerungseffekt dominiert [EISE1952]. Im realen Reibkontakt werden vermutlich unterschiedliche Mechanismen parallel wirken. Es ist daher in der Praxis nicht unbedingt notwendig, diese Theorien isoliert zu betrachten. Lediglich für die Berechnung und Simulation macht es Sinn, die Mechanismen klar zu trennen, um dann mit geeigneten Teilmodellen arbeiten zu können. <?page no="87"?> 7.2 Anschauliche Darstellung der Wirkung der Spannungen in der Kontaktzone 75 7.2 Anschauliche Darstellung der Wirkung der Spannungen in der Kontaktzone Um die Mechanismen und lokalen Bewegungsrichtungen zu veranschaulichen, wurden am Kompetenzzentrum Tribologie Versuche mit einem sogenannten Pezziball ® durchgeführt (siehe Abbildung 48). Da sich dieser sehr leicht elastisch verformen lässt, kommt es im Kontakt mit dem Boden zu starken partiellen Gleitbewegungen. Leser, die schon einmal in der Physiotherapie Übungen mit einem solchen Ball gemacht haben, erinnern sich vielleicht noch an die Quietsch-Geräusche. Diese sind auf Stick-Slip-Effekte in Folge des partiellen Gleitens in der Kontaktzone zurückzuführen. Abbildung 48: Pezziball-Versuche zur Nachbildung der Verhältnisse im Kontakt [HORV2009] Um mit Hilfe des Pezziballes ® einen an die Quasi-Stillstandsschäden angelehnten Abdruck zu erzielen, müssen die Randbedingungen wie im realen Kontakt vorgegeben werden. Die erforderliche Normalkraft wird aufgebracht, indem der Pezziball ® mit dem Körpergewicht einer Person belastet wird. Diese Person leitet auch die Schwenkbewegung ein. Die größte Schwierigkeit besteht darin, den Abdruck so darzustellen, dass sich Bereiche mit relativem Schlupf von Bereichen ohne Schlupf auch im Nachhinein unterscheiden lassen. Eine Lösung ist, die Auflagefläche mit feuchtem Papier zu bedecken, da sich damit sowohl der Reibungseinfluss bemerkbar macht, als auch die Stauchungen bzw. Dehnungen des Papiers nahezu irreversibel zurückbleiben, sodass nach Entlastung und Entfernen des Pezziballes ® ein aussagekräftiges Bild entsteht. Nach einigen Anläufen ist dies recht eindrucksvoll gelungen (Abbildung 49). Besonders interessant ist die Tatsache, dass sich auch bei diesem Versuch Risse ausbilden, und zwar an den Stellen, die den Ellipsenspitzen der Stillstands-Schäden entsprechen. So lassen sich in Abbildung 49 bereits starke Materialverschiebungen im Bereich der Ellipsenspitzen erkennen. Nach weiterer Oszillationsbelastung kommt es schließlich zum Reißen des Papiers. <?page no="88"?> 7 Beschreibung der Vorgänge im Kontaktbereich bei der Entstehung von Stillstandsmarkierungen 76 Abbildung 49: Faltenwurf bei den Versuchen mit einem Pezziball ® und einem zwischengelegten feuchten Blatt Papier Abbildung 50: Materialverschiebungen im äußeren Ellipsenbereich eines Versuches mit dem SST-Low-Reference-Fett nach 117.000 Schwingzyklen [NMI2009] <?page no="89"?> 77 8 Laborprüftechnik 8.1 Übersicht über die weltweit eingesetzten Laborprüfmethoden im Zusammenhang mit Stillstandsmarkierungen und False- Brinelling Für die Untersuchung von Schmierstoffen zur Vermeidung von False-Brinelling- Schäden werden weltweit vorwiegend zwei Prüfgeräte eingesetzt. Zum einen der sogenannte Fafnir-Test (Abbildung 51); zum anderen der SNR-FEB2-Test. Beide Geräte arbeiten üblicherweise mit relativ großen Schwenkwinkeln: Im Fafnir-Test werden Schwenkwinkel von +/ - 6°, beim SNR-Test +/ -3 ° gefahren. Bei beiden Tests kommt es somit zu „echten“ Abwälzvorgängen. Die Tests sind somit nur dann praxisrelevant, wenn in der Realanwendung auch solche Kontaktverhältnisse herrschen. Zur Simulation von Quasi-Stillstandsbedingungen mit Ihren kritischen Mikrogleitbewegungen sind diese Testmethoden nicht geeignet. 8.1.1 Fafnir Fretting-Test (ASTM D4170) Im Fafnir Test nach ASTM D4170 -„Standard Test Method for Fretting Wear Protection by Lubricating Greases” werden spezielle Prüflager (Axialkugellager d i = 16 mm; D a = 35,69 mm; 9 Kugeln D = 7,142 mm) 22 Stunden unter 2450 N oder 4450 N, bei einer Frequenz von 30 Hz getestet. Nach dem Test werden die Lager visuell begutachtet und der Masseverlust an den Laufringen wird bestimmt. Nach [FISH2012] gelten Masseverluste unter 5 mg im Fafnir-Test als akzeptabel. Man strebt heute aber 2 mg oder sogar 1 mg für sehr gute Fette an. Der Test nach ASTM wird sowohl als False-Brinellingwie auch als Fretting-Test bezeichnet, was bei Winkeln von +/ - 6° unverständlich ist und offenbar nur auf der Tatsache basiert, dass es in beiden Fällen zu Oxidationserscheinungen in der Lauffläche kommen kann. Insgesamt streut der Test relativ stark, weswegen er beispielsweise in der Luftfahrtindustrie durch einen SRV-Fretting-Test ersetzt werden soll [FACI2007]. Gerade im amerikanischen Markt findet man nahezu für alle Fette Angaben zu den Fafnir-Werten. In Europa ist der Test nicht so weit verbreitet. Abbildung 51: Fafnir-Tester (links) (Foto mit freundlicher Genehmigung der DowCorning GmbH) <?page no="90"?> 8 Laborprüftechnik 78 8.1.2 SNR-FEB2-Test Für den SNR-FEB2-Test gibt es keine Norm aber relativ einheitliche Laborprüfvorschriften. Der Prüfstand wurde früher von der französischen Wälzlagerfirma Société Nouvelle de Roulements (SNR, heute NTN-SNR Group) entwickelt und auch vertrieben. Heute findet man nur noch ältere Geräte oder Eigenbauten. Im Test werden Axialrillenkugellager des Typs 51206 in zwei Einheiten (links und rechts) unter einem Winkel von +/ -3 °, bei 25 Hz und einer Normalkraft von 8.000 N 50 Stunden geprüft. Nach dem Lauf erfolgen auch hier eine visuelle Prüfung und die Wägung der Wälzlager. Da bei ungeeigneten Fetten relativ tiefe Mulden entstehen, wird häufig auch noch die Muldentiefe angegeben. Im SNR-Test gelten ebenfalls Werte unter 2 mg als sehr gut; Werte bis 5 mg sind noch als gut eingestuft [KLUE2010]. Bei beginnender Schädigung schreitet der Schaden sehr schnell fort und eskaliert, was dann auch zu einer relativ großen Streuung der Ergebnisse führen kann. Der Test ist in Europa und in der Windindustrie weit verbreitet und wird immer wieder als Freigabetest gefordert. Er bildet kleine Schwenkbewegungen der Lager gut ab. Für die Untersuchung von Stillstandsmarkierungen ist er aber nur mit modifizierten Parametern und leichten Prüfstandsmodifikationen geeignet. Abbildung 52: Unterschiedliche Schädigungen und ihr Gewichtsverlust (oben ungereinigte, unten gereinigte Lager) <?page no="91"?> 8.1 Übersicht über die weltweit eingesetzten Laborprüfmethoden im Zusammenhang mit Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling 79 8.1.3 SKF-Schwingprüfer Eine große Untersuchungsserie zu Stillstandsmarkierungen wurde von PITTROFF bei der Firma SKF mit Hilfe des sogenannten SKF-Schwingprüfers durchgeführt Bei diesem Prüfstand wurde die Schwingbelastung durch einen Unwuchterreger eingeleitet. Die Prüfwelle war elastisch an Gummielementen gelagert, so dass sie frei schwingen kann. Über die Dämpfung der Gummielemente konnte die Schwingungsform variiert werden. Die einsetzbaren Fliehgewichte waren ebenfalls variabel. Dennoch konnten Belastung und Frequenz nicht frei eingestellt werden. Der Prüfstand ist vom Prinzip her geeignet, Stillstandserschütterungen zu simulieren. Allerdings ist er sehr unhandlich und schwer zu bedienen, weswegen scheinbar nach dieser Arbeit keine weiteren Untersuchungen auf diesem Prüfstand durchgeführt wurden. 8.1.4 HRE-IME-Riffeltest und Pulsationsprüfstände In den letzten Jahrzehnten gab es nur einige wenige Ansätze, Tests mit kleineren Schwenkwinkeln oder mit Schwingungen bzw. Pulsationen durchzuführen. Zu erwähnen sind hier der HRE-IME-Riffeltest der RWTH Aachen [SAND2002] und Arbeiten bei der Firma FAG mit Rütteltischen, Originalradsätzen [KARB1998] und dem FE8-Prüfstand. Leider wurden diese vielversprechenden Prüftechniken nicht systematisch zur wissenschaftlichen Untersuchung von Stillstandsmarkierungen eingesetzt sondern lediglich zur Untersuchung einzelner Einflussfaktoren bzw. firmeninterner Themen. Ebenso wie der SNR-FEB2-Test wird auch der Riffeltest von vielen Windkraftanlagenherstellern als Freigabetest gefordert. Der Test wurde vom IME an der RWTH AACHEN zusammen mit der Firma Rothe Erde entwickelt. Geprüft werden zwei Lager des Typs QJ212.TVP mit geteiltem Innenring. Die Lager werden mit einer wechselnden Normalkraft von 70 kN bei einer Frequenz von 8 bis 10 Hz beaufschlagt. Typischerweise werden 1 Millionen Lastwechsel gefahren, sodass der Test 28 bis 35 Stunden dauert. Zur Verschärfung und Simulation von Seebedingungen werden 6 ml Wasser mit 1% Natriumchlorid pro Minute durch das Lager geleitet. Das Lager enthält 15 Kugeln. Die Tiefe der Markierungen am Innen- und Außenring wird vermessen und als Maximalwert und Mittelwert angegeben. Zusätzlich wird die Korrosion in 6 Stufen von 1 (keine Korrosion) bis 5 (starke Korrosion) bewertet. Im IME-Riffeltest zeigt ein gutes Fett mittlere Muldentiefen von max. 3 μm und max. Tiefen von < 10 μm. Schlechte Fette liegen schnell bei mittleren Werten von über 10 μm und Max- Werten von über 40 μm [SPAG2012]. Der Test ist sehr gut geeignet, die Bedingungen der Pitchlager im Stillstand und unter Meerwasserumgebung abzubilden. 8.1.5 Sonstige bekannte False-Brinelling-Prüfstände Im Rahmen eines von der Forschungsvereinigung Antriebstechnik geförderten Projektes wurde an der Universität Magdeburg 2008 ein neuartiger Prüfstand aufgebaut. Dieser erlaubt es Axial- und Radialkräfte dynamisch über Piezoaktoren aufzubringen und das Lager einer mikroskopischen oder makroskopischen Oszillation zu unterwerfen. Als Lagerbauformen können Schrägkugellager des Typs 72ß5BE und Kegelrollenlager des Typs 32005-X geprüft werden. Dieser Prüfstand ist sehr gut geeignet, das False-Brinelling-Problem zu untersuchen. Mittels der axial und radial angebrachten Piezoaktoren sind unterschiedliche Lastszenarien möglich. <?page no="92"?> 8 Laborprüftechnik 80 Abbildung 53: False-Brinelling-Prüfstand der TU Magdeburg [Quelle TU Magdeburg] Bei der Firma FAG steht ein False-Brinelling-Prüfstand mit dem Radlager-Hub-Units sehr anwendungsnah getestet werden können. Auch hier werden Schwenkbewegungen im Bereich +/ - 0,5° bis +/ -3° vorgegeben. Die Lager können zusätzlich mit einer dynamischen Last beaufschlagt werden (Abbildung 54 zeigt einen etwas älteren Aufbau). <?page no="93"?> 8.2 Prüftechnik an der Hochschule Mannheim 81 Abbildung 54: Skizze des sog. SMT-Prüfstandes bei der Firma FAG zur Untersuchung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling [Quelle: Schaeffler-Gruppe] 8.2 Prüftechnik an der Hochschule Mannheim Hauptziel der Untersuchungen an der Hochschule Mannheim ist es, die in der Kontaktzone ablaufenden Prozesse bei kleinen Schwenkbewegungen besser zu verstehen und auf Basis dieses Verständnisses, Abhilfemaßnahmen zu finden. Hierzu wurden zu Projektbeginn in den 2000er Jahren zwei standardisierbare Prüfverfahren zur systematischen Untersuchung der Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern entwickelt. Versuche unter elastischer Deformation, wie z.B. beim IME-Riffeltest der RWTH Aachen, führen zu typischen Stillstandsmarkierungen. Allerdings sind bei dieser Prüfmethode die Gleitbewegung und die Normalkraft keine unabhängigen Größen. Aus diesem Grunde wurden die meisten Versuche, welche in diesem Buch präsentiert werden, auf dem speziellen False-Brinelling-Prüfstand des Kompetenzzentrums Tribologie durchgeführt. Für sämtliche Versuche werden dabei handelsübliche Axialrillenkugellager des Typs 51206 eingesetzt (Daten siehe Abbildung 55). Pro Versuch kommen allerdings nur vier Kugeln zum Einsatz. So können mit einem Lager drei Versuche gefahren und direkt verglichen werden. Es werden immer mindestens zwei Versuche pro Parameterkombination gefahren, um zumindest eine minimale statistische Sicherheit zu gewährleisten. In der Standardauswertung werden die so entstandenen 16 Markierungen lichtmikroskopisch fotografiert und mittels eines speziellen Bewertungsschemas bewertet. Einzelne Markierungen werden rasterelektronisch begutachtet und dokumentiert. Bei sämtlichen Versuchen ist die Art der Reinigung und Befettung/ Beölung <?page no="94"?> 8 Laborprüftechnik 82 der Lager genau vorgeschrieben. Für die Festlegung der Lagergröße waren die Prüfstandsabmessungen maßgebend. Nachfolgend werden diese beiden Prüfmaschinen mit ihren Leistungsdaten vorgestellt. Abbildung 55: Technische Daten des Axial-Rillenkugellagers 51206 [FAG] 8.2.1 Versuche unter dynamischer Axiallast auf der servohydraulischen Prüfmaschine „Isotron Sinus Hydropuls“ Mit Hilfe der servo-hydraulischen Prüfmaschine Sinus Hydropuls ist es möglich, Untersuchungen an Axialwälzlagern, Schrägkugellagern oder Kegelrollenlagern unter axial schwingender oder schwellender Belastung durchzuführen. Das Lager führt hierbei keine Schwenkbewegung aus. Die Wälzkörper werden durch die schwingende Axiallast pulsierend elastisch verformt, so dass es aufgrund der wechselnden Hertzschen Kontaktflächen zu Mikrogleitbewegungen in den einzelnen Kontakten kommt. Abbildung 56: Servohydraulischer Prüfstand „Instron Sinus Hydropuls“ mit Skizze der Prüfanordnung und Belastungsrichtung <?page no="95"?> 8.2 Prüftechnik an der Hochschule Mannheim 83 Ein großer Nachteil der Versuche am Hydropulser ist, dass die Gleitbewegung immer von der Normalkraft abhängig ist, d.h. die beiden Größen lassen sich nicht unabhängig voneinander variieren und untersuchen. Außerdem zeigen die Versuche mit oszillierenden Schwenkbewegungen teilweise deutlichere Schädigungen, was vermutlich auf die unterschiedlichen Mikroschlupfbewegungen und die zusätzliche Wälzkomponente innerhalb des Kontaktes zurückzuführen ist. Am Hydropulser sind die Mikrogleitbewegungen linear radial gerichtet. 8.2.2 Versuche unter dynamischer, rotatorischer Schwingbewegung (False-Brinelling-Prüfstand) Bei dem False-Brinelling-Prüfstand handelt es sich um eine Abwandlung des SNR- FEB2-Prüfstandes, wie ihn beispielsweise auch die Firma Klüber einsetzt. Mit diesem Prüfstand können Versuche unter rotatorischer Oszillationsbewegung bei konstanter Axialkraft durchgeführt werden. Die zu prüfenden Lager werden hierbei mittels Tellerfedern statisch belastet; die eingestellte Normalkraft wird mit einem Ringkraftaufnehmer gemessen. Die Oszillationsbewegung wird mittels eines variable einstellbaren Exzenters und einer Schubstange in das Prüflager eingeleitet. Der Antrieb mit Exzenter und Kurbelstange sowie der insgesamt sehr steife Aufbau des Prüfstands garantieren immer gleichbleibende Schwenkbewegungen auch bei hohen Widerstandsmomenten. Dies ist ein großer Vorteil gegenüber anderen Arten der Bewegungseinleitung, die bei steigendem Moment infolge von Verschleiß unter Umständen nicht mehr den vollen Schwenkwinkel schaffen, was dann zu undefinierten Prüfbedingungen führt. Bei den Versuchen ist der Oszillationswinkel beliebig im Bereich von 0 bis +/ - 5° einstellbar. Auch kleine Schwenkbewegungen im Bereich von < 0,5° können mit Hilfe eines hoch genauen Wegmesssystems exakt eingestellt werden. Die Oszillationsfrequenz ist über die Drehzahl des Antriebmotors stufenlos einstellbar. Untersuchungen im Rahmen des FVA-Forschungsprojektes 540 haben gezeigt, dass dieser Lastfall (konstante Last + Oszillation) besonders kritisch ist [FVA540]. Alle anderen Lastfälle führen zu einer geringeren Schädigung, da z.B. pulsierende Normalkräfte die Schmierstoffförderung in die Reibstelle begünstigen. <?page no="96"?> 8 Laborprüftechnik 84 Abbildung 57: False-Brinelling Prüfstand des Institutes für Tribologie Der Weg der Kugel (ohne elastische Verluste) berechnet sich nach folgender Formel: Abbildung 58: Berechnung der Schwingamplitude der Laufscheiben zueinander Da die Kugel in Bezug auf die Lagerring in der Laufbahn nur den halben Weg zurücklegt, beträgt die Schwingweite bei den Standardversuchen mit einem voreingestellten Schwenkwinkel von +/ - 0,5 ° etwa +/ - 90 μm. <?page no="97"?> 8.2 Prüftechnik an der Hochschule Mannheim 85 8.2.3 Versuche auf dem Schwing-Reibverschleiß-Prüfstand (SRV ® ) In verschiedenen Projekten an der Hochschule Mannheim und an anderen Forschungseinrichtungen und Firmen wurde versucht, Stillstandsmarkierungen auf dem SRV ® -Prüfstand (DIN 51834 T1, Abbildung 59) zu erzeugen. Prinzipiell ist dies möglich, allerdings haben alle Tests gezeigt, dass die Differenzierbarkeit auf dem False- Brinelling-Prüfstand (FBP) mit Axialrillenkugellagern deutlich besser ist, was an der anspruchsvolleren Kinematik liegt. Außerdem werden im FBP in einem Test 16 Markierungen erzeugt, was eine direkte statistische Auswertung ermöglicht. Die charakteristischen Verschleißerscheinungen sind aber auf beiden Prüfständen vergleichbar. Ein Vergleich verschiedener Fette in beiden Prüfgeräten zeigt Abbildung 59. Abbildung 59: SRV4®-Prüfstand (Foto: Optimol Instruments) Abbildung 60: Vergleich SRV-Markierungen (oben) zu FBP-Markierungen (unten); von links nach rechts: trocken, Low-Referenz SST; High-Referenz SST und Radlagerfett 1 <?page no="98"?> 8 Laborprüftechnik 86 8.3 Festlegung von Standardprüfbedingungen Nach zahlreichen Vorversuchen kristallisierte sich heraus, dass es von Vorteil ist, für Versuche zum Einfluss des Beanspruchungskollektivs Standardprüfbedingungen festzulegen und alle weiteren Tests in Bezug auf diese Standardprüfbedingungen zu stellen. Bei diesem Referenztest sollte es nach relativ kurzer Zeit möglich sein, aussagefähige Ergebnisse zu ermitteln. Auf Basis der bis dato durchgeführten Versuche wurden folgende Parameter fixiert: Oszillations-Frequenz 25 Hz Oszillationswinkel +/ - 0,5° Belastung 750 N / Kugel, d.h. bei standardmäßig 4 Kugeln 3.000 N dies entspricht 9.000 N bei einem voll besetzten Lager (12 Kugeln) Versuchstemperatur 22°C +/ - 2°C Prüfkörper Axial-Rillenkugellager des Typs 51206 mit 4 Kugeln mit einer statischen Tragzahl von C 0 = 46.500 N Belastungsverhältnis C 0 / P 5,17 , d.h. hohe mechanische Belastung [KLUE2011] Versuchsdauer 1 min.; 6 min.; 80 min. 8.4 Festlegung von Referenz- und Musterschmierstoffen Im nächsten Schritt mussten geeignete Schmierstoffmuster ausgewählt werden. Hierbei wurden für die Tests unter QSS-Bedingungen zwei Referenzfette ausgewählt, welche die Basis aller Versuche darstellen und nie verändert wurden. Zusätzlich ergaben sich aus Industrieprojekten weitere Fette, die bestimmte Auffälligkeiten zeigten oder eine große Bedeutung im Bereich Windkraftanlagen oder Automotivanwendungen haben. Nachfolgende Tabelle enthält Informationen zu den in den Versuchen eingesetzten Schmierfetten. Leider haben die Hersteller einer Angabe der Handelsnamen nicht zugestimmt, sodass die Muster nachfolgend nur mit Ihren Versuchsbezeichnungen deklariert werden können. <?page no="99"?> 8.4 Festlegung von Referenz- und Musterschmierstoffen 87 Tabelle 4: Daten der Musterfette Code-Bezeichnung Verdicker Grundöl Additive G r u n d ö l v i s k . 4 0 ° G r u n d ö l v i s k . 1 0 0 ° N L G L - K l a s s e T e m p . E i n s a t z b e r e i c h F a f n i r S N R - E r g e b n i s Q S S T - E r g e b n i s [ N o t e ] Einsatzbereich QSST-High-Reference Li-12-Hydroxistearat MIN naphth. EP, Korr.; AO 24 4 1 -40 / 80 1 schnelllaufende Wälzu. Gleitlager; Türschlösser QSST-Low-Reference Li_Kompl.-Seife MIN naphth. unbek. 64 9 1 -40/ 120 5 Wälzlager, Führungen SNR-High-Referenz Li-Kompl.-Seife PAO / Min. unbek. 130 14 1/ 2 -40°C/ 150°C ca. 1mg Wälz/ Gleitlager; Windkraft Radlagerfett 1 Li-Kompl.-Seife PAO/ MIN EP 100 11 2 -30/ 160 (4) FAG Radlagerfett Radlagerfett 2 Li-12-Hydroxistearat MIN naphth. EP 105 9 1/ 2 -40/ 120 Radlagerfett Radlagerfett 3 Li-Kompl.-Seife PAO/ MIN AW, EP 280 / 329 22/ 30.4 2 -30/ 140 (3) Wälz/ Gleitlager; Radlagerfett EP-Wälzlagerfett Li-Kompl.-Seife PAO unbek. 460 1.5 -40°C/ 180°C 220 mg (10h) hochbelastete Wälzlager Wälzlagerfett 2 Lithium/ Kalziumseife MIN EP 460 28 2 1 mg hochbelastete Lager (z.B. Bau, Windkraft, Mining) Wälzlagerfett 4 Lithium PAO unbek. 300 23 1 -30°C/ 120°C ca. 1 bis 8 mg Wälzlager mit hohen Lasten, niedrige Drehzahlen und Vibrationen; Luftfahrt-Fett Lithiumkomplex synth. KW + Ester AO, AW, EP 14.2 3.4 2 -30°C/ 120°C 1,5 mg Wälzlager Luftfahrt Kalziumkomplexfett Calciumkomplex PAO unbek. 100 14 1-2 -40 / 150 Versuchsmuster <?page no="100"?> 8 Laborprüftechnik 88 8.5 Festlegung geeigneter Messgrößen Bezüglich der Auswertung der Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling- Versuche gab es während der letzten Jahre zahlreiche Ansätze, wobei die meisten nach kurzer Zeit wieder verworfen wurden. Bei den bisher bekannten False- Brinelling-Tests (Fafnir- und SNR-Test) ist der Verschleiß so groß, dass der massenmäßige Verschleißbetrag eine schnelle Messung und eine gute Differenzierung ermöglicht. Bei diesen Tests dominiert im stationären Zustand der Abrasivverschleiß infolge der harten Partikel in der Reibstelle. In der Folge kommt es zu relativ tiefen und leicht vermessbaren Mulden in den Laufflächen. Bei den Quasi- Stillstandsmarkierungen ist dies leider nicht so leicht möglich. Bereits PITTROFF, der im Rahmen seiner Dissertation auch zahlreiche Versuche mit sehr kleinen Schwingweiten durchführte, erkannte schnell, dass die Auswertung dieser Versuche relativ schwierig und aufwendig ist. Der Gewichtverlust am Laufring lag selbst bei großen Markierungen im Bereich von unter 0,2 mg. Akustische Messungen (Laufgeräuschzunahme) sind nur bei fortgeschrittener Schädigung sinnvoll und zudem relativ aufwendig. Er dokumentierte daher die Größe der Riffeln optisch und in Einzelfällen die Tiefe mittels Tastschnittmessung. Im Rahmen des FVA-Forschungsvorhaben 540 I (2007 - 2009) wurden die geschädigte Fläche, die maximale Verschleißtiefe sowie das Verschleißvolumen ermittelt. Allerdings erkannte man auch dort, dass die alleinige Betrachtung der Absolutwerte nicht aussagekräftig ist [FVA540]. Letztendlich enthalten die Bilder der Verschleißmarken zahlreiche weitere Informationen, die in diesen drei Kennwerten nicht enthalten sind. DETERS und SCHADOW beschreiben das Problem der geeigneten Messgrößen in ihrem Sachstandsbericht [FVA540; S.8], folgendermaßen: „Das Kriterium „maximale Verschleißtiefe“ wird sehr stark von Ausreißern beeinflusst (…). Das Ausmaß der äußeren Kontur der geschädigten Fläche scheint hauptsächlich von der Hertzschen Kontaktfläche abhängig zu sein. Lediglich das Verschleißvolumen stellt ein reproduzierbares und vertrauenswürdiges Messergebnis dar. Dieses Kriterium zeigt als einziges keine Überschneidungen im Vertrauensbereich der Standardabweichung.“ Bei der Bestimmung des Verschleißvolumens ist allerdings problematisch, dass (Oxid-)Partikel in aller Regel ein größeres Volumen als das Grundmaterial aufweisen, nach oben wachsen und an der Oberfläche anhaften und die Messung somit zum Teil deutlich verfälschen können. Gefährlich ist auch, sich lediglich auf die Falschfarbendarstellungen der modernen Oberflächenmessgeräte zu verlassen, da hierbei sämtlich Farbinformationen, wie sie bei Oxidationsprozessen zu beobachten sind, verloren gehen. Bei den Versuchen an der Hochschule Mannheim wurden im ersten Schritt auch die Größe der Markierungen sowie die veränderte Fläche vermessen. Schnell zeigte sich aber, dass die Flächen bei kurzen Laufzeiten keine klare Differenzierung erlauben, da die Größe des Abdrucks im Großen und Ganzen vorwiegend durch den Schwenkwinkel und die Normalkraft vorgegeben wird. Letztendlich sagt die Größe des Abdrucks aber nichts über die wirkenden Verschleißmechanismen und die Art der Schädigung aus. So ist beispielsweise eine milde Einglättung positiv zu bewerten wohingegen Fresser, Risse und Zerrüttung aus Lebensdauersicht viel kritischer sind. Reduziert man das Versuchsergebnis auf geometrische Größen verliert man zudem weitere Informationen, die die gewissenhafte Mikroskopie liefert, wie z.B. Farbe und <?page no="101"?> 8.5 Festlegung geeigneter Messgrößen 89 topografische Gegebenheiten. Aus diesem Grund wurde ein optisches Bewertungsschema auf Basis der lichtmikroskopischen Dokumentation aller Markierungen entwickelt, das bestimmte als positiv bzw. negativ bewertete Faktoren eines jeden Abdrucks aufaddiert und so eine Punktzahl ergibt. Mit Hilfe des standardisierten Auswerteformulars können unterschiedliche Versuchsläufe direkt miteinander verglichen werden. So können bestimmte Einflussfaktoren schnell erkannt und mit Referenzergebnissen verglichen werden. Aber auch dieses Verfahren wird heute nur noch selten eingesetzt. Aktuelle wird die vergleichende Bewertung mit Referenzergebnissen als beste Auswertemethode erachtet. Abbildung 61: Vermessung mittels Weißlichtinterferometrie [KOTS2013] Abbildung 62: Vergleich lichtmikroskopische und rasterelektronenmikroskopische Aufnahme einer Stillstandsmarkierung [KOTS2013] <?page no="102"?> 8 Laborprüftechnik 90 8.6 Statistik Tribologische Versuche sind immer mit unvermeidlichen, zum Teil recht erheblichen Streuungen verbunden. Die Verteilung der Ergebnisse entspricht häufig nicht der bekannten Standardverteilung einer Gauß-Glockenkurve. Um trotz dieser Streuungen auf brauchbare und auswertbare Ergebnisse zu kommen bzw. um die Ursache dieser Streuungen zu erkennen und sie bei der Versuchsauswertung zu berücksichtigen, wird üblicherweise auf Verfahren der mathematischen Statistik zurückgegriffen (z.B. Weibul-Verteilung bei Wälzlagerlebensdauerversuchen). Dies bedingt allerdings eine große Anzahl an Wiederholungsläufen. Da im Rahmen dieses Projektes grundsätzliche Einflussfaktoren untersucht werden sollten, wurde auf eine „echte“ Statistik verzichtet. Die Versuche wurden immer in Doppelbestimmung durchgeführt. Da pro Einzelversuch 8 Markierungen entstehen, entspricht dies 16 zu bewertenden Messergebnissen. Traten dabei deutliche Unterschiede zu Tage, wurden weitere zwei Läufe durchgeführt. Die Versuchsergebnisse werden immer einer Plausibilitätsprüfung unterzogen. Dies ist aufgrund der Vielzahl an Versuchen mit ähnlichen (aber nicht identischen) Parametern möglich. Da die Bewertung der Versuche optisch erfolgt, ist eine mathematische Interpretation der Ergebnisse nahezu nicht möglich. Für bestimmte Untersuchungsserien, bei denen vorwiegend ein Verschleißmechanismus im Fokus steht, eignet sich das zuvor beschriebene Punktesystem. <?page no="103"?> 91 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen Die bekanntesten False-Brinelling-Tests, wie beispielsweise der sog. SNR-Test und der Fafnir-Test, haben Prüfzeiten von mehreren Tagen (üblicherweise 50 Stunden) und damit Lastwechselzahlen von mehr als 4,5 Mio. Zyklen. Daher wird der False- Brinelling-Effekt häufig auch mit einem Lebensdauer-, Ermüdungs- oder Langzeitproblem in Verbindung gebracht. In der Regel werden die Kontaktstellen erst nach diesen 50 Stunden inspiziert. Zu diesem Zeitpunkt ist die Schädigung im ungünstigsten Fall allerdings schon so stark vorangeschritten, dass keine Primärursachen mehr erkennbar sind. Die aktuellen Untersuchungen zeigen, dass bei kritischen Parametern und ungeeigneten Schmierstoffen bereits nach wenigen Minuten deutlich und zum Teil tiefgehende Schädigungen in der Kontaktzone von Grund- und Gegenkörper auftreten. Betrachtet man die Beanspruchungszyklen sind dies gerade einmal wenige Tausend Lastwechseln! Somit handelt es sich bei Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Schäden nicht um einen Schönheitsfehler oder um ein Ermüdungsproblem, sondern um eine lebensdauerbeeinträchtigende Frühschädigung. Die bei False-Brinelling- und Stillstandsmarkierungen beobachteten Verschleißkalotten bzw. Markierungen zeigen einige spezielle Merkmale, die in dieser Form bei keiner anderen tribologischen Beanspruchung auftreten. Der Grund hierfür sind die speziellen Pressungsverhältnisse und komplexen Bewegungsvorgänge infolge unterschiedlicher Schlupfarten innerhalb der Kontaktzone. Teilweise wurden diese Effekte bei der Beschreibung des Standes der Wissenschaft bereits erläutert (Kapitel 4). In einem ersten Schritt wird in diesem Kapitel die Schadensentwicklung detailliert untersucht. Auch hier erkennt man schnell, dass es sich um ein sehr komplexes Zusammenspiel verschiedener Mechanismen handelt. Aufbauend auf diesen Ergebnissen werden die einzelnen Bereiche der Verschleißkalotten anhand von rasterelektronenmikroskopischen Bildern näher erläutert. Zudem werden Parallelen und Unterschiede zu anderen Verschleißerscheinungen dargestellt. 9.1 Typische Schadensbilder Bei Lagern, die mit kleinen Schwenkbewegungen oder pulsierender Axiallast beansprucht wurden, sind die Markierungen in aller Regel klein und relativ unauffällig. Betrachtet man die Kontaktstellen unter einem Mikroskop fällt sofort die deutliche Abgrenzung zweier Bereiche ins Auge: die ungeschädigte innere Zone sowie eine deutlich sichtbar geschädigte Kontur. Die nachfolgenden Bilder zeigen solche typischen Verschleißmarken. <?page no="104"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 92 Im Vergleich dazu zeigt beispielsweise eine Verschleißkalotte eines SNR-Tests mit +/ - 3° Schwenkwinkel am Versuchsende nach 50 Stunden ein komplett anderes Bild (Abbildung 65). Diese Markierungen sind mit bloßem Auge erkennbar. Nachfolgend sollen diese Beanspruchungsszenarien daher getrennt betrachtet werden. Abbildung 63: Größenvergleich [KOTS2013] Abbildung 64: Typische Schadenerscheinungsformen bei unterschiedlicher Beanspruchungsart aber vergleichbarem Mikrogleiten innerhalb der Kontaktzone <?page no="105"?> 9.2 Schadensentwicklung bei kleinen Schwenkwinkeln (Quasi-Stillstandsmarkierungen) 93 9.2 Schadensentwicklung bei kleinen Schwenkwinkeln (Quasi- Stillstandsmarkierungen) Abbildung 66 zeigt die Entwicklung eines typischen Stillstandschadens bei einem tendenziell eher schlechten Fett. Wie bereits erwähnt, sind die Markierungen relativ klein und unscheinbar. Im Kapitel 16 wird aber gezeigt, dass selbst harmlos aussehende Markierungen bereits eine deutliche Reduzierung der Lebensdauer des Lagers im Normalbetrieb bewirken. Abbildung 66: Einfluss der Lastwechselzahl bei einem typischen Stillstandstest mit einem relativ schlechten Fett (Parameter: 750 N/ Kugel; 25 Hz; +- 0,5°, 25°C; typisches Wälzlagerfett) Vergleichend sind nachfolgend die Markierungen eines ungeschmierten Versuchs dargestellt. Abbildung 65 Typische Schadenerscheinungsform beim SNR-Test mit größerem Schwenkwinkel (Parameter 8 kN; +/ - 3°) <?page no="106"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 94 Abbildung 67: Einfluss der Lastwechselzahl (LW) bei einem typischen Quasi- Stillstandstest (Parameter: 750 N/ Kugel; 25 Hz; +- 0,5°, 25°C; trocken) [GRIE2007] Im Gegensatz zu den geschmierten Versuchen kommt es bei den ungeschmierten Versuchen zu einer deutlich stärkeren Oxidbildung (rot-braunes Fe 2 O 3 ). Bereits nach einer Minute ist die braune Verfärbung in Bereich der Mikrogleitbereiche deutlich erkennbar. Aufgrund der hohen Reibungszahl bei Trockenreibung ist die Haftzone in der Mitte der Kalotte stark ausgeprägt. Bei dem Versuch mit 54.000 LW erkennt man, dass Teile der Haftzone immer noch vollkommen ungeschädigt sind, obwohl es in der äußeren Gleitzone bereits zu massiven Schäden kommt. Erst wenn die entstandenen Partikel diese Haftzone von außen abtragen, kommt es zur Ausbildung einer tiefen Mulde (117.000 LW). Nachfolgend werden die Ergebnisse zweier Referenzfette nach unterschiedlichen Laufzeiten genauer untersucht. Im Standardtest betragen die Laufzeiten eine Minute (1.500 Lastwechsel), sechs Minuten (6.000 LW) und 80 Minuten (117.000 LW). <?page no="107"?> 9.2 Schadensentwicklung bei kleinen Schwenkwinkeln (Quasi-Stillstandsmarkierungen) 95 Abbildung 68: Stillstandsmarkierung nach 1 min unter Standardbedingungen mit dem Wälzlagerfett 2 Abbildung 69: Stillstandsmarkierung nach 80 min unter Standardbedingungen mit dem Wälzlagerfett 2 500 x Innen - 5000 x Innen - 2000 x Außen - 2000 x <?page no="108"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 96 Abbildung 70: Stillstandsmarkierung nach 1 min unter Standardbedingungen mit dem QSST-High-Referenzfett Abbildung 71: Stillstandsmarkierung nach 80 min unter Standardbedingungen mit dem QSST-High-Referenzfett <?page no="109"?> 9.3 Schadensentwicklung bei größeren Schwenkwinkeln (False-Brinelling-Bedingungen / SNR-FEB2- Test) 97 9.3 Schadensentwicklung bei größeren Schwenkwinkeln (False- Brinelling-Bedingungen / SNR-FEB2-Test) Bei Winkeln, welche die Kontaktzone jeweils zyklisch öffnen, findet man andere Schäden und eine andere Schadensentwicklung. PHANER-GOUTORBE et al. haben im Jahr 1997 die Oberflächen der Verschleißmarken von False-Brinelling- Markierungen mit Hilfe eines Rastertunnelmikroskops (STM) hochgenau untersucht und die Veränderungen dokumentiert [PHAN1997]. Die Prüfbedingungen ähnelten den SNR-FEB2-Bedingungen. Bei einem schlechten Fett stellte sich bereits nach einer Minute ein deutlicher Poliereffekt ein. Die Reibstelle war mit rot-braunen Oxiden überzogen. Nach einer Stunde waren diese Oxide wieder abgetragen und die Reibstelle wirkte eher blank. Nach 5 bis 6 Stunden fanden die Forscher zunehmende Defekte in der Oberfläche, die aber nach längerer Laufzeit (15 Stunden) wieder verschwanden. Mit einem guten Fett kommt es innerhalb der ersten Minute ebenfalls zu einer gewissen Einglättung, es treten aber keine Defekte in der Lauffläche auf. Außerdem tritt nahezu keine Oxidation auf. Die Rauheit nimmt mit der Zeit tendenziell eher wieder zu wohingegen die tiefen Mulden bei dem schlechten Fett eine sehr glatte Oberflächenstruktur aufweisen. Nachfolgend werden die Ergebnisse zweier Standardfette nach unterschiedlichen Laufzeiten genauer untersucht. Im SNR-FEB2-Test beträgt die Standard-Prüfzeit 50 Stunden. Sowohl die QSST-High-Referenz, wie auch die QSST-Low-Referenz erreichen die 50 Stunden. Bei beiden stellt sich mittelmäßiger Verschleiß ein (Gewichtsverluste ca. 12 mg bis 18 mg). Das Fett um die Kontaktstellen ist bei beiden Versuchen durch den Partikeleintrag bereits deutlich verfärbt. Ungeeignete Fette fallen aber in der Regel bereits innerhalb der ersten Stunden aus. Abbildung 72: Vergleich der beiden QSST-Referenzfette nach dem SNR-FEB2-Test (Prüfdauer 50 h) <?page no="110"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 98 Für eine Studie bezüglich der Vorgänge bei einem Ausfall wurde ein Radlagerfett mit bekanntermaßen schlechter Eignung für den SNR-FEB2-Test ausgewählt. Nachfolgend ist die Chronologie des Ausfalls dargestellt. Abbildung 73: Lichtmikroskopische Dokumentation der Entwicklung der Schädigung beim Wälzlagerfett 3 Betrachtet man sich die Markierungen etwas genauer im REM, so erkennt man auch hier komplexe Schädigungsmechanismen innerhalb der Kontaktstelle (Abbildung 74). Die Bilder zeigen, dass es zu Beginn der Schädigung zu einem Aufplattieren von teilweise oxidierten Verschleißpartikeln kommt. Diese Schichtbildung nimmt mit der Zeit ab und ist nach 30 Minuten nur noch vereinzelt erkennbar. Stattdessen bildet sich die typische Verschleißmulde aus. In dieser Mulde kommt es zu massiven multidirektionalen Materialverschiebungen. Am Rande der Kalotte erkennt man plastisch ausgewalktes Material. Aufgrund lokaler Pressungserhöhungen durch die Verschleißpartikel kommt es also zu Spannungen, die über der Fließgrenze des Materials liegen. <?page no="111"?> 9.3 Schadensentwicklung bei größeren Schwenkwinkeln (False-Brinelling-Bedingungen / SNR-FEB2- Test) 99 Abbildung 74: Ausbildung der Verschleißmarke im SNR-FEB2-Test nach unterschiedlichen Versuchszeiten (Wälzlagerfett 3) - geringe Vergrößerung (250x) Die Bilder mit 500-facher Vergrößerung zeigen die Materialverschiebungen nach 30 min. bzw. 60 min. noch deutlicher (Abbildung 75). <?page no="112"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 100 Abbildung 75: Ausbildung der Verschleißmarke im SNR-FEB2-Test nach unterschiedlichen Versuchszeiten (Radlagerfett LGWM2) - mittlere Vergrößerung (500x) Abbildung 76: Ausbildung der Verschleißmarke im SNR-FEB2-Test nach unterschiedlichen Versuchszeiten (Wälzlagerfett 3) - höhere Vergrößerung (2.000x) <?page no="113"?> 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 101 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 9.4.1 Haftzone Bei kleinen Schwenkwinkeln kann die Kontaktellipse in eine Haft- und eine Gleitzone unterteilt werden. In der Mitte der elliptischen Marke findet keine Relativbewegung statt. Am Rand kommt es aufgrund der bereits erläuterten Zusammenhänge zu Mikroschlupfbewegungen und damit zu einer Schädigung der Oberflächen. Da es in der Mitte der Kontaktzone nicht zu Relativbewegungen kommt und auch die Fließgrenze des Materials nicht überschritten wird, kommt es hier zu keinerlei Veränderungen der Oberfläche. Die Original-Schleifspuren des Laufrings sind vollkommen erhalten. Selbst mit extrem hochauflösender Messtechnik (Weißlichtinterferometrie mit einer Auflösung von ca. 2 Nanometern) lässt sich keine Veränderung feststellen. Eine Haftzone kann sich nur einstellen, wenn die Schwenkbewegungen so klein sind, dass die wirkenden Tangentialspannungen die maximale Haftreibung nicht vollständige überwinden. Bei False-Brinelling-Tests mit Schwenkwinkeln im Bereich einiger Grad bildet sich diese Zone nicht aus obwohl die Umkehrbewegung in den Endpunkten auch lokale Mikrogleitbewegungen erzeugt (siehe Abbildung 39). Diese werden aber direkt wieder überrollt und haben aufgrund der Größe der Gesamtfläche kaum Einfluss auf das Verschleißgeschehen. Abbildung 77: Innere, vollkommen unveränderte Haftzone nach 80 min. (Standardbedingungen, SST-Low- Referenz-Fett) <?page no="114"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 102 9.4.2 Zone partiellen Gleitens Obwohl die Stillstandsmarkierungen bei den Versuchen mit kleinen Schwenkwinkeln oder rein elastischer Verformung auf den ersten Blick relativ harmlos aussehen erkennt man im REM bereits deutliche und überraschend tiefgreifende Schäden an der Oberfläche. Selbst mit einem unter Quasi-Stillstandsbedingungen sehr guten Fett findet man in den Ellipsenenden recht massive Schädigungen (Abbildung 78). Die ursprüngliche Oberflächenstruktur ist lokal bereits vollständig zerstört. Abbildung 78: Massive lokale Schädigung selbst bei kaum sichtbarer Markierung (QSST-High-Referenz-Fett, +/ - 0,2°, 750 N/ Kugel, 80 min., 25 Hz) Die rasterelektronische Begutachtung der Verschleißkalotten zeigt in den meisten Fällen eine deutlich stärkere Schädigung der Randzonen als es die lichtmikroskopischen Aufnahmen vermuten lassen, in denen man vorwiegend die farblichen Veränderungen infolge der Tribooxidation erkennt. Die stärkste Schädigung tritt bei Versuchen mit Axialrillenkugellagern immer im Bereich der Ellipsenenden auf. Dort kommt es beim ARKL aufgrund des größten Schlupfes (positiv, wie negativ) zu starken Veränderungen der ursprünglichen Oberfläche. In diesen Bereichen findet man je nach Schmierstoff unterschiedlich große Anteile von Tribochemischer Reaktion, Oberflächenzerrüttung und Adhäsion. Die Oberflächen sehen meistens wellig, zerklüftete und/ oder ausgewaschen aus. Gerade die undefinierte Oberflächenmorphologie, die ein bisschen an den Strand am Meer erinnert, ist ein typisches Zeichen für Triboxidation. Tiefere Löcher, Riefen oder lokale Erhöhungen sind ein Zeichen für adhäsiven Verschleiß mit Materialübertrag. Teilweise erkennt man beginnende Risse am Übergang zwischen Haft- und Gleitzone. Häufig erkennt man, wie sich losgelöstes Verschleißmaterial lokal anhäuft, da eine makroskopische Relativbewegung fehlt, die die entstandenen Verschleiß- und Reaktionsprodukte abtransportiert. <?page no="115"?> 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 103 Abbildung 79: Typische Materialanhäufung in den Ellipsenenden Abbildung 80: Verschleißerscheinung „Auswaschung“ am inneren Ellipsenende nach 80 min unter Standardbedingungen <?page no="116"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 104 Im am deutlichsten geschädigten äußeren Ellipsenende findet man nach QSS- Bedingungen unterschiedlich stark ausgeprägt tribochemische Reaktion (Tribooxidation), Oberflächenzerrüttung und massive Adhäsion (siehe Abbildung 81). Interessant ist der „Faltenwurf“, den man bei ungeeigneten Fetten in diesem Bereich findet. Er zeigt, welche großen lokalen Spannungen wirken. Das Material wird hier plastisch umgeformt. Die durch die Tribooxidation entstehenden Verschleißpartikel und die Reaktionsprodukte wirken teilweise als eine Art Läppmittel, sodass sich Mulden bilden oder es zu Agglomerationen kommt. In einigen Fällen erkennt man „Fresser“, die häufig dazu führen, dass sich die Kugel dreht („Spin“), was dann kreisförmige Riefen verursacht. Am Übergang zwischen Haft- und Gleitzone findet man bei ungünstigen Fetten tiefgehende Risse. Alle diese Bilder zeigen deutlich das komplexe Zusammenspiel verschiedener Verschleißmechanismen innerhalb einer Kontaktstelle. Abbildung 81: Unterschiedliche Verschleißerscheinungen am äußeren Ellipsenende unter Standardbedingungen nach 80 min. <?page no="117"?> 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 105 9.4.3 Mittlere Ellipsenkontur Im mittleren Bereich der Ellipsenkontur, in der Mitte der Laufspur sind nahezu bei allen Versuchen nur leichte tribochemische Reaktionen zu erkennen. Die ursprünglichen Schleifspuren des Laufrings werden in einem schmalen Bereich unterbrochen (Abbildung 82). Bei den meisten Schmierstoffen ist dieser Bereich allerdings auch überhaupt nicht geschädigt, so dass die Ellipsenkontur nicht geschlossen ist. In diesem Bereich findet zwischen Wälzkörper und Lauffläche nahezu ideales Rollen statt, sodass die schädigenden Mikrogleitbewegungen fehlen. Abbildung 82: Durch tribochemische Reaktion "gezeichnete" Ellipsenkontur 9.4.4 Wälzbereich bei größeren Schwenkwinkeln Bei größeren Schwenkwinkeln ist die betroffene Fläche gleichmäßiger geschädigt oder verändert. Hier gibt es keine so detaillierte, lokal differenzierte Aufteilung wie bei den Stillstandsmarkierungen. Es spielen sich eher makroskopische, „normale“ Verschleißprozesse ab. Betrachtet man sich die Markierung eines eher ungeeigneten Fettes im SNR-FEB2- Test, so erkennt man bereits nach einer Minute starke Veränderungen. Bereits nach dieser extrem geringen Zyklenzahl (1.500 Zyklen) ist der komplette Kontaktbereich massiv geschädigt. Man erkennt, wie die entstandenen teilweise oxidierten Verschleißpartikel unter der Wälzbeanspruchung zu einer festen aber spröden Schicht aufplattiert werden. Auffällig ist die Grundstruktur des verschlissenen Bereichs. Die Oberfläche erscheint wellig und ähnelt der bei hydro-abrasivem Verschleiß. Sie zeigt keine in Bewegungsrichtung gerichtete Struktur. Auch diese Veränderung scheint durch tribooxidative Prozesse ausgelöst zu sein. Es sind keine klassischen Verschleißerscheinungen wie z.B. Riefen oder Fresser identifizierbar. <?page no="118"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 106 Abbildung 83: False-Brinelling-Markierung nach einer Minute (SNR-FEB2- Prüfbedingungen, Wälzlagerfett 3) Bei solchen größeren Schwenkwinkeln erkennt man kaum Unterschiede in der geschädigten Fläche. Der Verschleiß scheint sich gleichmäßig über die ganze Fläche zu verteilen. Lediglich am inneren Rand der trapezförmigen Markierung erkennt man Materialverschiebungen, welche auf hohe Spannungen hindeuten. Tiefere Mulden, wie sie teilweise auch aus der Praxis bekannt sind, entstehen erst durch Eintrag von abrasiven Verschleißpartikeln und Reaktionsprodukten oder bei der vollständigen Schmierstoffverarmung der Reibstelle (siehe auch noch einmal Abbildung 74). In dem folgenden Unterkapiteln wird auf die einzelnen Verschleißmechanismen innerhalb der Kontaktzone noch einmal näher eingegangen. Die möglichen Ursachen für das Wirken dieser Mechanismen werden erläutert. <?page no="119"?> 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 107 9.4.5 Kreisförmige Kratzer in der Stillstandsmarkierung (Spin der Kugel) Teilweise erkennt man, dass sich die Kugel während eines Stillstandsversuchs dreht. Anfangs wurde diesem Effekt keine besondere Bedeutung beigemessen. Erst während der Abschlussarbeit von KOTSCHENREUTHER fiel auf, dass dies hauptsächlich dann auftritt, wenn es lokal zu einem Materialübertrag kommt. In Abbildung 84 erkennt man schön, wie es im äußeren Ellipsenende zu Adhäsionserscheinungen gekommen ist („Fresser“). Die lokalen Verschweißungen reißen infolge der wechselnden Belastung auseinander. Der Materialübertrag führt zu einer lokalen Spannungsüberhöhung, die dadurch ausgeglichen wird, dass sich die Kugel wegdreht. Man erkennt, wie an der Kugel anhaftendes Material zu einer kreisförmigen Riefung führt. Dort wo der Spalt groß genug ist (in der Mitte der Laufrille) hören die Riefen auf. Sie erscheinen dann aber wieder an der Stelle des verengenden Spaltes auf der anderen Laufrillenseite. Nach ca. 160°, kurz bevor sich die Spuren geschlossen hätten, wurde dieser Versuch gestoppt. Abbildung 84: Drehen der Kugel infolge adhäsiven Materialübertrags („Fresser“) [KOTS2013] Die statistische Auswertung aller Versuche mit drehender Kugel ergab keine auffälligen Häufungen, weder für die linke oder rechte Prüfseite, noch für die Drehrichtung der Kugeln [KOTS2013]. Die Drehrichtung scheint somit rein zufällig zu sein. Kreisförmige Riefen auf den Laufringen sind somit ein relativ sicheres Zeichen für lokale Adhäsion und damit eine relativ kritische lokale Schädigung. <?page no="120"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 108 Abbildung 85: Kreisförmige "Fress"-Riefen im äußeren Ellipsenende (QSST- Parameter, QSST-Low-Referenz-Fett, 1,3 h) In der Arbeit von KRÄMER wurde der Effekt des Kugel-Spins weiter untersucht [KRÄM2016]. Es zeigte sich, dass die Kugeln noch viel häufiger ungewöhnliche Spuren zeigen als bisher angenommen. Teilweise erkennt man auf den Kugeln Spuren, die auf ein Drehen hindeuten, ohne dass man aber auf den Laufringen Auffälligkeiten sieht. Dies deutet darauf hin, dass die Kugeln infolge des Bohrschlupfes zum Drehen angeregt werden und sich erst mit der Zeit und zunehmender lokaler Schädigung festsetzen. Trotzdem kommt es auf den Laufringen zu dem klar abgegrenzten elliptischen Schadensbild. Obwohl die einzelnen Kugeln im Versuch unterschiedlich stark drehen, sind die Markierungen auf den Laufringen ähnlich ausgeprägt (Abbildung 86). Es scheint so, als habe dieser Effekt erst einmal keinen signifikanten Einfluss auf den Schaden. Die statistische Auswertung der Versuche zeigt allerdings, dass der Kugelspin bei gut geeigneten Fetten deutlich seltener auftritt als bei schlechteren Fetten. <?page no="121"?> 9.4 Lokal unterschiedliche Verschleißerscheinungen 109 Abbildung 86: Unterschiedlicher Spin der Kugeln bei dem QSST-Standardversuch mit dem High-Referenz-Fett Abbildung 87: Unterschiedlicher Spin der Kugeln bei dem QSST-Standardversuch mit dem Low-Referenz-Fett <?page no="122"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 110 9.5 Wirkende Verschleißmechanismen 9.5.1 Tribochemische Reaktion Die Bereiche mit tribochemischer Korrosion machen insbesondere bei ungeeigneten Fetten flächenmäßig den mit Abstand größten Anteil der Schädigung aus. Insbesondere im Bereich der Ellipsenenden, wo der größte positive oder negative Schlupf wirkt, findet man bereits nach wenigen Schwingzyklen stark braun verfärbte Bereiche. Details zur Entstehung der tribochemischen Korrosion wurden bereits im Kapitel 4.2.1 „Stand der Wissenschaft zum Thema Schwingreibverschleiß“ sehr detailliert beschrieben, daher soll hier nicht noch einmal darauf eingegangen werden. Bei Stillstandsbedingungen werden die Partikel wie beim Fretting kaum abtransportiert. Sie agglomerieren lokal in den inneren Ellipsenenden. Lokal kann es so zu hohen Spannungsspitzen kommen. Im Fall von False-Brinelling-Bedingungen bilden sich Schollen aus Verschleißteilchen aus, die durch das Überrollen bei der oszillierenden Wälzbewegung regelrecht aufplattiert werden. Insgesamt ist das Verschleißvolumen deutlich größer als unter Stillstandsbedingungen, da die komplette überstrichene Fläche geschädigt wird. 9.5.2 Oberflächenzerrüttung Unter klassischer Oberflächenzerrüttung versteht man die Rissentstehung infolge einer zyklischen und anhaltenden Wechselbeanspruchung. Typisch ist dieser Verschleißmechanismus daher bei Zahnrädern und bei Wälzlagern. Je nach wirkenden Normal- und Tangentialkräften kann das resultierende Vergleichsspannungsmaximum an der Oberfläche oder in der Tiefe liegen. Die Risse können somit unterhalb der Oberfläche entstehen oder von der Oberfläche aus in die Tiefe gehen. Als Faustformel kann man sagen, dass bei Reibwerten größer 0,3 die Risse von der Oberfläche ausgehen, wohingegen bei niedrigeren Reibwerten das Spannungsmaximum und damit der Ort der Rissentstehung eher in der Tiefe liegt. In einem ausreichend geschmierten Wälzkontakt sollten niemals Reibwerte über 0,3 auftreten, sodass in diesem Fall lediglich die klassische Ermüdungsfestigkeit nach Wöhler eine Rolle spielt. Schäden treten dann bei korrekter Auslegung erst am rechnerischen Lebensdauerende auf. Je nach wirkender Vergleichsspannung bilden sich die Risse in unterschiedlichen Richtungen und unter unterschiedlichen Winkeln aus. Wenn die Risse die Oberfläche erreichen und zusammenwachsen, können sich größere Teilchen lösen („Pitting“). Die Form der Verschleißpartikel kann daher Aufschluss darüber geben, ob es sich vorwiegend um Delaminationsprozesse handelt (hierbei findet man vorwiegend plättchenförmige Verschleißpartikel) oder ob die Risse eher in die Tiefe gehen (größere, dreidimensionale Verschleißpartikel). In den Stillstandsmarkierungen erkennt man aber häufig schon nach wenigen Lastwechseln Risse, welche von der Oberfläche in die Tiefe gehen. Dies deutet auf sehr hohe Tangentialkräfte an der Oberfläche hin. Die allgemeinen Theorien zeigen, dass die Reibungskräfte Risse hinter der Kontaktfläche verursachen können. Diese Risse haben theoretisch eine Neigung von ca. 45° und laufen in Richtung der Tangentialbewegung in die Kontaktfläche des Grundkörpers hinein. <?page no="123"?> 9.5 Wirkende Verschleißmechanismen 111 Im Fall von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling, bei dem die Lager oszillierend beansprucht werden, kann es aufgrund der Wechselbelastungen zu Rissen in beiden Drehrichtungen kommen (Abbildung 88). Abbildung 88: Oberflächenzerrüttungsmodel bei oszillierender Beanspruchung [CZIC2010] Wie bereits im Kapitel 4.2.2 „Theorien zur Rissentstehung und -ausbreitung bei Schwingbelastung“ ausführlich erläutert, finden sich im Falle von Stillstandsmarkierungen häufig Risse am direkten Übergang zwischen Haft- und Gleitzone oder in den Ellipsenenden. Abbildung 89: Rissbildung im äußeren Ellipsenende Ursprünglich hielt man sämtliche Risse, die man in Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Kalotten fand, für Zeichen von klassischer Oberflächenzerrüttung, da dies unter den vorliegenden Randbedingungen, wie gehärteter Werkstoff, hohe Hertzsche Pressungen und wechselnde Beanspruchung, die naheliegende Erklärung war. Im Laufe der Untersuchungen der letzten Jahre zeigte sich aber, dass im Falle von Stillstandsmarkierungen bereits nach sehr wenigen Zyklen Risse am Übergang zwischen Haft- und Gleitzone beobachtet werden. Dies lässt sich mit den klassischen Dauerfestigkeitstheorien nicht erklären. Stattdessen müssen lokal sehr hohe Spannungen wirken, die zu einer sofortigen Schädigung führen. <?page no="124"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 112 Die auftretenden Spannungen können bis tief in die Oberfläche verlaufen. Diesbezüglich wurde von der Firma Bosch im Rahmen eines gemeinsamen Projektes eine zielgenaue Präparation und Analyse mit einem Ionen- und Elektronenstrahl an einer typischen Stillstandsmarkierung durchgeführt (siehe Abbildung 90). Das hierfür verwendete Verfahren nennt sich „Focused Ion Beam“ (FIB) zu Deutsch „Fokussierter Ionenstrahl“. Die Besonderheit dieses Verfahrens ist die zielgenaue Öffnung der Festkörperfläche durch Ionen, welche die zu untersuchende Schnittfläche nicht verformen. Die so freigelegte Schnittfläche selbst wird dann mit Hilfe eines Elektronenstrahls dargestellt. Die Kombination dieser beiden Verfahren wird als „FIB Cross- Beam“ (FIB-XB) bezeichnet und ist eine hervorragende - wenn auch relativ aufwändige und teure - Methode, solche Schäden nachzuweisen. Abbildung 90: Querschnitt im Bereich des Ellipsenendes zum Nachweis entstehender Risse Auch im Rahmen des Forschungsvorhaben FVA540 wurden einige FIB/ XB- Untersuchungen durchgeführt [FVA540]. An der Mehrzahl der untersuchten Proben wurden auch hier sehr feine Risse entdeckt, die weniger als 1 μm breit sind und unter einem Winkel von 60° bis 70° ca. 8 μm in die Tiefe verlaufen. Die Versuche, diese Risse mit deutlich kostengünstigeren metallurgischen Schliffen sichtbar machen zu können, missglückten aufgrund der Feinheit der Risse. Auch die üblicherweise zur Rissdetektion eingesetzten Methoden der Farbeindringprüfung, Magnetpulverprüfung, Wirbelstromprüfung, Ultraschallprüfung und der thermografischen Prüfung waren nicht geeignet, solch feine Schädigungen nachzuweisen. Damit bleibt zum endgültigen Nachweis von Rissen nur das FIB/ XB-Verfahren übrig. <?page no="125"?> 9.5 Wirkende Verschleißmechanismen 113 9.5.3 Adhäsion Infolge der oszillierenden Mikrogleitbewegungen im Bereich der Ellipsenenden kommt es hier zur Schmierstoffverarmung und zu extremer Mangelschmierung. Reaktionsschichten werden gebildet aber auch wieder abgerieben. Kommt es so zum Kontakt metallisch reiner Oberflächen tritt massive Adhäsion auf, die umgangssprachlich gerne als „Fressen“ bezeichnet wird. Normale Adhäsion tritt auch bei moderaten Beanspruchungen auf und führt zu mildem Verschleiß. Dieser lässt sich im Bereich der Mischreibung nicht vermeiden. Teilweise ist er aber sogar günstig, um Spannungsspitzen abzubauen (Einlaufverschleiß). Chemische Additive helfen, Adhäsion zu vermeiden, indem sie unter Druck und Temperatur die Oberflächen in weniger adhäsiongefährdete Schichten umwandeln (z.B. Sulfidschichten bei schwefelhaltigen Additiven). Diese sogenannten Hochdruckadditive (EP - Extreme-Pressure- Additive) können aber bei den geringen Energiedichten, die im Falle von Stillstandsmarkierungen auftreten (vergl. Kapitel 6) nicht wirken (siehe auch Kapitel 11.5 „Einfluss von Additiven“.) Massive Adhäsion führt zum lokalen Verschweißen größerer Oberflächenbereiche. Bei der nächsten Bewegung werden diese Bereiche auseinandergerissen. Werkstoff von einem Körper überträgt sich auf den anderen und umgekehrt. Die Folge ist eine starke Zerrüttung der Oberflächen. Im Lichtmikroskopbild erscheinen diese Bereiche silbrig-grau. Häufig findet man kreisförmige Riefen in den Stillstandsmarkierungen. Ein genauere Untersuchung dieses Phänomens zeigte, dass die Ursache ein Materialübertrag von dem Laufring auf die Kugel ist. Diese lokale Verschweißung löst sich unter der Wechselbeanspruchung. Die lokale Pressungserhöhung wird abgebaut, indem die Kugel wegdreht. Abbildung 91 zeigt, wie die Riefen im Bereich des engsten Spaltes noch sichtbar sind. In der Mitte der Laufrille verschwinden, um schließlich auf der anderen Seite weiterzugehen. Abbildung 91: Riefen in der elliptischen Verschleißmarke infolge Kugelspin [KRÄM2016] <?page no="126"?> 9 Schadensentwicklung - Wirkende Verschleißarten und -mechanismen 114 9.5.4 Wälzverschleiß Im Gegensatz zu den zuvor genannten Haupt-Verschleißmechanismen bezeichnet der Begriff Wälzverschleiß eher eine Summe an Schädigungen, die in Wälzlagern unter dort typischen Bedingungen letztendlich zum Verschleiß führen. Bei kontraformen Kontakten, wie den Kontaktpartnern von Kugellagern, treten aufgrund der Geometrie hohe Hertzsche Pressungen auf. Bei Wälzkörpern kommt es beim Mehrfachüberrollen zu wechselnde mechanische Beanspruchungen in den Oberflächen. Diese wechselnden Beanspruchungen führen anfangs zu „normalem“ moderaten Verschleiß infolge einer Kombination aus Adhäsion und Abrasion. Durch Gleitbewegungen infolge Schlupfes kommt es lokal zu tribochemischen Reaktionen, die häufig als umlaufende Bänder auf den Kugeln zu erkennen sind. Bei längerer Laufzeit kommen Gefügeveränderungen und Ermüdungseffekte hinzu, die letztlich zu Rissbildungs- und Risswachstumsvorgängen bis hin zur Abtrennung von Verschleißpartikeln führen. Die Grübchenbildung („Pitting“) ist somit auch eine wesentliche Verschleißerscheinungsform des Wälzverschleißes und stellt eine der Hauptursachen für den Ausfall von Wälzlagern dar. Auch bei der (elasto-) hydrodynamischen Schmierung (EHD) werden die zyklisch-dynamischen Beanspruchungen bei Roll- und Wälzvorgängen auf die beteiligten Festkörper übertragen. Daher können auch ideale Schmierungszustände nicht vor Oberflächenzerrüttung schützen. Dennoch hat der Schmierstoff einen Einfluss auf die Pittingbildung, wie zahlreiche Forschungsprojekte u.a. der Forschungsvereinigung Antriebstechnik (FVA) gezeigt haben. Hohe Schmierstoffviskositäten wirken dämpfend und können Pittingbildung verzögern. Dahingegen können aggressive chemische Additive, wie z.B. Aktivschwefel, Pittingbildung begünstigen [HOEHN2011; WEDL2015]. <?page no="127"?> 115 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 10.1 Einfluss der Belastungsform: axial-pulsend oder rotatorischoszillierend In einer der ersten Arbeiten am Kompetenzzentrum Tribologie zum Thema Stillstandsmarkierungen von ADAM und BREITENBERGER im Jahr 2005 wurden vergleichende Versuche am Hydropulsprüfstand und am False-Brinelling-Prüfstand mit drei Referenzfetten gefahren [ADAM2005]. Die Verschleißbilder von kleinen Schwenkbewegung (in diesem Fall +/ - 0,2°) ähneln denen von reinen Axial- Pulsbewegungen stark. Dies zeigen die nachfolgenden Bilder typischer Verschleißmarken (Abbildung 92). Auffällig ist die klare elliptische Form mit einer ungeschädigten Innenzone. Bei der axial pulsenden Bewegung entstehen in radialer Richtung größere Gleitanteile weswegen die Kalotten in dieser Richtung aufgrund des kontraformen Kontaktes eine stärkere Schädigung zeigen als die rotatorisch oszillierenden Versuche. Abbildung 92: Vergleich der Markierungen vom False-Brinelling- Prüfstand mit denen des servo-hydraulischen Prüfstandes Die geschädigte Fläche vergrößert sich bei den axial gepulsten Lagern bei gleichbleibender Maximalbelastung mit einer Vergrößerung des Anteils der Schwellbelastung sowie mit einem Absinken der unteren Minimallast, da hierbei der Gleitanteil im äußeren Bereich erhöht wird. Der Einfluss der Schwingfrequenz ist bei diesen Versuchen relativ gering und wurde nur bei wenigen Tests beobachtet. Das Ranking der drei bereitgestellten Referenzfette „Radlagerfett 1“, „Radlagerfett 3“ und „QSST-High- Reference“ ist bei beiden Prüfsystemen gleich. Weiterführende Untersuchungsergebnisse zum Einfluss von Frequenz, Lastspielzahl und Schmierstoff unter axial schwellenden Normalkräften finden sich in der Arbeit von GÄRTNER und POLZER [GÄRT2007] und SEUFERT und JUNG [SEUF2007]. <?page no="128"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 116 Abbildung 93: Vergleich der QSST-High- und Low-Referenz im Hydropulser-Versuch [SEUF2007] Ein großer Nachteil der Versuche auf dem servohydraulischen Prüfstand (oder auch Shaker-Prüfständen) ist, dass die Gleitbewegung eine Folge der Normalkraft ist und somit diese beiden Parameter nicht unabhängig voneinander variiert werden können. Da die Haftzone in der Mitte der Kontaktfläche (nahezu) keine Schädigung erfährt, bleibt die Schädigung lokal auf den äußeren Gleitbereich beschränkt. Auch bei längeren Versuchszeiten ist somit kaum eine klare Differenzierung möglich. Aus diesem Grund werden nachfolgend nur noch Ergebnisse des False-Brinelling-Prüfstandes dargestellt. Im FVA-Vorhaben 540 [FVA540] wurden ebenfalls Versuche mit dynamischer Normalkraft durchgeführt allerdings in Kombination mit einer zusätzlichen hochfrequenten Schwenkbewegung. Dieses Belastungsszenario ist zwar praxisnah, erschwert aber die Analyse der Ergebnisse, da durch die elastischen Verformungen im Kontakt und den Mikrogleitbewegungen infolge der Oszillation undefinierte und mehraxiale Bewegungen eingeleitet werden. Stillstandsmarkierungen können auch durch Vibrationsbewegungen quer zur Laufrichtung der Wälzkörper entstehen [TORR2016]. Gerade bei Rollen-, Kegelrollen- und Nadellagern kann es so zu massiven Fretting-Schäden kommen. Hierbei handelt es sich dann aber wirklich um reine translatorische Bewegungen ohne Wälzanteil (klassisch „Fretting“). Solche Bedingungen lassen sich sehr gut mit dem SRV®- Prüfstand nachbilden. Abbildung 94: Axial- und Umfangsschwingung <?page no="129"?> 10.2 Einfluss der Schwingzyklenzahl 117 10.2 Einfluss der Schwingzyklenzahl Die meisten Untersuchungen aus dem Bereich der Fretting-Forschung zeigen einen linearen Anstieg des Verschleißes mit der Schwingzyklenzahl [FENG1954; HALL1956; SASA1959; WRIG1952; SODA1959]. Dies lässt sich damit erklären, dass die Oxidationsprozesse relativ früh einsetzen und so bereits nach kurzer Zeit (einige tausend Zyklen) Abrasionsverschleiß dominiert, der häufig relativ konstante Verschleißraten zeigt. Im Falle des False-Brinellings findet man dahingegen in der Regel eskalierende Verschleißverläufe. Nach einer gewissen Inkubationszeit entstehen durch Verschleiß erste Partikel, die dann als Verdicker wirken. Dadurch wird das Nachfließverhalten des Öles immer mehr verschlechtert. Zusätzlich bildet sich eine Sperrschicht aus, die zusätzlich den Zufluss von frischem Schmierstoff behindert. Dadurch eskaliert der Prozess und es kommt zu massivem Verschleiß infolge Mangelschmierung und zunehmender Abrasionsbelastung. Die nachfolgende Abbildung 95 verdeutlicht diese Entwicklung. Dies erklärt auch die teilweise große Streuung zwischen den einzelnen Markierungen eines Versuches. Abbildung 95: Entwicklung eines False-Brinelling-Schadens (SNR-FEB2-Parameter: 667 N/ Kugel; 25 Hz; +- 3°, 25°C; Wälzlagerfett 3) Bei Quasi-Stillstandsversuchen erkennt man tendenziell immer einen progressiven Verschleißverlauf. Auch dies lässt sich mit einer zunehmenden Verschlechterung der Schmierbedingungen im Kontakt sowie Sekundärschäden durch die entstehenden Partikel erklären. Die Standard-Prüfzeiten für Stillstandsversuche an der Hochschule Mannheim von 1 min., 6 min. und 80 min. sind so gewählt, dass innerhalb möglichst kurzer Zeit Aussagen und eine klare Differenzierung möglich sind. <?page no="130"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 118 Abbildung 96: Schadensentwicklung von 4 Fetten im QSS-Test Im FVA-Vorhaben 540 wurden etwas andere Standard-Prüfparameter gewählt, die scheinbar nicht ganz so kritisch sind, so dass hier deutlich höhere Schwingzyklenzahlen notwendig sind, um vergleichbare Schädigungen zu provozieren [FVA540]. An der Universität Magdeburg werden standardmäßig eine Millionen Schwingzyklen bei 5 Hz gefahren. Die Versuchsdauer beträgt somit ca. 55 Stunden. Die optische Ausprägung der Schädigung entspricht dabei den 80-Minuten-Läufen (117.000 Zyklen) am False-Brinelling-Prüfstand der HS Mannheim. SCHADOW und DETERS zeigen bei ihren Untersuchungen, dass bereits nach 0,5 x 10 6 Zyklen eine geschlossene False-Brinelling-Marke ausgebildet ist. Höhere Lastwechselzahlen haben nur geringe Auswirkungen auf die maximale Verschleißtiefe und die geschädigte Fläche. Beim Verschleißvolumen ist ein kontinuierlicher Anstieg zu erkennen. 10.3 Einfluss der Normalkraft Zum Einfluss der Normalkraft im Kontext von Passungsrostuntersuchungen gibt es unterschiedliche Meinungen. Einige Forscher messen der Belastung wenig Bedeutung bei, so wie beispielsweise TOMLINSON [TOML1939], während andere wieder sicher sind, dass die Reibrostbildung mit zunehmender Belastung gefördert wird. FENG und UHLIG [FENG1954]; HATTORI und SASADA [HATT1956] sowie SODA und AOKI [SODA1959] fanden einen parabolischen Anstieg der Verschleißrate mit der Normalkraft; WRIGHT fand einen linearen Anstieg [WRIG1952]. ITO dagegen fand eine Abnahme der Verschleißrate mit steigender Belastung [ITO1959]. MASON und WHITE [MASO1952] betrachteten das Problem von Seiten der Kontaktmechanik und erkannten dadurch den Einfluss der Normalkraft auf die Schwingweite sowie das Verhältnis zwischen Gleiten und Haften. Sie stellten eine Theorie auf, wonach die (verschleißfördernde) allgemeine Schubbewegung der statischen Last proportional <?page no="131"?> 10.3 Einfluss der Normalkraft 119 ist. Bei einer kleinen Schubbewegung kann der kritische Zustand durch höhere Normalkräfte zur elastischen Schwingbewegung ohne Gleitanteile hin verschoben werden. Die Folge davon ist möglicherweise sogar eine bemerkenswerte Verminderung des Reiboxidationsschadens. Wenn dagegen der Schlupf durch eine Lastvergrößerung nicht verhindert werden kann, dann wird sich auch die Reibrostbildung mit der Belastungszunahme verstärken. Die sogenannten Fretting-Maps von VINGSBO und SÖDERBERG geben Informationen über das Zusammenspiel von Normalkraft und Schwingweite und den Einfluss auf den Verschleiß. Auch in der Kontaktzone einer einzelnen Stillstandmarkierung spielen sich aufgrund der parabelförmigen Pressungsverteilung solch komplexe Vorgänge ab und beeinflussen die Verschleißerscheinungen. Zum Einfluss der Normalkraft im Falle von False-Brinelling oder Stillstandsmarkierungen gibt es lediglich einige ältere Untersuchungsergebnisse und theoretische Ansätze. PITTROFF hatte bereits in seiner Arbeit experimentelle und theoretische Untersuchungen zum Einfluss der Belastung gemacht [PITT1961]. Dabei muss man allerdings die zwei Lastfälle rotatorische Oszillation und axiale Schwellbelastung unterscheiden. Bei letzterer ist die Mikrogleitbewegung in der Hertzschen Kontaktzone ausschließlich von der Laständerung abhängig. Hier ist also ein erheblicher Einfluss von der Normalkraft gegeben. Bei der rotatorischen Oszillation ist der Einfluss dahingegen deutlich geringer. Bei der rotatorischen Oszillation hatte PITTROFF aufgrund des Prüfstandkonzeptes (rotierende Unwucht) Schwierigkeiten, die Normalkräfte unabhängig von anderen Größen zu variieren, weswegen die Ergebnisse nicht hundert prozentig aussagefähig sind. Außerdem hatte er die Versuche nur trocken durchgeführt. Theoretische Überlegungen basierend auf der Reibkorrosionstheorie von TOMLIN- SON zeigen, dass bereits bei Belastungen im Bereich von 0,3 ‰ der statischen Tragfähigkeit im Mikrokontaktbereich Relativbewegungen in der kritischen Größenordnung von 10 -10 m = 1 Å auftreten. Dies ist lt. PITTROFF empirisch die untere Grenze, bei der Wälzlager, die fremderregten Schwingungen ausgesetzt sind, durch Riffelbildung beschädigt werden können. Allerdings sind diese Schäden nahezu nicht sichtbar und haben keinerlei Auswirkungen auf den Betrieb. Es handelt sich hier also nur um einen theoretischen Grenzwert. Bei den für die Versuche an der Hochschule Mannheim eingesetzten Lagertyp 51206 mit einer statischen Tragzahl von 46,5 kN beträgt dieser theoretische Wert 14 N. Grundsätzlich hat die Erhöhung der statischen Tragfähigkeit nach dieser Theorie einen positiven Einfluss auf die Riffelbildung bei Wälzlagern infolge von Stillstandserschütterungen. Zur objektiven Beschreibung der mechanischen Belastung eines Wälzlagers wird das Belastungsverhältnis C 0 / P verwandt. Die Firma Klüber Lubrication teilt den Belastungszustand je nach Belastungsverhältnis folgendermaßen ein: <?page no="132"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 120 Abbildung 97: Einteilung des Belastungsverhältnisses C/ P [KLUE2011] Bei der Standardprüfung an der Hochschule Mannheim wird das Lager mit einem Belastungsverhältnis von ca. 5,5 belastet, was einer hohen Belastung laut obiger Tabelle entspricht. Im Rahmen des FVA-Forschungsvorhabens wurden Belastungsverhältnisse von 3 und 10 miteinander verglichen [FVA540]. Beim Belastungsszenario C2 (F axial statisch + F radial statisch + F radial dynamisch ; = 180°C) erkennt man nur eine minimale Verschlechterung bei höherer Belastung. Die Reihenfolge in Abhängigkeit des Fettes (Lowbzw. High-Reference) und der Temperatur -20°C und RT bleibt gleich. Die mehr als dreifach höhere Normalkraft wirkt sich also nur minimal aus. Dies bestätigt die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim: Versuche von ADAM und BREITENBERGER [ADAM2005] auf dem Hydropuls- Prüfstand zeigen einen deutlichen Einfluss der Last. Dies erklärt sich bei der axialen Pulsation damit, dass die Mikrogleitbewegungen von der Laständerung abhängig sind. Am False-Brinelling Prüfstand ist bei diesem Fett unter QS-Bedingungen erst bei hohen Belastungen ein deutlicher Einfluss erkennbar. WESSA und MERKEL untersuchten in ihrer Arbeit den Einfluss der Normalkraft in 4 Stufen [WESS2007]. Leider wurde zu diesem Zeitpunkt lediglich die optisch veränderte Fläche vermessen. Diese Fläche wurde hierbei aus der Fläche der Gesamtellipse minus der Haftzone berechnet. Dabei erkennt man einen nahezu linearen Anstieg der resultierenden Fläche unabhängig von den eingesetzten Schmierstoffen. Zu berücksichtigen ist allerdings, dass die Hertzsche Kontaktfläche auch mit steigender Last zunimmt und somit die Fläche keine geeignete Messgröße darstellt. Eine klare Differenzierung ist somit mit dieser Messgröße kaum möglich. In einer weiteren Arbeit von ZAKARIA wurde noch einmal der Einfluss der Normalkraft auf die Schädigung untersucht [ZAK2009]. Auch hier bestätigt sich der eher geringe Einfluss. Allgemein zeigten diese ersten Arbeiten am Kompetenzzentrum Tribologie dass der Einfluss der Normalkraft erheblich geringer als man dies vielleicht vermuten würde. Für die Entstehung der Stillstandsmarkierungen reicht es aus, wenn der Schmierstoff aus der Kontaktzone herausgedrückt und die Oberflächen hinreichend in Kontakt gebracht werden. Dies korreliert mit der Theorie von TOMLINSON. Mit höheren Normalkräften schreitet der Schaden allerdings deutlich schneller voran, da zum einen die entstehenden Risse in Abhängigkeit der Last eher zu Ausbrüchen und damit <?page no="133"?> 10.3 Einfluss der Normalkraft 121 zu Partikeln führen, und zum anderen die Verschleißgeschwindigkeit in Anwesenheit von harten Partikeln mit steigender Normalkraft zunimmt. Wie komplex das Zusammenspiel in der Praxis allerdings ist, zeigen aktuelle Versuchsergebnisse zu diesem Thema. Für diese Versuchsreihe wurden zwei Referenzfette der HSMA ausgewählt, die sich in dem Test deutlich unterscheiden. Die Normalkraft wurde so lange reduziert, bis es zu keiner sichtbaren Schädigung mehr kommt. Bei der High-Reference lag diese Kraft im Bereich von 750 bis 1.100 N (bei 4 Kugeln). Mit der Low-Reference wurden auch bei 375 N (auf 4 Kugeln) noch deutliche Markierungen festgestellt. Bei diesem Fett erkennt man, dass mit sinkender Last die partiellen Gleitanteile zunehmen und es vermehrt zur Tribooxidation kommt, wohingegen die Zerrüttung leicht abnimmt. Eine Reduzierung der Last kann in diesem Fall somit sogar zu einer deutlich stärkeren Schädigung führen. Damit ist nachgewiesen, dass es keine allgemeingültige klare Aussage zum Einfluss der Normalkraft gibt, sondern dass wieder einmal das gesamte Tribosystem betrachtet werden muss. Die Anfang dieses Kapitel erwähnten Forscher haben also prinzipiell alle Recht: es hängt von den Randbedingungen ab. Abbildung 98: Einfluss der Normalkraft bei zwei unterschiedlichen Referenzfetten und drei unterschiedlichen Laufzeiten [LAUX2015] <?page no="134"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 122 Aus dem Bereich der Blattlager bei Windkraftanlagen wird auch berichtet, dass die typisch ausgeformten Stillstandsmarkierungen mit deutlicher Zerrüttung und Tribokorrosion eher außerhalb der Hauptlastzone gefunden werden. 10.4 Einfluss der Lastfrequenz bei axialer Pulsation Eine pulsierende Normalkraft vergrößert und verkleinert die Hertzsche Kontaktfläche zyklisch. Dadurch kann es zu Mikrogleitbewegungen in der Kontaktzone kommen. Bei einem geschmierten Kontakt kann Schmierstoff bei verkleinerter Kontaktfläche (Entlastungszyklus) vom Rand in den Kontakt eindringen, was sich günstig auswirkt. Die Fließeigenschaften des Schmierstoffs sind hierbei von entscheidender Bedeutung. Untersuchungen über den Einfluss der Lastfrequenz wurden in den Arbeiten von ADAM und BREITENBERGER [ADAM2005] sowie WESSA und MERKEL [WESS2007] am Hydropuls-Prüfstand durchgeführt. Die Ergebnisse zeigen allerdings keine klare Tendenz sondern eher eine gewisse unsystematische Streuung. Der geringste Verschleiß wurde hier bei niedrigen Frequenzen von 5 Hz ermittelt. Insgesamt schien der Einfluss der Frequenz aber eher gering [ADAM2005]. POLZER und Gärtner stellten bei ihren Hydropuls-Versuchen zum Einfluss der Frequenz ebenfalls eine relativ große Streuung fest [GÄRT2006]. Bei 15 Hz war der Verschleiß kleiner als bei 30 und 45 Hz, wobei die Ergebnisse bei höheren Frequenzen vermutlich aufgrund undefinierter dynamischer Massenkräfte stark streuten. Im Rahmen des FVA-Forschungsvorhabens wurden Lastfrequenzen von 5 und 15 Hz (teilweise 8 und 25 Hz) untersucht. Zusammenfassend erkennt man, dass die Lastfrequenz eine eher untergeordnete Rolle spielt. Tendenziell nimmt die Schädigung mit zunehmender Lastfrequenz eher zu. Der Einfluss scheint bei tiefen Temperaturen stärker als bei Raumtemperatur, was mit der höheren Viskosität und dem dadurch schlechteren Nachfließverhalten und der geringeren Ölabgabe zu tun haben könnte. Bei dem FVA-High-Referenzfett und Tieftemperatur (-20°C) ist die Zunahme unabhängig vom Belastungsverhältnis deutlich erkennbar. Versuche mit einer dynamischen Normalkraft zeigen geringere Schäden als Versuche mit konstanter Normalkraft, was mit der pulsierenden Kontaktzone und einer damit verbundenen „Saugwirkung“ bei ausreichender Schmierung erklärt werden kann. 10.5 Einfluss der Schwingfrequenz Der Schwingungsfrequenz wurde bisher sowohl bei Frettingals auch False- Brinelling-Untersuchungen relativ wenig Aufmerksamkeit gewidmet, was teilweise damit zusammenhängt, dass es vor dem Einsatz von Frequenzumrichtern relativ schwierig war, die Antriebsdrehzahl der Prüfmaschinen zu variieren. Zudem wurden nahezu alle diese älteren Untersuchungen trocken durchgeführt. Im Großen und Ganzen wird in der Literatur die Ansicht vertreten, dass die Frequenz keinen großen Einfluss auf den Vorgang der (trockenen) Reibkorrosion hat. Lediglich EISELE fand mit der Zunahme der Frequenz auch größere Schäden [EISE1952]. Allerdings sind <?page no="135"?> 10.5 Einfluss der Schwingfrequenz 123 bei der von EISELE eingesetzten Prüfmaschine die Frequenz und die Massenkräfte nicht eindeutig voneinander getrennt. Das bedeutet, dass bei diesen Untersuchungen eine zunehmende Frequenz zwangsläufig auch größere Belastungen zur Folge hatte. FENG und UHLIG beobachteten bei Frettingtests einen Anstieg des Verschleißes in Luft bis zu einer Frequenz von 17 Hz [FENG1954]. Darüber hinaus fanden sie keinen weiteren Einfluss der Frequenz. Bei Stickstoff als Umgebungsmedium fanden sie gar keinen Frequenzeinfluss, was nahe legt, dass die Frequenz vorwiegend einen Einfluss auf die Oxidationsgeschwindigkeit hat. Allgemein kann man davon ausgehen, dass die Frequenz bei trockenen Versuchen erst einmal keinen signifikanten Einfluss ausübt, solange nicht mit der beschleunigten Bewegung eine Temperaturerhöhung verbunden ist, was aufgrund der typischerweise kleinen Schwingweiten aber erst bei sehr hohen Frequenzen (>10 kHz) eine Rolle spielt, wie SÖDERBERG et al ebenfalls für Frettingbedingungen nachwiesen [SÖDE1982]. VINGSBO und SÖDERBERG finden allerdings bei ungeschmierten Reibpaarungen im Bereich des „mixed-slip“ eine deutlichen Zunahme der Verschleißrate mit der Frequenz [VING1988]. Sie erklären dies mit dem Einfluss der Frequenz auf die Anzahl der entstehenden Risskeime, wie metallografische Untersuchungen gezeigt haben [SÖDE1986]. PITTROFF kam bei seinen Wälzlager-Untersuchungen zur Erkenntnis, dass die Frequenz von untergeordneter Bedeutung für die Riffelbildungsschäden ist. Er untersuchte allerdings auch relativ hohe Frequenzen im Bereich von 115 bis 165 Hz und diese ausschließlich trocken. Hier fand er gar keinen Einfluss der Schwingfrequenz. Die Untersuchungen unter QSS-Bedingungen an der Hochschule Mannheim zum Einfluss der Schwingfrequenz zeigen bei fettgeschmierten Lagern eine zunehmende Schädigung mit steigender Frequenz [ZAKA2009] auch wenn in diesen Versuchen, die Schwingzyklenzahlen unterschiedlich waren. In der Arbeit von HEMBERGER wurden Versuche mit unterschiedlichen Frequenzen aber gleichen Schwingzyklenzahlen durchgeführt, sodass hier der Einfluss deutlicher wird (Abbildung 99) [HEMB2010]. Die gewisse Verschlechterung mit steigender Schwingfrequenz kann damit zusammenhängen, dass das aus dem Fett abgegebene Öl nicht mehr schnell genug in die Reibstelle nachfließen kann. Ähnliche Effekte wurden bei Ringversuchen mit Fetten am SRV-Prüfstand (ASTM D 5706) bei kleinen Schwingweiten beobachtet. Ein weiterer Einflussfaktor könnten die höheren Massenwechselkräfte und damit zusätzlich dynamische Lasten sein. Die häufig beobachtete unklarere Form der Markierungen bei höheren Frequenzen könnte eine Bestätigung dieser Theorie sein. <?page no="136"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 124 Abbildung 99: Einfluss der Schwingfrequenz beim QSST-Low-Referenz-Fett [HEMB2010] Abbildung 100: Einfluss der Frequenz bei gleicher Lastwechselzahl [KOTS2013] Versuche unter SNR-FEB2-Bedingungen zeigen einen klaren und deutlichen Einfluss der Frequenz. Reduziert man die Schwingfrequenz von 25 Hz auf z.B. 5 Hz schneiden alle untersuchten Fette deutlich besser ab. Teilweise kann man den Verschleiß quasi auf null reduzieren. Eine Serie mit dem Wälzlagerfett 3 zeigt diesen Zusammenhang sehr anschaulich (Abbildung 101). Dies ist mit der längeren Zeit begründet, die dem Öl bleibt, in die Reibstelle zurückzufließen. Wie schon häufiger angedeutet sind das Fließverhalten sowie alle Größen, die damit im Bezug stehen (Temperatur, Frequenz, Schwingweite) unter diesen Bedingungen entscheidend. <?page no="137"?> 10.6 Einfluss der Luftfeuchtigkeit und von Wasser im Schmierstoff 125 Abbildung 101: Einfluss der Schwingfrequenz auf das Ergebnis im SNR-Test 10.6 Einfluss der Luftfeuchtigkeit und von Wasser im Schmierstoff Die Umgebungstemperatur und die Luftfeuchtigkeit üben einen nicht unbedeutenden Einfluss auf die Reiboxidation ungeschmierter Paarungen aus. Die Untersuchungen von WRIGHT und MC DOWELL et al zeigen den Einfluss der Feuchtigkeit bei trockenen Fretting-Paarungen [WRIG1952; MCDO1954]. Bei sehr hohen Luftfeuchten steigt der Verschleiß deutlich an. SODA und AOKI [SODA1959] messen den größten Verschleiß im Bereich von 30 bis 40% rel. Feuchte. Dies erklären sie damit, dass die Luftfeuchtigkeit auf zwei Arten wirken kann: zum einen führt höhere Luftfeuchtigkeit zu einem verstärkten korrosiven Angriff, was sich negativ auswirkt. Zum anderen wirken Monolagen von Wasser sowie durch die Luftfeuchtigkeit entstandene Oxide aber auch verschleißhemmend. DE BAETS et al untersuchen 1998 den Einfluss der Luftfeuchtigkeit auf den Fretting- Verschleiß an Wälzlagerteilen mit Hilfe der Dünnfilm-Aktivierungs-Methode [BAET1998]. Im Gegensatz zu vielen anderen Arbeiten finden sie heraus, dass hohe Luftfeuchtigkeit vor Adhäsion und damit vor starkem Verschleiß schützt. TAKEUCHI berichtet, dass es ein deutliches Verschleißmaximum bei einer relativen Luftfeuchtigkeit von ca. 30 - 40% gibt. Darunter und darüber nimmt der Schwingverschleiß ab aufgrund einer geringeren korrosiven Wirkung im trockenen Zustand bzw. höherer Schmierwirkung durch die Wassermoleküle bei hoher Luftfeuchtigkeit. [TAKE1990]. Bei geschmierten False-Brinelling- oder Quasi-Stillstandsbedingungen spielt die Luftfeuchtigkeit unserer Erfahrung nach kaum eine Bedeutung. Untersuchungen von WESSA und MERKEL zeigten bei dem mit Wasser kontaminierten QSST-High- Referenz-Fett im Stillstandstest (+/ -0,2°) selbst bei relativ hohem Wassereintrag im Bereich bis 5 Gew.% kaum zunehmende Schäden [WESSA2006]. Offenbar ist der <?page no="138"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 126 Korrosionsschutz von heutigen Wälzlagerfetten so gut, dass die Wassermoleküle nicht an die Oberfläche gelangen. Abbildung 102: Einfluss von Wasser auf die Größe der Stillstandsmarkierungen beim QSST-High- Referenz-Fett Tests unter SNR-FEB2-Bedingungen mit Wasser kontaminierten Wälzlagerfetten (3 Gew.%) zeigten ebenfalls nur minimale Veränderungen sowohl bei Raumtemperatur wie auch bei leichter Minustemperatur (-5°C). Abbildung 103: Einfluss von Wasser unter SNR-FEB2-Bedingungen bei Raumtemperatur <?page no="139"?> 10.7 Einfluss der Temperatur 127 10.7 Einfluss der Temperatur Die Umgebungstemperatur spielt sowohl bei der Reiboxidation als auch bei False- Brinelling-Versuchen eine nicht unerhebliche Rolle. Bereits ALMEN [ALME1937] beobachtete an Automobilradlagern im Winter größere Transportschäden als im Sommer. Auch aktuelle False-Brinelling-Untersuchungen zeigen einen deutlichen Einfluss der Temperatur. Bei Stillstandsmarkierungen ist der Einfluss nicht so deutlich und auch nicht immer einheitlich. Die Temperatur beeinflusst die Reaktionsgeschwindigkeit chemischer Prozesse. Bei geschmierten Versuchen ist zudem der starke Einfluss der Temperatur auf die Viskosität zu beachten. Die Werkstoffkennwerte von den üblichen Wälzlagerstählen werden erst bei extremen Temperaturen signifikant beeinflusst, sodass dieser Einfluss vernachlässigt werden kann. Auch die Bildung von speziellen verschleißhemmenden Oxidbelägen bei Temperaturen über 200°C hat für typische Wälzlageranwendungen keine Bedeutung. Für die Schmierung von Wälzlagern bei niedrigen Temperaturen empfiehlt die Firma KLUEBER Schmierfette mit relativ geringer Konsistenzzunahme bei Minustemperaturen. Geeignete Grundöle sind somit z.B. synthetische Ester, Perfluorpolyether und Polyalfaolefine [KLUE2011]. Bei sämtlichen am Kompetenzzentrum Tribologie durchgeführten Untersuchungen mit SNR-FEB2-Prüfbedingungen waren die Ergebnisse bei -10°C deutlich schlechter als bei Raumtemperatur. Kein einziger Versuch lief bei -10°C länger als 5 Stunden. Alle Versuche zeigten bereits deutliche Muldenbildung. Selbst die SNR-High- Referenz zeigt nach einem Zehntel der Prüfzeit 5 - 10-fach höheren Verschleiß! Ein unter SNR-FEB2-Bedingungen bekanntermaßen relativ schlechtes Fett zeigte allerdings bei -10°C vergleichbare Ergebnisse wie bei Raumtemperatur (Abbildung 104, unten). Abbildung 104: Einfluss der Temperatur bei zwei Wälzlagerfetten im SNR-FEB2-Test <?page no="140"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 128 Versuche mit einem auf +/ -1° reduziertem Schwenkwinkel zeigten tendenziell ähnliche Ergebnisse (Abbildung 105). Allerdings gab es bei diesen Bedingungen zwei Fette die auch bei -10°C die geplante Versuchsdauer von 50 Stunden mit moderatem Verschleiß erreichten. Bei beiden Fetten handelte es sich um Schmierstoffe aus der Luftfahrtindustrie mit einer ausgesprochen guten Tieftemperatureignung. Bei erhöhter Temperatur (50°C) verbesserten sich die Ergebnisse deutlich, was mit der niedrigeren Viskosität und der höheren Ölabgabe und somit mit allgemein besseren Schmierungsbedingungen erklärt werden kann. Abbildung 105: Einfluss der Temperatur ; Parameter: 8 kN, 20 Hz, +/ - 1° <?page no="141"?> 10.7 Einfluss der Temperatur 129 Untersuchungen zum Einfluss der Umgebungstemperatur unter Stillstandbedingungen zeigen in Abhängigkeit der eingesetzten Fette unterschiedliche Tendenzen. Bei den meisten untersuchten Fetten nimmt die Schädigung mit sinkender Umgebungstemperatur ebenfalls deutlich zu (siehe Abbildung 106). Häufig kommt es zu verstärkter Oxidbildung. Dies kann mit der deutlich eingeschränkten Ölabgabe und schlechterem Nachfließverhalten der Fette plausibel erklärt werden. Die starke Oxidation würde dann auf Trockenlauf hindeuten. Einige Fette zeigen aber auch nahezu keinen Einfluss oder gar gegensätzliches Verhalten bei tiefen Temperaturen. So nahm die Schädigungsfläche bei den Versuchen von ADAM und BREITENBERGER bei drei Musterfetten mit tieferer Temperatur um ca. 10 bis 20% ab. Abbildung 106: Direkter Vergleich von 8 unterschiedlichen kommerziellen Radlagerfetten bei Raumtemperatur und -10°C Auffällig ist, dass viele Fette, die bei Raumtemperatur relativ positiv getestet wurden, bei Tieftemperatur ausfallen, wohingegen bei Raumtemperatur tendenziell schlechte Fette bei Minustemperaturen kaum schlechter werden. Das Temperaturverhalten hängt scheinbar stark von der Grundölviskosität und dem Verdickertyp ab. Zu beachten ist u.U. auch der Einfluss der Temperatur auf die Luftfeuchtigkeit. Bei Minustemperaturen sinkt die Luftfeuchtigkeit aufgrund der Kondensation und Vereisung an metallischen Teilen stark ab. Allerdings zeigen andere Tests keine auffällige Abhängigkeit von der (Luft)feuchtigkeit (siehe Kapitel 10.6). Auch die Untersuchungen von DETERS und SCHADOW im Rahmen des FVA- Forschungsvorhabens 540 zeigen bei den meisten Fetten eine Zunahme der Schädigung bei tiefen Temperaturen [FVA540; FVA540II]. Allerdings gibt es auch hier in Einzelfällen gegenläufige Tendenzen. <?page no="142"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 130 Abbildung 107: Einfluss der Temperatur bei zwei unterschiedlichen Seifenfetten im SST-Test [ZAKA2009] 10.8 Einfluss des Schwenkwinkels Alle Wissenschaftler sind sich heute einig, dass Reiboxidation nur dann auftritt, wenn es zu Mikrogleitbewegungen in der Kontaktstelle kommt. Dadurch unterscheidet sich dieser tribologische Verschleißmechanismus von herkömmlicher Korrosion, die auch im statischen Fall auftritt. TOMLINSON, THORPE und GOUGH, SAKMANN und RIGHTMIRE sowie MASON und WHITE haben jeweils die kritische Schwingungsamplitude bei einer oszillierenden Bewegung ermittelt. Die einzelnen Forscher geben allerdings unterschiedliche Mindestschwingweiten an, die von unter einem Nanometer bis hin zu wenigen Mikrometern reichen, was vielleicht aber auch mit gewissen Messungenauigkeiten erklärt werden kann. Das Vorhandensein einer Gleitbewegung war bereits die Grundlage sowohl der Theorie von TOMLINSON als auch der Kaltverfestigungstheorie. Sie wird eindeutig an Hand der Reibkraft-Weg-Diagramme von MASON und WHITE durch die Änderung der Schwingungsform bestätigt. <?page no="143"?> 10.8 Einfluss des Schwenkwinkels 131 Bei der Untersuchung des Schwingweiteneinflusses unter Frettingbedingungen trifft man immer wieder auf die grundlegenden Arbeiten von NISHIOKA und HIRAKAWA [NISH1972] und VINGSBO und SÖDERBERG [VING1988, VING1992]. Diese Forscher zeigten, dass die Verschleißrate beim reinen Gleiten deutlich über dem bei partiellem Gleiten liegt. Allerdings stellt sich direkt im Übergang die geringste Ermüdungslebensdauer ein. Dies erklären sie damit, dass Abrasivverschleiß Rissansätze entfernen kann. Auch dies konnte durch aktuelle Wälzversuche auf dem Zwei- Scheibenprüfstand der Hochschule Mannheim bestätigt werden. Je nach Versuchsbedingungen, Normalkraft und Werkstoffen liegt die Grenze, ab der es zu echtem Gleiten kommt im Bereich zwischen 70 μm [OHMA1974] bis 100 μm [HALL1956]. Bei Schwingweiten unter dieser Grenze dominiert oxidativer Verschleiß (tribochemische Korrosion). Bei größeren Schwingweiten kommt es zusätzlich zu Adhäsion und Abrasion [TAKE1990]. SATO definierte als Grenze die Schwingweite, bei der der elastische Haftkontakt im Zentrum verschwindet [SATO1981], wobei er dies bereits bei einer Schwingweite von ca. 12 μm beobachtet. In Analogie zu dieser Definition kann man den Übergang von Stillstandsmarkierungen zu False-Brinelling- Bedingungen ebenfalls so festlegen. Ab dem Moment, wo keine Haftzone mehr erkennbar ist, wird die Kontaktstelle zyklisch geöffnet, was die Bedingungen in der Kontaktzone signifikant verändert. Ein großes Problem bei sämtlichen Untersuchungen zum Einfluss der Schwingweite ist die Messgenauigkeit, mit der die wahre Relativbewegung in der Ebene der Kontaktstelle aufgenommen wurde. Häufig ist nämlich nicht sichergestellt, dass die eingestellte Soll-Schwingweite auch wirklich in der Kontaktfläche wirkt. Dabei wird vergessen, dass die am Antrieb gemessene Schwingweite aufgrund elastischer Verformungen nicht vollständig in der Kontaktfläche ankommt. Außerdem kann kaum sichergestellt werden, dass die Kugel wirklich nur linear gleitet und nicht doch - aufgrund elastischer Verformungen des Gesamtsystems um den Kontaktpunkt wälzt (s. Abbildung 108). Dies ist insbesondere deswegen kritisch, weil bei steigender Normalkraft und damit Reibkraft das Drehmoment, welches auf die Kugel bzw. Zylinderrolle wirkt, ständig zunimmt, da die tangential wirkende Kraft bei den üblichen Versuchsaufbauten (z.B. SRV ® -Prüfstand) häufig nicht in der Kontaktfläche sondern etwas darüber angreift. Bei reinem Gleiten (gross slip) bewegt sich die Kugel daher noch nahezu linear oszillierend um die volle voreingestellte Hublänge, wohingegen der rotatorische Anteil bei kleinen Schwingweiten (partial slip) mit steigender Reibkraft immer mehr zunimmt. Abbildung 108: Skizze zum Kippen der Oberprobe durch Tangentialkraftangriff oberhalb der Kontaktstelle <?page no="144"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 132 Der Einfluss des Schwenkwinkels wurde am Kompetenzzentrum Tribologie ausführlich untersucht. Basierend auf den rechnerisch ermittelten Kontaktflächen und dem Weg des Wälzkörpers ergeben sich die in Abbildung 109 dargestellten Szenarien. Die Ergebnisse wurden im Detail auf der FVA-Getriebetagung „Getlub“ vorgestellt [GREB2014]. Abbildung 109: Skizze des Einfluss des Schwenkwinkels auf die Kontaktzone Annahme: ARKL 51206; 750 N/ Kugel <?page no="145"?> 10.8 Einfluss des Schwenkwinkels 133 Die schematisch dargestellten Bedingungen korrelieren auch mit der Berechnung des kritischen „dither“-Winkels [HARR2009]. Abbildung 110: Berechnung nach HARRIS [HARR2009] Erste ausgiebige Untersuchungen zum Thema Schwenkwinkel wurden im Jahr 2010 von HEMBERGER am Kompetenzzentrum Tribologie durchgeführt. Bei diesen wurde der große Einfluss auf die wirkenden Verschleißmechanismen deutlich. In einer ersten Serie wurden die Winkel +/ - 0,2° und +/ - 0,5° bei der High- und Low-Referenz untersucht (Abbildung 111). Man erkennt wie sich der Mikrogleitbereich vergrößert, was bei der Low-Referenz sofort zu einer deutlichen Zunahme der Tribooxidation und Zerrüttung führt. 51206 CA critical amplitude of oscillation ° b half contact width 0,16 mm Z number of rolling elements 12 D rolling element diameter 7,9 mm alpha contact angle 0 ° dm bearing pitch diameter 41 mm gamma (D/ dm)*cos (alpha) 0,1927 CA dither angle 1,1078 ° kritscher Schwenkwinkel +/ - 1,1078 ° <?page no="146"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 134 Abbildung 111: Einfluss des Schwenkwinkels bei den beiden QSST-Referenzfetten und kleinen Schwenkwinkeln [HEMB2010] Anschließend wurde der Schwenkwinkel mit dem Low-Referenz-Fett weiter erhöht (Abbildung 112). Man erkennt deutlich, wie im Bereich um +/ -1 ° die innere Haftzone komplett verschwindet. Die Schädigung wird flächig. Es bildet sich eine Mulde aus (= klassischer False-Brinelling-Schaden). Abbildung 112: Einfluss der Steigerung des Schwenkwinkels beim QSST-Low- Referenz-Fett ; Laufzeit 80 min. [HEMB2010] <?page no="147"?> 10.8 Einfluss des Schwenkwinkels 135 Nachfolgende Bilder zeigen, dass eine Veränderung des Schwenkwinkels bei unterschiedlichen Schmierfetten zu vollständig unterschiedlichen Ergebnissen führt (Abbildung 113). Während unsere QSST-High-Referenz bei einem Winkel von +/ - 1° überhaupt keine Schädigung zeigt, nimmt diese bei unserer QSST-Low-Referenz deutlich zu. Andere Musterfette zeigen ebenfalls eine signifikante Veränderung der dominierenden Verschleißmechanismen. Die Untersuchungen zum Schwenkwinkeleinfluss zeigen, dass sich die Schadensmechanismen mit steigendem Winkel ändern. Während die bei kleinen Schwenkwinkeln Zerrüttungsvorgänge dominieren, kommt es bei größeren Schwenkwinkeln eher zu einem gleichmäßigen Abtragverschleiß und teilweise auch zu Einglättungseffekten. Charakteristisch ist, dass bei höheren Schwenkwinkeln keine Einteilung in verschiedene Verschleißmechanismen-Zonen erkennbar ist, sondern die komplette Kontaktfläche beansprucht wird (Abbildung 114). Abbildung 113: Exemplarische Ergebnisse von 4 Fetten bei 3 Schwenkwinkeln nach 9.000 Zyklen <?page no="148"?> 10 Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs 136 Abbildung 114: Einfluss des Schwenkwinkels (Parameter: 750 N/ Kugel; 25 Hz; 25°C; 9.000 LW, ungeschmiert) Überraschend ist, dass gerade bei kleinen Schwenkwinkeln eine so große Tiefenschädigung mit Rissen und Ausbrüchen entsteht. Die Belastungen und Lastwechselzahlen sind für eine so massive Schädigung nach allgemeinem Verständnis sehr gering. Bei den hier vorgestellten Standardbedingungen liegt die Axialbelastung im Bereich von ca. 36 % der dynamischen Tragzahl. Eine auf den Erkenntnissen zum Thema „Fretting corrosion“ beruhende Erklärung hierfür wird im 4.2.2 gegeben. Eines der besten Fette für SNR-FEB2-Bedingungen zeigt im HSMA-Stillstandstest auch nur mäßige Ergebnisse. Abbildung 115: Ergebnis einer SNR High-Referenz im QSST-Test nach 1.500, 9.000 und 57.000 Lastwechseln [KOTS2013] <?page no="149"?> 137 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) Das Forschungsprojekt an der HS Mannheim wurde von verschiedenen Schmierstoffunternehmen durch die Bereitstellung von Mustern unterstützt. Daher lag ein Hauptschwerpunkt der Arbeit auf dem Einfluss des Schmierstoffs. Das Ziel war es, unter Berücksichtigung der neuesten Erkenntnisse, einen optimalen Schmierstoff zu entwickeln. In ersten Versuchsreihen wurden handelsübliche Produkte untersucht. In weiteren Projektzyklen wurden dann Musterfette kreiert und auch die Grundöle ohne Verdicker getestet. Die Ergebnisse werden in den nächsten Unterkapiteln vorgestellt (sofern sie von den beteiligten Firmen freigegeben wurden). Ergänzt werden diese Erkenntnisse durch zahlreiche Untersuchungen im Rahmen von Industrieprojekten. Im statischen Fall verformt sich die Kugel unter einer Normalkraft F N und vergrößert so die Kontaktfläche. Bei ungeschmierten Oberflächen behindert die hohe Haftreibung die Tangentialbewegung in der Kontaktebene, was zu einer relativ kleinen Kontaktflächen führt. Spannungen werden in diesem Fall „eingeschlossen“. Ein Schmiermedium zwischen den Kontaktpartnern reduziert die Haftreibungskraft und ermöglicht somit das partielle tangentiale Gleiten, was die Kontaktfläche vergrößert und Spannungen abbaut. Betrachtet man ausschließlich die veränderte Fläche bei QSS-Tests oder Versuchen unter pulsierender Axiallast so sind die Flächen bei trockenen Versuchen nach kurzen Versuchszeiten tatsächlich kleiner als bei geschmierten Versuchen. Nichtsdestotrotz sind sich aber alle Forscher darüber einig, dass Schmierstoffe den Verschleiß deutlich reduzieren. Hierbei spielen chemische und physikalische Aspekte eine große Rolle. Schmierstoffe reduzieren den Angriff des Umgebungsmediums (vorwiegend den des Sauerstoffs) auf die Reibstelle. Durch chemische Reaktion verändern sie die oberflächennahen Bereiche. Sie reduzieren die Reibung und damit den lokalen Energieeintrag. Zudem spülen Sie Verschleißpartikel ggf. aus der Reibstelle heraus. 11.1 Einfluss der Schmierstoffart (Öl / Fett) Heute werden ca. 90% aller Wälzlager mit Fett geschmiert, da dies im Vergleich zur Ölschmierung wegen der einfachen Konstruktion und Dichtung wesentlich günstiger ist [KLUE2011]. Daher stellt sich in der Praxis die Frage nach der Schmierstoffart oft gar nicht. Es ist bekannt, dass Öle Mangelschmierungserscheinungen aufgrund des besseren Nachfließverhaltens eher verhindern als Fette. Auch zur Verhinderung der tribochemischen Korrosion können Öle u. U. aufgrund ihrer besseren Nachfließeigenschaft besser geeignet sein, da sie eine sicherer Benetzung der Oberflächen gewährleisten können und somit die Bildung trockener Reiboxide (Fe 2 O 3 ) verhindern, die aufgrund der Abrasivität schnell zu progressiv fortschreitenden Schädigungen führen. Die günstige Wirkung von Ölen wurde bereits von mehreren Forschern nachgewiesen [WRIG1957; PITT1965; MULL1975]. Dies gilt vorwiegend für größere Schwenkwinkel im Ansatz aber auch für Quasi-Stillstandsbedingungen. Bei Versuchen mit <?page no="150"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 138 Getriebeölen am Kompetenzzentrum Tribologie mussten die Versuchszeiten auf 1,3 Stunden, 6 Stunden und 12 Stunden erhöht werden, um differenzierbare Ergebnisse zu erhalten. Das sind im Vergleich zum Fett 1 bis 2 Zehnerpotenzen längere Laufzeiten. Unter SNR-FEB2-Bedingungen sind leider keine Ergebnisse mit Ölen bekannt. Vermutlich kommt es aufgrund der guten Nachfließeigenschaft eines Öles dort innerhalb der üblichen Prüfzeiten überhaupt nicht zur Schädigung. POLZER und GÄRTNER untersuchten in Ihrer Semesterarbeit unter anderem den Einfluss des Schmiermediums [POLZ2006]. Hierzu extrahierten Sie das Öl (+Additive) aus einem Referenzfett und testeten dieses Öl auf dem Hydropulser. Der Vergleich Fett / extrahiertes Öl zeigt, dass der tatsächlich geschädigte Bereich bei 15 Hz um ca. 55% und bei 45 Hz um ca. 70% abnimmt (Abbildung 116). Zudem erkennt man in diesem Diagramm dass die SNR-High-Referenz unter Stillstandsbedingungen deutlich schlechter abschneidet als ein unter SNR-Bedingungen schlechtes Fett. Abbildung 116: Vergleich Fett und Grundöl + Additiv [POLZ2006] <?page no="151"?> 11.2 Einfluss des Grundöls 139 11.2 Einfluss des Grundöls PITTROFF hat bei seinen Untersuchungen als Referenzöl ein unlegiertes Mineralöl mit einer Viskosität von 4,5° Engler-Grad benutzt (entspricht ca. 33 mm²/ s). Die positive Wirkung begründet er vorwiegend mit dem günstigen Nachfließverhalten und damit mit der Reduzierung des Angriffs von Luftsauerstoff auf die Reibstelle. Ein Problem von solch alten Ergebnissen ist, dass sich auch die Grundöle in den letzten Jahrzehnten aufgrund gesetzlicher und technischer Forderungen deutlich verändert haben, sodass ein direkter Vergleich kaum mehr möglich ist. Für die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim wurden sieben verschiedene Grundöle vergleichbarere Viskosität (ISO VG 46) verwendet. Es wurden zwei Mineralöle mit verschiedenem chemischen Aufbau (naphthenbasisch, paraffinbasisch) und fünf synthetische Öle (PAO - Polyalfaolefin, TMP-Ester - Trimethylolpropanester, PG - Polyglycol, PFPE - Perfluorpolyether, Silikonöl) untersucht und verglichen. Ziel der Testreihe war es, Aufschluss darüber zu erhalten, welches Grundöl voraussichtlich die beste Basis für eine Fettformulierung darstellt. Aufgrund der bekanntermaßen besseren Ergebnisse von Ölen im QSS-Tests wurde die Versuchsdauer in dieser Serie im Gegensatz zu den Versuchen mit Fetten erhöht. Die Versuchsdauer beträgt 1,3 Stunden, 3,0 Stunden und 6 Stunden, was Lastwechselzahlen von 117.000, 270.000 und 540.000 entspricht. 11.2.1 Poly-Alpha-Olefin (PAO) Die Markierungen zeigen den Schadensfortschritt mit steigender Versuchszeit. Wie man deutlich erkennen kann, schreitet die Schädigung stetig fort. Bereits nach drei Stunden sind deutliche Zerrüttungen und Adhäsionsschäden mit Materialübertrag erkennbar. Das Gesamtergebnis ist eher unbefriedigend. Abbildung 117: Polyalphaolefin <?page no="152"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 140 11.2.2 Trimethylolpropan Ester (TMP) Beim TMP-Ester schreitet der Schaden weniger schnell voran. Die Gesamtbewertung ist deutlich besser als beim PAO. Nach sechs Stunden sind optisch noch keine Zerrüttungsvorgänge oder Adhäsionsspuren erkennbar. Die partiellen Gleitzonen erscheinen eingeglättet. Die äußere Einflusszone ist deutlich erkennbar. Versuche aus dem Jahr 2008 mit einem anderen TMP-Ester-Muster bestätigen diese Ergebnisse. Abbildung 118: Trimethylpropanester 11.2.3 Polyglykol (PG) Beim Polyglykol fällt die deutlich größere Breite der Einflusszone auf. Zudem ist die Einflusszone leicht verfärbt. Aufgrund der relativ guten Schmierwirkung scheint der Bereich, in dem sich die Gleitvorgänge abspielen, größer zu sein. Nach sechs Stunden sind beginnende Zerrüttungvorgänge am äußeren Ellipsenende erkennbar. Abbildung 119: Polyglykol (PG) <?page no="153"?> 11.2 Einfluss des Grundöls 141 11.2.4 Polyfluorierter Polyether (PFPE) Bei den Versuchen mit dem PFPE fiel eine deutliche Rotfärbung des Öles um die Kontaktstelle auf, was auf starke Oxidationsvorgänge hindeutet. Dies korreliert mit der Tatsache, dass PFPE den Sauerstofftransport fördert. Bereits nach 1,3 Stunden sind deutliche Schädigungen erkennbar. Nach 3 und 6 Stunden nehmen die Zerrüttung und die Adhäsion im Bereich der Ellipsenenden deutlich zu. Abbildung 120: 11.2.4 Polyfluorierter Polyether (PFPE) 11.2.5 Paraffinbasisches Mineralöl In der Versuchsreihe mit dem paraffinbasischen Mineralöl wurden die für einen Stahl/ Stahl-Kontakt besten Ergebnisse im Bereich Grundölversuche erzielt. Der Schadensverlauf ist auch hier annähernd linear. Im Vergleich zu den Versuchsreihen PFPE und PG ist nahezu keine tribochemische Reaktion im Bereich des partiellen Gleitens erkennbar, was sich aufgrund der geringeren Partikelanzahl positiv auf die zu erwartende Laufzeit auswirkt. Abbildung 121: Paraffinbasisches Mineralöl Versuche im Jahr 2008 mit einem paraffinbasischen Weißöl mit geringerer Viskosität (15 mm²/ s @ 40°C) zeigen vergleichbare Ergebnisse. Auch bei diesem Muster kam es nur zu geringer Zerrüttung im Bereich der Ellipsenenden. Die Einflusszone war auch bei diesen Tests relativ breit und deutlich sichtbar [LUEL2009]. <?page no="154"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 142 11.2.6 Naphthenbasisches Mineralöl Mit dem naphthenbasischen Mineralöl werden ähnliche Ergebnisse wie mit dem paraffinbasischen Öl erzielt. Die Gleitzone ist etwas dunkler verfärbt. Die Schädigungen sind aber ebenfalls gering. Es kommt noch nicht zu einer sichtbaren Materialagglomeration oder Zerrüttung. Abbildung 122: Naphthenbasisches Mineralöl 11.2.7 Silikonöl Allgemein ist bekannt, dass Silikonöle ein schlechtes Reibungs- und Verschleißverhalten zeigen. Allerdings ist ihr Benetzungsverhalten sehr gut. Es war daher interessant zu sehen, wie dieses Öl abschneidet. Es wurde das Silikonöl Turmsilon K100 verwendet. Wie man deutlich erkennen kann, sind bereits nach 1,3 Stunden deutliche Zerrüttungen und lokale Adhäsion erkennbar. Die tribochemische Oxidation ist dafür vergleichsweise gering ausgeprägt. Der Schaden schreitet schnell voran. Das Gesamtergebnis ist schlecht. Abbildung 123: Silikonöl In einigen Stichversuchen wurde auch im FVA Projekt 540 ein Silikonfett untersucht [FVA540]. Auch dieses Fett zeigt bei Raumtemperatur deutlich schlechtere Ergebnisse als alle Vergleichsfette. Bei Tieftemperatur schneidet es aber überraschend besser ab als die FVA-Low- und High-Reference-Fette. <?page no="155"?> 11.2 Einfluss des Grundöls 143 11.2.8 Übersicht Nachfolgend sind noch einmal die Schädigungen nach 80 Minuten und nach 360 Minuten Versuchszeit vergleichend dargestellt. Abbildung 124: Vergleich der Schädigungen nach 80 Minuten (25 Hz, 750 N/ Kugel) [GREI2008] Vergleicht man die Schädigungen mit denen nach längerer Laufzeit (Abbildung 125 und Abbildung 126) erkennt man, dass die Markierungen bereits nach 80 Minuten alle für diesen Schmerstoff typischen Merkmale zeigen. Mit der Prüfzeit nimmt nur die Ausprägung zu. <?page no="156"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 144 Abbildung 125: Vergleich der Schädigungen nach 180 Minuten (25 Hz, 750 N/ Kugel) [GREI2008] Abbildung 126: Vergleich der Schädigungen nach 360 Minuten (25 Hz, 750 N/ Kugel) [GREI2008] <?page no="157"?> 11.3 Einfluss des Verdickers 145 11.3 Einfluss des Verdickers Bereits PITTROFF untersuchte in seiner ausführlichen Arbeit den Einfluss des Verdickers auf den False-Brinelling-Effekt. Er fand heraus, dass lithiumverseifte Fette den Natronseifenfetten und diese wiederum den kalziumverseiften Fetten überlegen sind (Abbildung 127). Zudem erkennt man, dass das Ergebnis nicht alleine an der Penetration festzumachen ist. Obwohl die Fettentwicklung und -herstellung seitdem deutlich weiterentwickelt wurden, kommen die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim zu ähnlichen Ergebnissen. Auch hier schneiden Lithiumseifenfette auf Basis der Lithium-12-Hydroxy-Stearinsäure besonders günstig ab. Die Versuche von PITTROFF zeigten zudem, dass Feststoffe wie Molybdändisulfid eher negativ wirken. Auch dies kann anhand neuer Untersuchungen bestätigt werden. Abbildung 127: Ergebnisse von PITTROFF bezgl. des Einflusses des Verdickers [PITT1961] Abbildung 128: Einfluss von Verdickertyp und Festschmierstoffen [PITT1961] <?page no="158"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 146 Die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim mit Musterfetten mit verschiedenen Verdickern bei ansonsten gleichen Grundölen und Additivpaketen zeigen einen deutlichen Einfluss des Verdickertyps [GRIE2007]. Untersucht wurden hier Natriumterephtalamat und Kalziumkomplexseife sowie zwei Lithiumkomplexseifen auf Basis einer Dicarbonsäure und einem Borsäureester. Nachfolgend sind exemplarisch die Verschleißmarkierungen eines Kalzium-Komplexfettes mit denen eines Lithium-Komplexfettes verglichen. Abbildung 129: Vergleich der Schädigung bei gleichem Grundöl und Additivpaket aber unterschiedlichen Verdickern (oben Kalzium-Komplex-Seife; unten Lithiumkomplex-Seife); Parameter: 750 N/ Kugel; 25 Hz; +- 0,5°, RT und -10°C, 117.000 LW 22°C -10°C 1 min. 6 min. 80 min. 22°C -10°C 1 min. 6 min. 80 min. Schadenentwicklung Li-Kompl.(Dicarbonsäure)-Fett <?page no="159"?> 11.3 Einfluss des Verdickers 147 Abbildung 130: Vergleich der Schädigung bei gleichem Grundöl und Additivpaket aber unterschiedlichen Verdickern (hier Na-Terephthalamat-Fette); Parameter: 750 N/ Kugel; 25 Hz; +- 0,5°, 25°C, 117.000 LW Im Rahmen des FVA-Forschungsvorhabens 540 I [FVA540I] und II [FVA540II] wurden neben handelsüblichen Fetten auch einfache Modellfette mit unterschiedlichen Verdickern (zwei unterschiedliche Polyharnstoffe, Li-Komplex, Ca-Komplex, Li-12- OH-stearat) und einheitlichem Grundöl (PAO; 300 mm/ s² @ 20°C) untersucht (Modellfette A bis E). Außer einer Anti-Oxidanz enthielten diese im Projektteil I keine weiteren Additive. In Stichversuchen wurde ein Esteröl als Grundöl verwendet. Die Versuche wurden mit einem Schwenkwinkel von +/ - 0,25° und 5 Hz gefahren. Es fällt auf, dass die Ergebnisse stark von der Temperatur abhängen. Bei -20°C schneiden die beiden Formulierungen mit Polyharnstoff und die auf Basis der Kalziumkomplexseife am besten ab. Die Lithiumkomplexseife zeigt mittlere Verschleißvolumen. Das Muster auf Basis des Lithiumhydroxystearats schneidet sehr schlecht ab. Bei Raumtemperatur drehen sich diese Ergebnisse teilweise völlig um. Hier zeigt die Kalziumkomplexseife das geringste Verschleißvolumen gefolgt vom Lithiumhydroxystearat. Die mit einem Polyharnstoff verdickten Fette schneiden allesamt schlecht ab. Das ungünstigste Ergebnis erzielt das Muster auf Basis der Lithiumkomplexseife. Ein zusätzlich mit einem Korrosions- und Verschleißschutzadditiv (AK- und AW-Additiv) versehenes Muster eines PAO-Grundöls mit einem Lithiumkomplexseifen-Verdicker schneidet allerdings bei Raumtemperatur sehr gut ab [FVA540II]. Im weiteren Projektverlauf zeigen bei Tieftemperatur (-20 °C) die Tests mit dem Polyharnstofffett und dem Estergrundöl sehr starken Verschleiß und starker Korrosion. Die Schäden bei den Lagern, welche mit einem Lithium-Komplex- oder einem Polyharnstofffett und PAO-Grundöl geschmiert wurden, sind deutlich geringer. Bei Raumtemperatur dreht sich das Ranking wieder: Hier werden mit dem Polyharnstofffett und Esteröl das geringste Verschleißvolumen und die niedrigsten Verschleißtiefen ermittelt. Klassische Additivsysteme zeigen kaum Wirkung. In einer weiteren Versuchsserie wurden einfache Modellfette mit unterschiedlichen Grundölen (PAO, Ester/ PAO, PPG, Mineralöl) und einheitlichen Verdicker (Lithium- 12-Hydroystearat) untersucht (Modellfette E bis I). Die geringsten Schädigungen (Verschleißvolumen) treten bei den Fetten mit mineralölbasischen Grundölen auf. Das naphthenbasische Öl zeigt hier die besten Ergebnisse sowohl bei tiefen Tempe- <?page no="160"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 148 raturen (-20°C) als auch bei Raumtemperatur. Das paraffinbasische Grundöl zeigt immer vergleichbare Ergebnisse wie das Polypropylenglycol (PPG). Bei Raumtemperatur werden diese beiden Muster von dem Ester/ PAO-Gemisch übertroffen. Bei - 20°C schneidet dieses Muster allerdings ebenso wie das reine PAO sehr schlecht ab. Damit korrelieren diese Ergebnisse in den meisten Punkten mit den Grundöl- Untersuchungen an der Hochschule Mannheim. Die Ergebnisse des Folgeprojektes FVA 540 II waren zum Zeitpunkt der Drucklegung noch nicht in der Technischen Informationsbibliothek Hannover (TIB Hannover) veröffentlicht, weswegen diese Ergebnisse noch nicht anderweitig publiziert werden dürfen. 11.4 Einfluss der Konsistenz und Viskosität Dem Einfluss der Zähigkeit des Schmiermittels wurde in vielen frühen Untersuchungen wesentliche Bedeutung beigemessen [ALME1937; HUDS1946]. Bereits PITTROFF fand aber heraus, dass der Einfluss nicht nur an der NLGI-Klasse festzumachen ist, sondern dass verschiedene Einflussfaktoren zusammenwirken (siehe auch Abbildung 127). Je nachdem, wie eine bestimmte Fettkonsistenz eingestellt wird (Grundölviskosität, Verdicker, Art und Güte der Homogenisierung), ergeben sich unterschiedliche Ergebnisse. Ein durch Walken weicher gemachtes Fett zeigte schlechtere Ergebnisse. Ein mittels Zugabe von dünnflüssigem Grundöl weicher eingestelltes Fett ergab bei PITTROFF günstigere Ergebnisse. Dies zeigt, dass die Konsistenz nicht alleine betrachtet werden darf. Abbildung 131: Einfluss der Grundölviskosität auf die Riffelbreite; in Anlehnung an PITTROFF <?page no="161"?> 11.4 Einfluss der Konsistenz und Viskosität 149 GRIESHEIMER untersuchte ebenfalls den Einfluss der NLGI-Klasse und der Grundölviskosität [GRIE2007]. Hierzu extrahierte er aus handelsüblichen Fetten das Grundöl mit den enthaltenen Additiven. Er fand heraus, dass die Schädigung bei Fetten mit hoher Grundölviskosität geringer ausfällt als bei Fetten mit niedrigerer Grundölviskosität selbst wenn die NLGI-Klasse des Fettes etwas niedriger ist. Die Schädigung bei Versuchen mit extrahiertem Grundöl nimmt dahingegen erstaunlicherweise mit steigender Grundölviskosität zu. Abbildung 132: Zusammenhang zwischen NLGI-Klasse, Grundölviskosität und Schädigung (Bewertung der Schädigung mittels Schulnoten (linke y-Achse)) [GRIE2007] Im Rahmen der langjährigen Untersuchungen an der Hochschule Mannheim wurden zahlreiche handelsübliche Fette der NLGI-Klassen 1 bis 2 mit unterschiedlichen Verdicker- und Grundölarten untersucht. Leider sind die detaillierten Zusammensetzungen bei solchen handelsüblichen Produkten geheim, sodass es bisher nicht möglich war, den Einfluss der Grundölviskosität unabhängig von anderen Parametern (Verdicker, Additive, Herstellungsprozess) zu untersuchen. Die Ergebnisse bestätigen aber PITTROFFS Erkenntnis, dass die Grundölviskosität und die NLGI-Klasse nicht die alleinigen ausschlaggebenden Faktoren sind. So schneidet zwar das Fett mit der niedrigsten Grundölviskosität (High-Referenz mit 24 mm²/ s @ 40°C) am besten ab. Das Fett mit der zweitniedrigsten Grundölviskosität (Low-Referenz mit 64 mm²/ s @ 40°C) und NLGI-Klasse 1 zeigt aber die schlechtesten Ergebnisse. Auch bei weiteren Mustern ist kein klarer Zusammenhang erkennbar (siehe Abbildung 133). <?page no="162"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 150 Abbildung 133: Einfluss der Grundölviskosität auf die Schädigung (Bewertung mittels Schulnoten) [GRIE2007] Die Untersuchungen im Rahmen des FVA-Vorhabens 540 I zeigen, dass Fette, die eine niedrige Ölabscheidung und hohe Speicher-/ Verlustmodule bei -20 °C besitzen, bei tiefer Temperatur schlechte Ergebnisse erzielen. Polyharnstoffe scheinen bei -20 °C unter QSS-Bedingungen (+/ - 0,25°; C 0 / P = 10, 0,5*10 6 LW) besser als Verdicker geeignet zu sein als Kalziumkomplex-, Lithiumkomplex- und Lithiumseifen. Bei Raumtemperatur waren Fette mit einem geringen Verdickergehalt im Bereich von ca. 7% bis 11% günstiger [FVA540I]. Alle diese Untersuchungen zeigen, dass die rheologischen Eigenschaften des Grundöls und des Gesamtfettes sowie die Ölabscheidung einen Einfluss auf die Ausbildung von Stillstandsmarkierungen haben. Dieser ist allerdings nicht einfach an einem Kennwert festzumachen. Vielmehr scheint die Kombination mehrere Kennwerte mit der korrekten Schmierstoffchemie entscheidend zu sein. Hier wären weiterführende und detailliertere Untersuchungen sicher von großem Interesse. <?page no="163"?> 11.5 Einfluss von Additiven 151 11.5 Einfluss von Additiven Das Thema Additive wurde bisher noch nicht ausreichend wissenschaftlich untersucht. PITTROFF fand heraus, dass eine hohe EP-Tragfähigkeit (bewertet z.B. anhand der VKA-Schweißkraft) keinen eindeutig positiven Einfluss auf die Entstehung und den Schadenfortschritt bei Stillstandsmarkierungen hat. Bei den Untersuchungen war allerdings auch die Viskosität der untersuchten Muster unterschiedlich. Ein günstig getestetes EP-additiviertes Öl hatte auch eine dreimal höhere Viskosität als die Vergleichsmuster, was die Interpretation erschwert. Abbildung 134: Untersuchungsergebnisse von PITTROFF zum Einfluss der VKA- Schweißkraft [in Anlehnung an PITT1961] Die Untersuchung unterschiedlich additivierter Hydrauliköle im Rahmen eines Industrieprojektes zeigte auch bei vollformulierten handelsüblichen Ölen gewisse Unterschiede. Im rechten Bild der Abbildung 135 erkennt man deutlich stärkere Adhäsion und Zerrüttung im Bereich des äußeren Ellipsenendes als bei dem Muster dessen Ergebnis links dargestellt ist. <?page no="164"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 152 Abbildung 135: Ergebnisse dreier unterschiedlich additivierter Hydrauliköle nach 1,3 h bei RT In der Abschlussarbeit von BEISEL wurde stichpunktartig der Einfluss eines Standard-Korrosionsschutzadditives untersucht [BEIS2010]. Durch die Zugabe von 5 Gew.% eines Sulfonsäurehydroxyesters in ein PAO nimmt der tribooxidative Anteil an der Schädigung tatsächlich leicht ab. Trotzdem kommt es insgesamt eher zu einer stärkeren Schädigung, was sich im REM-Bild gut erkennen lässt (Abbildung 136). Abbildung 136: Einfluss eines Korrosionsinhibitors auf Basis Sulfonsäurehydroxyester im Standard-QSS-Test nach 6 Stunden [BEIS2010] Eine große Reibungszahl vermindert den relativen Schlupf zwischen den Kontaktflächen und kann so lokal das Gleiten verhindern. Kommt es allerdings zum makroskopischen Gleiten steigt der Energieeintrag in die Oberflächen mit der Reibungszahl linear an. Dies kann zu höheren Verschleißraten führen. Andererseits kann eine höhere Reibenergie auch chemisch wirksame Additive im Schmierstoff aktivieren und <?page no="165"?> 11.6 Einfluss von Festschmierstoffen 153 somit günstig wirken. Zu diesem Schluss kommen die Computersimulationen von HUNDT [HUND2015]. Oberflächenanalysen, welche im Rahmen des FVA-Vorhabens 540 I durchgeführt wurden, zeigen, dass sich unter Quasi-Stillstandsbedingungen chemische Reaktionsschichten nur sehr bedingt oder gar nicht aufbauen [FVA540I]. Im SNR-FEB2-Test, d.h. unter False-Brinelling-Bedingungen, kommt dem Additiveinfluss sicher eine andere Bedeutung zu, da sich hier klassische Abwälzvorgänge abspielen. Außerdem ist der Energieeintrag bei größeren Schwenkwinkeln höher. Aufgrund der Vielzahl der möglichen Grundöle und Additive sind bisher erst relativ wenige Untersuchungen zum Einfluss bestimmter chemischer Bestandteile veröffentlicht (Fretting-Untersuchungen in [MORI1980]). Auch an der Hochschule Mannheim wurde bisher keine systematische Untersuchung zum Einfluss bestimmter Additive durchgeführt, obwohl diese sicher sehr interessant wären (z.B. Wirkung von Friction- Modifiern). Daher sind hier noch keine Aussagen möglich. 11.6 Einfluss von Festschmierstoffen Untersuchungen zum Einfluss von Festschmierstoffen zeigen, dass die Wirkung unter Stillstandsbedingungen vermutlich aufgrund der fehlenden Nachförderung recht schnell nachlässt. In Kurzzeittests (1 min. und 6 min.) zeigen Festschmierstoffe häufig gewisse bis deutliche Verbesserungen, welche man dann nach 80 Minuten nicht mehr erkennt (Abbildung 137 und Abbildung 138). Eine Paste mit weißen Festschmierstoffen, welche unter klassischen linear-oszillierenden Fretting-Bedingungen sehr gute Ergebnisse liefert, zeigte im Stillstandstest sehr schlechte Ergebnisse (Abbildung 139). Abbildung 137: Einfluss Festschmierstoff auf die Schädigung [GRIE2007] - Grundfett <?page no="166"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 154 Abbildung 138: Einfluss Festschmierstoff auf die Schädigung [GRIE2007] - Fett mit Festschmierstoff In der Studienarbeit von HORVATH und MARJANOV [HORV2008] wurden zwei Pasten im Stillstandstest untersucht, die laut Herstellern gegen Passungsrost helfen sollen. Die Idee war, dass diese Fette eine Schädigung durch Mikrogleitbewegungen, wie sie bei Quasi-Stillstandstest auftreten, relativ gut reduzieren können müssten. Die Ergebnisse zeigen aber, dass die Wirkung unter Stillstandsbedingungen im Wälzlager begrenzt ist. Im Jahre 2013 wurde eine weitere Paste untersucht, welche zuvor hervorragende Ergebnisse in SRV-Fretting-Tests gezeigt hatte. Man erkennt auch hier, dass die Festschmierstoffe kurzfristig wirken (Abbildung 139). Das 1- Minuten-Ergebnis sieht sehr vielversprechend aus aber schon nach 9.000 Lastwechseln dreht sich das Ergebnis. Es kommt schnell zu starker Adhäsion im Bereich des äußeren Ellipsenendes und zur Tribooxidation an den Rändern des Kontaktes. Der Schaden schreitet dann sehr schnell voran. Das bestätigt wieder, dass Festschmierstoffe eine Weile lang wirken, ehe dann aber der nur wenige Monolagen dicke Film in der Kontaktzone doch durchbricht. Abbildung 139: Ergebnisse einer Paste mit sehr guten Ergebnissen in SRV-Fretting- Tests <?page no="167"?> 11.7 Sonstige Erkenntnisse zum Schmierstoffeinfluss 155 Wie sich Festschmierstoff bei größeren Winkeln verhalten ist bisher noch nicht systematisch untersucht worden. Zwei handelsübliche Fette für Windkraftanlagen welche überdurchschnittlich gute Ergebnisse im SNR-FEB2-Test zeigen enthalten keine Festschmierstoffe. Daraus kann man allerdings nur ableiten, dass Festschmierstoffe nicht unbedingt notwendig sind, um gute SNR-FEB2-Ergebnsise zu erzielen. Negativ sind sie aber unter diesen Bedingungen wohl auch nicht, sofern der Anteil nicht so hoch ist, dass das Nachfließverhalten negativ beeinflusst wird. 11.7 Sonstige Erkenntnisse zum Schmierstoffeinfluss 11.7.1 Veröffentlichte Daten aus der Schmierstoffindustrie Allgemein findet man nur sehr wenige wissenschaftliche Ergebnisse, welche von den Schmierstofffirmen veröffentlicht wurden. Eine interessante Arbeit stammt von der Firma Lubrizol, die im Jahre 2010 eine Studie zu Schmierstoffentwicklungen für False-Brinelling-Bedingungen, d.h. größere Schwenkwinkel, veröffentlichte. Die Laborversuche hierzu wurden auf dem Fafnir-Prüfstand nach ASTM D4170 durchgeführt (Winkel +/ - 6°). Eine Historie der analysierten 478 Tests zeigt die Verteilung der Ergebnisse: 36 Fettmuster hatten sehr gute Ergebnisse erzielt (<1 mg); 62 Muster lagen unter 2 mg. Masseverluste unter 5 mg erreichten immerhin noch 113 Fette. 141 Muster zeigten extremen Verschleiß von über 10 mg. Abbildung 140: Übersicht SNR-Testergebnisse bei der Firma LUBRIZOL [FISH2010] Dies zeigt, dass es den Schmierstoffentwicklern doch recht gut gelingt, Fette für diese Bedingungen zu entwickeln. In der vorgestellten Testserie wurden verschiedene Verdickerarten (Lithium, Lithium-Komplex, Di-Urea, Aluminium-Komplex) und 4 Additiv-Ansätze (feste Borate (Salze oder Ester der Borsäure), geschwefelte Olefine, Zinkdithiophosphat, Phosphor) getestet. Ohne Additivierung zeigte die Lithiumkom- <?page no="168"?> 11 Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) 156 plexseife unter diesen Prüfbedingungen das beste Ergebnis (ca. 6 mg Masseverlust). Sehr gute Ergebnisse lieferten die Borate (Verschleiß in allen Grundfetten < 1,5 mg). Auch die Schwefelträger und das Phosphoradditive zeigten deutliche Verbesserungen in dem Lithiumkomplexfett und dem Di-Urea-Fett. In der Aluminium-Komplexseife versagte das Phosphoradditiv. Die Firma KLÜBER berichtet in [KUHN2015] von ihren Bemühungen Schmierstoffe zu entwickeln, die gegen Stillstandsschäden und False-Brinelling-Schäden helfen. Auch diese Untersuchungen bestätigen den signifikanten Einfluss des Schwenkwinkels auf die entstehende Schädigung und die wirkenden Verschleißmechanismen. KUHN zeigt, dass bei klassischen SNR-FEB2-Bedingungen (+/ - 3°) die Grundölviskosität einen deutlichen Einfluss auf die Schädigung hat. Bei Ölen unter 180 mm²/ s sind das Nachfließverhalten und damit auch der Additivtransport deutlich günstiger als bei höher viskosen Grundölen. Gleiches gilt grob auch für die NLGI-Klasse. Bei Versuchen im Hause KLÜBER zeigt ein Fett der NLGI-Klasse 2 massiven Verschleiß, der bei einem Fett der Klasse 1 deutlich abnimmt und bei geeigneter Additivierung nahezu auf null reduziert werden kann. Dieser Lösungsweg zeigt keinerlei Wirkung bei Stillstandsbedingungen mit kleinem Winkel und kleiner Frequenz. Auch dies korreliert mit den an der HS MA ermittelten Ergebnissen. KLÜBER kann nachweisen, dass eine geeignete Additivierung (u.a. mit Festschmierstoffen) und der Einsatz von speziellen Vorbehandlungsfluiden bei größeren Schwenkwinkeln gut wirken. Neben der verbesserten Nachfließmöglichkeit hilft vermutlich auch der größere Energieeintrag, die Additivchemie zu aktivieren. Aus der Tatsache, dass keine Ergebnisse bei kleinen Schwenkwinkeln dargestellt sind, ist allerdings zu vermuten, dass bei diesen Bedingungen keine Vorteile ermittelt wurden. 11.7.2 Fettmischungen Aus verschiedenen Industrieprojekten stammen Erkenntnisse, wie sich Mischungen von Fetten im SNR-Test verhalten. Nimmt man ein Fett, das den SNR-FEB2-Test quasi ohne Gewichtverlust besteht, reichen bereits ca. 10% einen Fail-Fettes aus, die Ergebnisse zu verschlechtern. Dies bedeutet, dass Reste eines ungeeigneten Fettes, welche bei einer Umfettung im Lager verbleiben, bereits eine negative Auswirkung haben können (Abbildung 141). Eine 50: 50-Mischung liegt vom Ergebnis etwa in der Mitte der beiden Einzelfette. Bei einem Schwenkwinkel von +/ - 1° wurden ähnliche Zusammenhänge beobachtet. Der Mischungseffekt bei Quasi-Stillstandsbedingungen wurde bisher noch nicht untersucht, da dort das Thema Umfettung in aller Regel nicht von Interesse ist (Lebensdauerschmierung). <?page no="169"?> 11.7 Sonstige Erkenntnisse zum Schmierstoffeinfluss 157 Abbildung 141: Einfluss von Mischungen auf das SNR-FEB2-Ergebnis <?page no="170"?> 158 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen Der Einfluss des Werkstoffs auf die Schädigung bei Quasi-Stillstandsbedingungen und kleinen Schwenkwinkeln ist sicher äußerst interessant. Leider konnte dieser Punkt aufgrund der fehlenden Mitwirkung von Lagerherstellern bisher nicht experimentell betrachtet werden. Trotz zahlreicher Bemühungen ist es nicht gelungen, Lager aus anderen Werkstoffen als dem Standardstahl 100Cr6 zu beschaffen. Ein großes Problem ist hierbei, dass Standardlager heute oftmals im Ausland gefertigt werden und selbst die großen Lagerhersteller Einzelteile wie Ringe oder Wälzkörper zukaufen. Grundsätzlich haben die Zugfestigkeit und die Wechseldauerfestigkeit eines Werkstoffs einen deutlichen Einfluss auf die Entstehung von Rissen. Somit müssten hochfeste und dauerfeste Stähle günstiger sein. Interessant wäre hier z.B. der höherwertige Cronidur®-Stahl (Wst.Nr. 1.4108), der eine deutlich höhere Ermüdungsfestigkeit als Standardstähle hat. Dieser Stahl wurde ursprünglich für die Luft- und Raumfahrt entwickelt. Er kommt aber aufgrund seiner guten Eigenschaften heute auch zunehmend für hoch beanspruchte Komponenten wie z.B. Wälzlager im Automobil- und Maschinenbau zum Einsatz. Bei konventionellen, hochkohlenstoffhaltigen Stählen nimmt die Bruchzähigkeit mit zunehmender Festigkeit ab. Der Werkstoff wird zunehmend spröde und mikrorissempfindlich. Im Gegensatz dazu haben stickstoffhaltige Stähle wie Cronidur ® selbst bei einer Festigkeit von 1000 MPa noch eine sehr gute Bruchzähigkeit. Dies führt zu einer wesentlich höheren Verschleißbeständigkeit. So bieten Wälzlager aus Cronidur® 30 eine fünfmal längere Lebensdauer als solche aus M50. Außerdem besitzt der Werkstoff eine hundert Mal bessere Korrosionsbeständigkeit als beispielsweise der kohlenstoffhaltige Wälzlagerstahl AlSi440C. Die Härte kann durch eine entsprechende Wärmebehandlung auf Werte zwischen 35 und maximal 60 HRC eingestellt werden. Cronidur®-Stahl wird im so genannten Druck- Elektro-Schlacke-Umschmelzverfahrens (DESU) hergestellt, bei dem der Stahl in einem geschlossenen Umschmelzofen unter Druck erschmolzen wird. Während des Umschmelzprozesses werden kontinuierlich feste Stickstoffträger wie Siliziumnitrid hinzugeführt, um den Stickstoffgehalt zu erhöhen. Dieser Schmelzprozess verschafft dem Spezialstahl ein sehr homogenes und feinkörniges, seigerungsfreies Gefüge, in dem die Kohlenstoffnitride gleichmäßig verteilt vorliegen. Neben der chemischen Zusammensetzung ist dieses Gefüge für die guten mechanischen und physikalischen Eigenschaften des Werkstoffes verantwortlich. Leider konnten Lager aus diesem Stahl bisher noch nicht unter False-Brinelling- oder Stillstandbedingungen untersucht werden. <?page no="171"?> 12.1 Einfluss der Laufbahnhärte 159 12.1 Einfluss der Laufbahnhärte Der Einfluss der Härte der Wälzpartner ist bisher nur selten untersucht worden. Größere Härte wirkt jedoch nach ALMEN [ALME1937], GRAY und JENNY [GRAY1944] der Reiboxidation entgegen. DIES glaubt, dass die Oberflächenhärte des Materials im Zusammenhang mit dem Haftvermögen des Oxidfilms auf der Oberfläche steht und sich daher Paarungen ähnlicher Metalle mit verschiedenen Härtegraden und Oberflächengüten günstiger verhalten [DIES1943]. Im Übrigen dürften bezüglich des Härteeinflusses die Gesetzmäßigkeiten des normalen Verschleißes auch für die Tribooxidation Gültigkeit haben. Die Metalloxide, die durch Reiboxidation entstehen, beeinflussen durch ihre spezifischen Eigenschaften und insbesondere die Härte den Gesamtverschleiß. Sie können diesen durch ihre abrasive Wirkung beträchtlich erhöhen. Andererseits ist bekannt, dass zusammenhängende und stabile aber elastische Oxidfilme die Oberflächenreibung vermindern [FINK1929, GODF1950, CAMP1952, GODF1956]. DIES [DIES1943] hat hierzu ausführliche Versuche gemacht, die von BOWDEN und TABOR [BOWD1950] fortgeführt wurden. Danach bestimmt die relative Härte zwischen dem Oberflächenoxid und dem darunterliegenden reinen Metall das Ausmaß des Gesamtverschleißes. Harte Metalle, die weiche Oxide bilden, zeigen weniger Reiboxidation als weiche Metalle, die harte Oxide entwickeln. Die tatsächlichen Zusammenhänge sind jedoch äußerst kompliziert, weil die Verbindung zwischen Oxid und Metall verschieden fest ist und von dem jeweiligen Material abhängt. PITTROFF untersuchte den Einfluss der Härte der Laufbahn indem er die Lagerringe unterschiedlich stark anließ, wobei ein gewisser Einfluss auf die Formtoleranzen nicht ausgeschlossen werden kann. Die Rollen waren bei diesen Versuchen standardmäßig gehärtet; die Lager waren gefettet. Als Ergebnis erhielt er eine lineare Abnahme der Riffelbreite mit der Laufbahnhärte (Abbildung 142). Aktuellere Untersuchungen zum Einfluss der Härte sind nicht bekannt. Abbildung 142: Einfluss der Laufbahnhärte bei fettgeschmierten Versuchen und Linienkontakt; in Anlehnung an [PITT1961] <?page no="172"?> 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen 160 12.2 Einfluss des Kugelwerkstoffs 12.2.1 Wirkung von keramischen Wälzkörpern Da in den Stillstandsmarkierungen ein hoher Anteil Tribooxidation zu erkennen ist und es lokal zu Adhäsionserscheinungen kommt, wurden Versuche mit keramischen Wälzkörpern durchgeführt, die in diesen Punkten besser abschneiden sollten. Im Folgenden werden die Stillstandsmarkierungen mit Stahl/ Stahl-Kontakt und Stahl/ Keramik-Kontakt unter dem Einfluss verschiedener Fette gegenübergestellt. In einer ersten Serie wurden zwei handelsübliche Radlagerfette unter Stillstandsbedingungen getestet, die im Stahl/ Stahl-Kontakt zu massiven Schädigungen führen. Abbildung 143: Vergleich Stahl- / Keramikkugeln mit zwei Standard-Radlagerfetten im QSS-Test Die direkte Gegenüberstellung der Bilder zeigt eine gewisse Verbesserung des Gesamtverschleißes bei ansonsten gleichen Testbedingungen durch den Einsatz von Kugeln aus Siliziumnitrid (Si 3 N 4 ). Ein Problem für den direkten Vergleich ist allerdings der deutlich höhere E-Modul der Siliziumnitrid-Keramikkugeln und damit die veränderten Pressungsverhältnisse und die kleinere Kontaktellipse (siehe Tabelle 5). In einer weiteren Untersuchungsserie wurden daher zusätzlich Zirkondioxid-Kugeln (ZrO 2 ) eingesetzt, die einen mit Stahl vergleichbaren E-Modul haben (Abbildung 144). <?page no="173"?> 12.2 Einfluss des Kugelwerkstoffs 161 Tabelle 5: Werkstoffkennwerte und resultierende Hertzsche Pressungen Abbildung 144: Vergleich Stahl- und Keramikwälzkörper bei dem QSST-High- Referenz-Fett [HORV2008] <?page no="174"?> 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen 162 Abbildung 145: Vergleich Stahl- und Keramikwälzkörper bei dem QSST-Low- Referenz-Fett [HORV2008] Durch die modifizierten Laufkörper wird bei diesen beiden Referenzfetten die tribochemische Reaktion in der Anfangsphase deutlich gehemmt und somit die Gefahr von weiterführenden Schäden zeitlich verzögert. Dies wird besonders bei dem eher schlechten Fett deutlich (Abbildung 145). Insgesamt bleibt das Schadensbild bei den Keramikwälzkörpern deutlich unterhalb dessen vom reinen Stahl/ Stahl-Kontakt. Untersuchungen mit reinen Grundölen (Polyglykol, Mineralöl und TMP-Ester) zeigen nur leichte Verbesserungen im Vergleich zu den Standard-Stahlkugeln (Abbildung 146) <?page no="175"?> 12.2 Einfluss des Kugelwerkstoffs 163 Abbildung 146: Ergebnisse mit drei Grundölen und Keramikkugeln (Siliziumnitrid) Auch in einer Untersuchungsserie mit Spindellagern zeigten Hybridlager (Wälzkörper aus Si 3 N 4 ) unter Stillstandsbedingungen insbesondere bei den schlechteren Fetten Vorteile. Hier konnte ebenfalls der tribokorrosive Anteil an der Schädigung deutlich reduziert werden. Bei bereits recht guten Fetten waren keine weiteren Verbesserungen mehr erkennbar. <?page no="176"?> 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen 164 12.3 Einfluss von Beschichtungen und Oberflächenbehandlungen Da es offenbar kaum möglich ist, einen flüssigen oder pastösen Schmierstoff ausreichend lang in der sich nicht öffnenden Kontaktfläche zu halten, ist ein aussichtsreicher Lösungsansatz, tribologisch günstige Schichten zu erzeugen bzw. aufzubringen. PITTROFF fand heraus, dass hartverchromten Laufbahnoberflächen unabhängig von der Schichtdicke (5 m und 300 μm) eine Verbesserung gegenüber normalen polierten Laufbahnoberflächen zeigen. Ebenfalls günstig schnitten Lager mit einer 2 μm bis 8 μm dicken Bonderschicht (eine spezielle Phosphatschicht) ab. Dahingegen zeigen verkupferte Oberflächen schlechte Ergebnisse. Normal-phosphatierte Lager zeigen nahezu keine Veränderung zu unbehandelten Lagern. Grundsätzlich wurde bei den Versuchen allerdings nicht untersucht, wie sich die Behandlungen auf den eigentlichen Normalbetrieb des Lagers auswirken. Hier kann es durchaus zu Problemen kommen. 12.3.1 Nitrocarburieren Unter Nitrocarburieren versteht man eine Anreicherung der Randschicht von Eisenwerkstoffen mit Stickstoff und geringen Mengen Kohlenstoff. Es entsteht eine harte, anti-adhäsive und verschleißfeste Nitrierschicht bestehend aus einer 2 μm bis 3 μm dicken Verbindungsschicht aus Eisen- und Sondercarbonitriden und einer Diffusionsschicht. Die Oberfläche weist eine porige Struktur auf, die für eine gute Benetzung und eine gutes Ölrückhaltevermögen sorgt. Die nachstehenden Versuche wurden mit nitrocarburierten Lagerschalen und Standardwälzkörpern (100Cr6) gefahren. Die Behandlung erfolgte laut Beschichter bei „niedrigerer Temperatur“, die dann aber immer noch bei 480°C und damit deutlich über der Anlasstemperatur des Wälzlagerstahls (180°C) liegt. Dabei dürfte die Härte auf unter 45 HRC abgefallen sein. Die Laufzeit betrug jeweils 1,3 h. Wie man erkennt, bietet die NC-Beschichtung keinen besseren Schutz vor Stillstandsschäden als die Original-Lagerschalen. Abbildung 147: Einfluss Nitrocarburierung <?page no="177"?> 12.3 Einfluss von Beschichtungen und Oberflächenbehandlungen 165 12.3.2 Brünieren In den letzten Jahren nimmt das Brünieren von Wälzlagern deutlich zu. Gerade im Bereich der Windkraftanlagen bieten brünierte Lager große Vorteile [STAD2013; STAD2017]. Laut SKF steigert „das Brünieren von Ringen und Rollen (Nachsetzzeichen L4B) die Zuverlässigkeit und Leistung in anspruchsvollen Anwendungen, besonders bei niedrigen Belastungen und bei Schwingungen. Darüber hinaus schützt es vor Korrosion und verbessert die Haftfähigkeit des Schmierstoffs auf den Oberflächen“ [SKF2016]. Es handelt sich dabei allerdings nicht um einfache Brünierverfahren, wie man sie beispielsweise bei Werkzeugen kennt, sondern um recht ausgeklügelte Prozesse. So schreibt die Firma SKF, dass ca. 15 Eintauchvorgängen durchlaufen werden. Jedes dieses Bäder unterscheidet sich hinsichtlich Chemikaliengehalt, -konzentration, Temperatur, Eintauchdauer und Fluidverhalten. Laut STADLER [STAD2017] ist das Brünieren eine kostengünstige Alternative zu DLC-beschichteten Lagern. Es bietet Schutz vor Micropitting, reduziert Anschmierungen und verlängert die Lagerlebensdauer bei Mangelschmierung. Als Nachteil ist eine reduzierte Wirkung der klassischen EP/ AW-Additive zu nennen, die durch die Oxidschicht keinen Reaktionspartner finden. Bei permanenter Mischreibung, hoher Partikelkontamination oder bei Abrasivverschleiß ist Brünieren ebenfalls eher ungeeignet. In einem Industrieprojekt wurde die Wirkung von brünierten Lagern stichpunktartig untersucht. Bei einem Referenzschmierstoff mit geringer Schädigung der Lager im SNR-FEB2-Test konnte der Verschleiß von ca. 3 mg auf 1 mg reduziert werden. Weitere Erfahrungen mit diesem Verfahren bestehen noch nicht. 12.3.3 DLC-Schichten Die Eignung von DLC-Beschichtungen zur Reduzierung der Schädigung im Stillstandstest und im SNR-FEB2-Test wurde bisher leider auch nur exemplarisch untersucht. Mit dem Referenzfett, das auch mit dem brünierten Lager im SNR-FEB2- Test verwendet wurde, konnte mit einer kommerziellen DLC-Schicht ähnlich wie mit der Brünierung der Verschleiß von 3 mg auf 1 mg reduziert werden. Ein paar mehr Ergebnisse gibt es im Stillstandstest. Die nachstehenden Ergebnisse wurden mit DLC-beschichteten Lagerschalen ermittelt. Zum Einsatz kam die Schicht CERTESS® DCX der Firma Durferrit. Die Schichtstärke betrug ca. 3 μm. Es wurde eine 1 Mikrometer dicke Chromnitrid-Schicht als Zwischenschicht zur Verbesserung der Haftfestigkeit und Tragfähigkeit aufgebracht. Die DLC-Schicht wurde bei einer Temperatur von unter 180°C abgeschieden, sodass der Einfluss auf die Härte des Grundwerkstoffs recht gering sein dürfte. Die Laufzeit betrug auch bei diesen Versuchen 1,3 h. Die harte und antiadhäsive Oberfläche der DLC-Beschichtung lässt in Verbindung mit den Stahlkugeln außerordentlich gute Ergebnisse erzielen. Die Versuche mit den Keramikkugeln aus Siliziumnitrid und Zirkonium zeigen schlechtere Ergebnisse. Interessant ist, dass das ansonsten als SST-Low-Referenz eingestufte Fett hier die besten Ergebnisse erzielt. Dies zeigt, dass der Schmierstoff trotz Beschichtung nicht außer Acht gelassen werden darf. <?page no="178"?> 12 Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlung und Nutzen von Beschichtungen 166 Abbildung 148: Einfluss der Wälzkörperwerkstoffe und einer DLC-Beschichtung auf die Stillstandsmarkierungen (QSST-High-Reference-Fett) [HORV2008] Abbildung 149: Einfluss der Wälzkörperwerkstoffe und einer DLC-Beschichtung auf die Stillstandsmarkierungen (QSST-Low-Reference-Fett) [HORV2008] <?page no="179"?> 12.4 Einfluss des Einlaufvorgangs und der Kaltverfestigung 167 12.4 Einfluss des Einlaufvorgangs und der Kaltverfestigung Erstmalig untersuchten RAHM und WURSTER [RAHM1951] den Einfluss der Oberflächenverfestigung auf die Riffelbildung und fanden einen positiven Effekt. PITTROFF untersuchte in seiner Dissertation Lager, die 30 Minuten lang sandgestrahlt wurden. Die dadurch hervorgerufene Oberflächenverfestigung und größere Rauigkeit der Oberfläche brachte in Verbindung mit der Fett-Schmierung ein günstigeres Verhalten gegenüber der Riffelbildung. Aus unserer Sicht spielt allerdings der Rauheitseinfluss eine größere Rolle als die Kaltverfestigung (siehe Kapitel 13). In einem weiteren Test untersuchte PITTROFF den Einfluss des Einlaufs. Hierzu führte er Versuche an Lagern durch, die 500.000 Umdrehungen bei einer Drehzahl von 3.550 U/ min und mit einer Normalkraft F N von 7% bzw. 43% der statischen Tragfähigkeit gelaufen waren. Die Untersuchung zeigt, dass die Kaltverfestigung einen positiven Einfluss auf die Riffelbildung hat. Das Verhalten der Lager, die mit höherer Last eingelaufen sind, ist wesentlich günstiger als das Verhalten derjenigen, die nur leicht belastet wurden. Einzelne Stichversuche am Kompetenzzentrum Tribologie konnten diesen positiven Einfluss nicht bestätigen. Hier wurden quasi keine Unterschiede zu neuen Lagern beobachtet. <?page no="180"?> 168 13 Einfluss geometrischer und topografischer Parameter Zum Einfluss der Rauigkeit bei Fretting-Bedingungen bzw. Quasi- Stillstandsbedingungen findet man in der Literatur relativ viele Ergebnisse. TOMLIN- SON [TOML1939], ALMEN [ALME1937] sowie GRAY und JENNY [GRAY1944] nehmen an, dass eine glatte Oberfläche eher zur Reiboxidation neigt als eine raue Oberfläche. Auch RAHM und WURSTER [RAHM1951] beobachteten, dass sich geschmierte, sandgestrahlte Lager in Hinblick auf Passungsrost günstiger verhalten haben. WALLACE [WALL1940] berichtet, dass durch Honen der Laufbahnen von Kugellagern Reiboxidation verhindert wurde. Nach CAMPBELL [CAMP1952] deuten alle Anzeichen darauf hin, dass raue Oberflächen im geschmierten Zustand besser gegen Tribooxidation wirken als glatte Oberflächen da die größerer Oberflächenrauigkeit eine größere Haftfähigkeit des Schmiermittels bietet. Hinzu kommt, dass der Schmierstoff aufgrund von Mikrokapillareffekten in den Rauheitstälern eher in die Reibstelle (zurück)fließen kann als bei nahezu ideal glatten Kontakten. Auch die Untersuchungen von REED und BATTER [REED1960] zeigten einen günstigen Einfluss einer größeren Rauigkeit. WATERHOUSE glaubt, dass die größere Plastizität der rauen Oberfläche sowie das Einlagerungsvermögen von Partikeln in den Rauheitstälern günstig wirken [WATE1974]. Lediglich zwei Forschungsgruppen berichten über andere Ergebnisse: Bei KENNEDY et al war der Einfluss der Rauigkeit bei kleinen Schwingweiten im Bereich 0,05 bis 5 μm vernachlässigbar [KENN1984]. OHMAE und TSUKIZOE beobachteten einen ansteigenden Verschleiß mit zunehmender Oberflächenrauigkeit [OHMA1974]. PITTROFF fand heraus, dass eingelaufene Lager mit reduzierter Oberflächenrauigkeit bessere Ergebnisse liefern, was lt. PITTROFF aber eher auf die Kaltverfestigung der Oberfläche zurückzuführen ist. Insgesamt kann man aber davon ausgehen, dass zu glatte Laufbahnoberflächen eher ungünstig bei QSS-Bedingungen sind, da es dann noch schwerer wird, Schmierstoff ausreichend lange in der hochbelasteten und geschlossenen Kontaktstelle zu halten. Eine weitere Erklärung für den negativen Einfluss einer zu glatten Oberfläche ist, dass die Adhäsionskomponente der Reibung mit sinkender Rauheit deutlich zunimmt und es so schneller zu lokalen Verschweißungen kommt [CZIC2010]. Wie bereits schon erwähnt, war es nicht möglich, modifizierte Lager zu erhalten. Um den Einfluss der Oberflächenrauheit dennoch untersuchen zu können, wurde Stichversuche mit von Hand nachgearbeiteten Laufringen durchgeführt. Hierzu wurden die Rauheitswerte zweier Standard-Axiallager variiert und anschließend einer Testserie ausgesetzt. Sämtliche Versuche wurden mit einem High-Referenz-Fett des Kompetenzzentrums Tribologie gefahren. Als Oberflächen-Referenz diente ein unbehandeltes Axial-Rillenkugellager der Firma FAG. Erstaunlicherweise zeigten beide modifizierten Varianten bessere Ergebnisse im QSS-Test als das Standardlager (Abbildung 151). Bei der polierten Variante ist die Verbesserung allerdings geringer und nimmt mit längerer Laufzeit ab. Die aufgeraute Oberfläche zeigte ein wesentlich geringeres Schadensbild im Vergleich zu der unbehandelten sowie der polierten Oberfläche. Die Bildung von Reiboxidation konnte erheblich reduziert werden. Der Einfluss auf Stillstandsmarkierungen ist somit deutlich und hält auch relativ lange an. <?page no="181"?> 13 Einfluss geometrischer und topografischer Parameter 169 Abb. 150: Vergleich unbehandelte Oberfläche und aufgeraute Oberfläche nach 117.000 Lastwechseln Diese Ergebnisse konnten in zwei Folgearbeiten von LÜLLICH [LUEL2009] und ZA- KARIA [ZAKA2009] bestätigt werden (Abbildung 153). Abbildung 151: Ergebnisse der Stichversuche mit unterschiedlichen Oberflächenrauheiten; vergleichende Bewertung mit Schulnoten [LUEL2009] <?page no="182"?> 13 Einfluss geometrischer und topografischer Parameter 170 Abbildung 152: Einfluss der Oberflächenrauigkeit beim QSST-High-Reference-Fett [LUEL2009] <?page no="183"?> 13 Einfluss geometrischer und topografischer Parameter 171 Abbildung 153: Einfluss der Rauheit auf den Fortschritt der Schädigung [ZAKA2009] <?page no="184"?> 172 14 Einfluss konstruktiver Parameter 14.1 Einfluss der Lagerart (Axial-, Radiallager / Kugel-, Rollenlager) PITTROFF stellt fest, dass Kugellager in Hinblick auf Stillstandsmarkierungen weniger kritisch sind als Rollenlager [PITT1961]. Diese Erkenntnisse können auch durch einzelne Stichversuche im Rahmen der Projekte am Kompetenzzentrum Tribologie und Begutachtungen an Reallagern bestätigt werden. Als Erklärung gibt es zwei Ansätze: PITTROFF vermutet, dass die unterschiedlichen Freiheitsgrade die Hauptursache sind. Eine Kugel hat einen Bewegungsfreiheitsgrad mehr als die Rolle, so dass es auch in Richtung dieses zusätzlichen Freiheitsgrades zu einer Wälzbewegung und nicht nur zu einer Gleitbewegung kommen kann. Des Weiteren kann die Kugel auch um ihre Achse drehen (Kugelspin). Ein zusätzlicher Aspekt ist aber sicherlich auch, dass die Reibstelle beim Punktkontakt aus zwei Dimensionen mit Schmierstoff versorgt wird wohingegen beim Linienkontakt nur ein eindimensionaler Schmierstoffzutritt möglich ist. JUNGHANS et al. begründen die Vorteile von Rillenkugellagern gegenüber Rollen- oder Nadellager mit den höheren lokalen Pressungen [JUNG2002]. Im Rahmen des FVA-Forschungsvorhabens 540 wurden neben Schrägkugellagern auch Kegelrollenlager im Lastszenario C2 untersucht. Auch hier wurden Belastungsverhältnisse C 0 / P von 3 und 10 vorgegeben. Die Schädigung an den Lagerringen und Wälzkörpern ist bei den Kegelrollenlagern deutlich geringer [FVA540]. Dies widerspräche den zuvor gemachten Aussagen. Die lichtmikroskopischen Bilder dieser Untersuchungen zeigen aber, dass sich selten ein sauberer Linienkontakt über die komplette Länge der Wälzkörper ausgebildet hat. Ggf. sind geringe Formfehler in diesem Fall eher günstig, da Sie eine bessere Ölversorgung des Reibkontaktes ermöglichen. Die größte Schädigung trat allgemein bei den Versuchen bei -20°C und dem hohen Belastungsverhältnis von C 0 / P=10 auf. Bei diesen Versuchen bildete sich bei beiden Referenzfetten eine durchgehende Kontur mit unbeschädigtem Innenbereich (Haftzone) aus. Am Kompetenzzentrum Tribologie können Kegelrollenlager des Typs 30206 geprüft werden (Abbildung 154). Bisher sind damit allerdings nur Versuche unter Ölschmierung durchgeführt worden, bei denen es nur zu minimalen Oberflächenschäden kam. Ein Referenzlauf mit dem QSST-Low-Reference-Fett zeigte aber die typischen linienförmigen Markierungen (Abbildung 155). <?page no="185"?> 14.1 Einfluss der Lagerart (Axial-, Radiallager / Kugel-, Rollenlager) 173 Abbildung 154: Adaption zur Prüfung von KRL im False-Brinelling -Prüfstand Um die Pressung auf ein realistisches Maß zu erhöhen, müssen für die Versuche Wälzkörper entnommen werden. Da das Lager nur axial belastet wird, muss darauf geachtet werden, dass die Wälzkörper nicht an den axialen Bund anlaufen. Dort gibt es sonst klassische Fretting-Schäden. Zeigen die Markierungen nicht die typische Haftzone kann auch eine rein axiale Gleitbewegung vorgelegen haben. Auch in diesem Fall handelt es sich eigentlich um ein klassisches Fretting-Problem. Ähnliche Riffeln entstehen, wenn ein Rollenlager unsachgemäß axial gefügt wird und es zu regelrechten Kratzern in axialer Bewegungsrichtung kommt. Erkennt man in der Praxis also linienförmige Markierungen, muss die Untersuchung sehr sorgfältig ablaufen, da man ansonsten möglicherweise einen falschen Lösungsansatz sucht. Der Einfluss der Lagerbauform lässt sich vermutlich auch theoretisch analysieren, da vorwiegend die Größe der Kontaktfläche im Verhältnis zu den Wälz- und partiellen Gleitwegen zu betrachten ist. Neue Berechnungsansätze wie sie beispielsweise die Forscher aus Magdeburg vorgestellt haben (siehe Kapitel 6) können hier helfen. Betrachtet man die Kinematik im Kontakt, sind beispielsweise Spindellager oder auch Kegelrollenlager günstiger, da diese relativ kleine Kontaktflächen und geringen Bohrschlupf aufweisen. Dies korreliert auch mit einzelnen am Kompetenzzentrum Tribologie durchgeführten Tests mit diesen Lagertypen. Besonders schlechte Ergebnisse mit axialen Zylinderrollenlagern verdeutlichen dahingegen den negativen Einfluss von großem Schlupf infolge der starken Radiusunterschiede in der Kontaktstelle. Abbildung 155: Markierung QSST-Low- Reference-Fett (2 Markierungen da Rolle im Versuch leicht verlaufen) <?page no="186"?> 14 Einfluss konstruktiver Parameter 174 14.2 Einfluss der Vorspannung bzw. des Lagerspiels PITTROFF untersuchte den Einfluss des Lagerspiels bzw. der Vorspannung an ungeschmierten Lagern, deren Spiel er durch hydraulisches Zusammendrücken des äußeren Lagerringes variierte. Die Untersuchungen waren äußerst aufwendig, da die Feineinstellung des Lagerspiels im Bereich von wenigen Mikrometern höchste Präzision erforderte. Dennoch war die Versuchsstreuung überdurchschnittlich groß. Nachfolgendes Diagramm fasst diese Untersuchungen zusammen. Abbildung 156: Einfluss der Vorspannung bzw. Lagerluft auf die Riffelbreite; in Anlehnung an [PITT1961] Man erkennt, dass mit kleiner werdender Radialluft bei gleicher Lastwechselzahl die Riffelschäden kleiner werden. Der Zusammenhang ist nahezu linear. Bei positivem Lagerspiel können die Wälzkörper in der von PITTROFF eingesetzten Prüfmaschine abheben. Somit entsteht eine zusätzliche dynamische Schlagbelastung. Bei Vorspannung ist ein Abheben nicht mehr möglich. Die Belastung ist schwellend und schwankt zwischen dem Maximal- und Minimalwert. Interessant ist, dass PITTROFF bei diesen Untersuchungen erstmals die für Stillstandsmarkierungen typischen Haftzonen entdeckte. Wörtlich beschreibt er dies wie folgt: „Bei den vorgespannten Lagern tritt nunmehr eine mehr oder minder stark ausgeprägte äußere Grenzlinie der Riffel in Erscheinung, wobei innerhalb dieser oxidierten Begrenzungslinie noch eindeutig der ursprüngliche Laufbahnschliff sichtbar ist. Die Beobachtungen sind also die gleichen, die auch EISELE bei vorgespannten Lagern gemacht hat.“ Die Erhöhung der Vorspannung verzögert den Schadensfortschritt, kann die Entstehung aber auch nicht vollständig verhindern, da es trotzdem zu elastischen Verformungen und damit zu Mikrogleitbewegungen kommt. Erst bei Vorspannkräften im Bereich der maximalen statischen Tragfähigkeit der Lager beobachtete PITTROFF keine Markierungen, was aber technisch keine Lösung ist. Aus quasi-statischer Sicht <?page no="187"?> 14.3 Einfluss der Schmiegung 175 deuten die Versuche darauf hin, dass eine Vorspannkraft in der Größe von 25 Prozent der statischen Tragfähigkeit günstig ist. Diese Vorspannkraft ist allerdings für ein dynamisch beanspruchtes Lager bereits zu hoch und liegt dann bei höheren Drehzahlen schon über der dynamischen Tragfähigkeit des Lagers. Außerdem geht eine hohe Vorspannung mit hohen Reibmomenten und damit mit einer hohen Reibleistung einher. Als Kompromiss empfiehlt es sich wenn möglich, das Lagerspiel auf null zu begrenzen, da hierbei im Vergleich mit größerem Lagerspiel Lebensdauervorteile zu erwarten sind. In einer Untersuchungsserie mit Spindellagern mit einem Druckwinkel von 25° und Schwenkwinkeln von 0,25° und 0,50° konnten ebenfalls Stillstandsmarkierungen erzeugt und charakterisiert werden. Auch in diesem Projekt konnte die Schädigung durch den Einsatz eines geeigneteren Schmierstoffs reduziert aber nicht vollständig verhindert werden (Abbildung 157). Die deutliche Zerrüttung und Oxidation im Ellipsenende konnte aber nahezu vollständig vermeiden werden, sodass bei der rechten Markierung nahezu kein Einfluss auf die Lebensdauer zu erwarten ist. Abbildung 157: Vergleich Schädigung Außenring Spindellager (120.000 Lastwechsel mit +/ - 0,25°) 14.3 Einfluss der Schmiegung Welchen Einfluss die Schmiegung auf die Entstehung von Stillstandsmarkierungen hat, lässt sich leider nur theoretisch untersuchen, da die verfügbaren genormten Wälzlager immer ähnliche Krümmungsverhältnisse haben und somit keine Lager für experimentelle Untersuchungen verfügbar sind. Die Mikrobewegungen in der Kontaktzone zwischen Wälzkörper und Laufbahn sind im Wesentlichen von der Belastung und den Krümmungsverhältnissen abhängig. Bei Linienberührung (Zylinderrollenlager) sind die Krümmungsverhältnisse und damit die Größe der oszillierenden Relativbewegung in der Berührungszone zwischen Rille und Laufbahn über die ganze Länge der Berührungslinie konstant. Bei Punktberührung (Rillenkugellager) dagegen ändern sich die Krümmungsbzw. Schmiegungsverhältnisse bei einer Drehung der Schnittebene vom Achsschnitt in <?page no="188"?> 14 Einfluss konstruktiver Parameter 176 den Normalschnitt stetig. Mit der Veränderung der Schmiegung ändert sich aber auch die Größe der für den Verschleiß wesentlichen Oszillationsbewegung vom Maximalwert in der Achsschnittebene bis zu einem Wert von nahezu Null in der Normalschnittebene, dem Gebiet der größten Anschmiegung. Dieser Einfluss trägt vermutlich zum günstigeren Verhalten der Rillenkugellager gegenüber Zylinderrollenlagern bei Stillstandserschütterungen bei. 14.4 Einfluss der Einbaulage Überraschenderweise sehen wir bei der Mehrzahl aller untersuchten Fette keinen Einfluss der Einbaulage. Die Markierungen an der oberen Lagerschale unterscheiden sich nicht signifikant von denen der unteren Lagerschale. Man würde erwarten, dass der Schmierstoff durch die Erdanziehungskraft nach unten läuft und es so oben eher zu einer Schmierstoffverarmung kommt. Eine Untersuchungsserie von ADAM und BREITENBERGER mit QSS-Standardparametern, bei der über 45 Versuche mit 18 Schmierstoffmustern diesbezüglich ausgewertet wurden, zeigt aber eine ganz gewöhnliche Streuung der Ergebnisse (Abbildung 158). Das gleiche Ergebnis zeigt die Auswertung der Versuche am Hydropulser unter axialer Pulsation. Selbst mit Ölen erkennt man keinen klaren Einfluss der Lage. Ähnliches wird auch im SNR- FEB2-Test beobachtet. Das deutet darauf hin, dass das Benetzungsverhalten aller Schmierstoffe so gut ist, dass die Erdanziehungskraft und sogar die axiale Pulsation keinen signifikanten Einfluss auf die Schmierfilmbildung haben. Allerdings sind die Prüfdauern im Labor relativ kurz. Aus der Praxis wird z.B. bei Radlagern doch von einem größeren Einfluss der Einbaulage berichtet. Hier treten im oberen Lagerbereich verstärkt Schäden auf. Moderne Hub-Unit-Prüfstände haben daher typischerweise senkrecht eingebaute Prüflager. Abbildung 158: Einfluss der Gravitation im Stillstandstest bei verschiedenen Fettmustern [ADAM2005] <?page no="189"?> 177 15 Untersuchung der Verschleißpartikel und Oxidationsprodukte Die Untersuchung der Verschleißpartikel und insbesondere der Oxidationsprodukte, die bei False-Brinelling-Schäden auftreten, kann interessante Informationen zu den in der Reibstelle herrschenden Temperaturbedingungen geben. Messtechnisch lässt sich an den Lagern und Wälzkörpern bei Quasi-Stillstandsversuchen d.h. Winkeln unter +/ - 1° keine Temperaturerhöhung messen. Aus der Literatur ist aber bekannt, dass lokal trotzdem sehr hohe Temperaturen (sog. Blitztemperaturen nach BLOK) auftreten können. Bei SNR-Tests erreicht man aufgrund der größeren Winkel Lagertemperaturen um die 80°C im Falle eines Ausfalls. Anhand der Umwandlungstemperaturen der Eisenoxide können somit Rückschlüsse auf die Temperaturen und die Schmierungsbedingungen gezogen werden, die man messtechnisch anders nicht erzielen kann. Laut CAMPBELL werden beim normalen Rostvorgang (Korrosion) bei einer relativen Luftfeuchtigkeit unter 50% die Hydroxide -Fe 2 O 3 * H 2 O, -Fe 2 -O 3 * H 2 O und Fe 3 O 4 * H 2 O erzeugt. In Gegenwart von Feuchtigkeit, d. h. bei „wässriger" Korrosion werden gewöhnlich nichtkristalline (kolloidale, amorphe) Produkte erzeugt. Werden jedoch die Oxide -Fe 2 O 3 , -Fe 2 O 3 , Fe 3 O 4 oder FeO festgestellt, so ist mit Gewissheit tribochemische Oxidation die Ursache. Voraussetzung ist dabei eine Umgebungstemperatur von unter 100° C, was aber bei den üblichen Lageranwendungen mit Stillstands- oder Vibrationsproblemen gegeben ist. Tribochemischen Korrosion setzt immer eine Relativbewegung der beiden sich berührenden Oberflächen voraus, die bei Riffelbildung infolge Stillstandserschütterungen als oszillierende Translationsbewegung durch die wechselnde elastische Formänderung gegeben ist. Im Mikrokontaktbereich treten vermutlich lokal vereinzelt wesentlich höhere Temperaturen auf. PITTROFF hat bei seinen Röntgen-Mikrostrukturuntersuchungen die für tribochemische Korrosion typischen Oxide gefunden [PITT1961]. Demnach dürften also im Mikrokontaktbereich lokal Temperaturen bis etwa 400° C aufgetreten sein. Das Eisenoxid -Fe 2 O 3 wird bei einer Temperatur unterhalb 225° C direkt erzeugt, wenn Eisen und Sauerstoff miteinander in Berührung kommen. Im Temperaturbereich zwischen 225°C und 500°C bilden sich Fe 3 O 4 und a-Fe 2 O 3 , oberhalb 500°C Fe 3 O 4 und FeO. Die Temperaturverhältnisse können sich etwas verschieben, je nach Oberflächenbeschaffenheit, Sauerstoffkonzentration und Schmierfilmdicke. Im Bereich der Grenzschmierung wird FeO schon bei Temperaturen von 400° C gebildet. <?page no="190"?> 178 16 Einfluss von Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer im Normalbetrieb Eine äußerst interessante Frage ist, wie sich die recht harmlos aussehenden Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer eines Lagers unter Normalbedingungen, d.h. größere Schwenkwinkel bzw. Rotation auswirken. Erstmals wurde diese Frage im Rahmen des FVA-Projektes 540 II von den Forschern aus Magdeburg auf der FE8-Prüfmaschine systematisch untersucht. Schrägkugellager des Typs 7205 wurden hierzu im False-Brinelling-Prüfstand vorgeschädigt und dann einem ölgeschmierten Dauerlauf in der FE8-Maschine unterzogen. Die Weibul-Auswertung dieser jeweils 3 Tests zeigt bereits bei moderaten Stillstandsmarkierungen (max. Verschleißtiefe 1,6 μm, d. h. im Bereich der Laufbahn-Rauheiten) einen negativen Einfluss auf die Lebensdauer. Bei deutlichen Stillstandsmarkierungen (max. Verschleißtiefe 3,2 μm) sinkt die mittlere Lebensdauer dramatisch ab. Leider wurden die Versuche mit ungeschädigten Lagern einmal nach 2.052 Stunden und zwei Mal nach 1.000 Stunden abgebrochen, ohne dass es hier bereits zu einer Schädigung kam. Die experimentell ermittelten nominellen Lagerlebensdauern betragen L10h ,exp = 153,5 h (stark vorgeschädigt) und L10h ,exp = 722,3 h (moderat vorgeschädigt). Etwas beruhigend ist, dass die berechnete Lagerlebensdauer nach DIN ISO 281 deutlich geringer ist als die mit dem stark vorgeschädigten Lager, da die Normberechnung sehr konservativ ist. Abbildung 159: Weibull-Auswertung der Lebensdauerversuche mit vorgeschädigten Lagern [FVA540II] <?page no="191"?> 179 17 Effektive Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Schäden 17.1 Bekannte Lösungsansätze unter Quasi-Stillstandsbedingungen Bereits früh wurden verschiedene Vorschläge und Patentanmeldungen bekannt, um Stillstandsmarkierungen an Wälzlagern zu verhindern. Da das Problem bisher schmierstofftechnisch (noch) nicht in den Griff zu bekommen ist, wurden mechanische Lösungsansätze gesucht und gefunden. Auf die wichtigsten Ansätze wird dann in den nächsten Unterkapiteln noch einmal etwas detaillierter eingegangen. 17.1.1 Mechanisches Trennen von Grund- und Gegenkörper Ist beim Transport von Lagern oder Maschinen noch die Möglichkeit gegeben, die kontaktierenden Oberflächen zu trennen, also durch eine Entlastung oder durch das Zwischenlegen von Korrosionsschutzpapier oder einer Folie, kann die Schädigung sicher vermieden werden. Beim Versand von größeren Wälzlagern wird dies häufig umgesetzt, wenn der Käfig mit seinen Wälzkörpern entnommen werden kann (z.B. bei Kegelrollenlagern). 17.1.2 Pressung erhöhen; Lagerluft reduzieren Erstaunlicherweise stellt das Erhöhen der Pressung, die Reduzierung der Lagerluft oder das Anstellen der Lager auch eine mögliche Lösung dar, da dadurch Mikrogleitbewegungen reduziert oder unterbunden werden [HAMP1941; EISE1952; FEIL1958; DRP506592; DBP 924665; DBP 963484; GM 1709354; DAS 1054286; DAS 1054287]. Der von VINGSBO und SÖDERGARD entwickelte Ansatz der sogenannten „fretting maps“ kann hier eine effektive Hilfe sein [VING1988]. Nachteil dieser Methoden ist, dass die Anlagen erst nach Entnahme oder Lösen der Transportsicherung in Betrieb genommen werden können, was zusätzlichen Arbeitsaufwand bedeutet. 17.1.3 Schwingungen reduzieren Eine weitere Möglichkeit ergibt sich in der Verhinderung oder Reduzierung der Maschinenschwingungen. So wurden die Probleme beim Fahrzeugtransport mit dem Schiff oder der Bahn durch verbesserte Dämpfer an den Decks und Wagons sowie die Einführung nahtloser Schienen bei der Bahn deutlich reduziert. Redundante häufig stillstehende Maschinen sollten nie auf demselben Fundament befestigt werden, wie die Maschine, welche im Dauerbetrieb ist. Zusätzlich helfen vibrationsdämpfende Maschinenfüße, das Einkoppeln von Schwingungen in Fundamente zu reduzieren. <?page no="192"?> 17 Effektive Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling- Schäden 180 17.1.4 Stillstand vermeiden Eine scheinbar triviale Lösung gegen Quasi-Stillstandsmarkierungen ist es, Stillstand zu vermeiden bzw. die Zeiten des Stillstands zu verkürzen. Bei großen langwierigen Maschinentransporten auf ungünstigen Verkehrswegen (z.B. Bahntransport einer Anlage nach Sibirien) werden teilweise elektrische Hilfsantriebe mit Batteriespeisung montiert, um Lager zyklisch zu bewegen. Teilweise ist es auch möglich, über eine „intelligente“ Maschinensteuerung immer wieder kleine Bewegungen auszulösen und somit langfristige Stillstände zu verhindern. Dies wird heute beispielsweise bei Getrieben von Druckmaschinen oder in der Windkraft angewandt. Von der Firma Siemens sind eine Reihe von Patenten eingereicht worden, wonach auf elektrischem Wege [DRP 506592, DRP 538272, DRP 539211] oder durch Ausnutzung der Erregerfrequenz auf mechanischem Wege [Brit. Pat. 684427 der Fa. Metropolitan-Vickers; DBP 1007234] erreicht werden soll, dass bei unbelasteter bzw. abgeschalteter Maschine die rotierenden Teile mit kleiner Drehzahl ständig umlaufen. Ein praktischer Anwendungsfall eines dieser Patente ist jedoch selten verwirklicht worden, weil der Aufwand für die hierbei erforderlichen Zusatzeinrichtungen häufig in keinem Verhältnis zum erreichbaren Ergebnis steht. Eine weitere - wenn auch recht aufwändige - Lösung ist der Einsatz eines beweglichen Zwischenrings (Abbildung 160). Abbildung 160: Patentiertes Speziallager mit bewegtem Zwischenring (Foto: L. Eitel) In einem neuem, von Werner STEHR entwickelten und 2016 erstmals vorgestelltem Universal-Tribometer, wird eine gegenläufig bewegte Zwischenplatte in einer Linearführung eingesetzt, um Stillstandsmarkierungen an dem Stützlager bei Versuchen mit kleinen Oszillationswegen zu vermeiden (Abbildung 161). <?page no="193"?> 17.1 Bekannte Lösungsansätze unter Quasi-Stillstandsbedingungen 181 Abbildung 161: links: Universal-Tribometer von Stehr-Tribologie mit false-brinellingsicherer Lagerung durch bewegte Zwischenplatte (Foto: Werner Stehr); rechts: Konzeptskizze lt. Offenlegungsschrift DE 10 2014 115 288 A1 17.1.5 Geeignete Schmierstoffe Bisher scheint es kein Fett zu geben, das zuverlässig Stillstandsmarkierungen verhindern kann. Obwohl am Kompetenzzentrum Tribologie und an anderen Forschungseinrichtungen in den letzten Jahren sicher über 100 verschiedene handelsübliche Fette und Versuchsmuster getestet wurden, konnte kein einziges Produkt gefunden werden, dass die ungewünschten Markierungen verhindert. Alle bisher veröffentlichten Schmierstofflösungen zeigten bei Tests unter Stillstands- Bedingungen recht ernüchternde Ergebnisse. Eine direkte Übertragbarkeit von Passungsrostergebnissen ist aufgrund der unterschiedlichen Bewegungsart nicht möglich. Bei Passungsrost zeigen Spezialschmierstoffe wie z.B. Pasten mit weißen Festschmierstoffen (Zinkdiphosphat, Trikalziumphosphat, Kalziumhydroxid) teilweise gute Ergebnisse [JUNG2002, GÄNS1992]. Die Untersuchungen an der Hochschule Mannheim zu Stillstandsmarkierungen an Wälzlagern zeigen allerdings, dass die Wirkung dieser Fette oder Pasten unter QSS-Bedingungen mit Wälzbeanspruchung unbefriedigend ist. Dennoch darf nicht vergessen werden, dass die Schmierung im Vergleich zu trockenen Reibpaarungen deutliche Vorteile liefert. Außerdem können geeignet Schmierstoffe die Intensität und den Schadensfortschritt deutlich positiv beeinflussen. Bei Schäden, welche beim Transport entstehen, kann ggf. ein geeignetes Korrosionsschutzöl unter der eigentlichen Fettschmierung Vorteile bringen. KLÜBER berichtet hier z.B. über sehr gute Erfahrungen beim Einsatz eines neuartigen Fluids <?page no="194"?> 17 Effektive Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling- Schäden 182 auf Basis synthetischer Kohlenwasserstoffe angereichert mit einer Lithiumseife, das speziell auf diese Bedingungen optimiert wurde [KLUE2011]. Zusammenfassend soll auch noch einmal darauf hingewiesen werden, dass Öle der ISO VG-Klassen 32 bis 68 nahezu immer günstiger sind als Fette mit NLGI-Klassen über 1. Fette auf Mineralölbasis mit Lithiumseifenverdicker zeigten in mehreren Serien u. a. an der Hochschule Mannheim gute Ergebnisse [zahlreiche Projektarbeiten an der Hochschule Mannheim; JUNG2002; FVA440I]. 17.1.6 Beschichtungen Mit DLC-Schichten wurden in Stichversuchen sehr gute Ergebnisse unter QS- Bedingungen erzielt. Leider fehlt es noch an systematischen Untersuchungen zu unterschiedlichen Beschichtungstypen und - verfahren. Da es offenbar aber keinem Schmierstoff gelingt, ausreichend lange in der hoch belasteten und quasi hermetisch abgeschlossenen Kontaktstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn zu verbleiben, sind Beschichtungen als Lösungsidee nahezu die einzig logische Konsequenz. Die immer höhere Anzahl an unterschiedlichst beschichteten Wälzlagern [SCHA2009] zeigt, dass dieser Weg trotz der höheren Kosten zukunftsweisen ist. 17.1.7 Geeignete Prüftechnik Durch den Einsatz geeigneter Prüftechnik lassen sich natürlich erst einmal keine Schäden in der Praxis vermeiden. Die Tribometrie hilft aber entscheidend bei der Lösungsfindung und soll daher als Punkt aufgeführt werden. Die Standard-False-Brinelling-Labortests wie der Fafnir- oder der SNR-FEB2-Test sind zur Simulation von Bedingungen mit sich öffnender Kontaktzone geeignet. Sie sind allerdings nicht geeignet, Stillstandsmarkierungen nachzustellen. Für diesen Fall wird empfohlen, Schwenkwinkel zu wählen, die Bewegungen kleiner als die Kontaktbreite 2•a erzeugen. Mit diesen Bedingungen lassen sich Schäden infolge kleiner Schwenkwinkel oder Vibrationen im Labor erfolgreich simulieren. Bei kleinen Schwenkwinkeln wird die Kontaktfläche nie vollständig geöffnet. Somit kann kein Schmierstoff eindringen und Verschleißpartikel können nicht ausgetragen werden. Dies entspricht „Fretting“-Bedingungen. Es wird empfohlen, Schwenkwinkel und Frequenzen zu wählen, die die Bedingungen in der Praxis gut widerspiegeln. Je größer die Schwenkwinkel sind und je niedriger die Frequenz ist, umso leichter kann Schmierstoff wieder in die Kontaktzone zurückfließen. Da das Fließverhalten stark von der Temperatur abhängig ist, muss diese ebenfalls die Praxisanwendung widerspiegeln. Obwohl der Einfluss des Belastungsverhältnisses geringer als erwartet ist, sollten auch hier realistische Bedingungen gewählt werden. 17.1.8 Geeignete Prüftechnik für das Praxisbeispiel Blattlagerung Windkraftanlage Grundsätzlich muss man bei den Windkraftanlagen verschiedene Betriebszustände unterscheiden. Im Normalbetrieb (Stromproduktion) sind die Rotorblätter so in den Wind gedreht, dass die gewünschte Nenndrehzahl eingeregelt wird. Die Lager werden in dieser Position ohne IPC längere Zeit nicht bewegt und sind Schwingungen <?page no="195"?> 17.1 Bekannte Lösungsansätze unter Quasi-Stillstandsbedingungen 183 ausgesetzt. Zur Simulation im Labor empfehlen sich somit sogenannte Stillstandstests bei denen nur minimale Schwenkwinkel oder Pulsationen vorgegeben werden (Standardtest des Kompetenzzentrum Tribologie Mannheim mit +/ -0.5° oder IME-Riffeltest der RWTH Aachen mit rein axialer Pulsation). Steht die Windanlage aufgrund zu geringem oder zu starkem Wind oder wegen einer Betriebsstörung still, werden die Rotorblätter aus dem Wind gedreht (Fahnenstellung) und blockiert, sodass die Lager auch längere Zeit stillstehen. Der Rotor kann dabei typischerweise frei drehen („Trudeln“). Zwischen diesen beiden Betriebszuständen vollführen die Blattlager lange Pitchvorgänge von über 30°. Kurze Pitchvorgänge in der Größenordnung weniger Grad treten auf, wenn die Drehzahl der Anlage aufgrund sich ändernder Windstärke angepasst werden muss. Im Fall von Individual Pitch führen die Blattlager oszillierende Schwenkbewegungen im Bereich bis 3° aus, um die Belastungen auf die einzelnen Rotorblätter und in Summe dann auf die ganze Anlage zu reduzieren [LARS2005]. Um mehr Informationen über die Belastungen in den verschiedenen Betriebszuständen zu erhalten, wurden am Fraunhofer IWES zwei Referenzanlagen untersucht. Diese Untersuchungen zeigen, dass bei der 5 MW-Anlage (NREL) im Produktionsbetrieb bei stillstehenden Blattlagern aufgrund der wechselnden Belastungen Stillstandsmarkierungen auftreten können. Dieser Effekt kann aufgrund der Hebelwirkung verstärkt werden, wenn der Schwerpunkt des Blattes nicht in der Rotorebene liegt. Dadurch entsteht ein zyklisches Pitchmoment, das aufgrund des Flankenspiels der Verzahnung auch bei gebremstem Pitchantrieb wirksam sein kann. Die zu erwartenden Winkel liegen im Bereich von ca. 0,02° [SHAN2012]. Es ist bisher nicht klar, ob diese sehr kleinen Winkel tatsächlich zu einer lokalen Schädigung führen, oder ob die Kontaktzone zwischen Wälzkörper und Laufbahn doch durch zusätzliche Kräfte regelmäßig verschoben und aufgedeckt wird. Im Trudelbetrieb ist mit ähnlichen Bedingungen zu rechnen. Allerdings ist das Schadensrisiko aufgrund der niedrigeren Frequenzen, kürzeren Zeiträumen und geringeren Belastungen als noch geringer einzustufen. Die Untersuchungen des IWES zeigen, dass bei langen Pitchvorgängen beim An- und Abfahren aufgrund der ausreichend großen Rotationswinkels bis 90° keine Gefahr für False-Brinelling besteht. Vermutlich bildet sich sogar ein EHD-Schmierfilm aus. Es ist davon auszugehen, dass Ermüdung der dominierende Schadensmechanismus ist und somit die Berechnung nach ISO 281 angewendet werden kann. Die beim Individual Pitch auftretenden kurzen Pitchvorgänge wurden an der IWES 7,5 MW-Anlage untersucht. Diese arbeitet mit einem Reglereingriff pro Umdrehung. Die Amplituden liegen im Bereich von bis zu 3° [SHAN2012]. Bei Anlagen die mit zwei Regeleingriffen pro Umdrehung arbeiten, bewegen sich die Amplituden im Bereich unter 1°. Dennoch meint STAMMLER, dass die Kontaktflächen auch bei dieser Regelung immer wieder aufgedeckt werden, sodass eher False-Brinelling-Schäden als Stillstandsmarkierungen („Reibkorrosion“) zu erwarten sind. <?page no="196"?> 184 18 Zusammenfassung Ziel dieses Buch ist es, dem Leser aufzeigen, welche Verschleißmechanismen bei Wälzlagern auftreten können, wenn diese nicht unter typischen Bedingungen betrieben werden, sondern nur Minimalbewegungen zwischen Wälzkörper und Laufbahn auftreten. Die Mehrzahl der in Maschinen und Anlagen verbauten Wälzlager wird für rotatorische oder oszillierende Bewegungen eingesetzt. Unter diesen Betriebsbedingungen lässt sich die Lebensdauer auf Basis der ISO 281 oder angelehnter Ansätze relativ sicher berechnen. Wird ein Lager allerdings bei Schwenkwinkeln kleiner dem Teilungswinkel der Wälzkörper betrieben oder ist es nur Vibrationen oder schwellenden Normalkräften ausgesetzt, ist die Lebensdauer der Lager nach dieser Methode nicht mehr berechenbar. Ursache für solch kleine Schwenkbewegungen oder Vibrationen können neben gewollten Mikropositionieraufgaben auch ungewünschte Maschinen- und Aggregatschwingungen sein, welche beispielsweise beim Transport auftreten. Bei diesen Betriebsbedingungen kann es bereits nach kurzen Laufzeiten zu False-Brinelling-Schäden oder zu Stillstandsmarkierungen in den Laufflächen kommen. Im Normalbetrieb der Lager stellen diese Vorschädigungen Keime für Frühausfälle oder zumindest für eine verkürzte Lebensdauer dar. In diesem Buch wurde intensiv auf diese ganz speziellen Betriebsbedingungen und die typischen Schadenserscheinungen eingegangen. Neben der Beschreibung der im Kontakt ablaufenden Vorgänge wurden zahlreiche experimentelle Ergebnisse präsentiert, die die Wirkung einzelner Einflussfaktoren des Beanspruchungskollektivs und der Bestandteile des Schmierstoffs aufzeigen. So kann für den jeweiligen eigenen Anwendungsfall eine Lösungsstrategie gefunden werden. Es wurde gezeigt, dass sich bei oszillierenden Schwenkbewegungen mit relativ kleinen Winkeln oder Vibrationen kein trennender Schmierfilm aufbauen kann. Die Oszillationsbewegung führt stattdessen sogar noch aktiv zu einer Verdrängung des Schmierstoffs aus der Kontaktstelle. Es kommt daher relativ schnell zu lokalen Mangelschmierungserscheinungen und Schäden infolge tribochemischer Korrosion, welche man vom klassischen Schwingverschleiß (engl.: fretting) kennt. Zusätzlich ist der Energieeintrag so gering, dass chemisch wirksame Additive nicht reagieren können, sodass die übliche Schmierstoff-Additivchemie versagt. Ein Problem der bisherigen Untersuchungen und Veröffentlichungen ist, dass unter dem Oberbegriff „False-Brinelling“ zahlreiche Schadensbilder zusammengefasst sind, die teilweise auf unterschiedlichen Mechanismen basieren. So unterscheiden sich die Verschleißerscheinungen von Versuchen mit Mikroschwingungen signifikant von denen mit relativ großen Schwenkbewegungen im Bereich über 1°, wie sie beispielsweise bei den üblichen Laborprüfmethoden Fafnir- oder SNR-FEB2-Test gefahren werden. Bei diesen makroskopischen Schwenkbewegungen kommt es zu „echten“ Abwälzvorgängen und nicht zu den in der Praxis bei theoretisch stillstehenden Lagern als besonders kritisch angesehenen Mikrobewegungen. In diesem Buch wurde sehr deutlich aufgezeigt, dass der Schwenkwinkel einen entscheidenden Einfluss auf die Schädigungsmechanismen im Kontakt hat und dieser Punkt daher sehr genau betrachtet werden muss. Der relativ bekannte SNR-FEB2- Test kann Bedingungen abbilden, bei denen in der Realität die Kontaktstelle zyklisch geöffnet wird, sodass Schmierstoff nachfließen kann. Es konnte gezeigt werden, <?page no="197"?> 18 Zusammenfassung 185 dass unter diesen Bedingungen rheologische Kenngrößen wie Ölabgabe, Grundölviskosität und Fließverhalten eine entscheidende Bedeutung haben. Der Verschleiß läuft bei größeren Schwenkwinkel in verschiedenen Stadien ab. Zuerst wird der Schmierstoff aufgrund der hohen Hertzschen Pressung und der Oszillationsbewegung aus der Reibstelle herausgedrückt („Scheibenwischer-Effekt“). Ist das Nachfließverhalten nicht gut genug, verarmt die Wälzspur langsam an Schmierstoff. Es kommt zu Grenzreibungsbedingungen und somit zu „normalem“ Verschleiß infolge milder Abrasion und Adhäsion. In der Folge entstehen kleine Verschleißpartikel welche wie ein Eindicker wirken und das Fließverhalten des Fettes bzw. des darin enthaltenen Öls immer weiter einschränken. Der Schaden entwickelt sich damit extrem progressiv, sodass am Ende des Versuchs spektakuläre und leicht vermessbare Mulden entstehen können, die leider wenig über die Primäreffekte aussagen. Da man bei diesem Test lediglich den Masseverlust nach 50 Stunden Laufzeit (entspr. 4,5 Mio. Zyklen) angibt, wurde bisher kaum auf die sich am Beginn der Beanspruchung ausbildenden Mechanismen geachtet. Der SNR-FEB2-Test ist somit ein geeigneter Test um die Wirkung von Fetten bei kleinen Schwenkwinkeln im Bereich von ca. 4-mal halbe Kontaktbreite a bis ca. 12-mal a (bei dem Standardlager 51206 +/ - 1° bis ca. +/ - 3°) zu untersuchen, bei denen die Wälzbewegung ausreicht, die Kontaktstelle vollständig zu öffnen. Die umfangreichen Untersuchungen im Rahmen der nun über 10-jährigen Forschung am Kompetenzzentrum Tribologie haben gezeigt, dass die Aussagen des SNR- FEB2-Tests auf keinen Fall auf noch kleinere Schwenkwinkel übertragen werden dürfen, bei denen die Kontaktstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn nicht durch die Oszillationsbewegung aufgedeckt wird. Hierfür wurde am Kompetenzzentrum Tribologie ein spezieller Test entwickelt, der sich in den letzten Jahren als Laborstandard etabliert hat. Bei diesem Test wird das gleiche Lager wie im SNR-FEB2-Test verwendet. Allerdings werden nur vier Kugeln eingesetzt. Dafür werden drei Einzelversuche mit unterschiedlichen Zyklenzahlen durchgeführt (1.500, 9.000 und 117.000 Zyklen), um die zeitliche Entwicklung des Schadens beurteilen zu können. Um die Pressung in einem praxisrelevanten Bereich zu halten, wird die Last auf 750 N/ Kugel reduziert. Der Schwenkwinkel beträgt standardmäßig +/ - 0,5° bei einer Frequenz von 25 Hz. Charakteristisch für diesen Test ist, dass sich in der Hertzschen Kontaktzone Haft- und Gleitbereiche (partielles Gleiten) ausbilden. In der Mitte der Kontaktzone reicht die tangential wirkende Schubspannung nicht aus, die lokale Haftreibungskraft zu überwinden, da in der Mitte des Kontaktes die größte lokale Pressung wirkt. Nach Außen nimmt die Pressung ab, sodass auch die zu überwindende Haftreibung abnimmt und es ab einer bestimmten Stelle zum partiellen Gleiten kommt. Ähnlich wie bei den Tests mit größeren Schwenkwinkeln walken auch bei diesen Bedingungen die Mikrobewegungen unter hoher örtlicher Pressung den Schmierstoff regelrecht aus der Reibstelle heraus. Es kommt zu Mangelschmierungserscheinungen mit den bekannten Verschleißmechanismen Abrasion und Adhäsion („Fressen“). Daneben regen die Mikrobewegungen die sich kontaktierenden Mikrokontakte an den Rauheitsspitzen energetisch an, was zu intensiven tribochemischen und tribooxidativen Reaktionen führt. Ein weitere wichtiger und häufig nicht beachteter Punkt sind Mikrorisse, die durch die lokale Spannungskonzentration sowie die Wechselbeanspruchung der Oberflächen entstehen und bei oberflächlicher Begut- <?page no="198"?> 18 Zusammenfassung 186 achtung kaum zu erkennen sind. Diese Risskeime führen bei der weiteren Beanspruchung zu großflächigen und tiefen Ausbrüchen. In der Folge kommt es zur Bildung von Verschleißpartikeln und Reaktionsprodukte, die aufgrund der fehlenden „echten“ Relativbewegung kaum aus der Reibstelle austreten können und so stark abrasiv wirken. Dies korreliert zum Beispiel mit der Entstehung von Passungsrost (Tribochemische Korrosion) und führt in aller Regel zu einem progressiven Schadensverlauf, sodass die die ursprünglichen Schadensmechanismen nicht mehr erkennbar sind. Im weiteren Schadensverlauf und bei der Rotationsbewegung des Lagers überlagern sich weitere Verschleißmechanismen (insbesondere Abrasion und Oberflächenzerrüttung) und verschleiern die wahren Entstehungsursachen. Je nachdem, welche oben beschriebenen Mechanismen dominant sind, entstehen unterschiedliche Stillstandsmarkierungen. Welcher Mechanismus dominiert hängt zum einen von den Beanspruchungsbedingungen ab. Zum anderen haben die eingesetzten Schmierstoffe einen großen Einfluss auf die Art der Schädigung. Allgemein können Öle Mangelschmierungserscheinungen aufgrund des besseren Nachfließverhaltens eher verhindern als Fette. Auch zur Verhinderung der tribochemischen Korrosion können Öle u. U. aufgrund ihrer besseren Nachfließeigenschaft besser geeignet sein, da sie eine sicherer Benetzung der Oberflächen gewährleisten können und somit die Bildung trockener Reiboxide verhindern, die aufgrund der Abrasivität schnell progressiv fortschreitenden Schädigungen führen. Ein Problem der Versuche mit kleinen Schwenkwinkeln stellt die Auswertung dar, da im Gegensatz zu den bisher üblichen Tests (SNR-FEB2 oder Fafnir) keine tiefe Mulden entstehen, die dann leicht vermessen oder ausgewogen werden können. Für eine sichere Beurteilung sind neben oberflächlichen Untersuchungen auch rasterelektronische Aufnahmen und Schnittbilder notwendig, um die (Tiefen)schädigung zu dokumentieren. Computersimulationen und FEM-Berechnungen helfen heutzutage, die in der Kontaktstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn ablaufenden kinematischen Vorgänge besser zu verstehen. Nichtsdestotrotz sind weiterhin zahlreiche Prüfstandsversuche notwendig, um doch noch geeignetere Schmierstoffe zu entwickeln oder andere Lösungsansätze wie beispielsweise DLC-Beschichtungen unter praxisnahen Bedingungen zu evaluieren. <?page no="199"?> 187 19 Ausblick In den letzten Jahren ist das Verständnis für Stillstandsschäden und False-Brinelling nicht zuletzt aufgrund der Projekte an der Hochschule Mannheim und der Universität Magdeburg deutlich erweitert worden. In den Projekten wurden erstmals nach Jahrzehnten wieder zahlreiche Einflussfaktoren auf die Entstehung solcher spezieller Wälzlagerschäden wissenschaftlich untersucht. Leider war es aus Zeit- und Kostengründen immer noch nicht möglich, alle Fragestellungen hinreichend detailliert zu untersuchen und aufzuklären. Folgende Punkte sind bisher noch offen und sollten bei Möglichkeit in näherer Zukunft noch intensiver untersucht werden: Einfluss der Lagerart Werkstoffeinflüsse Einfluss von reibwertmodifizierenden Additiven (Friction-Modifier) Einfluss rheologischer Kennwerte in Verbindung mit Grundöl- und Additivchemie FIB/ XB-Untersuchungen zur Rissentstehung und Risswachstum Chemische Untersuchung der Verschleißpartikel und Oxide Einfluss der False-Brinelling-Markierungen auf die dynamische Lagerlebensdauer Das Kompetenzzentrum Tribologie an der Hochschule Mannheim wird das Thema sicher auch in den nächsten Jahren weiterverfolgen und die Erkenntnisse auf Fachtagungen und in Publikationen der interessierten Öffentlichkeit vorstellen. Im Herbst 2017 soll mit der Konstruktion und dem Aufbau eines völlig neuartigen Wälzlagerprüfstands begonnen werden. Ziel ist es, Stillstandsbedingungen und Vibrationsbelastung kombiniert mit normalem Betrieb bei hohen Drehzahlen (bis 22.000 1/ min) in einem einzigen Prüfstand ohne Um- oder Ausbau zu realisieren. Die Leistungsdaten sind speziell an den Anforderungen in Hybrid- und Elektrofahrzeugen ausgerichtet, da in diesem Bereich mit zunehmenden Wälzlagerschäden gerechnet wird. <?page no="200"?> 188 20 Literaturhinweise und Quellenangaben HERT1881 H. Hertz: Über die Berührung fester elastischer Körper; Journal für die reine und angewandte Mathematik; 92; S. 156 - 171; 1881 BRIN1900 J. A. Brinell: Cong. Int. Methodes d´Essai (Paris); 1900 EDEN1911 E. M. Eden, W.N. Rose und F. L. Cunningham: The Endurance of Metals; Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, S. 875 ff; 1911 TOML1927 G. A. Tomlinson: The Rusting of Steel Surfaces in Contact; Proceedings of the Royal Society of London, Series A, Vol. 115, S. 472 - 483; 1927 NAGA1927 H. Nagaoka, S. 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Beanspruchungskollektiv.................. 17 Belastungsverhältnis86, 119, 120, 122, 172 Berechnungsansätze.... 50, 54, 69, 173 Beschichtungen....... 44, 158, 164, 165, 182, 186 Blitztemperaturen ............... 37, 66, 177 Brinelling .......................................... 12 Bruch .................................................. 5 Ermüdungsbruch.........................................5 Gewaltbruch ................................................5 Brünieren........................................ 165 C Computersimulation ......... 69, 153, 186 Cronidur®-Stahl.............................. 158 Cross-Beam ................................... 112 D Dämpfungseigenschaften................. 44 Dauerfestigkeit .... 5, 40, 43, 44, 45, 48, 49, 52, 53 Delamination ........................ 44, 45, 46 Delaminationseffekte ........................ 43 Dithering ........................................... 25 dither .......................................................133 DLC-Schichten .......................165, 182 Domlager ....................................30, 31 Druckterm .........................................35 dynamische Tragzahl .....................136 E Einbaulage .....................................176 Eindrücke .........................................12 Einfluss der Lastfrequenz ...............122 Einfluss der Normalkraft .................118 Einfluss der Schwingweite ..............131 Einfluss der Temperatur .................127 Eingangsgrößen ...............................17 Einlauf ............................................167 Einlaufverschleiß ............................113 Eisenoxide ............................4, 39, 177 Elektroerosion.....................................4 elektrolytischer Kontaktkorrosion......13 Energiedissipation ......................59, 63 equivalente Lagerlast ........................ iv Ermüdung ............. 3, 5, 39, 68, 69, 183 Ermüdungslebensdauer ...........48, 131 Extreme-Pressure-Additive.............113 F Fafnir-Test ............................11, 77, 91 Fahnenstellung . 18, 19, 23, 25, 26, 183 fahrdynamische Effekte ......................1 False-Brinelling-Marken......................9 FE8-Maschine ................................178 Federbeinlager .................................30 FEM-Simulation ..........................48, 70 Festschmierstoffe ... 145, 153, 156, 181 Fettschmierung.........................36, 181 Feuchtigkeit .................. 4, 36, 125, 177 FIB/ XB-Untersuchung....... 73, 112, 187 Focused Ion Beam .................... iv, 112 Fretting .......................................11, 34 fretting corrosion...............................34 Fretting maps....................................44 Funktion des Tribosystems.........16, 17 G Gefügelockerung ..............................74 Gefügeveränderung..........................36 Gefügeverfestigung ..........................36 gemischtes Gleiten ...........................49 <?page no="208"?> 21 Stichwortverzeichnis 196 Gleitzone......37, 44, 45, 57, 61, 63, 94, 101, 102, 104, 111, 142 Grenzreibung ....................... 51, 65, 69 Grundöl ..137, 138, 139, 146, 147, 148, 149, 162, 187 Grundölviskosität .....10, 129, 148, 149, 150, 156, 185 H Haft- und Gleitbereiche .................... 41 Haftreibungszahl .............................. 58 Haftzone ....45, 57, 58, 59, 68, 94, 101, 116, 120, 131, 134, 172, 173 Härte .............................................. 159 Härteprüfung nach Brinell .................. 8 Hauptausfallarten........................... 2, 3 Hauptverschleißmechanismen....... 3, 4 Hertzsche Pressung ...........35, 67, 185 Hertzschen Formeln .......41, 55, 66, 67 Hertzschen Theorie ..41, 50, 54, 55, 72 Hochdruckadditive ......................... 113 HRE-IME-Riffeltest .......................... 79 Hub-Units......................................... 31 Hybridlagern .............................. 60, 64 Hydraulikkomponenten ...................... 6 I Individual Pitch Control .... iv, 20, 21, 28 IPC.............................................................21 J JKR-Theorie............................... 55, 66 K Kaltverschweißung .......................... 37 Kalziumkomplexseife ............. 146, 147 Kalziumseife .................................. 145 Kapillarkräfte.................................... 65 Kegelrollenlager ........... iv, 79, 172, 173 keramische Wälzkörper ................. 160 Konsistenz ............................... 34, 148 Kontaktellipsenbreite ....................... 28 Kontaktmechanik .9, 42, 48, 50, 54, 65, 66, 118 Korrosion ........................................... 4 Korrosionsschutz ....................... 4, 126 Korrosionsschutzöl ........................ 181 Kugel- oder Rollenumlaufsystemen ... 1 Kugelbuchsen .................................... 1 Kugelgewindetrieben ......................... 1 Kugellager.......................... 35, 36, 172 kumulierter Gleitweg ........................ 70 L Laborprüfverfahren .......................... 11 Lagerlebensdauer .. ii, 1, 21, 22, 30, 35, 69, 91, 93, 158, 175, 178, 184 Lagerschaden .................................... 2 Lagerspiel ...................................... 174 Lagerströme..................................... 14 Lastwechselzahl............................... 91 Laufgeräusch ..................................... 8 Lebensdauerberechnung ....... 2, 30, 69 Linearführungen................................. 1 Lithium-12-Hydroxy-Stearinsäure .. 145 Lithiumseife.................................... 145 Luftfeuchtigkeit4, 13, 35, 125, 129, 177 M makroskopisches Gleiten ................. 49 Mangelschmierung........... 66, 113, 117 Mangelschmierungserscheinungen 51, 137, 184, 185, 186 Maschinen- und Aggregatschwingungen .................. 1 Massekräfte ..................................... 61 massenmäßige Verschleißbetrag .... 88 Massenwechselkräfte .................... 123 Materialverschiebung .... 75, 76, 98, 99, 106 maximale Verschleißtiefe ......... 88, 118 medias ® .............................................. 1 Mikrokontakt..... 46, 48, 50, 65, 66, 185 Mikrorisse................................. 51, 185 Mikroverschweißungen .............. 43, 46 Mischreibungsgebiet ........................ 69 Muldenbildung.............. 11, 12, 13, 127 Muldentiefe ...................................... 78 N Nachfließen.................................... 138 Nachfließverhalten ...... 8, 10, 117, 122, 129, 139, 155, 156, 185 Nadellager...................................... 116 Naphthenbasisches Mineralöl ........ 142 Nitrocarburieren ............................. 164 NLGI-Klasse................... 148, 149, 156 Nutzgrößen ...................................... 17 <?page no="209"?> 21 Stichwortverzeichnis 197 O Oberflächenbehandlung ................. 164 Oberflächenrauheit ................... 55, 168 Oberflächenzerrüttung....... 3, 102, 103, 110, 111, 114, 186 Ölabgabe.......... 65, 122, 128, 129, 185 Ölabscheidung ............................... 150 Oxidbildung ........................ 49, 94, 129 Oxidfilm ............................................ 39 Oxidschicht....................................... 40 P Paraffinbasisches Mineralöl............ 141 partiellem Gleiten ............................. 49 Passungsrost. 4, 10, 11, 34, 37, 38, 39, 40, 43, 44, 49, 72, 154, 168, 181, 186 Paste ...................................... 153, 154 Perfluorpolyether .................... 127, 139 Pitchmoment ...................... 24, 25, 183 Pitchregelung ............................. 18, 20 Pitchsysteme ........................ 17, 18, 19 Pitchvorgänge .................... 24, 26, 183 Pitting ................................. 3, 110, 114 Pkw-Radlager................................... 31 Plastische Verformung ................. 4, 64 plastische Verformungen.................. 12 Poissonzahl ................................ 41, 42 Polyalfaolefine ................................ 127 Polyglycol ....................................... 139 Polyharnstoff .......................... 147, 150 Produktionsbetrieb . 23, 24, 25, 26, 183 R Radlagerfett. 31, 32, 98, 100, 115, 129, 160 Rastmarken .......................... 11, 31, 51 Rauheitsspitzen... 3, 43, 49, 51, 64, 65, 74, 185 Rauigkeit .............. 48, 64, 67, 167, 168 Reaktionsprodukte ...... 10, 14, 51, 102, 104, 186 Reaktionsschichten ................ 113, 153 rechnerischen Lebensdauer ............... 3 Referenzanlage ................................ 23 Referenzanlagen ...................... 27, 183 Referenzfette........ 86, 94, 97, 115, 121 Regeleingriff ............................... 26, 28 Reibkorrosion ......... 4, 39, 72, 122, 183 Reibleistung.............................. 70, 175 Reiboxidation. 34, 38, 40, 43, 125, 127, 130, 159, 168 Reibungszahl.................... 3, 47, 48, 58 Riefenbildung ...................................11 Riffel ................. 11, 13, 15, 38, 88, 173 Riffelbildung bei Schienen ..........36, 39 Riffeltest .............................79, 81, 183 Rissbildung ....................... 5, 45, 52, 68 Risse ... 3, 5, 43, 44, 45, 48, 49, 50, 53, 58, 68, 72, 74, 75, 88, 102, 104, 110, 111, 112, 120, 136, 158 Rissentstehung...... 43, 48, 49, 50, 110, 111, 187 Risswachstum .............. 45, 47, 48, 187 Rollenlager ................. 29, 36, 172, 173 Rotorblattlager ......................22, 24, 29 S Sauerstoffgehalt .........................36, 43 Schadensanalyse ...............................2 Schadensbild ............................92, 184 Schadensentwicklung.... 29, 91, 93, 97, 118 Schädigungsmechanismus...............72 Schlupf .... 3, 34, 40, 43, 60, 61, 64, 70, 75, 110, 119, 152, 173 Schmiegung ........... 60, 61, 64, 68, 175 Schmierstoffadditive .........................69 Schmierstoffart ...............................137 Schmierstoffe..................................181 Schmierung ......................................65 Schrägkugellager......................79, 178 Schwenkwinkel ............... 128, 130, 156 Schwingfestigkeit....................5, 47, 48 Schwingfrequenz ... 115, 122, 123, 124, 125 Schwingverschleiß (Fretting) ......52, 54 Schwingweg .....................................45 Schwingzyklenzahl .........................117 Sekundärschäden.......................2, 117 Servo-hydraulische Prüfmaschine ....82 Silikonöl ..................................139, 142 Siliziumnitrid ........... 158, 160, 163, 165 SNR-FEB 2.......................................11 SNR-FEB2-Test. 77, 78, 79, 97, 98, 99, 100, 105, 127, 153, 155, 156, 165, 176, 182, 184, 185 SNR-Test.. 11, 77, 78, 88, 91, 125, 156 Spannungsintensitätsfaktoren ..........50 Spannungsmaximum............3, 63, 110 spezifische Reibleistung ...................70 <?page no="210"?> 21 Stichwortverzeichnis 198 Spin der Kugel ......................... 68, 107 Spinmoment..................................... 61 SRV ® -Prüfstand ....................... 85, 116 SRV-Test ......................................... 71 Stick-Slip.................................... 49, 75 Stillstandsmarkierungen..................... 9 Stoß- oder Schlagbelastung .............. 8 Stromdurchgang .................... 7, 10, 13 Struktur des Tribosystems ............... 17 synthetische Ester ......................... 127 Systemanalyse ...................... 5, 16, 17 Systemeinhüllende .......................... 16 T Tangentialkraft ...40, 41, 42, 45, 50, 53, 54, 56, 57, 58 Tangentialspannungen .......58, 59, 101 Teilungswinkel ................................... 1 thermische Schädigung ..................... 2 Thermo-elastische Effekte ............... 65 Tragfähigkeitiv, 12, 119, 151, 165, 167, 174 Traktionskraft ................................... 41 Transportschäden ................ 5, 34, 127 tribochemische Reaktion4, 11, 38, 103, 105, 141, 162 Tribometrie..................................... 182 Trimethylolpropanester .................. 139 Trudelbetrieb.................23, 24, 25, 183 U Umgebungstemperatur .................. 129 Unwuchterreger ............................... 79 V Verdicker117, 137, 145, 147, 148, 149, 150, 155 Vergleichsspannung ................ 36, 110 Verlustmodul .................................. 150 Verschleiß .......................................... 3 Verschleißpartikel ... 10, 39, 42, 45, 52, 98, 104, 105, 110, 137, 177, 182, 185, 187 Verschleißvolumen .. 88, 110, 118, 147 Vierpunktlager...................... 22, 28, 29 Viskosität .34, 35, 36, 65, 69, 122, 127, 128, 139, 141, 148, 151 VKA-Schweißkraft.......................... 151 Vorspannung...................... 35, 36, 174 W Wälzgeschwindigkeit.................. 27, 28 Wälzlagerschäden ............... 2, 13, 187 Wälzverschleiß............................... 114 Wasser im Schmierstoff ................. 125 Wassereintrag.................................... 8 Wechseldauerfestigkeit .............. 3, 158 Werkstoffermüdung.................. 3, 5, 35 Werkstoffveränderungen.................... 3 Windenergieanlagen ........................ 17 Z Zerrüttung ..3, 11, 35, 51, 88, 113, 121, 122, 133, 141, 142, 151, 175 Zerrüttung des Gefüges ................... 35 Zertifizierungsrichtlinien für WEA ..... 22 Zirkondioxid.................................... 160 <?page no="211"?> Hrsg. v. Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Red.: Dr. rer. nat. Erich Santner P: \AK \DIG\u1\u1g pg T+S - Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie - Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft - Organ der Swiss Tribology 64. Jg. 2017, 6 x jährlich, Abopr 189,00 € (Inland), 198,00 € (Ausland) ISSN: 0724-3472 Zum Buch: Jede Ausgabe dieser zweimonatlich erscheinenden führenden Fachzeitschrift bildet durch die vielfältige Berichterstattung in wissenschaftlich-technischer und wirtschaftlicher Hinsicht, sowie durch den umfassenden Neuheitendienst und die Fülle praktischer Ratschläge, einen thematischen Schwerpunkt. Grundsätzlich enthalten alle Ausgaben, neben schmierstoff- und schmierungsrelevanten Fragen, Originalbeiträge aus der spanenden Metallbearbeitung und Metallumformung. Exklusive Original-Beiträge namhafter Fachautoren weltweit, exklusive Aufsatz-Serien mit Dokumentationscharakter, Sonderdrucke, Zitate und Index-Auswertung belegen die uneingeschränkte Akzeptanz in der Schmierstoff wie Schmiergeräte herstellenden Industrie, bei Anwendern, Konstrukteuren und Wissenschaftlern. Redaktionsprogramm: Getriebeschmierung - Motorenschmierung - Schmierfette und Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Schmierung in der Umformtechnik - Tribologisches Verhalten von Werkstoffen - Minimalmengenschmierung - Gebrauchtölanalyse - Mikro- und Nanotribologie - Ökologische Aspekte der Schmierstoffe - Tribologische Prüfverfahren Die Interessenten: Fachleute der Tribologie und Schmierungstechnik - Mitarbeiter von Herstellern und Anwendern von Schmierstoffen - Konstrukteure und Betreiber von Maschinen - Technische Leiter und Ingenieure aus dem Maschinenbau - Beratungs- und Anwendungsingenieure für Maschinenelemente - Führungs- und Fachkräfte, Ingenieure und Anwendungstechniker aus der Mineralölindustrie - Mineralölkaufleute und Vertriebsfachkräfte Der Herausgeber: Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz ist Beratungsingenieur zum Einsatz von Schmierstoffen in der Mineralölindustrie; Leiter der Abteilung Tribologie und Schmierungstechnik am Institut für Erdölforschung; langjähriger Wissenschaftlicher Leiter und Direktor der Technischen Akademie Esslingen. Sachverständiger für Tribologie und Schmierungstechnik. Lehrtätigkeiten an der Universität Stuttgart, der Technischen Universität Wien und der Fachhochschule für Technik Esslingen. Über 400 Publikationen in nationalen und internationalen Zeitschriften; Autor und Herausgeber zahlreicher Bücher. Verdienstkreuz am Bande der Bundesrepublik Deutschland, Österreichisches Ehrenkreuz für Wissenschaft und Kunst I. Klasse, Tribology Gold Medal. Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen der Gesellschaft für Tribologie (GfT). International Tribology Award der Society of Tribology and Lubrication Engineers (STLE), Honorary Doctor of Science des V. A. Belyi Metal-Polymer Research Institute, Gomel, Weißrussland Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 9999 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de <?page no="212"?> Prof. Dr.-Ing. Erik Kuhn P: \AK\DIG\u1\u1gr .jpg Zur Tribologie der Schmierfette Eine energetische Betrachtungsweise des Reibungs- und Verschleißprozesses 2., neu bearb. u. erw. Aufl. 2017, 227 S., 183 Abb., 49,80 €, 64,00 CHF (Reihe Technik) ISBN 978-3-8169-3339-7 Zum Buch: Der Leser erhält eine ausführliche Darstellung der Einbeziehung des Schmierstoffes »Schmierfett« in eine tribologische Analyse sowie eine grundlegende Recherche zum tribologischen Prozess bei Anwesenheit eines Schmierfettes. Die Vorgehensweisen zur Quantifizierung von Reibungsenergieverlusten und des Verschleißverhaltens fettgeschmierter Paarungen werden erläutert; die traditionelle »Energetische Betrachtungsweise« ist kompakt abgehandelt und in einem separaten Kapitel erweitert. Die Betrachtung des Verschleißes wird auf den Schmierstoff ausgeweitet. Neuer Entwicklung Rechnung tragend, geht das Buch in mehreren Abschnitten auf die Thermodynamische Betrachtung von Reibung und Verschleiß ein. Inhalt: Definitionen und Systembetrachtungen - Schmierfette (mit tribologischem und rheologischem Verhalten) - Die traditionelle Energetische Betrachtungsweise - Die Erweiterung auf viskoelastische Schmierstoffe und Definition des Schmierstoffverschleißes - Thermodynamische Untersuchungen in der Tribologie Die Interessenten: Wissenschaftliche Einrichtungen der tribologischen Forschung, Hochschullehrer und Studenten technischer Fachrichtungen, F&E Bereiche der Schmierstoffindustrie, Lagerindustrie, allgemeiner Maschinenbau Der Autor: Maschinenbaustudium, Postgradualstudium Schweißtechnik, Postgradualstudium Tribotechnik, Promotion 1987 in der Tribologie über rau-rau Kontakte. Seit 1991 Professor an der Hochschule für Angewandte Wissenschaften Hamburg. Lehraufträge für Tribologie an anderen Hochschulen und Universitäten, Gutachter für eine Reihe internationaler Fachjournale und Fachgremien, Mitglied im Programmkomitee und Editorial Board, Veranstalter des Arnold Tross Kolloquiums. Zahlreiche Publikationen. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3339 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de <?page no="213"?> Rolf Ko Gle im W Praxis hydrod 3., durch 6 Tab., 4 (Reihe T ISBN 97 Zum Buc In diesem mit Weißm interdiszip Der Text Qualität, d Probleme historisch Die Unzu Verbundw Am Beisp bekannter Problemlö Inhalt: Das hydro Der Verbu mit Verbu Qualitätsa Gleitlager Die Inter Ingenieure Konstrukt Ferner Me Lehre mit Rezensio Eine Buch Der Auto konnte als Werkstoff Kontakte oring eitlag Wan innovat dynamis hgesehene 48,00 €, 62 Technik) 78-3-8169ch: m Buch werd metall, oder a plinäre Betra spannt ein den Betrieb b e, Unzulänglic en Überblick ulänglichkeit werkstoff, die piel der Entw r Dinge zu n ösung wird a odynamische undwerkstoff undwerkstoffe anforderunge rschaden - D ressenten: e des Masch tion, Fertigun etallurgen un Gleitlagern onen: hvorstellung or s Leiter des fen, als Grü umfassende gerte ndel iver cher Gle e. Auflage 2,50 CHF -3331-1 den hydrody auch Babbits chtungsweis en Bogen v bis zum Scha chkeiten und k, aber auch der bisher e große Unbe wicklung eine neuen Ansät m Beispiel d e Gleitlager u f, die große en - Voraus en an die Die Zukunft d hinenbaus, d ng, Montage nd Tribologe befassen. ist erschiene Bereiches F nder des A e interdisziplin Be Tel: 071 E-Mail: ex P: \AK\DIG\ echn eitlager 2016, 200 ynamische G s genannt, b se. von der Kon aden und se d auch auf Fo einen Ausbli verfügbare ekannte, wird es neuen Be tzen und Er er Schadens und seine Vo Unbekannte setzungen fü Gleitlager der Gleitlager die sich mit G und im Betr en, die sich in en in »handl Forschung un Arbeitskreises näre Erkennt estellhot 159 / 92 65xpert@exp ik S., 123 Ab Gleitlager be eschichtet s nstruktion üb einer Behebu orschungsbe ick in die Zuk n Werkstoff d erstmalig in eschichtungs rgebnissen f sanalyse aus orteile - Stüt e - Untersuc ür das Besch - Gleitlag r Gleitlagern in rieb beschäft n Forschung ling - indus nd Entwicklu s Gleitlager tnisse in der tline: 0 • Fax: -20 pertverlag.d bb., ehandelt, die ind. Der Auto ber die Wer ng. Auf dies edarf hingew kunft. fdaten wird ntensiv unter sprozesses w ührt. Die str sführlich bes tzkörperwerk chungen auf hichten - Da ger-Montage n der tigen. g und triell fertige ung eines fü beim VDMA r Gleitlagerte 0 de e or verfolgt da rkstoffe, die em Wege wi wiesen. Der L beschrieben rsucht. wird gezeigt, rukturierte Vo chrieben. kstoffe - Bes Prüfständen as Beschicht , Gleitlager n - systemi hrenden Her A und aufgr chnologie sa abei eine ga Herstellverf ird an vielen Leser erhält d n, und der wie das Inf orgehenswe schichtungsw n - Neue Er ten der Gleit r im Betrie isch lösen«. rstellers von rund seiner ammeln. nzheitliche, fahren, die Stellen auf damit einen Gleitlagerfragestellen ise bei der werkstoffe - rkenntnisse lager - Die eb - Der . Gleitlagerweltweiten <?page no="214"?> Prof. Dr.-Ing. Hermann J. Stadtfeld P: \AK\DIG .jpg Gleason Kegelradtechnologie I ngenieurwissenschaftliche Grundlagen und modernste Herstellungsverfahren für Winkelgetriebe 2., neu bearb. Aufl. 2017, 491 S., 379 farb. Abb., 33 Tab., Gebunden 79,80 €, 102,00 CHF (Reihe Technik) ISBN 978-3-8169-3283-3 Zum Buch: Die vielen Entwicklungen des vergangenen Jahrzehnts machen es heute sehr schwierig, die Wahl für die optimalen Getriebeelemente zu treffen. Die moderne Kegelradverzahntechnik bietet nicht nur Methoden zur Berechnung und Herstellung der klassischen Spiral- und Hypoidkegelräder, sondern offeriert eine Vielfalt an Möglichkeiten zur räumlichen Leistungsübertragung mittels Verzahnungen, die in der Vergangenheit nur mit Spezialmaschinen hergestellt werden konnten. Heute können geradverzahnte Kegelräder, Kronenräder, Beveloidverzahnungen sowie Kegelschneckengetriebe ebenso wie bogenverzahnte Kegelräder im Hochgeschwindigkeits-Trockenfräsen weichverzahnt werden. Modernste Schleif- und Läppmethoden erlauben eine Hartfeinbearbeitung im »Closed Loop« mit hoher Genauigkeit und sogar mit gezielten Oberflächenstrukturmodulationen, die zur Geräuschreduzierung, zu verbesserten tribologischen Eigenschaften und zu erhöhten Wirkungsgraden führen. »Gleason Kegelradtechnologie« ist weltweit das erste Fachbuch, das alle diese Verfahren erklärt und praktische Hinweise für ihre Anwendung liefert. Das einleitende Kapitel stellt Ingenieuren und Studenten ohne Verzahnungserfahrung in leicht verständlicher Sprache die Grundlagen der modernen Stirn- und Kegelradverzahntechnik vor. Dem Leser wird es ermöglicht, die effizienteste und kostengünstigste Lösung für einen bestimmten Anwendungsfall zu wählen. Inhalt: Überblick der verschiedenen Kegelradarten: Geradverzahnungen, Spiralkegelräder, Zerolkegelräder, Hypoidverzahnung, Kronenräder, Beveloidverzahnungen, Hochübersetzende Kegelräder - Grundlagen der Kegelradtheorie - Werkzeugsysteme - Fräsen von Kegelrädern - Läppen von Kegelrädern - Schleifen von Kegelrädern - Koordinatenmessung und Korrektur von Kegelrädern - Laufprüfung von Kegelrädern Die Interessenten: Führungs- und Fachkräfte aus Forschung, Entwicklung, Konstruktion, Versuch, Planung, Fertigung, Qualitätssicherung, Controlling, Normung, Vertrieb, Service sowie Beratungsfirmen und Firmenvertretungen im Maschinen-, Werkzeug-, Apparate- und speziell im Getriebebau der Antriebstechnik, z.B. in der Fahrzeugindustrie; Studenten technischer Fach- und Hochschulen Der Autor: Prof. Dr.-Ing. Hermann J. Stadtfeld ist Vize-Präsident und Mitglied der Geschäftsleitung der Gleason Corporation. Er hat die Gesamtleitung des Bereiches Kegelradtechnologie des Gleason Konzerns und leitet zudem die Forschung und Entwicklung im Gleason Hauptwerk in Rochester, New York. Daneben hält er eine Honorarprofessur an der Technischen Universität Ilmenau mit dem Lehrgebiet »Antriebskomponenten für Kraftfahrzeuge«. Prof. Stadtfeld gilt als einer der führenden Kegelradspezialisten weltweit. Er hat über 300 technische Aufsätze und zehn Bücher veröffentlicht und hält über 60 weltweit angemeldete Patente, die auf neuen Verzahnungsarten, Verzahnverfahren sowie Werkzeugen und Maschinen basieren. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3283 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de