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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 1 5 Prof. Dr.-Ing. Rolf Schmitt Laudatio zur Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Prof. Dr.-Ing. Gunter Knoll 7 J. Sadowski Zur Energiedissipation von einzelnen Elementen des tribologischen Systems 15 K. Schwörer The effects of base oil exchange in a PAO based gear oil 22 F. Ausserer, S. Klien, I. Velkavrh, P. Forêt, A. Diem Investigations of the Sliding and Wear Behaviour in Various Gaseous Atmospheres Using a SRV Testing Apparatus 29 T. Stöberl, F. Mantwill, D. Welting Tribologische Untersuchung in Systemen zur Abgasnachbehandlung 37 J. Schulz Alternative Basisöle für Schmierstoffe 51 G. F. Hermes Verbesserung der Betriebssicherheit hydrodynamischer Kippsegment- Radialgleitlager 60 K. P. Kovanda, R. Schulze PAG’s - Non-Varnishing Alternatives for the Power Generation Industry Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 66 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 72 Patentumschau 74 Impressum 75 Schadensanalyse / Schadenskatalog Wälzlager - Zylinderrollenlager 76 Hinweise für Autoren / Checkliste 77 Handbuch der T+S 3.10 Gebrauchtschmierstoffanalys 79 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 1 16 E 6133 63. Jahrgang www.expertverlag.de Zur Energiedissipation von einzelnen Elementen des tribologischen Systems The effects of base oil exchange in a PAO based gear oil Investigations of the Sliding and Wear Behaviour in Various Gaseous Atmospheres Using a SRV Testing Apparatus Tribologische Untersuchung in Systemen zur Abgasnachbehandlung Alternative Basisöle für Schmierstoffe Verbesserung der Betriebssicherheit hydrodynamischer Kippsegment-Radialgleitlager PAG’s - Non-Varnishing Alternatives for the Power Generation Industry Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 63. Jahrgang, Heft 1 Januar / Februar 2016 Kontakte Herausgeber: Prof. Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de Telefon (07 11) 3 46 48 35 Telefax (07 11) 3 46 48 35 Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon (02 28) 9 61 61 36 Abo-Service: Rainer Paulsen E-Mail: paulsen@expertverlag.de Telefon (0 71 59) 92 65-16 Telefax (0 71 59) 92 65-20 (siehe Seite 21 und 74) Grafik: Dr.-Ing. Johannes Wippler Veröffentlichungen Die Autoren wissenschaftlicher Beiträge werden gebeten, ihre Manuskripte direkt an den Herausgeber, Prof. Bartz, zu senden (Checkliste und Formatvorgaben siehe Seite 76). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 76 for formatting guidelines). T+S_1_16 21.12.15 10: 53 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Veranstaltungen * Anschriften der Veranstalter Deutsche Gesellschaft für Materialkunde e.V. Senckenberganlage 10, 60325 Frankfurt a.M. Tel. (0 69) 7 53 06-7 50, Fax (0 69) 7 53 06-7 33 E-Mail: dgm@dgm.de; www.dgm.de Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33 - 35, 52064 Aachen Tel. (02 41) 4 00 66 55, Fax (02 41) 4 00 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de DGM GfT ÖTG TAE Datum Ort Veranstaltung  18.01. - 22.01.16 Ostfildern Grundlagen der Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  19.01. - 20.01.16 München-Aschheim Reibung - Schmierung - Verschleiß VDI-Wissensforum www.vdi-wissensforum.de  01.02. - 04.02.16 Brannenburg Schmierung und Ölüberwachung für Verbrennungsmotoren (Basisseminar und Workshop) www.oildoc.de  15.02. - 17.02.16 Ostfildern Schmierfette TAE in Zusammenarbeit mit der Gesellschaft für Tribologie (GfT) und der T+S Akademie TAE*  28.02. - 02.03.16 Phuket, Tailand MICTMP 2016 - 7 th International Conference on Tribology in Manufacturing Processes www.ictmp2016.com  29.02. - 02.03.16 Ostfildern Synthetische Schmierstoffe für Hochleistungsanwendungen TAE in Zusammenarbeit mit der Gesellschaft für Tribologie (GfT) und der T+S Akademie TAE*  14.03 - 16.03.16 Ostfildern Dichtungen TAE*  11.04. - 13.04.16 Ostfildern Reibungs- und Verschleißminderung durch Festschmierstoffe TAE*  13.04. - 14.04.16 Stuttgart UNITI Mineralöltechnologie-Forum 2016 www.uniti.de  16.04. - 19.04.16 Venedig 28 th ELGI Annual General Meeting www.elgi.org  09.05. - 11.05.16 Ostfildern Tribologie und Schmierung in Windenergieanlagen TAE*  11.05. - 12.05.16 Karlsruhe Fortbildungsseminar Tribologie www.dgm*  15.05. - 19.05.16 Las Vegas, STLE's 71 st Annual Meeting and Exhibition Nevada (USA) Society of Tribologists and Lubrication Engineers www.stle.org  31.05. - 02.06.16 Bochum Technischer Mineralölkaufmann / Technische Mineralölkauffrau (1. Modul) www.uniti.de T+S_1_16 21.12.15 10: 53 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 3 Erzeugnis 2014 2015 2014 2015 Motorenöle 21.898 t 24.011 t 22.481 t 24.267 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.808 t 4.256 t 3.379 t 3.201 t Getriebeöl Industrie 2.470 t 1.910 t 2.329 t 2.551 t Turbinen-, Kompressorenöle 641 t 696 t 891 t 823 t Maschinenöle 3.772 t 3.098 t 4.038 t 3.834 t Hydrauliköl 10.113 t 10.088 t 10.007 t 10.910 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 1.935 t 2.393 t 2.337 t 2.764 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.191 t 1.454 t 1.484 t 1.654 t Weißöle (technische und medizinische) 4.819 t 5.184 t 5.026 t 5.602 t Schmierfette 2.697 t 2.267 t 2.748 t 2.431 t Basisöle 13.724 t 12.010 t 13.141 t 13.206 t Oktober September Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts. für die Monate September und Oktober von 2014 und 2015 folgende Angaben: 15.000 20.000 25.000 30.000 35.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 4.500 5.000 5.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Motorenöl Getriebeöl Kfz Getriebeöl Industrie 500 750 1.000 1.250 1.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Turbinen- und Kompressorenöle 1.000 2.000 3.000 4.000 5.000 6.000 7.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 7.000 9.000 11.000 13.000 15.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Hydrauliköl 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1.000 1.250 1.500 1.750 2.000 2.250 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Öle f. d. Metallbearbeitung (wmb.) 2.000 3.000 4.000 5.000 6.000 7.000 8.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Weißöle 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 2.000 5.000 8.000 11.000 14.000 17.000 20.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Legende Öle f. d. Metallbearbeitung (n. wmb.) Maschinenöle Basisöle Schmierfette wmb. = wassermischbar n. wmb = nicht wassermischbar Werte 2015 in t Werte 2014 in t Werte 2013 in t 4 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Anzeigen ww wwww.oildoc-conference.de Supported by SPEAKERS WANTED! OilDoc ist wieder auf der Suche nach kompetenten Partnern, die mit ihren aktuellen Fallstudien, kurzweiligen Vorträgen und neuen Ideen zum hochkarätigen Vortrags-Programm beitragen. Verbessern Sie Bekanntheitsgrad und Image Ihres Unternehmens. Erhöhen Sie Ihre Glaubwürdigkeit in der Branche. Sammeln Sie wertvolle Ratschläge von anderen Teilnehmern. Profilieren Sie sich als Experte auf Ihrem Fachgebiet. 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Ba e Tribolog stechnik stoffe - Anw 142 Tab., 66, 978-3-8169-2 ologie und Schm ch daher nicht em auch an Kon szuwählen, sond rung unter tribol Tribologie n Reibung, Ve che Grundlagen - Schmierung g und Schmier gung - Prakt ementen und M rtz ie wendungen 00 €, 109,00 C 2830-0 mierungstechnik nur an Schmie nstrukteure von dern die konstru ogischen Gesic und Schmieru erschleiß und der Schmierun von Maschinen rstoffe in der M tische Schmie aschinen CHF k hilft bei der L erstoff-Herstelle Reibpaarungen uktive Gestaltun chtspunkten vor ungstechnik - Schmierung - ng - Auslegung n - Schmierung Metallbearbeitun erungstechnik Lösung tribologi er und Schmier n, die nicht nur e ng der Reibstelle rzunehmen habe - Grundlegen Grundlagen d g und Schmieru g bei besonder g - Schmiersto - Schäden scher rstoffeinen e und en. de der ng en offan Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! 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Lieber Herr Knoll, wir kennen uns jetzt seit über 40 Jahren, mir fällt es daher nicht schwer, über Ihr herausragendes Wirken für die Tribologie als Wissenschaftler, Hochschullehrer und Unternehmer im Rahmen dieser Laudatio zu berichten. Beginnen möchte ich mit einer kurzen Darstellung „wie alles begann“: Sie wurden im Jahr 1941 in Glogau in Niederschlesien geboren. Ihre Schulzeit haben Sie in Roßlau, das heute zu Dessau gehört, verbracht und haben auch dort die Reifeprüfung abgelegt. Zum Studium des Maschinenbaus mit Schwerpunkt „Wärme-, Kraft- und Arbeitsmaschinen“ gingen Sie 1964 nach Aachen an die RWTH und erhielten dort 1968 Ihr Diplom. Nach Ihrer Tätigkeit als wissenschaftlicher Mitarbeiter am Institut für Maschinenelemente und Maschinengestaltung promovierten Sie 1974 bei Professor Peeken mit dem Thema „Berechnung von Radialgleitlagern unter elasto-hydrodynamischen Bedingungen“. Das Bild zeigt Sie nach bestandener Doktorprüfung. Für Uneingeweihte mag auf den ersten Blick nicht erkennbar sein, welcher Zusammenhang zwischen dem luftig gestalteten Doktorhut und dem gewichtigen Thema Ihrer Arbeit bestand. Die Erklärung ist aber relativ einfach. Übrigens, der Begriff „EHD, Elasto-Hydrodynamik“, war damals, um1970, keineswegs etabliert, ähnlich wie der Begriff „Tribologie“, den Peter Jost gerade erst 1966 geprägt hatte. Insbesondere die Anwendbarkeit der Elasto-Hydrodynamik auf nicht linienförmige Kontakte war damals in der Wissenschaft nicht unumstritten. Im Anschluss an die Promotion übernahmen Sie, von 1974 - 1994 - also immerhin 20 Jahre lang - die Leitung der Abteilung Strukturanalyse und Tribologie am IME der RWTH Aachen. 1987 habilitierten Sie dort mit dem Thema „Fluid-Kontaktelemente - ein numerisch effizientes Verfahren für elasto-hydrodynamisch gekoppelte Systeme“. 1994 nahmen Sie den Ruf für die Professur „Maschinenelemente und Tribologie“ an die Universität Kassel an und wurden dort geschäftsführender Direktor des Instituts für Maschinenelemente und Konstruktionstechnik. Von 2005 - 2010 waren Sie dort Dekan des Fachbereichs 15. Sie haben sich in Kassel weiterhin intensiv mit der Entwicklung von Simulationstechniken für Tribosysteme unter Berücksichtigung von hydrodynamischen, elasto-hydrodynamischen und thermo-elasto-hydrodynamischen Bedingungen beschäftigt und dabei insbesondere die Anwendungen in Berechnung und Auslegung sowie in der Schwachstellenanalyse und Optimierung verfolgt. 1997, mit der Gründung der Ingenieurgesellschaft für Strukturanalyse und Tribologie, IST GmbH in Aachen, haben Sie auch eine Basis für die direkte industrielle Umsetzung und Anwendung geschaffen. Als Antwort auf das geäußerte große Interesse in der industriellen Gemeinschaftsforschung und bei den kooperierenden industriellen Forschungs- und Entwicklungszentren befasst sich die IST heute mit nahezu 20 Mitarbeitern erfolgreich mit Softwareentwicklung, Softwarevertrieb, Engineering und Schulung. Abschließend möchte ich auch Ihre aktive Tätigkeit in der GfT nicht unerwähnt lassen: Von 2002 - 2009 waren Sie Mitglied des GfT-Vorstands und von 2004 - 2007 stellvertretender Vorsitzender der Gesellschaft für Tribologie. Bei der Betrachtung Ihres beruflichen Werdegangs wird deutlich sichtbar, welche wissenschaftlich-technischen Fragestellungen Sie seit dem Studium besonders interessiert und beschäftigt haben. Sie haben frühzeitig das Potential der Finite-Elemente-Methode für die unterschiedlichsten Problemstellungen der Elastomechanik, Thermomechanik und Hydrodynamik erkannt und schon mit Ihrer Dissertation zur Berechnung der Deformationen beliebig belasteter Gleitlager die Grundlage für zukünftige erfolgreiche Forschungsarbeiten auf diesem Gebiet gelegt. Prof. Dr.-Ing. Gunter Knoll T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Zum damaligen Zeitpunkt bestand die besondere Herausforderung darin, Verfahren zur Berechnung der Deformation beliebig gestalteter Bauteile zu entwickeln, da in dieser Zeit Finite-Elemente-Programme weder allgemein noch für diese Zwecke verfügbar waren. Aktuell stehen für Sie neben den klassischen Optimierungszielen der Tribologie - der Reduktion von Reibung und Verschleiß - Verfahrensentwicklungen und Optimierungsstrategien im Fokus. Damit können Tribosysteme auch unter ökologischen Gesichtspunkten wie Reduktion von CO 2 -Emissionen, Wirkungsgradverbesserung und Verbrauchsreduktion ausgelegt werden. Ihre persönliche Zeitachse sah dabei wie folgt aus: • gestartet sind Sie mit der Entwicklung der Software im Rahmen Ihrer Promotionsarbeit zur Elasto-Hydrodynamik zylindrischer Gleitlager; • es folgte die Entwicklung von erforderlichen Algorithmen zur Berechnung des hydrodynamischen Tragdruckaufbaus durch Lösung der Reynoldsschen DGL und darüber hinaus zur Berechnung der Verformung beliebig gestalteter Bauteile. Dies war eine entscheidende Voraussetzung für die numerische Behandlung des elasto-hydrodynamischen Problems - bei dem es darum geht den Einfluss der elastischen Verformungen des Tribosystems auf den hydrodynamischen Tragdruckaufbau und die Entstehung von Reibungsverlusten zu berücksichtigen; • es folgten weiterhin die Integration der hydrodynamischen Schmierungstheorie ebenso wie der Kontinuumsmechanik elastischer Körper; • sowie die Weiterentwicklung der bereits verfügbaren EHD-Simulationstechniken. Insbesondere haben Sie sich dabei die Wegfindung zur Lösung der folgenden Probleme zur Aufgabe gemacht: • die Erweiterung der Simulationsmodelle vom einzelnen Tribosystem auf Gesamtsysteme durch Einbindung der EHD-Simulationstechnik in die Methodik der Mehrkörperdynamik elastischer Körper; • die tribologische Charakterisierung rauer Oberflächen als Grundlage für die Einbindung von Mischreibungs- und Verschleißmodellen in die EHD-Simulationstechnik; • und letztlich die Berücksichtigung thermischer, elastischer und hydrodynamischer Effekte. Neben der Methodenentwicklung stand aber immer gleichberechtigt auf Ihrer Agenda, diese Methoden in praxisreife Softwaretools zu implementieren. Heute werden dieses Softwaretools bei nahezu allen Motorentwicklern und deren Zulieferern eingesetzt, wobei zunehmend auch Anwendungen im Bereich stationärer Antriebskomponenten an Bedeutung gewinnen. Lieber Herr Knoll, als Hochschullehrer haben Sie in mehr als 30-jähriger- Tätigkeit in Forschung und Lehre nachhaltige Akzente für die Verbreitung tribologischen Wissens gesetzt. Dazu gehörte: • das Lehrangebot in den Fächern Maschinenelemente und Konstruktionstechnik für Studierende im Grundstudium; • das Lehrangebot im Fach Tribologie: Grundlagen, hydrodynamische Schmierungstheorie, Auslegung von Tribosystemen im Hauptstudium; • die Veröffentlichung von mehr als 200 technisch/ wissenschaftlichen Publikationen; • die Betreuung von 45 Dissertationen mit direktem Bezug zur Tribologie; • die Durchführung von ca. 40 öffentlich geförderten Forschungsprojekten, finanziert z.B. durch die DFG, die FVA, die FVV und das BMWi. Seit einigen Jahren sind Sie nun Emeritus. Wie schaut denn der Alltag des emeritierten Professors Knoll aus? Vom „Ruhestand“ im eigentlichen Sinn kann man da nicht sprechen. Wie schon erwähnt, nehmen Sie weiterhin die Aufgaben des geschäftsführenden Gesellschafters der Ingenieurgesellschaft für Strukturanalyse und Tribologie (IST) in Aachen wahr. Mit 5 öffentlich geförderten Projekten in den letzten 5 Jahren ist die IST bei F&E- Vorhaben heute ein gefragter Partner in Kooperationsprojekten mit universitären Forschungseinrichtungen. Sie haben aber für die Zukunft noch weitere Pläne: Zurzeit arbeiten Sie an der Einrichtung der „IST-Akademie“. Das Akademieprogramm soll einerseits Schulungen zu den komplexen Simulationstechniken für elasto-hydrodynamisch gekoppelte Mehrkörpersysteme umfassen, aber auch, in Ergänzung, Seminare zur tribologischen Grundlagenausbildung. Die berufliche Begeisterung für Motorentechnik und Fahrzeuge blieb natürlich nicht ohne Auswirkungen auf private Leidenschaften. Die wahre Leidenschaft galt und gilt allerdings den Fahrzeugen mit Boxermotor, die zunächst vor vielen Jahren zur Anschaffung eines VW-Käfers führte und seit 1976 bis heute ihre Fortsetzung in der Beschäftigung mit Fahrzeugen mit Boxermotor in etwas ansprechenderer Verpackung gefunden hat. Lieber Herr Knoll, ich möchte diese Laudatio mit den besten Wünschen für Ihre Zukunft beenden. Ich hoffe, Sie können sich mit Ihren Leidenschaften noch viele Jahre beschäftigen. Prof. Dr.-Ing- Rolf W. Schmitt Laudatio für Herrn Prof. Gunter Knoll anlässlich der Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens am 22. September 2015 auf der 56. GfT-Tribologie-Fachtagung in Göttingen. Aus Wissenschaft und Forschung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 1 Einleitung Energetische Auslegung der Reibung und der dazugehörigen Prozesse ermöglicht die Beziehungen zwischen den Parametern zu analysieren und sie zu bestimmen. Der Ausgangspunkt für diese Überlegungen ist das Prinzip der Erhaltung von Energie und Masse. Im besonderen Fall der Gleichung für Energie- und Massenbilanz nimmt sie die Form des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für offene Systeme an. Ein Reibungspaar kann ein Thermodynamisches System bilden, dann ist es auch ein tribologisches System. Um jedes Element des Reibungspaares auch als ein thermodynamisches System zu sehen, erfordert es eine genauere Analyse des Reibungsprozesses. Insbesondere müssen die auftretenden Energie- und Massenströme, zwischen diesen Elementen und dem gesamten System analytisch beschrieben werden. In früheren Publikationen [1], [2] wurde versucht grundsätzlich die Trennung von durch Reibung dissipierter Energie zwischen den Reibungselementen zu bestimmen. In diesem Sinne wurde die Struktur der Energiebilanz schon ermittelt. Die bisher erhaltenen Schlussfolgerungen werden in diesem Beitrag als Voraussatzungen für die weiteren Betrachtungen über Struktur der Energiebilanz angenommen. Neue Erkenntnisse rechtfertigen die Durchführung derartiger Analysen, weil die Anteile der verschiedenen Formen der dissipierten Energie in den einzelnen Elementen der Reibpaare nicht erkannt waren. Vor allem sind thermische und mechanische Reibungsarbeitskomponenten für die einzelnen Elemente 7 Aus Wissenschaft und Forschung * Prof. Dr.-Ing. habil. Jan Sadowski Technologisch-Humanistische Universität Radom Mechanische Fakultät, PL-26-600 Radom Zur Energiedissipation von einzelnen Elementen des tribologischen Systems J. Sadowski* Eingereicht: 31. 7. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 5. 9. 2015 Das Ziel dieses Beitrags ist den Anteil der verschiedenen Energieformen während der Reibung der einzelnen dissipierten Elemente des Reibpaares zu bestimmen. Ausgangspunkt für die Überlegungen ist die vom Autor vorgeschlagene aktuelle Interpretation der Energieumwandlungen im tribologischen System basierend auf dem ersten Hauptsatz der Thermodynamik für offene Systeme. Neues Element in der vorgeschlagenen Auslegung ist die Annahme, dass die Struktur der Energiebilanz in den einzelnen Elementen des Systems unterschiedlich ist. Auf dieser Basis wird eine neue analytische Beschreibung des Energiedissipationsprozesses während der Festkörperreibung entwickelt. Es wurde die impulsartige Natur der Energiedissipation berücksichtigt. Dabei wurden große Unterschiede im Verlauf der Energiedissipation in verschiedenen Komponenten des Systems festgestellt. Die gewonnenen Erkenntnisse sind am Beispiel von tribologischen Untersuchungen quantitativ veranschaulicht. Alle Prozessparameter von Reibung, Verschleiß und thermodynamischen Eigenschaften der Reibkörper werden physisch interpretiert. Schlüsselwörter Reibung, Verschleiß, Energiedissipation, Energiebilanz, tribologisches System It is the objective of this paper to determine shares of individual elements of a tribological system in the process of dissipation of various forms of energy in friction. An interpretation of energy transformations proposed by the author and based on the first law of thermodynamics for open systems is the starting point for the discussion. The assumed varying structure of the energy balance in the particular system elements is a new factor in the proposed interpretation. A new analytical description of the energy dissipation process in stabilised friction of solids is then developed. The pulse nature of the energy dissipation is also taken into consideration. Significant differences are found in this process of dissipation across the tribological system elements. The results are illustrated quantitatively with a tribological experiment. All friction and wear parameters and thermodynamic properties of rubbing solids are given physical interpretations. Keywords Friction, wear, energy dissipation, energy balance, tribological system Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 nicht erfasst. Ziel dieses Beitrags ist es, die Bestimmung der Struktur der Energiebilanz für jedes Reibelement und ein Vergleich mit der Gesamtstruktur dieser Energiebilanz des ganzen Tribosystems vorzunehmen. Um die in diesem Beitrag erzielten analytischen Zusammenhänge quantitativ zu veranschaulichen, werden einschlägige Testergebnisse vorgestellt. 2 Annahmen für die thermodynamischen Modell des Reibungsprozesses Ausgangspunkt für eine Diskussion über die Thermodynamik der Reibung ist, das Objekt dieser Überlegungen zu identifizieren. Als solches System kann sowohl eine Reibungspaarung, sowie jedes ihrer Elemente in Betracht gezogen werden - Bild 1. Zwischen dem System und der Umgebung besteht die Möglichkeit zum Austausch von Energie und Masse. Reibungspaar oder eines ihrer Elemente sind daher offene Systeme. Es wird angenommen, dass die Ursache aller Prozesse im System und an seiner Grenze mit der Umgebung die Reibungsarbeit A t1-2 im thermodynamischen Sinn der technischen Arbeit ist. Als Reaktion der Reibungsarbeit erfolgt die Abfuhr der Energie an die Umgebung in Form von Wärme Q 1-2 und die Enthalpieänderung ΔI. Die vorgenannten Energiewechselwirkungen rufen eine Änderung ΔU der in- Aus Wissenschaft und Forschung Zeichen und Einheiten A t1-2 - Reibungsarbeit (technische Arbeit) [J], A dyss - Arbeit der mechanischen Dissipation [J], A n - nominelle Kontaktfläche der Reibkörper [m 2 ], A r - reale Kontaktfläche der Reibkörper [m 2 ], A ri - einzelne Kontaktfläche der Rauigkeiten [m 2 ], a - Länge des kleineren Reibkörpers in Richtung der Reibungsgeschwindigkeit [m], a x - Seite der einzelnen Kontaktfläche der Rauigkeiten in Richtung a [m], a dyss - spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation [J·kg -1 ], b - Reibungsbreite [m], b x - Seite der einzelnen Kontaktfläche der Rauigkeiten in Richtung b [m], dF - elementare Fläche [m 2 ], e xR - spezifische Arbeit des Verschleißes [J·kg -1 ], H - Stoffhärte [MPa], i - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte [J·kg -1 ], ΔI - Änderung der Enthalpie [J], k - Verschleißkoeffizient, k * - verallgemeinerter Verschleißkoeffizient, l - Reibungsweg [m], Δm - Verschleißmasse [kg], N - Normalkraft [N], n k - kritische Anzahl der Kontaktierungen, n o - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, p - nominelle Flächenpressung [MPa], Q 1-2 - Wärme [J], Q dyss - Dissipationswärme [J], T - Reibungskraft [N], t - Reibungszeit [s], u c - spezifische innere Energie der Verschleißprodukte [J kg -1 ], ΔU - Zuwachs der inneren Energie des Systems [J], V - Verschleißvolumen [m 3 ], v - Reibgeschwindigkeit [m·s -1 ], η - das Verhältnis A dyss / A t1-2 , μ - Reibungszahl, ρ - Dichte [kg·m -3 ], 1, 2 - Index des Reibungskörpers A t1-22 b) U 2 2 1 U 1 Q 1-21 I 1 I 2 A t1-21 Q 1-22 2 a) 2 Q 1-2 A t1-2 N v 1 (t) l 1 (t) I T 1 (t) dF U T 2 (t) l 2 (t) l(t) N v 2 (t) 1 2 Bild 1: Die Reibpaarung als thermodynamisches offenes System, 1, 2 - Reibungselemente. a) Grundeinwirkungen im tribologischen System; b) Grundeinwirkungen in den einzelnen Elementen des Systems [1], [2] T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 neren Energie im System hervor. Eine Enthalpieänderung bedeutet Energietransport mit Hilfe der Verschleißpartikel über die Systemgrenze hinaus. Die analytische Beziehung zwischen den genannten thermodynamischen Größen nimmt die Form des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für die Reibpaarung [1], [2]: ΔU = -ΔI - Q 1-2 + A t1-2 (1) und ihre Elemente 1, 2 an: ΔU 1 = -ΔI 1 - Q 1-21 + A t1-21 , (2) ΔU 2 = -ΔI 2 - Q 1-22 + A t1-22 . (3) Zwischen dem System und seinen Elementen bestehen natürlicher Weise folgende Beziehungen: ΔU = ΔU 1 +ΔU 2 , (4) Q 1-2 = Q 1-21 + Q 1-22 , (5) A t1-2 = A t1-21 + A t1-22 , (6) ΔI = ΔI 1 + ΔI 2 . (7) Die Enthalpieänderung ΔI wird als Produkt der spezifischen Enthalpie der Verschleißprodukte i (Charakteristik des Verschleißmechanismus) und der Masseänderung Δm (Verschleiß) des Systems und seiner Elemente berechnet: ΔI = iΔm, (8) ΔI 1 = i 1 Δm 1 , (9) ΔI 2 = i 2 Δm 2 . (10) Deshalb ist: Δm = Δm 1 + Δm 2 . (11) Die Reibungsarbeit, bei Festkörperreibung als dissipierte mechanische Energie, enthält zwei Komponenten: Dissipationswärme Q dyss - sie ist die primäre Ursache von allen thermischen Prozessen in dem System - und die Arbeit der mechanischen Dissipation A dyss, welche die Hauptursache für die mechanische Zerstörung des Werkstoffs sowie des tribologischen Verschleißes ist: A t1-2 = Q dyss + A dyss . (12) Für jeden Reibkörper gilt: A t1-21 = Q dyss1 + A dyss1 , (13) A t1-22 = Q dyss2 + A dyss2 , (14) folglich ist: Q dyss = Q dyss1 + Q dyss2 , (15) A dyss = A dyss1 + A dyss2 . (16) Wichtiger Bestandteil der Verschleißbeständigkeit des Tribosystems und seiner Elemente ist die spezifische Arbeit des Verschleißes e xR , es ist das Verhältnis aus Reibungsarbeit und Verschleißmasse. Somit ergibt sich für das System und seine Elemente: (17) (18) (19) Aus dem Prinzip zur Erhaltung von Energie und Masse folgt, dass die spezifische Arbeit des Verschleißes eine wichtige Systemgröße ist [3], [4] und sie kommt in folgender Gleichung vor: e xR = e xR1 = e xR2 (20) Als Charakteristik der Verschleißbeständigkeit eines Tribosystems und seiner Elemente eignet sich die spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte i. Sie ist auch eine Systemgröße [3], [4]: i = i 1 = i 2 . (21) Die oben gegengeüberstellten analytischen Abhängigkeiten zwischen energetischen Auswirkungen, welche durch Reibung und Verschleiß verursacht wurden, bilden die Grundlage für weitere Studien über den Aufbau der Energiebilanz der tribologischen Prozesse. Das Hauptaugenmerk richtet sich vorwiegend auf den Prozess der Energiedissipation, welche zurzeit nicht bekannt ist. Nach Ansicht des Autors gibt es keine Chance, alle Komponenten des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für nichtstationäre Prozesse genau zu bestimmen. Daher erfolgen weitere Diskussionen nur über stationären Prozessen. Es wird angenommen, dass es zu keiner Änderung der inneren Energie des Systems und seiner Elemente kommt: ΔU = 0, ΔU 1 = 0, ΔU 2 = 0. Darüber hinaus wird angenommen, dass alle Prozesse im System über seinen Grenzen mit der Umgebung unhängig von der Zeit sind. Folglich treten sie in den Beziehungen (5 - 16) nicht auf. Diese Werte werden als Produkte der jeweiligen konstanten Ströme oder Intensitäten und der Reibzeit t ermittelt. 9 Aus Wissenschaft und Forschung xR e = m A 2 t1 Δ , 1 x R e = 1 2 t1 m A 1 Δ , 2 x R e = 2 2 t1 m A 2 Δ . T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 2 Neue energetische Eigenschaften von tribologischen Systemen Eine Zentrale Frage dieser Diskussion betrifft die Ermittlung der Hauptkomponente Q dyss und A dyss der Reibungsarbeit A t1-2 , sowohl für das gesamte System als auch für seine einzelnen Elemente. Eine wichtige Rolle spielen hierbei die Quotienten von Arbeit aus mechanischer Dissipation und Reibungsarbeit: (22) (23) (24) Weil die Arbeit A dyss direkt zum tribologischen Verschleiß beiträgt, sollte ihr Anteil verkleinert und die Reibungswärme Q dyss erhöht werden. Von Interesse sind auch die Beziehungen zwischen den oben genannten Koeffizienten: η, η 1 und η 2 , da sie die Tendenz der einzelnen Elemente zum Verschleiß beeinflussen. Um diese Zusammenhänge zu bestimmen, wird zunächst das Ergebnis der Enthalpie der Testsubstanz verwendet. Diese Enthalpie ergibt sich im allgemeinem als Summe der inneren Energie und der Arbeit dieser Substanz. Enthalpie, welche sich auf die Masse bezieht, heißt spezifische Enthalpie. Im Falle des tribologischen Verschleißes kann aus Gl. (21) die folgende Summe ermittelt werden: i = u c + a dyss = u c1 + a dyss1 = u c2 + a dyss2 , (25) wobei: u c - spezifische innere Energie der Verschleißprodukte ist, a dyss - die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation; die Indexe 1, 2 beziehen sich auf Verschleiß des ersten und zweiten Elementes der Reibpaarung. Da die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation a dyss keinen Wärmeanteil im Gegensatz zu spezifische Arbeit des Verschleißes e xR enthält, ist sie bedeutend kleiner, was folgendermaßen ausgedrückt werden kann: a dyss = η e xR (26) Das erlaubt die Gl. (25) in neuer Form zu schreiben i = u c + ηe xR = u c1 + η 1 e xR = u c2 + η 2 e xR . (27) In dem besonderen Fall, wenn: u c = u c1 = u c2 (28) in Verbindung mit [1], [5]: a dyss = a dyss1 = a dyss2 , (29) η = η 1 = η 2 . (30) Allerdings ist die Bedingung (28) häufig nicht erfüllt. So sollte im Allgemeinen, die folgenden Beziehungen berücksichtigt werden: (31) (32) (33) a dyss1 = η 1 e xR = ηe xR + u c - u c1 , (34) a dyss2 = η 2 e xR = ηe xR + u c - u c2 . (35) Während in dem Fall der Gl. (28 - 30) die Größen: u c , a dyss , η das System charakterisieren, beschäftigen wir uns im Falle der Gl. (31 - 35) nur mit den Größen für die einzelnen Elemente des Systems. Eine weitere Charakterisierung des Verschleißes, verursacht durch die Arbeit der mechanischen Dissipation unter Berücksichtigung (16 - 20), (22 - 24), kann auch wie folgt formuliert werden: A dyss1 = Δm 1 η 1 e xR , (36) A dyss2 = Δm 2 η 2 e xR , (37) A dyss = Δmη e xR , (38) (39) Nach dem Bestimmen der Arbeit der mechanischen Dissipation A dyss und ihrer Bestandteile A dyss1 , A dyss2 ergeben sich auf der Grundlage (12 - 15), (17 - 19) die Dissipationswärme Q dyss und seine Komponenten Q dyss1 , Q dyss2 : Q dyss = A t1-2 - Δmηe xR = A t1-2 (1 - η), (40) (41) (42) Auf diese Weise wird die Beziehung zwischen den dissipativen Hauptkomponenten der Reibungsarbeit für tribologische Systeme und seinen einzelnen Komponenten hergestellt. In diesem Abschnitt sind die Energieumwandlungen in dem tribologischen System ohne Berücksichtigung Aus Wissenschaft und Forschung 1 = + x R 1 c c e u u − , 2 = + xR 2 c c e u u − , = 0,5( 1 + 2 - xR 2 c 1 c c e u u 2u − − ), = m m 1 Δ Δ 1 + m m 2 Δ Δ 2 . Q dyss1 = A t1-21 - A dyss1 = m m 1 Δ Δ A t1-2 (1 - 1 ), Q dyss2 = A t1-22 - A dyss2 = m m 2 Δ Δ A t1-2 (1 - 2 ). = 2 t1 dyss A A , 1 = 21 t1 dyss1 A A , 2 = 22 t1 dyss2 A A . T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 ihrer diskreten Natur beschrieben. Dieses Problem unterliegt weiteren Betrachtungen. 3 Impulsartige Natur der Energiedissipation während der Reibung von Feststoffen Um die Struktur der Bilanz der während der Festkörperreibung dissipierten mechanischen Energie quantitativ zu bestimmen, müssen die Werte der Quotienten η, η 1 und η 2 bekannt sein. Die Quellen dieser Werte sind in erster Linie kalorimetrische Untersuchungen. Sie sind jedoch mit großem technischem Aufwand verbunden, daher sind sie nicht entsprechend von Bedeutung in der Behandlung der Tribologie. Aus diesem Grund schlägt der Autor eine eigene Methode zur Berechnung dieser Werte vor [5]. Bei dieser Vorgehensweise wird angenommen und ist zu berücksichtigen, dass Festkörper tatsächlich nur in den Bereichen der Kontakte der Oberflächenrauheiten einander berühren. Unter Berücksichtigung dieser Tatsache ergibt sich die Möglichkeit, ohne Verwendung des Kalorimeters die Struktur der Energiebilanz zu analysieren. Die Vorgeschlagene Methode erfordert zuerst die Aufteilung der nominellen Reibungsfläche A n in n o2 = (H/ p) 2 zu gleichen Teilen - Bild 2, wobei: H - Stoffhärte, p - nominelle Flächenpressung bedeutet. Die Anzahl n o2 bedeutet nur potentielle (theoretisch mögliche) Kontaktflächen. Unter ihnen bilden sich nur n o Flächen, sog. reale Kontaktflächen, an denen die Energiedissipation stattfindet. Sie werden als dicke Linien gekennzeichnet. Allerdings rufen nicht alle realen Kontakte tribologischen Verschleiß hervor. Es gibt n V Stellen, wo die Abriebpartikel entstehen. Im Bild 2 mit dicken Linien gekennzeichnete und gestrichelte Rechtecke sind die realen Kontaktflächen, an denen Energiedissipation und Verschleiß gleichzeitig vorkommen. Mit der Anzahl n V = k * n o , wobei k * der verallgemeinerte Verschleißkoeffizient ist. Er dient hauptsächlich zur Bestimmung der Anzahl der Abriebspartikel im realen Reibkörperkontakt. In [5] ist die folgende Beziehung formuliert: H = n o p = n k ηp, (43) wobei die Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel n k = 1/ k * ist. Aus der Gl. (43), vorausgesetzt dass zwischen dem Reibkörper 1 und 2 sich ein Zwischenkörper bestehend aus Verschleisspartikeln befindet [2], folgen die fehlenden Quotienten: (44) (45) wobei: k 1* , k 2* - verallgemeinerte Verschleißkoeffizienten; H 1 , H 2 - die Härten des ersten und zweiten Reibwerkstoffs sind. Die verallgemeinerten Verschleißkoeffizienten sind von den Verschleißkoeffizienten k 1 , k 2 nach J.F. Archard folgendermaßen abhängig [5]: (46) (47) wobei: V 1 , V 2 - Verschleißvolumen des ersten und zweiten Reibungselements, l - Reibungsweg, N - Normalbelastung, ρ 1 , ρ 2 - Dichten der Reibstoffe, μ - Reibungszahl, l 1 = l(Δm 1 / Δm), l 2 = l(Δm 2 / Δm) - Komponente des Reibungswegs zugeordnete dem ersten und zweiten Reibungselement (Bild 1a) sind. Aus Gl. (17), (46), (47) folgt: (48) (49) 11 Aus Wissenschaft und Forschung 1 = k 1* p H 1 , 2 = k 2* p H 2 . k 1* = k 1 m m 1 Δ Δ = N l H V 1 1 1 m m 1 Δ Δ = lNH V 1 1 = 1 1 1 1 N l H V ρ μ ρ μ = 1 2 1 t 1 1 A H m ρ μ Δ − , k 2* = k 2 m m 2 Δ Δ = N l H V 2 2 2 m m 2 Δ Δ = lNH V 2 2 = 2 2 2 2 N l H V ρ μ ρ μ = 2 2 1 t 2 2 A H m ρ μ Δ − , k 1* = m m 1 Δ Δ 1 x R 1 e H ρ μ , k 2* = m m 2 Δ Δ 2 x R 2 e H ρ μ , A ri b= n o b x a= n o a x a x b x A r b o a o Bild 2: Nominelle Reibungsoberfläche A n = ab aufgeteilte in n o2 Flächen A ri = a x b x [5] T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 und unter Berücksichtigung von Gl. (34), (35), (44), (45) ergibt sich: (50) (51) Der Quotient η für das tribologische System ergibt sich aus den Gl. (39), (44) und (45) (52) Die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation a dyss nach der Definition (26) und Gl. (52) ergibt sich folgendermaßen: (53) Die vorgestellten analytischen Abhängigkeiten zwischen den physikalischen Größen, spielen eine wesentliche Rolle während der Energiedissipation im tribologischen System und werden durch Beispiele an Hand von ausgewählten Reibungs- und Verschleißuntersuchungen veranschaulicht. 4 Quantitative Beurteilung von energetischen Komponenten der Energiebilanz bei der Festkörperreibung Basierend auf den experimentellen Untersuchungsergebnissen von Reibung und Verschleiß kann der verallgemeinerte Verschleißkoeffizienten k 1* , k 2* - Gl. (46), (47) und der Quotienten η 1 , η 2 - Gl. (44), (45) berechnet werden. Daraus ergeben sich die Quotienten: η, η 1 , η 2 für das ganze System mit seinen Elemente, unter Einbeziehung der Verschleißmassen: Δm, Δm 1 , Δm 2 - Gl. (39). Die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation von a dyss1 , a dyss2 ergibt sich aus der Gl. (34), (35), während a dyss für das ganze System gilt, ergibt sich das Produkt aus η und der spezifische Arbeit des Verschleißes e xR - aus Gl. (26). Weitere Analysen ergaben nach der Gl. (25), Unterschiede der spezifischen inneren Energien der Verschleißpartikel: u c - u c1 = a dyss1 - a dyss , (54) u c - u c2 = a dyss2 - a dyss , (55) u c1 - u c2 = a dyss2 - a dyss1 . (56) Sie beweisen die unterschiedliche Aufteilung der Erwärmung während des Verschleißvorgangs auf die einzelnen Reibkörper. Um die Beschreibung der Energiedissipation im tribologischen System unter Verwendung der oben angegebenen Größen quantitativ zu charakterisieren, werden Forschungsergebnisse nach [6] analysiert. Die zitierten Ergebnisse ermöglichen einen Vergleich zwischen dem vorgestellten Berechnungsmodell und dem in [5] beschriebenen Modell. Die Untersuchungen wurden auf dem modifizierten Prüfstand T-01 nach einer Einlaufphase durchgeführt. Das Reibpaar Stift - Scheibe bildeten die Probe (1) - ein Zylinder mit Durchmesser 5 mm und Höhe 50 mm und der Gegenprobe (2) - eine Ringscheibe mit dem Durchmesser Ø = 62,3 mit dem Innen - Ø = 45,5 mm und Dicke 3 mm aus Stahl NC6 (145Cr6) mit der Härte H 2 = 7460 MPa. Zur Auswahl kommen 4 Metallproben: Aluminium, Kupfer, Armco-Eisen und Zink, sie haben unterschiedliche Härte H 1 , siehe Tabelle 1. Der Massenverlust der Reibkörper wird, nach dem Prüflauf mit Hilfe einer Analysewaage durch auswiegen bestimmt. Versuchsparameter und Ergebnisse sind aus der Tabelle 1 zu entnehmen. Der Reibweg ist für jeden Versuch gleich und beträgt l = 2160 m; die Reibgeschwindigkeit beträgt v = 0,6m/ s. Reibarbeit und der Verschleiß ergeben sich als Mittelwerte aus 6 Versuchen. In der Tabelle 2 sind die Untersuchungsergebnisse, des Tribosystems und seiner Elemente: e xR , k 1* , k 2* , η, η 1 , η 2 , a dyss , a dyss1 , a dyss2 , aufgeführt. Die Komponenten der dissipierten Energie der Elemente des Systems A t1-21 , A t1-22 , A dyss1 , A dyss2 , Q dyss1 , Q dyss2 und die Differenzen der spezifischen inneren Energien: u c - u c1 , u c - u c2 , u c1 - u c2 sind in der Tabelle 3 zusammengestellt. Die erhaltenen Ergebnisse zeigen den komplexeren Charakter der Festkörperreibung für das vorgeschlagene vereinfachte Modell [5]. Unter der Annahme der Gleichungen (29), (30), als Grundlage für die Beschreibung der Energiebilanz, hat es ein deutlich vereinfachtes Bild der Energiedissipation gegeben. Erst unter der Annahme der Bedingungen nach - Gl. (34), (35) ist es möglich geworden die unterschiedlichen Strukturen der Energiebilanz in den einzelnen Elementen des Systems zu analysieren. Dabei ist festgestellt worden, dass große Unterschiede zwischen dem Quotienten: η, η 1 , η 2 als auch der spezifischen Arbeiten der mechanischen Dissipation: a dyss , a dyss1 , a dyss2 vorhanden sind. Daraus folgt, dass der Prozess der Dissipation mechanischer Energie in jedem Element des Reibpaares unterschiedlich ist und er hängt außerdem von den physikalischen Eigenschaften seiner Werkstoffe ab. Hierbei spielt eine bedeutende Rolle die Werkstoffhärte. Das weichere Material der Reibpaarung hat nicht nur einen größeren Verschleißkoeffizienten (k 1* > k 2* ), sondern auch einen geringeren Anteil an der Schädigungsenergie (η 1 < η 2 ) bei geringerer spezifischer Arbeit der mechanischen Dissipation (a dyss1 < a dyss2 ). Auch wenn weichere Werkstoffe mit einem viel größeren Anteil an der Energiedissipation beteiligt sind, wird die größere Arbeit der mechanischen Dissipation (A dyss1 >A dyss2 ) und deren größere Reibungswärme (Q dyss1 > Q dyss2 ) erbracht. Die spezifische innere Energie des härteren Werkstoffs u c2 ist immer kleiner als die des weicheren - u c1 . Aus Wissenschaft und Forschung a dyss1 = m m 1 Δ Δ 1 2 pH 1 ρ μ , a dyss2 = m m 2 Δ Δ 2 2 pH 2 ρ μ . = m m 1 Δ Δ k 1* p H 1 + m m 2 Δ Δ k 2* p H 2 . a dyss = ( m m 1 Δ Δ k 1* p H 1 + m m 2 Δ Δ k 2* p H 2 ) x R e . T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Auch die spezifische innere Energie u c ist größer als u c2 . Denn die spezifische innere Energie ist eine Funktion der Temperatur. Daraus kann geschlossen werden, dass die Verschleißprodukte, welche aus einem weicheren Werkstoff gebildet werden, eine höhere Temperatur erreichen. Dies eröffnet eine neue Möglichkeit für die Modellierung von Reibungswärmequellen. 5 Schlussfolgerungen Um Energiedissipation von einzelnen Elementen des tribologischen Systems zu erkennen und dann quantitativ zu beschreiben, muss man zunächst den Anteil des einzelnen Elements des Reibpaars während der Reibarbeit bestimmen. In den früheren Beiträgen ist beruhend auf den Grundsätzen der Erhaltung von Masse und Energie erklärt worden, dass die Verteilung der spezifischen Arbeit des Verschleißes für alle Elemente der Reibpaarung gleich aufgeteilt ist und außerdem dieses für das gesamte Tribosystem gilt - Gl. (20). Die Gleichung (20) ist die Grundlage für die Bestimmung der dissipierten Energiemenge von jedem Element des tribologischen Systems. Daraus resultiert, nach [1], [2]: ► Die spezifische Arbeit des Verschleißes e xR ist eine Systemgröße. ► Es existiert ein echter Zusammenhang zwischen den einzelnen Verschleißmassen und den Anteilen der mechanischen Energie (oder Reibungsarbeit), welche durch die Reibkörper dissipiert wurden. Sowohl die Verteilung der Reibarbeit A t1-2 , der Dissipationswärme Q diss , der Arbeit der mechanischen Dissipation A diss , als auch die Summe (ΔU + Q 1-2 ) unterliegen dem Prinzip der direkten Proportionalität zur Verschleißmasse des entsprechenden Reibkörpers und gleichzeitig der geringer werdenden Gesamtverschleißmasse. Die oben erwähnten Beziehungen sind der erste Schritt auf dem Weg, um die Struktur der Energiebilanz, kennzeichnendt für Reibung und Verschleiß von Feststoffen, zu bestimmen. Der nächste Schritt stellt die Gleichung der spezifischen Enthalpie des Verschleißprodukts - Gl. (21) dar. Daher folgen weitere Eigenschaften: ► Die spezifische Enthalpie des Verschleißprodukts i ist eine Systemgröße. 13 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 1: Die Versuchsparameter und Reibung- und Verschleißergebnisse von 4 Paarungen [6] Paarung N p μ H 1 H 2 ρ 1 ρ 2 A t1-2 Δm 1 Δm 2 Δm N MPa - MPa MPa mg/ mm 3 mg/ mm 3 J mg mg mg Al-NC6 4,905 0,25 0,54 810 7460 2,69 7,85 5745,913 0,467 0,017 0,484 Cu-NC6 9,81 0,50 0,34 1260 7460 8,93 7,85 7159,966 0,180 0,067 0,247 Fe-NC6 9,81 0,50 0,52 1780 7460 7,86 7,85 11532,79 0,938 0,133 1,071 Zn-NC6 9,81 0,50 0,49 440 7460 7,12 7,85 10376,90 2,113 0,095 2,208 Tabelle 2: Auf der Grundlage der Daten gemäß Tabelle 1 bestimmte Eigenschaften des Tribosystems Paarung e xR k 1* k 2* η 1 η 2 η a dyss1 a dyss2 a dyss kJ/ g - - - - kJ/ g kJ/ g kJ/ g Al-NC6 12114,43 1,322E-05 1,518E-06 0,0428 0,0453 0,0429 508,33 537,86 509,36 Cu-NC6 29765,45 1,206E-06 3,024E-06 0,0030 0,0451 0,0145 88,10 1307,66 418,91 Fe-NC6 144478,98 9,578E-06 5,699E-06 0,0341 0,0850 0,0404 367,17 915,60 435,27 Zn-NC6 5047,80 6,166E-06 4,263E-06 0,0054 0,0636 0,0079 25,50 298,92 37,26 Tabelle 3: Komponenten der dissipierten Energie von Elemente des Systems und Differenzen der spezifischen inneren Energien Paarung A t1-21 A t1-22 A dyss1 A dyss2 Q dyss1 Q dyss2 u c u c1 u c u c2 u c1 u c2 J J J J J J kJ/ g kJ/ g kJ/ g Al-NC6 5544,09 201,82 237,39 9,14 5306,71 192,68 -1,04 28,49 29,53 Cu-NC6 5217,79 1942,18 15,86 87,61 5201,93 1854,56 -330,81 888,75 1219,56 Fe-NC6 10100,61 1432,18 344,40 121,77 9756,21 1310,40 -68,11 480,32 548,43 Zn-NC6 9930,43 446,47 53,88 28,40 9876,55 418,07 -11,76 261,66 273,42 T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Gemäß der Definition ist Enthalpie die Summe der zwei Komponenten: u c - der spezifischen inneren Energie der Verschleißprodukte und a dyss - spezifischen Arbeit der mechanischen Dissipation - Gl. (25). Da lediglich im Sonderfall der Gleichheit (28), die Größen: a dyss , u c , η die Systemgrößen sind, kann folgendes festgestellt werden: ► Im Allgemeinem sind: die spezifischen innere Energie der Verschleißprodukte, die spezifische Arbeite der mechanischen Dissipation und die Quotienten von Arbeit der mechanischen Dissipation und Reibungsarbeit keine Systemgrößen. ► Die Bilanzstruktur der dissipierten Energie in den einzelnen Systemkomponenten und des Gesamtsystems ist unterschiedlich. Basierend auf den zitierten Ergebnissen aus tribologischen Untersuchungen von vier Werkstoffpaarungen weich-hart ist ersichtlich, dass: ► Der größere Teil der Reibarbeit erfolgt immer durch den weicheren Werkstoff. ► Der Größere Anteil der Arbeit für mechanischer Dissipation und Reibungswärme auf den weichen Werkstoff entfällt. ► Der Anteil der Arbeit mechanischer Dissipation an der Reibarbeit, die nur von einem Element erbracht wird, im Falle des härteren Werkstoffs des zweiten Reibkörpers größer ist. ► Verschleißbeständigkeit des gewählten Reibelements, welche die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation charakterisiert, ist immer größer für den härteren Reibkörper. ► Die spezifische innere Energie der Verschleißprodukte ist immer größer für Reibkörper aus dem weicheren Werkstoff, deshalb haben sie immer eine höhere Temperatur. Die Präsentation der Überlegungen in diesen Studien bezieht sich hauptsächlich auf den Prozess der Energiedissipation in den verschiedenen Teilen des tribologischen Systems. Als Grundlage wurde der erste Hauptsatz der Thermodynamik für offene Systeme zum Beschreiben der analytischen Energiegleichungen verwendet. Bestimmte Größen wie: Reibungsarbeit des Systems und seiner Komponenten sind in einem Experiment ermittelt. Weiterhin sind die verschiedenen Auswirkungen und ihre Relationen während der Reibarbeit beschrieben. Außerdem werden neue Eigenschaften des Systems und seiner Komponenten aufgeführt. Literatur [1] Sadowski J.: Thermodynamische Theorie von Reibung und Verschleiß. Tribologie und Schmierungstechnik 2002 Nr.6, S. 41 - 47. [2] Sadowski J.: Festkörperreibung und Verschleiß als Ursache und Wirkung der Energiedissipation (Teil 1). Tribologie und Schmierungstechnik 2011 Nr.1, S. 27 - 33. [3] Sadowski, J.: Energie- und Verschleißverteilung zwischen den Festkörpern während der Reibung. Tribologie und Schmierungstechnik 1995 Nr. 3, S. 131 - 134. [4] Sadowski, J.: Ein Beitrag über die Gleitreibungskräfte und das Wesen ihrer Arbeit. Tribologie und Schmierungstechnik 1998 Nr. 4, S. 32 - 34. [5] Sadowski J.: Zur Energiebilanzierung bei der Festkörperreibung. Tribologie und Schmierungstechnik 2009 Nr.6, S. 27 - 31. [6] Pluta R.: Untersuchungen des Reiboxydationsverschleißes der gewählten Metallsysteme. Diplomarbeit. Mechanische Fakultät, Technische Hochschule, Radom 2003. Aus Wissenschaft und Forschung Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik Anzeige T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 1 Introduction Quality requirements and supplier specifications for lubricants have become more specific in order to implement common knowledge about lubricant performance and therefore reduce the risk of downtime. One example demonstrating the importance of restricting the usage of materials is that mineral base oils can have different behaviours regarding wear protection and / or seal compatibility depending on the source they have been extracted from and the individual manufacturing process. It therefore makes sense to restrict the use in applications that are sensitive in terms of seals and wear to the use of the mineral base oils that are known to deliver good performance. Do the same rules apply for synthetic base oils, in particular for PAO? 2 Synthetic Base Oils versus Mineral Base Oils Synthetic products, e. g. gear oil formulations based on synthetic hydrocarbons are meanwhile widely appreciated in industrial applications, mainly due to their much better viscosity temperature behaviour, better cold start up behaviour and improved oil lifetime. Unlike mineral oils they are synthesised to a defined specifications. The size and structure of the molecules are very uniform. Even comparing synthetic base oil qualities from different suppliers shows very little diffe- 15 Aus Wissenschaft und Forschung * Kirsten Schwörer BP Europa SE, Geschäftsbereich Industrieschmierstoffe Mönchengladbach Dr. Martin Predel BP Europa SE, Global Lubricants Technology Mönchengladbach The effects of base oil exchange in a PAO based gear oil K. Schwörer* Eingereicht: 21. 7. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 5. 8. 2015 Einerseits sind Qualitätsanforderungen und Lieferspezifikationen für Schmierstoffe sind spezifischer geworden, um den allgemeinen neuen Erkenntnissen über Schmierstoffleistungen gerecht zu werden und somit das Risiko von Ausfallzeiten von Produktionsanlagen zu minimieren. Andererseits sind Lieferzuverlässigeit und Produktqualität unmittelbar abhängig von der Flexibilität der Formulierungszusammensetzung. Maschinen- und Anlagenhersteller begrenzen diese Flexibilität bewusst, da man in einigen Fällen nur ein sehr eingeschränktes Wissen über die Einflüsse der alternativen Rohstoffe auf die Leistungsdaten der fertigen Formulierung hat. In diesem Artikel wird ein Fall vorgestellt, bei dem in einer bestehenden Formulierung ein Austausch eines PAO Basisöles und die Auswirkung auf die Schmierstoffleistungsfähigkeit in chemischen, physikalischen und mechanischen Tests untersucht wurden. Schlüsselwörter Schmierstoffspezifikation, PAO, Basisöl, Leistungsniveau der Formulierung, PAO Typen, synthetisches Getriebeöl, physikalische Parameter, FZG Test, FE8 Test, Grauflecken Test On the one hand, Quality requirements and supplier specifications for lubricants have become more specific in order to implement common knowledge about lubricant performance and therefore reduce the risk of downtime. On the other hand reliability of supply and product quality are directly dependent on the flexibility allowed for a lubricant formulation Equipment manufacturers limit this flexibility, due to limited knowledge about the effect on the formulation performance if components were changed. This paper describes one case based on the PAO base oil interchange and the effect on the performance in physical, chemical and mechanical tests. Keywords Lubricant specification, PAO base oil, formulation performance, PAO types, synthetic gear oil, physical parameters, FZG Test, FE8 Test, micropitting tests Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 rence in terms of the chemical composition. Are these specifications close enough to allow interchanging of PAO base oil types from different suppliers, to enable more flexibility and reliability in the supply chain? 2.1 PAO types investigated PAO base oils from 2 suppliers were examined in this study. As all PAO base stocks they were manufactured from olefins to an oligomer with the required viscosity. They only consist of carbon and hydrogen, without any other atoms in the molecules. A difference can be observed in the viscosity at 100 °C and the Pour point, which is caused by the different PAO base oils used to blend these two formulations. This will not lead to a much different overall performance in the application within a gearbox as we will show in the following sections, even though it might theoretically indicate slightly improved low temperature start and higher temperature film performance. 3.2 Wear behaviour In this section data relating to the following performance and typical properties regarding wear-specific behaviour is compared between formulations based on two alternative base oils: • FZG scuffing wear • Micropitting protection • Bearing wear performance 3.2.1 FZG scuffing wear Both formulations have passed the FZG scuffing wear test DIN ISO 14635-1 with a result of >14 and therefore Aus Wissenschaft und Forschung Figure 3.2.1.1: Test gear tooth profile A Table 2.1.1: Typical data of alternative raw material PAOs used to blend the synthetic gear oil formulations Parameter Units Method PAO A PAO B Kin. Viscosity mm 2 / s ISO 3104 404 406 at 40 °C Kin. Viscosity mm 2 / s ISO 3104 40.5 48.5 at 100 °C Viscosity - ISO 2909 151 181 Index specific Denkg/ m 3 DIN 51757 840-850 840-850 sity at 15 °C Flashpoint °C ISO 2592 > 250 > 250 COC Table 3.1.1: Typical data of synthetic gear oils A and B Synthetic Synthetic Gear Oil Gear Oil Parameter Units Method A B Kin.Viscosity mm 2 / s ISO 3104 325 326.5 at 40 °C Kin.Viscosity mm 2 / s ISO 3104 34.1 40.8 at 100 °C Viscosity - ISO 2909 152 179 Index specific Denkg/ m 3 DIN 51757 853 849 sity at 15 °C Flashpoint °C ISO 2592 >250 >250 COC Pour point °C ISO 3016 -36 -45 3 Test schedule & results Two ISO VG 320 gear oils were blended with the 2 alternate PAO base stocks. All other components and the manufacturing process remained unchanged. We looked for any effects on the final performance of the PAO base oil change in terms of the following criteria: • Basic physical properties • Wear behaviour • Further investigations 3.1 Basic physical properties In this section data relating to the following performance and typical properties is compared between formulations based on two alternative base oils: • Kinematic viscosity • Density • Flash point • Pour point T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Many of today’s modern gear oil formulations pass this test with the load stage equal to 10. Excellent formulations pass with the result higher than 10. The tested gear oil formulations pass the Micropitting test at 90 °C with a result of higher than 10 with a very similar trend which is fully within the repeatability of this test method. Below is an example of the trend regarding the size of the micropitting area on the test gears, which is one of the criteria, used to rate the micropitting protection capability. The results are within the usual test repeatability and remain well below failure limits, indicated by the shaded areas in the plots. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 3.2.2.1: Test gear set from FVA-Nr. 54 after load stage 10 pass Graph 3.2.2.1: Development of micropitting area with Synthetic Gear Oil A Graph 3.2.2.2: Development of micropitting area with Synthetic Gear Oil B exceed the requirements specified for standard industrial gear oils in DIN 51517 part 3 [D-2] or other international standards defining the physical and chemical characteristics of EP gear oils. No difference was observed in the performance behaviour of both product formulations. 3.2.2 Micropitting protection Micropitting is a damage that is likely to appear very early in gearboxes, leading to small micropittings and micro cracks on the surface that tend to grow. The results will be growing pittings and / or a change of the tooth profile, leading to further wear. This failure mode was discovered to be very typical for wind turbine gear box applications, and the main causes of this failure were identified to be a too low viscosity of the lubricating oil, a too high roughness of the surfaces and lubricants with additives non capable of preventing this failure. To address these phenomena a micropitting test based on the FZG-test rig with a minimum test result of load stage 10 at a test temperature of 90 °C is required from the majority of gear suppliers and some of major machine manufacturers. Failures due to micropitting are still severe failure modes in some applications in the field. They lead to long and costly downtimes of wind turbines. The lubricant plays a major role in the prevention of micropitting. Usually the oils are rated using the results of the FVA-micropitting test [F-1] at 90 °C. This test is a load stage test, where after each stage the profile form deviation, the micro pitted area and the wear rate are measured and compared to the state of the art limits. After the load stage test, the lubricant is then tested in an endurance test phase with duration up to 400 hours at load stage 10. This determines the long term capability of the gear oil to prevent micropitting under severe operating conditions. T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 3.2.3 Bearing wear performance Another important characteristic is the ability of the lubricant and its additive system to cope with the severe and broad operating conditions in bearings used in wind turbine gear boxes. In the past experiences in practice have shown that some gear oils in the market were showing quite excellent protection of gears but bearing damages caused by a certain aggressiveness of the oil against bearing steels and brass cages could be observed. the prevention of wear at boundary lubrication; FE8- 80 h; 7.5/ 100-80. In the test mode step 1 the bearing is loaded with 100 kN and rotating at a speed of 7.5 m/ s. The test temperature of 80° is achieved by heating the oil and the test runs over a period of 80 hours. The bearing manufacturer basically rates the wear rate Mw50 on the rollers as well as if rippling or micropitting could be observed on the surface of the washers of the test bearings. In addition to this the test result also gives information about the friction torque at the bearings during the test Aus Wissenschaft und Forschung Figure 3.2.3.1: FE8-Test rig [D-3], setup for FE8wear tests with gear oils Figure 3.2.3.1.1: Test bearing for FE8-Test [D-3], setup for FE8-wear test under mixed friction conditions In consequence bearing manufacturers set up a couple of requirements to observe and compare the behaviour of a gear oils regarding the corrosion protection (also under the influence of salt water), the formation of residues under the influence of water and temperature, several wear tests on FE 8-test-rig [D-3; D-4] and endurance tests on test benches for antifriction bearings 3.2.3.1 FE8 step 1 The most common bearing test that is nowadays also used for the validation of used oils is the FE8 step 1 test. This tests proves the behaviour of a gear oil regarding Table 3.2.3.1.1: FE8-step 1 requirements for new oils and test results Requirement to be rated Synthetic Synthetic with a grade Gear Oil Gear Oil 1 A B bearing roller < 10 mg < 1 mg 2 mg wear Mw50 rippling small none none micropitting none none none The rating would be a grade 1 according to Schaeffer’s requirements for the evaluation and rating of those test results. 3.2.3.2 FE8 step 2 A second very important test is the FE8 stage 2 test. In this test the lubricant is running under mixed friction lubrication conditions in two roller thrust bearings at a defined temperature of 70 °C. After 800 hours without failure of the bearings due to pitting formation the roller wear is measured. The nominal lifetime Lh10 of the bearings is calculated to be 300 hours, so a test time of 800 hours is a strong test requirement and a good criterion for the differentiation of the lubricants. Both formulations pass this test with good results of 16 mg and < 1 mg roller wear. 3.2.3.3 FE8 step 4 In this test the lubricant is tested towards its long term suitability for bearing lubrication and the behaviour in the presence of water, specifically the residue formation under the presence of water and elevated temperature. The test results from this test are shown in Table 3.2.3.3.1. Results are very comparable, if not the same. Looking in further detail at the evaluation of the condition of the T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 preheating system the condition for both oils after the test are shown in the following two figures. The appearance of residues is within the repeatability of this test and therefore both products are showing the same performance. 3.3 Further investigations In this section data relating to the following performance and typical properties regarding further performance is compared between formulations based on two alternative base oils: • Copper corrosion • Rust behaviour • Foam Properties • Heat capacity • Shear stability 3.3.1 Copper Corrosion & Rust behaviour PAO base oil do not affect the influence on rust and corrosion as these types of base oils do not have any active chemical polar functions. The properties of PAO gear oil on corrosion and rust is dominated by the additive system. As these remained unchanged in both formulations no differences were observed. 3.3.2 Foam behaviour The foam behaviour of lubricants is usually determined by two test methods: • Foam test according to ISO 6247, where the foaming properties at different test temperatures is determined in a model test, by blowing air through a porous ball (Figure 3.3.2.1) [I-2] • Flender Foam Test Method, which also gives an indication about the air separation of the immersed air bubbles into the oil test reservoir. (Figure 3.3.2.2) No foam was observed in either of the two gear oil formulations in the ISO 6247 test, in which air is blown into the oil at 23.5 and 95 °C and again at 23.5 °C. 19 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 3.2.3.3.1: Residue in the preheating system for Synthetic Gear Oil A Figure 3.2.3.3.2: Residue in the preheating system for Synthetic Gear Oil B Figure 3.3.2.1: An ISO foam test according to ISO 6247 in process Table 3.2.3.3.1: FE8-Step 4 requirements for new oils and test results Requirement to be rated Synthetic Synthetic with a grade Gear Oil Gear Oil 1 A B Running time > = 600 > 600 > 600 Filter blocking 0 0 0 Wear of < 10 0 3 rollers [mg] Wear of < 20 8 10.9 cage [mg] Fatigue no no no damages Residues at slight slight slight the bearings Residues at the slight slight Slight/ preheating system moderate T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 In the Flender foam test the oil sample is mixed with air by a pair of gear wheels turning at high speed (half-immersed, 1400 min -1 ) at a defined temperature (usually 25 °C). After 5 minutes running time the drive is switched off. After switching off the increase in oil volume due to air inclusion and the surface foam are measured on a scale. The volume and the surface foam are observed for a period of 90 minutes and documented in a graph. The criteria used for the evaluation of foaming behaviour is the percentage of volume increase found in the initial phase of the observation period 1 minute after switching off the foam tester. The requirements of new oils for the Flender foam test are usually specified according to the below table, as well as the test results determined for the test candidates: ing systems in gear boxes. A suitable test to determine the specific heat capacity is a test according to ASTM E1269 using Differential Scanning Calorimetry. Test results are shown in table Aus Wissenschaft und Forschung Table 3.3.2.1: Results of the Flender Foam Test Test Foam development temperature Require Synthetic Synthetic ment Gear Oil Gear Oil A B 25 °C 15 % 7 % 6 % Table 3.3.2.3: Specific heat capacity Specific heat Synthetic Synthetic capacity Gear Oil A Gear Oil B Specific heat at 2.105 2.105 40 °C in J/ (K*g) Specific heat at 2.354 2.344 100 °C in J/ (K*g) Shear stability Synthetic Synthetic DIN 51350-06-KRL/ A Gear Oil A Gear Oil B Change of kinematic < 0.5 % < 0.5 % viscosity at 100 °C Figure 3.3.2.2: Flender foam test Product formulation candidates show same performance with respect to the foaming properties. 3.3.3 Heat Capacity Gear box manufacturers need to know about the calorimetric properties of gear oils to design cooling and heat- 3.3.4 Shear Stability The lifetime of gear oils is often limited by a low viscosity limit due to shearing. Gear oils using polymers and viscosity boosters are more sensitive to this failure mode. As both gear oil formulations were blended only from pure PAO base stocks they gave both low values in the four ball-KRL test with tapered roller bearings. 4 Conclusion Reliability of supply of lubricants is directly dependent on the flexibility allowed for a lubricant formulation. Equipment manufacturers tend to limit this flexibility, as in some cases there is no knowledge available about how the formulation performance would be affected if components were to be changed. This presentation demonstrates one case based on the interchange of the PAO base oil. The performance is not affected, when an alternative PAO base stock is used to blend this synthetic gear oil. 5 List of References [D-1] DIN 51502; Lubricants and related materials; Designation of Lubricants and marking the containers for lubricants, lubrication equipment and lubrication points; Published: 1990-08; Beuth Verlag [D-2] DIN 51517 Lubricants - Lubricating Oils - Part 3; Lubricating Oils CLP; Specifications; Published: 2009- 06; Beuth Verlag T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 [D-3] DIN 51757 Lubricants - Lubricating Oils - Part 3; Lubricating Oils CLP; Specifications; Published: 2009- 06; Beuth Verlag [D-4] DIN 51819-1; Testing of lubricants - Mechanicaldynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 1: General working principles; Published: 1999-12; Beuth Verlag [D-5] DIN 51819 part 3; Testing of lubricants - Mechanicaldynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 3: Test method for lubricating oils, axial cylindrical roller bearing; Published: 2005-03; Beuth Verlag [D-6] DIN ISO 14635-1; Gears - FZG test procedures - Part 1: FZG test method A/ 8,3/ 90 for relative scuffing loadcarrying capacity of oils (ISO 14635-1: 2000); Published: 2006-05; Beuth Verlag [D-7] DIN ISO 3448: 2010-02; Industrial liquid lubricants - ISO viscosity classification (ISO 3448: 1992) Published: 2010-02; Beuth Verlag [F-1] FVA Informationsblatt 54/ I-IV, Testverfahren zur Untersuchung des Schmierstoffes auf die Entstehung von Grauflecken bei Zahnrädern, Published: 1993 [I-1] ISO 2592: Petroleum products - Transparent and opaque liquids - Determination of kinematic viscosity and calculation of dynamic viscosity (ISO 3104: 1994 + Cor. 1: 1997); Published: German version EN ISO 3104: 1996 + AC: 1999; Beuth Verlag [I-1] ISO 2909: Petroleum products - Transparent and opaque liquids - Determination of kinematic viscosity and calculation of dynamic viscosity (ISO 3104: 1994 + Cor. 1: 1997); Published: German version EN ISO 3104: 1996 + AC: 1999; Beuth Verlag [I-1] ISO 3016: Petroleum products - Transparent and opaque liquids - Determination of kinematic viscosity and calculation of dynamic viscosity (ISO 3104: 1994 + Cor. 1: 1997); Published: German version EN ISO 3104: 1996 + AC: 1999; Beuth Verlag [I-2] ISO 3104 Petroleum products - Transparent and opaque liquids - Determination of kinematic viscosity and calculation of dynamic viscosity (ISO 3104: 1994 + Cor. 1: 1997); Published: German version EN ISO 3104: 1996 + AC: 1999; Beuth Verlag [I-3] ISO 6247; Petroleum products - Determination of foaming characteristics of lubricating oils; Published: 1998- 06, Beuth Verlag 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bestellcoupon Tribologie und Schmierungstechnik „Richtungsweisende Informationen aus Forschung und Entwicklung“ 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 Bestellcoupon Ich möchte Tribologie und Schmierungstechnik näher kennen lernen. Bitte liefern Sie mir ein Probeabonnement (2 Ausgaben), zum Vorzugspreis von 7 39,-. So kann ich die Zeitschrift in Ruhe prüfen. Wenn Sie dann nichts von mir hören, möchte ich Tribologie und Schmierungstechnik weiter beziehen. Zum jährlichen Abo-Preis incl. Versand von 7 189,- Inland (incl. MwSt.) bzw. 7 198,- Ausland. (In der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.). Die Rechnungsstellung erfolgt dann jährlich. Das Jahresabonnement ist für ein Jahr gültig; die Kündigungsfrist beträgt sechs Wochen zum Jahresende. Firma, Abteilung Straße, Nr. Name, Vorname PLZ, Ort Ort/ Datum, Unterschrift: (ggf. Firmenstempel) Coupon an: expert verlag, Abonnenten-Service, Postfach 2020, 71268 Renningen oder per Fax an: (0 71 59) 92 65-20 T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 21 Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Introduction Gaseous atmospheres have a significant influence on the friction and wear behaviour of metallic materials. In an O 2 -rich atmosphere, the friction and wear behaviour of metallic surfaces will be dominated by the adsorption of O 2 and the resulting formation of oxide coatings. In comparison to pure and non-oxidized metallic surfaces, for which very high adhesion may occur, these oxide coatings possess better sliding properties [1]. In previous studies [2-4], it was already determined that the gases Ar, N 2 and CO 2 may have a significant influence on the friction and wear behaviour, but the results were sometimes contradictory. The focus of the present study is the investigation of the sliding and wear behaviour in various gaseous atmospheres (air, Ar, N 2 and CO 2 ) using a SRV testing apparatus. Experimental Setup A testing apparatus based on the standard DIN 51834-1 [5] was adapted by adding a gas container, with which normal ball-on-disk wear tests could still be performed. This setup adaptation enabled the investigation of the influence of various gaseous atmospheres (air, Ar, N 2 and CO 2 ) on the tribological behaviour of steel-steel pairing. Figure 1 shows the modified test chamber of the testing apparatus. The setup consists of upper and lower sample holders, both joined by a rubber sleeve, which assures that the test chamber is gas tight. The upper sample holder is designed to accommodate standard balls having a diameter of 10 mm, while the lower sample holder possesses a gas inlet and a gas outlet and is designed to accommodate standard discs with a diameter of 24 mm and a height of 7.85 ± 0.05 mm. Furthermore, the standard disc holder in the lower sample holder was countersunk, enabling that experiments using liquid media (lubricants, salt water, etc.) and gaseous atmospheres could be performed. In order to monitor and control the gas flow and the gas pressure of the gaseous atmospheres in the gas container, * DI (FH) Florian Ausserer DI (FH) Stefan Klien, Dr Igor Velkavrh V-Research GmbH, 6850 Dornbirn, Austria Pierre Forêt, Linde AG, Linde Gases Division 85716 Unterschleißheim, Germany, DI Alexander Diem V-Research GmbH, 6850 Dornbirn, Austria Investigations of the Sliding and Wear Behaviour in Various Gaseous Atmospheres Using a SRV Testing Apparatus F. Ausserer, S. Klien, I. Velkavrh, P. Forêt, A. Diem* Eingereicht: 15. 6. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 5. 7. 2015 Um den Einfluss von verschiedenen industriell eingesetzten Gasen (Ar, N 2 , CO 2 und Luft) auf das tribologische Verhalten von Stahl-Stahl-Paarungen zu untersuchen, wurde ein Versuchsprüfstand nach DIN 51834-1 um eine Gaskapselung für eine Kugel-Scheibe-Kontaktpaarung erweitert. Alle unter Kalibrierungsbedingungen gemessenen Reibkoeffizienten aus Versuchen mit dem modifizierten Aufbau lagen innerhalb dem vom Optimol Instruments GmbH genannten Toleranzband. Die Ergebnisse der durchgeführten Kugel-Scheibe Versuche (Stahl-Stahl) unter Gasbeladung decken sich mit den in der Literatur angeführten Beobachtungen. Schlüsselwörter Gasatmosphären, Luft, Argon, Stickstoff, Kohlendioxid, SRV, Stahl To investigate the influence of various industrially used gases (Ar, N 2 , CO 2 and air) on the tribological behaviour of steel-steel contacts, a test bench according to DIN 51834-1 was extended by gas containment for a ball-on-disk setup. All measured friction coefficients obtained from experiments under calibration conditions using the modified setup were within the tolerance band specified by Optimol Instruments GmbH. The results of the ball-on-disc tests (steel-steel) under gas atmosphere are consistent with the literature. Keywords Gaseous atmospheres, Air, Argon, Nitrogen, Carbon dioxide, SRV, Steel Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 22 Aus Wissenschaft und Forschung Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 23 supplementary sensors were added to the SRV testing apparatus. Furthermore, an O 2 particle sensor was integrated to the system for the detection of any possible impurities, which could be present due to leakage of the gas container. Figure 2 illustrates a schematic of the setup along with the integrated sensors. Correlation of the modified test setup with the Standard DIN 51834-1 procedure (SRV) The adaptation of the SRV testing apparatus (DIN 51834-1) [5] with a gas container has modified the testing system and may have an influence on the determination of the friction and wear values [6]. In order to quantify the influence of the stiffness of the rubber sleeve and the pressure exerted by the gas on the testing apparatus, several pre-tests without and with the sleeve along with an overpressure of 0.02 bar were performed. Furthermore, the method used and presented in a previous study for the characterization of the adhesion behaviour and the analysis of the friction signal using the SRV testing apparatus was chosen [7]. In this method, adhesion values are determined for a wide range of loads. The results of these measurements are presented in Figure 3 in which the coefficient of friction is shown along with the adhesion values for the different loads tested. With the help of this diagram, one may determine if the gas container having a gas overpressure of 0.02 bar has an influence on the standard SRV setup. In Figure 3, it may be easily seen that for loads higher than 150 N, the use of a gas container having a gas overpressure of 0.02 bar has only a negligible influence on the standardized SRV tests. For loads lower than 150 N, the application of the force (F N ) through the SRV testing apparatus must be corrected. For example, for a required normal force F N = 30 N using a gas overpressure of 0.02 bar, the calculated normal force should be raised by a value of 5 N, corresponding to a total normal force F N = 35 N. This results in the fact that the friction coefficient measured by the SRV testing apparatus (µ srv ) has to be corrected using the following equation: N F r e n i a t n o C s a G r f sc i D sc l l a B t e l t u O s a G t e l n I s a G n o C s a G r e n i a t n N F e r ssu e r P s a G r so n e S 2 O e r ssu e r p r e v o r a b 2 0 . 0 r e l l o r t n o C r i A r A 2 O C 2 N Figure 1: Adaptation of the SRV testing apparatus with a gas container Figure 2: Schematic of the experimental setup with additional gas and particle sensors Figure 3: Analyse of the friction signal for the characterization of the adhesion behaviour T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 23 Aus Wissenschaft und Forschung 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 (1) (2) (3) where µ SRV friction coefficient measured by the SRV apparatus using F N,SRV and F R F R friction force [N] F N,SRV normal force applied by the SRV apparatus [N] µ real coefficient of friction F N real normal force applied on the sample [N] p gas pressure [N/ mm 2 ] A surface of the gas container along the direction of the normal force [mm 2 ] From equations (1) to (3), one obtains: (4) From equation (4), the coefficient of friction µ SRV must be corrected using the following factor: (5) After consideration of the correction procedure presented above, all the measurements of the coefficient of friction obtained in experiments performed using calibration procedures and calibration oil and using the modified SRV testing apparatus lied within the tolerance zone of the declaration of conformity of the SRV’s manufacturer (Optimol Instruments GmbH). From these results, it may be considered that the modification of the SRV testing apparatus has only a small influence on the test setup. Results of experiments (unlubricated) The influence of the various gaseous atmospheres on the tribological ball-disc system was studied using the test parameters listed in Table 1. Figure 4 shows an overview of all results obtained from the various experiments performed at different tempera- Figure 4: Overview of the coefficient of friction and wear results from experiments (unlubricated) F F SRV N R SRV = µ F F N R = µ A p F F SRV N N ⋅ − = A p F F SRV N R ⋅ − = µ or ⋅ − ⋅ = SRV N SRV F A p 1 1 µ µ ⋅ − S R V N F A p 1 1 Table 1: Test parameters for experiments performed (unlubricated) Normal Load 30 N (real normal force applied on the sample) Frequency 20 Hz Stroke 2 mm Test Duration 60 min Material Pairing 100Cr6 - 100Cr6 (ball disc) Gaseous Atmospheres air, Ar, N 2 , CO 2 Temperatures RT (Room Temperature), 200 °C RT 200 °C (a) (b) (c) (d) T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 24 Aus Wissenschaft und Forschung Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 25 tures and in various gaseous atmospheres. For experiments performed at room temperature, the coefficient of friction and the wear measured in the various gaseous atmospheres (air, Ar, N 2 , CO 2 ) are shown in Figure 4a and Figure 4b, respectively. From these figures, it may be observed that CO 2 has a positive influence on the coefficient of friction and on the wear, in comparison to air, N 2 and Ar. The friction coefficient in Ar and in N 2 is higher than the one measured in air. However, the wear measured in N 2 is lower than the one measured in air and in Ar. For experiments performed at 200 °C, the coefficient of friction and the wear measured in the various gaseous atmospheres (air, Ar, N 2 , CO 2 ) are shown in Figure 4c and Figure 4d, respectively. From these figures, it may be observed that CO 2 has the lowest coefficient of friction and also the lowest wear value when compared to air, Ar and N 2 . On the other hand, Ar and N 2 have similar coefficient of friction and wear values and both are lying between the values of air and CO 2 . Similarly, the wear measured in Ar and N 2 is lower than the one measured in air, but higher than in CO 2 . Coefficient of friction (steady state) The averaged coefficient of friction values measured in air, Ar, N 2 and CO 2 atmospheres are shown in Figure 5. For the calculation of the average coefficient of friction values, 3 experiments for each atmosphere (air, Ar, N 2 , CO 2 ) and temperature (room temperature / 200 °C) were evaluated for a time frame between 33 and 60 minutes. The choice of the time frame was based on the shortest steady-state friction interval which occurred in experiment CO2-2, shown in Figure 7. Here a stable coefficient of friction was measured after a time interval of 33 minutes, while in other experiments steady-state friction behaviour occurred already after shorter time intervals. Figure 6 shows the wear rate (µm/ min) for the air, Ar, N 2 and CO 2 atmospheres. For the calculation of the wear rate, 3 experiments for each atmosphere and temperature were evaluated. Discussion - Results of experiments (unlubricated) The experiments performed at room temperature have shown that the averaged coefficient of friction is at its minimum for the CO 2 atmosphere, followed by the air, N 2 and Ar atmospheres, respectively. Furthermore, as shown in Figure 7, it could be observed that for the CO 2 atmosphere at room temperature, 2 different levels for the coefficient of friction may be measured. When the system is in the lowest stable friction state (Figure 7, test CO2-3), a stable coefficient of friction of ~ 0.4 and Figure 5: Average Coefficient of friction for various gaseous atmospheres and temperatures from unlubricated experiments Figure 6: Wear rates various gaseous atmospheres and temperatures from unlubricated experiments Figure 7: Coefficient of friction at room temperature from unlubricated experiments in CO 2 atmosphere Figure 8: Wear measurement curves at room temperature from unlubricated experiments in CO 2 atmosphere T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 25 Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 a wear rate of ~ 5 µm/ h are measured. If this stable state is perturbed (Figure 7, tests CO2-1, CO2-2), the coefficient of friction suddenly increases to a higher level of ~ 1.2. This jumping behaviour of the coefficient of friction from a low to a high level was already previously observed; however in correlation with the pressure of the CO 2 gas [4]. This stable state perturbation may also be observed in the wear signal of Figure 8 (tests CO2-1, CO2-2), which could be identified as a negative wear value. The perturbation of the stable state during the wear tests may be caused by the formation of wear particles, which may unfavourably agglomerate themselves between the ball and disc and prevent from formation and/ or contact between CO 2 -reacted tribolayers, which results in the increase of the coefficient of friction and of the wear rate. However, at high temperature (200 °C), no such sudden increase of the coefficient of friction could be observed in the CO 2 atmosphere. In our previous work [8] it was shown that the low friction CO 2 -reacted tribolayers consist of iron carbonate FeCO 3 and/ or iron bicarbonate Fe2(CO 3 ) 3 . Possibly at high temperatures these tribolayers do not form as efficiently and/ or partially lose their low-friction and low-wear properties. At room temperature, the Ar and N 2 atmospheres showed similar coefficient of friction (Figure 5), but their wear behaviour was significantly different (Figure 6). Figure 9 shows the wear scars of balls and discs tested at room temperature in Ar and N 2 atmospheres, respectively. It may be observed that a strong adhesion mechanism took place in the Ar atmosphere in comparison to the N 2 atmosphere, which resulted in an unsteady high wear rate and a high coefficient of friction. Under air atmosphere and at room temperature, an increased formation of red rust (Fe oxide, most probably Fe 2 O 3 [8]) could be observed. This red rust formation influences positively the coefficient of friction; however, it affects negatively the wear behaviour. For a higher temperature (200 °C), a positive effect on the coefficient of friction and on the wear behaviour could be identified when the tests were performed in the Ar, N 2 and CO 2 atmospheres in comparison to the air atmosphere. Results of lubricated experiments (with lubricant) The influence of the different gas atmospheres on the lubricated tribological ball-disc contact was investigated using the experimental parameters listed in Table 2. These parameters correspond to the ones prescribed by the German standard DIN 51834-2 [[6]. Figure 10 and Figure 11 show the results of experimental wear tests. One may observe that the lowest coefficient of friction was measured in air atmosphere (Figure 10), followed by the N 2 , Ar and CO 2 atmospheres respectively. Figure 11 shows the wear behaviour of lubricated contacts under different gaseous atmospheres. The lowest wear value was measured for the N 2 atmosphere, followed by CO 2 , Ar and air atmosphere respectively. 1 mm 200 µm 1 mm 1 mm Ar (RT) N 2 (RT) Ball Disc Figure 9: Ball and disc wear scars for Ar and N 2 atmospheres at room temperature Table 2: Test parameters for lubricated experiments (performed with lubricants) Normal Load 200 N (real normal force applied on the sample) Frequency 50 Hz Stroke 2 mm Duration 120 min Material Pairing 100Cr6 - 100Cr6 (ball disc) Gaseous Atmospheres Air, Ar, N 2 , CO 2 Temperature 120 °C Lubricant FVA 3 oil 1 mm 1 mm 1 mm 200 µm T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 26 Aus Wissenschaft und Forschung Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 27 Discussion - Results of lubricated experiments (with lubricant) The FVA3 oil used for the present study is a mineral base oil group I with an aromatic content of 6.5 % and contains a small amount of additives. The different wear behaviours for different gas atmospheres shown in Figure 11 may be due to the oil aging caused by oxidation. The oil chemical modifications due to the SRV wear tests were determined by FTIR spectroscopy (Fourier Transform Infrared Spectroscope, Bruker Tensor 27). Fresh oil was used as a reference sample. The FTIR spectra of the oil analysis are shown in Figure 12. Only marginal spectral differences which are indicative of oxidation of the oil (wavenumbers at 1710 cm -1 ) were observed in the FTIR oil spectra. The extent of oil aging was correlated with oil oxidation (starting with the most pronounced aging): air > Ar ~ N 2 > CO 2 > fresh oil (reference). The oil aging is most pronounced for the experiments in air. Slight oil oxidation was also detected for the other gases. Summary By integrating additional gas containment in the experimental SRV4 test rig according to DIN 51834-1, it is possible to create atmospheres with constant gas overpressure. All measured friction coefficients obtained from experiments under calibration conditions using the modified test setup and taking into account the correction factors were within the tolerance band specified by Optimol Instruments GmbH. The results of the ball-disc tests (steel-steel contacts) are consistent with the literature. It could also be shown that two different friction coefficient levels can form under CO 2 atmosphere. When the tribo-system stabilizes itself to the lower level of the friction coefficient, a stable coefficient of friction is measured along with a low wear rate. On the other hand, if the tribo-system is disturbed, the friction coefficient jumps to an upper level and the wear rate increases. Furthermore, for the lubricated tests, it was shown that the gas atmospheres have an influence on the aging of the oil due to oxidation. A positive influence on the friction and wear behaviours of the tribological ball-disc contacts for the N 2 and CO 2 atmospheres could be observed. Acknowledgments This work was funded by the „Austrian COMET-Program“ under the scope of K2 XTribology and was carried out at V-Research GmbH and AC 2 T research GmbH in cooperation with Linde AG / Linde Gas Division. Figure 10: Coefficient of friction for the lubricated experiments with FVA 3 oil at room temperature Figure 11: Wear for the experiments with FVA 3 oil at room temperature Figure 12: FTIR spectra of the FVA3 oil before and after the tests for air, Ar, N 2 and CO 2 atmospheres T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 27 Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 References [1] G.W. Stachowiak and A.W. Batchelor, Engineering Tribology, Third Edition, Elsevier Butterworth-Heinemann (2005) Oxford, UK. [2] M. Qiu, L. 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(German Standard DIN 51834-2: Tribological experiments in a translating-oscillating testing apparatus, Part 2: Determination of friction and wear data for lubricating oils, in German). [7] S. Klien, A. Ristow, J. Rébel, R. Jisa, A. Diem, Charakterisierung des Haftreibverhaltens und Reibsignalanalyse am Schwing-Reib-Verschleiß-Prüfstand, GFT 2012. (Characterization of the static friction behavior and analysis of the friction signal on vibration-friction wear test apparatus, in German) [8] I. Velkavrh, F. Ausserer, S. Klien, J. Brenner, P. Forêt, A. Diem, The effect of gaseous atmospheres on friction and wear of steel-steel contacts, Tribology International, Vol. 79 (2014) 99-110. Firmenportrait V-Research sichert den Spielraum. Für die richtigen Entscheidungen. Je komplexer die Anforderungen, desto wichtiger ist Spielraum für das Auffinden neuer Lösungswege. Forschungs- und Entwicklungspartnerschaften wie sie V- Research seit vielen Jahren erfolgreich betreibt, schaffen neue Bewegungsfreiheit im Denken und Handeln. V-Research steht für industrieorientierte Forschung und Entwicklung in zwei Arbeitsgebieten: • Tribo Design - die Optimierung tribologisch beanspruchter Systeme sowie • Design Automation - die Automatisierung von Konstruktions- und Entwicklungsprozessen In diesen Themenfeldern übernehmen wir Forschungs- und Entwicklungsprojekte, bieten Industriebetrieben Technologieberatung an und stehen ihnen bei der Umsetzung ihrer Innovationsziele mit unserer Methodenkompetenz, unserem technologischen Wissen und unserer Erfahrung in der angewandten Forschung und Entwicklung zur Seite. Unser Ziel ist es, den Innovationsvorhaben unserer Auftraggeber zum wirtschaftlichen Erfolg zu verhelfen. Beispiel einer erfolgreichen Kooperation: ZIMM und V-Research Die ZIMM Maschinenelemente GmbH + Co KG ist ein international tätiges Unternehmen mit mehr als 35 Jahren Erfahrung in der Antriebstechnik. ZIMM vertreibt und entwickelt hochwertige Antriebselemente für präzise elektromechanische Verstellungen von linearen Bewegungen - und das bei Lasten bis zu 1.000 kN pro Getriebe. Diese Hubgetriebe werden in automatisierten Produktionsanlagen auf der ganzen Welt eingesetzt: von der Airbus-Produktion in Hamburg bis zur Herstellung von Flachbildschirmen von Samsung und LG in Korea. Wenn es um Forschung und Entwicklung geht, arbeitet ZIMM seit Jahren mit V-Research zusammen. Schwerpunkt der Arbeit von V-Research ist dabei die Optimierung der bestehenden Werkstoffpaarungen, Oberflächen, Beschichtungen und Schmierstoffen sowie die Unterstützung bei der Auswahl und Evaluation ganz neuer Werkstoffkonzepte. So konnte z. B. beim Herzstück der Spindelhubgetriebe, der Schneckenverzahnung und dem Bewegungsgewinde, durch ein umfassendes Neudesign die Lebensdauer des Hubsystems um 55 % und die Traglasten um 30 % gesteigert werden bei gleichzeitiger Verringerung der Herstellungs- und Materialkosten um 30 %. V-Research GmbH Industrielle Forschung und Entwicklung CAMPUS V Stadtstraße 33 · 6850 Dornbirn · Austria +43 5572 394159 · E office@v-research.at www.v-research.at v research Industrielle Forschung und Entwicklung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 1 Einleitung Bei Dieselmotoren werden zur Reduktion von Stickoxiden heutzutage SCR-Systeme (Selective Catalytic Reduction) eingesetzt. Hierzu wird eine 32,5%ige wässrige Harnstofflösung für die Reduktion, der Stickoxide NO x in den Abgasstrom eingespritzt [1]. Das Reduktionsmittel ist ein Elektrolyt, dies sind Stoffe die in wässriger Lösung in Ionen zerfallen [3]. In den einzelnen Komponenten gibt es eine Vielzahl tribologischer Kontakten bei denen das Reduktionsmittel als Schmiermedium verwendet wird. Aufgrund der schlechten Schmiereigenschaften arbeiten solche Systeme vorwiegend im Gebiet der Mischbzw. Grenzreibung. Mit denen aus der Ölhydraulik bekannten Tribo-Paarungen können solche Systeme aufgrund des korrosiven Zwischenmediums nicht zuverlässig betrieben werden [4]. Eine Stahl-Stahl Paarung aus hochlegierten nicht-rostenden Chromstählen kann im Mischreibungsgebiet wegen der hohen Adhäsionsneigung nicht eingesetzt werden [5]. Hier wäre ein Ausfall des Systems durch Fressen vorhersehbar [6]. Eine Möglichkeit zur Verbesserung der Zuverlässigkeit solcher Systeme ist die Verwendung einer Stahl-Keramik Paarung. Keramiken weisen gegenüber Stahlwerkstoffen eine verringerte Neigung zum Fressen auf und gelten im Vergleich zu Metallen als korrosionsbeständig [7], [8]. Eine weitere Möglichkeit stellt das Beschichten eines der am tribologischen System beteiligten Bauteile dar. Der positive Einfluss auf das Verschleißverhalten konnte von Majdic et al. bei Schmierung mit wässrigen Medien nachgewiesen werden [9]. Im Rahmen der Untersuchung wurde das tribologische Verhalten von Stahl-Keramik 29 Aus Wissenschaft und Forschung * M.Sc. Thorsten Stöberl Robert Bosch GmbH, 70469 Stuttgart Prof. Dr.-Ing. Frank Mantwill Helmut Schmidt Universität - Universität der Bundeswehr Hamburg Institut Maschinenelemente Rechnergestützte Produktentwicklung, 22043 Hamburg Dr. Dirk Welting Robert Bosch GmbH, 70469 Stuttgart Tribologische Untersuchung in Systemen zur Abgasnachbehandlung T. Stöberl, F. Mantwill, D. Welting* Eingereicht: 17. 6. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 19. 9. 2015 Seit in Kraft treten der Euro-1 Norm wird vorgeschrieben, dass bei Fahrzeugen mit Dieselmotor neben den Kohlendioxid (Oxidationskatalysator) und den Rußpartikeln (Dieselpartikelfilter) auch die Stickoxide reduziert werden [1], [2]. Hierzu werden SCR- Systeme eingesetzt, bei denen als Reduktionsmittel eine wässrige Harnstofflösung in den Abgasstrahl eingespritzt wird. In diesen Systemen gibt es eine Vielzahl von Kontakten, bei denen das Reduktionsmittel als Schmiermedium verwendet wird. Aufgrund der erhöhten tribologischen Beanspruchung können die bisherigen Werkstoffe nicht eingesetzt werden. Um eine geeignete Paarung zu finden, die die gestiegenen Anforderungen erfüllt, werden Modellversuche auf einem Tribometer durchgeführt. Im Rahmen der Versuche werden Stahl-Stahl und Stahl-Keramik Paarungen untersucht. Im diesem Beitrag wird ein Auszug der im Rahmen der Arbeit durchgeführten Untersuchungen präsentiert. Schlüsselwörter wässrige Lösung, Verschleiß, Technische Keramik, nichtrostenden Chromstähle, Oberflächenschutzschichten, Fahrzeugtechnik Since the entry into force of the Euro-1 norm it is demanded that, vehicles with a diesel engine, in addition to the carbon monoxide (oxidation catalyst) and the soot (diesel particle filter), also the nitrogen oxides must be reduced [1 ], [2]. For this SCR-Systems are used, in which an aqueous urea solution, used as a reduction agent, is injected into the exhaust gas stream. In these systems, there is a plurality of contacts, in which the reducing agent is used as a lubricating medium. Due to the increased tribological stress previous materials cannot be used. To find a suitable pairing that meets the requirements, model tests are carried out on a tribometer. In these experiments steel-steel and ceramic-steel pairings are examined. For this conference an excerpt from the present work is carried out and presented. Keywords aqueos solution, wear, ceramic, stainless steel, coatings, automotive Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Paarungen und einer beschichteten Stahl-Stahl Paarung in wässriger Harnstofflösung, in Abhängigkeit des Alterungszustandes untersucht. Der Referenzversuch wurde mit einer kolsterisierten Stahl-Stahl Paarung durchgeführt. Ziel der vorliegenden Untersuchung ist es Erkenntnisse über das tribologische Verhalten von mit wässriger Harnstofflösung geschmierten Gleitsystemen zu erlangen. 2 Analyse des Mediums Um die Auswirkungen der Alterung auf die Fluideigenschaften verstehen zu können wurden Viskositätsmessungen in Abhängigkeit der Temperatur sowie Messungen der elektrischen Leitfähigkeit durchgeführt. Die Ergebnisse zeigt die folgende Tabelle. weisen nach dem Kolsterisieren 2 eine ca. 20 µm Dicke modifizierte Randschicht auf, deren Härte 600 HV beträgt [10]. Der Stahlgegenkörper wurde führ eine Paarung mit einer DLC-Schicht beschichtet. 4 Versuchsaufbau und Durchführung Die Untersuchungen wurden mit dem System Kugel- Platte auf einem Tribometer zur Untersuchung von Schwingungsverschleiß durchgeführt. Einer der Vorteile des Systems ist, dass bei dieser Kontaktgeometrie schon sehr kleine Verschleißbeträge messbar sind [11]. Die Kugeln haben einen Durchmesser von 10 mm. Der Durchmesser der Platten beträgt 40 mm. Die Schmierstoffversorgung wird durch ein Schmierstoffbecken sichergestellt. Eine detaillierte Beschreibung des Prüfstandes und der eingesetzten Messtechnik findet sich in der Arbeit von Samerski [12] und Schöfer [13]. Die Schleifriefen wurden quer zur Bewegungsrichtung ausgerichtet. Alle Versuche wurden bei einer Raumtemperatur von 22 ± 1 °C und einer konstanten Luftfeuchtigkeit von 40 % durchgeführt. Bewertet wurden die Versuchsergebnisse mittels des Archard’schen Verschleißkoeffizienten k. Dieser wurde für alle Versuche nach Versuchsende aus den ermittelten Daten berechnet. Der Verschleißkoeffizient für den Systemverschleiß wird nach Gleichung 1 bestimmt [14]. (1) Der Reibungskoeffizient μ wurde nach Gleichung 2, aus den letzten 250 Messwerten für die Reibkraft berechnet. Diese Vorgehensweise wurde gewählt, da der Reibungskoeffizient zu Versuchsbeginn, aufgrund von Einlaufvorgängen stark variieren kann. (15). (2) 5 Untersuchungsergebnisse Im Rahmen der durchgeführten Untersuchungen wurden die in Tabelle 3 aufgeführten Paarungen untersucht. Aus Wissenschaft und Forschung 2 Kolsterisieren wird im Folgenden mit kolst. oder k. abgekürzt Tabelle 1: Stoffeigenschaften der untersuchten Medien AdBlue Gealtertes AdBlue Viskosität 20 °C [mm 2 / s] ≈ 1,5 ≈ 1,75 pH-Wert ≈ 9,5 ≈ 9,6 elekt. Leitfähigkeit [mS/ cm] 1,3-2,3 50 -51 Tabelle 2: Materialeigenschaften der Prüfkörper Werkstoff Keramik A Nichtrostender Chromstahl kolst. Keramik B DLC Härte [HV] 1.500 600 ( nach kolsterisieren) 1.800 3.000 E-Modul [MPa] 300.000 200.000 380.000 200.000 Poison-Zahl [-] 0,26 0,28 0,27 0,3 Offene Porosität 0 - 0 - Korngröße [µm] 4 - 8 - Durch die Freisetzung des gelösten Ammoniak (NH 3 ) befinden sich bei gealterter Harnstofflösung mehr Ionen in Lösung, dadurch steigt die elektrische Leitfähigkeit an. Zusätzlich führt die Alterung des Mediums zu einer erhöhten, Kohlendioxid (CO 2 )-Konzentration und zu einer Abnahme der Harnstoffkonzentration in der Lösung. 3 Herstellung der Versuchskörper Die Platten wurden aus einem nichtrostenden Chromstahl in den Prozessschritten Drehen, Flachschleifen und Oberflächenhärten gefertigt. Tabelle 2 dokumentiert die mechanischen Eigenschaften der verwendeten Prüfkörper. Der Rz-Wert der Platten beträgt 1,5 µm. Die Steigerung der Oberflächenhärte wurde durch Kolsterisieren erzielt. Die behandelten Platten sind korrosionsbeständig und T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Jeder Versuch wurde 2-4-mal durchgeführt. In der ersten Versuchsreihe wurde der Einfluss der nichtgealterten Harnstofflösung auf das tribologische Verhalten untersucht. Die Versuche wurden mit einer Frequenz f von 14 Hz, einer Schwingweite Δx von 0,20 mm und einer Normalkraft F N von 5 N durchgeführt. Die mittlere Gleitgeschwindigkeit v beträgt 0,01056 m/ s. Der nach Versuchsende zurückgelegte Gleitweg s beträgt 104 m. In der weiteren Versuchsreihe wird nur das Zwischenmedium variiert. In Bild 1 sind die Kurvenverläufe der linearen Verschleißbeträge und des zeitlichen Verlaufs des Reibungskoeffizienten dargestellt. Der höchste Verschleißbetrag und Reibungskoeffizient wurde für die Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A gemessen. Der lineare Verschleißbetrag beträgt 7,50 µm und die gemittelte Reibungszahl 0,52. Die Kurve zeigt einen degressiven Verlauf auf. In der Einlaufphase beträgt die Verschleißintensität 0,28 µm/ m. Für die Gleichpaarung N.Cr.St.k.-N.Cr.St.k. wurde ein Verschleißbetrag von 6,88 µm gemessen. Zu Beginn des degressiven Kurvenverlaufs beträgt die Verschleißintensität 0,51 µm/ m. Nach dem Übergang der Einlaufin die Behaarungsphase verringert sich die Verschleißintensität bei beiden Paarungen auf 0,09 µm/ m. Für die Paarung N.Cr.St.k.-N.Cr.St.k. wird eine mittlere Reibungszahl von 0,39 berechnet. Der sprunghafte Anstieg der Reibungszahl zum Versuchsende, ist nicht mit einem Anstieg der Verschleißintensität verbunden. Gegenüber den beiden ersten Paarungen weist der Verlauf der Verschleißkurve der Paarung N.Cr.St.k.-Keramik B einen quasi linearen Verlauf auf. Außerdem zeigt die Reibungskurve einen stark schwankenden Verlauf. Dies ist der Fall bei einer wiederholenden Zerstörung und anschließenden Neubildung der Reaktionsschicht [6]. In der Startphase befindet sich die Paarung in einer Verschleißhochlage mit einer Verschleißintensität von 0,13 µm/ m. Nach einem Gleitweg von 15 m reduziert sich die Verschleißintensität um ca. 46 % auf 0,07 µm/ m. Am Versuchsende wird ein linearer Verschleißbetrag von 5,7 µm gemessen. Vergleicht man den linearen Verschleißbetrag der beiden Stahl-Keramik-Paarungen miteinander, ist der Verschleiß der Paarung, bei welcher ein Gegenkörper aus Keramik B verwendet wird, um ca. 32 % geringer 31 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 3: Übersicht untersuchte Werkstoffpaarungen Paarung Platte Kugel 1 Nichtrostender Chromstahl kolst. Nichtrostender Chromstahl kolst. 2 Nichtrostender Chromstahl kolst. Keramik A 3 Nichtrostender Chromstahl kolst. Keramik B 4 Nichtrostender Chromstahl kolst. DLC 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 0 1 2 3 4 5 6 7 8 Gleitweg [m] Linearer Verschleißbetrag W l [µm] Einfluss Werkstoffpaarung − ZM nicht geal. Harnstofflösung N.Cr.St.k. − Keramik A N.Cr.St.k. − N.Cr.St.k. N.Cr.St.k. − Keramik B N.Cr.St.k. − DLC 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 Gleitweg [m] Reibungskoeffizient µ [−] Einfluss Werkstoffpaarung − ZM nicht gealt.Harnstofflösung N.Cr.St.k. − Keramik A N.Cr.St.k. − N.Cr.St.k. N.Cr.St.k. − Keramik B N.Cr.St.k. − DLC Bild 1: Einfluss AdBluea) linearer Verschleißbetrag b) zeitlicher Verlauf Reibungskoeffizient a) b) T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 als bei der Paarung N.Cr.St.k.- Keramik A. Der geringste Verschleißbetrag von 0,16 µm w u r d e f ü r d i e P a a r u n g N.Cr.St.k.-DLC gemessen. Die in der Einlaufphase auftretende Verschleißintensität von 0,18 µm/ m ist mit einer hohen Reibungszahl von 0,26 verbunden. Mit dem Übergang von der Verschleißhochin die Verschleißtieflage verringert sich auch die Reibungszahl. Der Verlauf der Reibungszahl zeigt nach dem Absinken auf 0,15 bis zum Versuchsende ein stationäres Verhalten auf. Der durchschnittliche Reibungskoeffizient beträgt 0,16. Bild 2 zeigt die Auswirkung der Alterung des Zwischenmediums auf die Versuchsergebnisse. Im Gegensatz zu den in Bild 1 dargestellten Versuchen wird der höchste Wert für den Verschleißbetrag bei der Stahl-Stahl Paarung gemessen. Hier macht sich die geringere Beständigkeit des Stahlwerkstoffes gegenüber dem gealterten Medium bemerkbar. Der lineare Verschleißbetrag beträgt 22,2 µm. Dies stellt den Maximalwert aller gemessenen Verschleißbeträge dar. Die Zunahme des Verschleißbetrags geht mit einem konstanten Anstieg des Reibungskoeffizienten einher. Der geringste Verschleißbetrag wurde wie bei der ersten Versuchsreihe für die Paarung mit dem beschichteten Gegenkörper gemessen, obwohl sich der Verschleißbetrag um Faktor 6,75 erhöht hat. Die Alterung des Zwischenmediums hat bei dieser Paarung keinen Einfluss auf die Reibungszahl. Der durchschnittliche Reibungskoeffizient liegt im gleichen Bereich wie bei der ersten Versuchsreihe und beträgt 0,17. Alle Paarungen weisen bei gealtertem Zwischenmedium einen höheren linearen Verschleißbetrag auf. Die beiden Stahl-Keramik Paarungen zeigen ein sehr ähnliches Verschleiß- und Reibungsprofil. Nach dem Einlaufen liegt die Verschleißintensität bei beiden Paarungen im Bereich von ≈ 0,09 µm/ m. Für die Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A wurde ein linearer Verschleißbetrag von 14,44 µm und für die Paarung N.Cr.St.k.-Keramik B von 13,60 µm gemessen. Im Gegensatz zur Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A ist bei der Paarung N.Cr.St.k.-Keramik B ein ständiger Wechsel der Reibungszahl zu beobachten. Der Verschleißbetrag der Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A ist um 92 % angestiegen, dagegen weist die Paarung N.Cr.St.k.-Keramik B einen Anstieg um den Faktor 2,4 auf. Einen Anstieg des mittleren Reibungskoeffizienten zeigt nur die Stahl-Stahl Paarung. Für die Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A ist eine Verringerung des Reibungskoeffizienten zu beobachten. Auf das Reibungsverhalten der Paarung N.Cr.St.k.- Keramik B hat die Alterung des Zwischenmediums keinen signifikanten Einfluss. Der gemittelte Reibungskoeffizient beträgt für die Paarung mit einem Gegenkörper aus Keramik A 0,36 und für die Paarung mit einem Gegenkörper aus Keramik B 0,37. 6 Diskussion In Bild 3 sind die REM-Aufnahmen der ersten Versuchsreihe abgebildet. In Bild 3 a), b), d), e), f) und g) sind Riefen in Bewegungsrichtung zu erkennen. In Bild a) sind auf der Verschleißfläche der Keramik A-Kugel, ne- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Einfluss gealtertes AdBluea) linearer Verschleißbetrag b) zeitlicher Verlauf des Reibungskoeffizienten 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 0 8 0 9 0 1 0 0 0 5 1 0 1 5 2 0 2 5 G l e i t w e g [ m ] Linearer Verschleißbetrag W l [µm] E i n f l u s s W e r k s t o f f p a a r u n g − Z M g e a l . H a r n s t o f f l ö s u n g N . C r . S t . k . − K e r a m i k A N . C r . S t . k . − N . C r . S t . k . N . C r . S t . k . − K e r a m i k B N . C r . S t . k . − D L C 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 Gleitweg [m] Reibungskoeffizient µ [−] Einfluss Werkstoffpaarung − ZM geal. Harnstofflösung N.Cr.St.k. − Keramik A N.Cr.St.k. − N.Cr.St.k. N.Cr.St.k. − Keramik B N.Cr.St.k. − DLC a) b) T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 ben den beschriebenen Riefen noch lose verstreute Partikel zu erkennen. Im linken Bildbereich von Bild 3b) sind auf der kolsterisierten Kugel eine Agglomeration von aus der Verschleißspur ausgespülten Partikeln sowie loser Partikel zu beobachten. Auf der ganzen Oberfläche der in Bild 3c) dargestellten Verschleißspur der Keramik B-Kugel ist eine zusammenhängende Schicht zu sehen, die durch Materialübertrag verursacht wurde. Dieser wurde durch die EDX-Analyse nachgewiesen. Im unteren und oberen Bildbereich sind die Delamination der Schicht und die damit verbundene Entstehung von Partikeln zu sehen. Die Verschleißspur der in Bild 3d) dargestellten beschichteten Kugel weist eine geglättete Oberfläche auf, die partiell mit Riefen in Bewegungsrichtung durchzogen ist. Bild 3 e-h) zeigt die REM-Aufnahmen der Platte. Unabhängig vom Gegenkörper sind auf allen vier REM-Aufnahmen abrasive Riefen unterschiedlicher Größenordnung und Verteilung in Bewegungsrichtung zu erkennen. In den Riefen auf Bild 3e) sind eingedrückte Partikel, in geringem Maße Reaktionsprodukte sowie plastische Verformungen durch das wiederholte Übergleiten zu erkennen. In Bild 3f) ist im unteren rechten Bildbereich Verschleiß durch Oberflächenzerrüttung sowie durch ausgebrochene Partikel zu sehen. Die in Bild 3g) dargestellte Verschleißspur zeigt breite Furchen sowie im rechten Bereich Anzeichen von Tribochemische Reaktionen. Bild 3h) zeigt die Verschleißspur des Gegenkörpers der beschichteten Kugel. Am Rande der Verschleißspur ist eine zusammenhängende Reaktionsschicht, von aus der Verschleißfläche abtransportierten Partikeln, erkennbar. Bild 4 zeigt die Zusammenfassung der REM-Aufnahmen der Versuche in denen die Auswirkung der Alterung des Zwischenmediums auf das Verschleißverhalten untersucht wurde. Gegenüber der in Bild 3a) dargestellter Verschleißfläche der Keramik A-Kugel ist als wesentlicher Unterschied das Vorhandensein einer reibungsreduzierenden Reaktionsschicht sowie die deutlich schwä- 33 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: REM-Aufnahmen, Zwischenmedium wässrige Harnstofflösung Kugel: a) Keramik A b) Kolsterisiert c) Keramik B d) Beschichtet DLC; Platte: e) N.Cr.St.k.-Keramik A f) N.Cr.St.k.-n.Cr.St.k. g) N.Cr.St.k.-Keramik B h) N.Cr.St.k.-DLC Bild 4: REM-Aufnahmen, Zwischenmedium gealterte wässrige Harnstofflösung a) Keramik A b) Kolsterisiert c) Keramik B d) DLC; Platte: e) N.Cr.St.k.-Keramik A f) N.Cr.St.k.-n.Cr.St.k. g) N.Cr.St.k.-Keramik B h) N.Cr.St.k.-DLC T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 chere Ausprägung der Riefen zu erkennen. Im Gegensatz dazu ist bei der kolsterisierten Kugel gegenüber Bild 3b) eine Verstärkung des abrasiven Verschleißes zu erkennen. Im oberen Bildbereich ist partiell eine Reaktionsschicht vorhanden. Die Keramik B-Kugel in Bild 4c) ist mit einer Reaktionsschicht bedeckt. Vereinzelt sind abrasive Riefen, Pittings sowie das Abplatzen der Schicht zu sehen. Vom Auftreten von Pittings an der Oberfläche von mit wässrigen Lösungen geschmierten Keramiken berichtet auch Kalin et al. in seinen Untersuchungen. Als Ursache führt er die Ablösung von Körnern aufgrund des Medienangriffs auf. Er stellte diesen Mechanismus allerdings bei einem pH-Wert von 13 fest [16]). Ravikiran et al. fand ebenfalls, bei Wasserschmierung, Pittings auf Keramikproben [17]. Im Gegensatz zu dem in Bild 3 e) dargestellten Grundkörper, ist eine deutlich geringere Tiefe der abrasiven Riefen erkennbar. Generell wirkt die gesamte Fläche geglättet. In Bild 4f) ist am linken Bildrand ist eine brüchige zusammenhängende Schicht von ausgespülten Partikeln zu erkennen. Die Verschleißfläche wirkt deutlich glatter als bei Verwendung des nicht gealterten Zwischenmediums. Am linken Ende der Verschleißspur ist eine geringe Anhäufung von Reaktionspartikel zu sehen. Bild 4g) zeigt die Platte, die gegen die mit einer Reaktionsschicht bedeckte Keramik B-Kugel gelaufen ist. Die Verschleißspur in Bild 4h) zeigt gegenüber der in Bild 3h) dargestellten Verschleißspur eine deutlich höhere Anzahl von abrasiven Riefen auf. In den Untersuchungen konnte gezeigt werden, dass sich durch die Alterung des Mediums bei allen Paarungen der lineare Verschleißbetrag gegenüber denen mit nichtgealterten Harnstofflösung geschmierten Paarungen erhöht. Diesen Zusammenhang zeigt das Diagramm in Bild 5. Im Diagramm sind die nach Gleichung (1) berechneten Verschleißkoeffizienten als Funktion der nach Gleichung (2) berechneten Werte für die gemittelten Reibungskoeffizienten aufgetragen. Anzumerken ist, dass der hohe Verschleiß bei den Stahl-Keramik Paarungen vor allem während der Einlaufphase stattfindet. Im weiteren Verlauf sind die Verschleißintensitäten nahezu identisch. Eine Verringerung der Reibungszahl bei gleichzeitigem Anstieg des Verschleißbetrages bedeutet einen Materialverlust, der nicht ausschließlich durch die mechanische Beanspruchung sondern auch durch einen gleichzeitigen chemischen Angriff erfolgt. Daraus lässt sich ableiten, dass der Anstieg des Verschleißbetrages auf die verringerte Korrosionstabilität der Werkstoffe bei gealtertem Zwischenmedium zurückzuführen ist. Für die hohen Verschleißbeträge sind die Veränderungen des NH 3 - und CO 2 -Gehalts sowie die veränderte Harnstoff-Konzentrationen in der gealterten Lösung verantwortlich. Die berechneten Verschleißkoeffizienten liegen zwischen 1,52 x 10 -5 mm 3 / Nm und 4,34 x 10 -9 mm 3 / Nm. Dies sind nach Woydt et al. typische Werte für Systeme, die im Misch- und Grenzreibungsgebiet arbeiten [15]. Der niedrigste Verschleißkoeffizient wurde für die Paarung N.Cr.St.k.-n.Cr.St.k., bei Schmierung mit gealterter Harnstofflösung berechnet. Der höchste Verschleißkoeffizient wurde für die Paarung mit dem beschichteten Gegenkörper bei Anwesenheit der wässrigen Harnstofflösung ermittelt. Außerdem konnte beim mittleren Reibungskoeffizient, für die Paarungen n.Cr.St.k. k.-Keramik A und N.Cr.St.k.-Keramik B, eine Abnahme des Wertes bei gealtertem Zwischenmedium aufgrund der Bildung einer Reaktionsschicht beobachtet werden. Vergleicht man die Werte für den Reibungskoeffizienten bei gealtertem Zwischenmedium, mit den Werten für die Reibungskoeffizienten, die von Kalin et al. [16] bei einem pH-Wert von 9,5 (µ ≈ 0,55) ermittelt wurden, ist bei Schmierung mit einer wässrigen Harnstofflösung eine Verringerung des Reibungskoeffizient auf 0,35 zu beobachten. Die Viskosität des von Kalin et al. verwendeten Zwischenmediums ist nicht bekannt. Der Reibungskoeffizient bei HWL-Schmierung liegt in derselben Größenordnung wie die von Ravikiran et al. durchgeführten Untersuchungen [17]. Hingegen lässt sich der hohe Reibungskoeffizient bei der Paarung N.Cr.St.k.-Keramik A bei nicht gealterter Harnstofflösung nicht durch die starke Adhäsion zwischen Keramik A und Stahl begründen, wie dies von Hyuga beschrieben wurde [18]. Auf der in Bild 6a) abgebildeten EDX-Analyse der Keramik A-Kugel ist kein Eisen (Fe) Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Einfluss Alterung des Zwischenmedium- Verschleißkoeffizient k(µ) T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 zu erkennen. Würde ein Materialübertag vorliegen, müsste auf dem härteren Gegenkörper Eisen detektiert werden. Das gemessene Gold (Au) stammt bei allen Proben aus der Probenpräperation. Auf der Keramik A-Kugel wurde außerdem ein Sauerstoffpeak festgestellt. Die Anwesenheit von Sauerstoff ist ein Anzeichen für Spannungsrisskorrosion. Erhöhter Verschleiß durch Spannungsrisskorrosion bestätigt Xingzhong in seinen Untersuchungen [19]). Der Al-Peak wurde durch Sinteradditive verursacht [20], [21]. Bild 6b) zeigt die EDX-Analyse der kolsterisierte Kugel, diese weist ebenfalls einen Sauerstoff-Peak auf. Dies ist ein Anzeichen für einen korrosiven Angriff. Auf der Kugel aus Keramik B ist Materialübertag nachweisbar, dies zeigen die Elemente Eisen (Fe) und Nickel (Ni), die Legierungselemente des aus Stahl gefertigten Grundkörpers sind. Außerdem ist ein großer Sauerstoffpeak detektierbar, dies kann ein Hinweis auf Spannungsrisskorrosion sein. Diese wurde von Erickson et al. und Löffelbein et al. im Zusammenhang mit dem Verschleißverhalten von Keramik bei Schmierung mit wässrigen polaren Zwischenmedien erwähnt [22], [23], [6]. Durch diese Theorie lässt sich auch der höhere Verschleißbetrag bei gealtertem Zwischenmedium erklären. In Bild 6d) ist die EDX- Analyse der beschichteten Kugel zu sehen. Das gemessene Chrom (Cr), ist der Werkstoff der Haftschicht. An der Stelle, wo Chrom gemessen wurde ist die Schichtdicke aufgrund der Tribologischen Beanspruchung dünner. Wäre die Schicht durchgerieben, würde man einen Eisen-Peak detektieren. 7 Zusammenfassung und Ausblick Im Rahmen dieser Arbeit wurde das Reibungs- und Verschleißverhalten von mit wässriger Harnstofflösung geschmierten Systemen in Modellversuchen untersucht. Bei allen Paarungen, konnte im Vergleich mit nicht gealterter Harnstofflösung, bei gealtertem Zwischenmedium ein erhöhter Verschleißbetrag bei teilweiser Verringerung des Reibungskoeffizienten festgestellt werden. Der Anstieg des linearen Verschleißbetrages wird auf eine kombinierte mechanisch-chemische-Beanspruchung zurückgeführt, die durch die Alterungsmechanismen des Zwischenmediums deutlich verstärkt wird. Der zum Teil geringere Reibungskoeffizient lässt sich durch die höhere Viskosität der gealterten wässrigen Harnstofflösung und die Glättung der Oberfläche durch eine kombinierte mechanisch-chemische Beanspruchung sowie durch Bildung einer Reaktionsschicht erklären. Durch den Einsatz eines beschichteten Gegenkörpers konnte der lineare Verschleißbetrag gegenüber der Stahl- Stahl-Paarung in gealtertem Zwischenmedium um mehr als das 20fache gesenkt werden. Literatur [1] Reif, K. Dieselmotor-Management; 5., überarbeitete und erweiterte Auflage. s.l. : Vieweg, 2012. [2] Mollenhauer, K. und Tschöke, H. Handbuch Dieselmotoren; 3., neubearbeitete Auflage. Berlin Heidelberg : Springer, 2007. [3] Hug, H. und Reiser, W. Physikalische Chemie; 3., neubearbeitete Auflage. s.l. : Europa. 2013. [4] BASF. WWW.BASF.com. [Online] [Zitat vom: 11. 01 2011.] [5] Bergmann, W. Werkstofftechnik 2; 4.; aktualisierte Auflage. München : Hanser, 2009. [6] Löffelbein, B., Woydt, M. und Habig, K.-H. 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Aus Wissenschaft und Forschung Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 1 Einführung Mineralölbasierte Schmierstoffe sind bei Betrachtung der gesamten Geschichte der Menschheit erst relativ „kurz“ im Einsatz. Im Altertum wurden native Öle und Fette zur Schmierung eingesetzt. Diese blieben bis ins frühe 19. Jahrhundert die am häufigsten verwendeten Schmierstoffe. Auch die ersten Schmierstoffe für Automobile waren nativen Ursprungs, nämlich Produkte des Wal-Fangs (Spermöl). Und nicht der technische Fortschritt führte in diesem Fall zur Einführung von Mineralölbasierten Produkten, sondern der Treibstoffmangel. Die ersten Kraftfahrzeuge wurden mit Benzol oder Alkohol betrieben. Durch das Anwachsen der Zahl der Fahrzeuge wurden diese Kraftstoffe knapp und es wurde versucht Kraftstoffe aus Erdöl zu destillieren. Bei dieser Methode blieb zur damaligen Zeit en erheblicher Rückstand. Mit diesem wurde dann experimentiert und letztlich gelang es, aus diesen Rückständen praxistaugliche Schmierstoffe zu entwickeln. Damit nahm die Bedeutung der natürlichen Produkte drastisch ab. Die Weiterentwicklung von Motoren und Metallbearbeitungsverfahren führte dann dazu, dass mineralölbasierte Produkte nicht mehr allen Anforderungen gewachsen waren. Es wurden Produkte auf synthetischer Basis benötigt. Als Beispiel sei hier die Luftfahrtindustrie genannt, die Schmierstoffe benötigt, die sowohl bei sehr tiefen als auch bei sehr hohen Temperaturen eine gute Schmierung garantieren. Basis solcher Schmierstoffe sind Produkte, die durch Umwandlung von nativen Ausgangsstoffen aber auch aus Erdgas und Erdöl hergestellt werden. In diesem Aufsatz sollen synthetische Ester und Polyalphaolefine (PAO) näher betrachtet werden. Auch wenn zurzeit noch ca. 65 - 70 % aller Schmierstoffe auf Mineralöl basieren, sind die synthetischen Flüssigkeiten auf dem Vormarsch. Zum einen weisen die synthetischen Produkte (Polyalphaolefine (PAO) und synthetische Ester) im Vergleich zu den Mineralölen in vielen Fällen ein höheres Leistungsverhalten aus, zum anderen ist die Ökotoxizität deutlich geringer. Nachfolgend soll ein kurzer Überblick über die Historie von Schmierstoffen, der keinesfalls Anspruch auf Vollständigkeit erhebt, gegeben werden. • ca. 1400 v. Chr. - Hammel- und Rindertalg konnte in Achslagern eines ägyptischen Kampfwagens nachgewiesen werden. • ca. 70 n. Chr. - Plinius der Ältere beschäftigte sich in einer seiner Schriften recht ausführlich mit Schmierung und Schmierstoffen, pflanzlichen und tierischen Ölen und Fetten, wie sie uns noch heute bekannt sind. • 1734 - veröffentlichte Dasagulier eine Reihe von Reibungskoeffizienten für verschiedenste Reibpaarungen. Er beschreibt dabei die Verwendung von Schmierstoffen als vorteilhaft. • 1854 - durch Destillation gewonnene Fraktionen von Mineralöl (Erdöl) erbringen befriedigende Schmierleistungen und zwar sowohl die niedrigwie auch die hochviskosen. Wahrscheinlich stammte das Erdöl, das er destillativ trennte, aus Rußland oder Rumänien, wo es Mitte des 19. Jahrhunderts bereits in bescheidenem Maßstab gewonnen wurde • 1863 - entstand die erste Raffinerie-Gesellschaft, gegründet von Rockefeller. Wenn auch in den ersten Jahren das Hauptgeschäft dieser Raffinerie in der Produktion von Lampenpetroleum bestand, war doch die Basis für viele Produkte auf Mineralölbasis geschaffen. 37 Aus Wissenschaft und Forschung * Prof. Dr. Joachim Schulz, Fuchs Wisura GmbH Alternative Basisöle für Schmierstoffe J. Schulz* Eingereicht: 17. 5. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 21. 7. 2015 Die Bedeutung von synthetischen Basisflüssigkeiten nimmt aufgrund der Möglichkeit maßgeschneiderte Schmierstoffe herstellen zu können stetig zu. Dieser Artikel beschreibt synthetische Ester und Polyalphaolefine in ihren Eigenschaften und gibt einen kurzen Überblick über mögliche Einsatzfälle in der Praxis. Schlüsselwörter Ester, Polyalphaolefine, Eigenschaften The importance of synthetic base fluids is growing based on the possibility to produce tailor-made lubricants. This article describes synthetic esters and polyalphaolefins in their properties and provides a brief overview of possible applications in in the field. Keywords ester, polyalphaolefins, properties Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 37 38 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 • Ende des 19. Jahrhunderts - gelang es durch verfeinerte Methoden (Behandlung mit speziellen Erden) das Erdöl von harzähnlichen Substanzen und von Asphalten zu befreien. • 1909 - fand die erste Behandlung von Mineralöl mit Schwefeldioxid (SO 2 ) statt. Die Fuforol-Extraktion erbrachte später weit bessere Ergebnisse. . • Heute hat sich neben dieser Extraktionsmethode, vor allem die katalytische Wasserstoffbehandlung durchgesetzt, man unterscheidet dabei zwischen Hydrofinishing, Hydrotreating und Hydrocracking. • Während des zweiten Weltkrieges erfuhr die Schmierstoffentwicklung einen weiteren Schub. In Deutschland war man aus technischen vor allem aber aus rohstoffpolitischen Gründen gezwungen, Alternativen zum Mineralöl zu finden. Es wurden die synthetischen Ester entwickelt, die über ein, für die damalige Zeit, erstaunliches Kälteverhalten und außerdem eine hinreichende Schmierwirkung bei hohen Temperaturen aufwiesen. Bild 1 zeigt einen Vergleich einiger Eigenschaften von Mineralölen und synthetischen Basisflüssigkeiten. Es ist deutlich zu erkennen, dass synthetische Flüssigkeiten den Mineralölen in vielen Punkten überlegen sind. Einschränkend soll aber nicht unerwähnt bleiben, dass es keine Flüssigkeit gibt, die in allen Fällen, auch in hier nicht genannten, die ultimative Basisflüssigkeit darstellt. In jedem Anwendungsfall sollte überlegt werden, wie schmierungstechnische Ziele aus ökonomischer aber auch ökologischer Sicht am besten zu erreichen sind. 2 Synthetische Ester Natürliche Öle und Fette (native Ester) - nachwachsende Rohstoffe - gewinnen als Ersatz von Mineralölen immer mehr an Bedeutung. Auf den ersten Blick erscheinen unter ökologischen Aspekten die ökotoxikologische Unbedenklichkeit und gute bis sehr gute biologische Abbaubarkeit von Estern auf Basis nativer Öle und Fette von Vorteil. Auch unter dem Blickwinkel des Schutzes der Atmosphäre vor immer mehr CO 2 als Treibhausgas, welches durch die Verbrennung von fossilen Rohstoffen entsteht, macht der Einsatz von Estern auf Basis pflanzlicher Rohstoffe Sinn. Schließlich benötigen die Pflanzen, aus dem der Ausgangsstoff für die Ester gewonnen wird, CO 2 für Ihr Wachstum. Somit ist ein gewisser CO 2 - Kreislauf, selbst bei der thermischen Verwertung der gebrauchten Öle, die auf pflanzlicher Basis hergestellt wurden, gegeben. Die Sache hat jedoch einen Haken (Bild 2). In der Land- und Forstwirtschaft bieten sich natürliche Triglyceride als Trägerflüssigkeiten an. Gute Beispiele sind Sägeketten- und Hydrauliköle sowie Schmierfette auf Basis von Rüböl. Leider weisen natürliche Triglyceride einige Nachteile auf, die sie für Flüssigkeiten, wie sie in der Industrie zum Einsatz kommen, als wenig geeignet erscheinen lassen. Um bestimmte anwendungstechnische Kriterien wie gutes Kälteverhalten, hoher Viskositätsindex (VI), Oxidationsstabilität, Viskosität, Verdampfungsverhalten, Temperatur- und Hydrolysestabilität zu erreichen, müssen die Ester mit spezieller chemischen Struktur synthetisiert und ausgewählt werden. Auch der Biodiesel ist ja kein reiner pflanzlicher Ester sondern auch ein chemisches Umwandlungsprodukt. Und eben diese chemische Umwandlung benötigt Energie, die (wenigstens zurzeit), zum überwiegenden Teil aus fossilen Rohstoffen stammt und somit ein Maluspunkt in der Gesamtökobilanz darstellt. Auch ist mit den Ölpflanzen, die hauptsächlich in Europa wachsen (Raps und Sonnenblumen) nicht jeder gewünschter Ester darstellbar, so dass auf Importe aus wärmeren Re- Aus Wissenschaft und Forschung V i s k o s i t ä t s - T e m p e r a t u r - V e r h a l t e n V e r s c h l e i ß s c h u t z R e i b u n g s v e r h a l t e n . T i e f t e m p e r a t u r v e r h a l t e n H o c h t e m p e r a t u r v e r h a l t e n O x i d a t i o n s s t a b i l i t ä t V e r h a l t e n g e g e n D i c h t u n g e n u n d A n s t r i c h e E n t f l a m m b a r k e i t M i n e r a l ö l P o l y a l p h a o l e f i n A l k y l b e n z o l S i l i k o n ö l P o l y o l e s t e r P o l y g l y k o l e P h o s p h o r s ä u r e e s t e r Bild 1: Vergleich von Eigenschaften von Basisflüssigkeiten. Bild 2: Kohlendioxid-Kreislauf T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 38 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 gionen der Erde zurückgegriffen werden muss. Das bedeutet größere Transporte, die in der Ökobilanz auch nicht gerade positiv durchschlagen. Nichts desto trotz ist der Weg vom Mineralöl hin zu den Estern auf Basis nachwachsender Rohstoffe die richtige Richtung und sollte konsequent weiter beschritten werden. Allerdings unter dem Aspekt die Gesamtökobilanz bei aller Euphorie über die biologische Abbaubarkeit nicht zu vergessen. 3 Chemie von Estern [Seilnacht] Die Bezeichnung Ester wurde von dem Chemiker Gmelin im Jahre 1850 aus dem (heute veralteten) Begriff „Essigäther“ gebildet. In Anlehnung an die anorganischen Salze erhalten die Ester in der Nomenklatur die Endung -at. Eine andere Möglichkeit ist die Nennung des Namens der ursprünglichen Säure und danach des beteiligten Alkohols mit der Endung -ester, z. B. Essigsäureethylester. Ester entstehen, wenn eine Säure mit einem primären oder sekundären Alkohol (meist mit Hilfe eines Katalysators) reagiert. Die Esterreaktion ist eine Gleichgewichtsreaktion mit geringer Reaktionsgeschwindigkeit, so dass der entsprechende Ester oft erst nach Tagen entsteht. Starke Säuren wie konzentrierte Schwefelsäure wirken als Katalysator und beschleunigen die Reaktion (Bild 3). Diese hier summarisch dargestellte Esterreaktion ist in Wirklichkeit ein komplizierter Reaktionsmechanismus, der durch ein Proton aus der Schwefelsäure eingeleitet wird und in einzelnen Schritten abläuft. Der Angriff des Protons erfolgt am Sauerstoffatom der Doppelbindung (in der Essigsäure). Durch verschiedene Umbauten innerhalb der Moleküle wird am Ende Wasser abgespalten und der Katalysator wieder zurückgebildet. Die Rückreaktion, bzw. die Spaltung von Estern mit Hilfe von Wasser, Laugen oder von Enzymen nennt man Verseifung. Bei den Fetten ist der dreiwertige Alkohol Glycerin mit drei Fettsäuremolekülen verestert, so dass ein Triglycerid entsteht. Erhitzt man ein Triglycerid, das z. B. aus drei Molekülen Stearinsäure gebildet wurde, mit Natronlauge, erhält man in einer Verseifung Glycerin und das Salz der ursprünglichen Fettsäure, eine Seife: Triglycerid + 3 NaOH ► Glycerin + Natriumstearat (Seife) Ester aus langkettigen Carbonsäuren und langkettigen Alkoholen, bezeichnet man als Wachse, z. B. Bienenwachs. Neben den Estern, die aus Carbonsäuren gebildet werden, existieren auch Ester, die aus anorganischen Säuren entstehen, z. B. Trisalpetersäureglycerinester: Beim Verestern von Glycerin mit rauchender Salpetersäure und Schwefelsäure erhält man den Explosivstoff Nitroglycerin. Bei der Schießbaumwolle, die ebenfalls als Sprengstoff verwendet wird, ist Cellulose mit Salpetersäure verestert. Die Ester der kurzkettigen Säuren und Alkohole sind farblose Flüssigkeiten und zeichnen sich durch intensive, fruchtartige Gerüche aus. Sie sind Bestandteile von vielen natürlichen und künstlichen Aromastoffen. Die Tabelle 1 gibt einen Ausschnitt aus der Vielfalt der Ester- Aromen wieder: 39 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Ester Synthese und Verseifung Tabelle 1: Ester - Aromen Name des Esters Aroma Ameisensäureethylester Rum Essigsäurepropylester Birne Essigsäurebutylester Birne, Banane Propionsäureethylester Rum Propionsäurepentylester Apfel Buttersäuremethylester Ananas Ester sind nur schlecht wasserlöslich und besitzen eine geringere Dichte als Wasser. Sie reizen in hoher Konzentration die Atemwege und wirken narkotisch. Neben ihrer Verwendung als Aromastoffe werden sie hauptsächlich als Lösungsmittel eingesetzt. 4 Anforderung an synthetische Ester Wie schon in der Einleitung erwähnt haben native Ester einige Nachteile. Da ist zum einen der nicht ganz einheitliche chemische Aufbau, d. h. es können verschiedene Fettsäuren in einem Molekül vorkommen. Zum anderen ist der „ungesättigte“ Anteil (Doppel- und Dreifach-Bindungen) der nativen Fettsäuren zu nennen, der die nativen Ester gegen Oxidation empfindlich macht. (Oxidation von nativen Estern führt zu deren Verharzung). Zum dritten kommt die Anfälligkeit gegen Wasser (hydrolysieren) zum Tragen. Alle drei Punkte können durch chemische Umwandlung abgestellt werden. Es gelingt sogar „maßgeschneiderte“ Produkte herzustellen. T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 39 40 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Synthetische Ester sollten folgende Eigenschaften aufweisen: - niedriger Stockpunkt, gutes Kältefließverhalten - gutes Viskositäts-Temperaturverhalten - unbeschränkte Mischbarkeit mit Mineralölen und anderen synthetischen Schmierölen - gutes Antiwear- und Reibungsverhalten - niedrige Verdampfungsverluste - gute thermische Beständigkeit - gute biologische Abbaubarkeit - gutes Filtrierverhalten 5 Herstellung von synthetischen Estern Synthetische Ester können auf verschiedenen Wegen erhalten werden. Zum einen kann von Erdöl- oder Kohle-Produkten ausgegangen werden, zum anderen ist es aber auch möglich, auf native pflanzliche Ester zurückzugreifen und diese durch gezielte Umwandlungen zu verändern. Letztere Methode geht also von nachwachsenden Rohstoffen aus und ist somit der ökologisch richtige Weg. In der Praxis werden dazu die nativen Triglyceride verseift und die Spaltprodukte (Glycerin und Fettsäuren) isoliert. Die Fettsäuren können chemisch verändert, sprich hydriert werden. Dadurch gelingt es die Mehrfachbindungen in Einfachbindungen umzuwandeln bzw. ihre Anzahl deutlich zu reduzieren. Anschließend wird das Fettsäuregemisch einer Trennung unterworfen, so dass letztlich chemisch mehr oder weniger einheitliche Fettsäuren für die Veresterung mit einem Alkohol der Wahl vorliegen. Alkohol und Säure werden in Gegenwart von Katalysatoren zur Reaktion gebracht. Um das chemische Gleichgewicht in Richtung der Reaktionsprodukte zu verschieben, wird einer der beiden Ausgangsstoffe im Überschuss eingesetzt. Das Wasser, das bei der Veresterung entsteht (Bild 3) wird im leichten Vakuum abgezogen. Dadurch wird das Gleichgewicht noch einmal in Richtung Ester verschoben. Der so entstandene Rohester wird dann durch verschiedene Schritte gereinigt um überschüssige Ausgangsstoffe und Katalysatorreste zu entfernen. Waschen, Trocknen und oftmals Bleichen schließen sich an. Bei all diesen Schritten sollte mit größter Sorgfalt vorgegangen werden, da sich Verunreinigungen stark auf die Eigenschaften in der Anwendung bemerkbar machen können. 6 Eigenschaften von synthetischen Estern 6.1 Verdampfungsverhalten Metallbearbeitungsöle und andere Schmierstoffe (industrieller oder automotiver Einsatz) sind bei ihrer Anwendung meist hohen mechanischen und thermischen Beanspruchungen ausgesetzt. Dadurch kommt es zu Öldampf- und Ölnebelbildung. Beide Erscheinungen sind nicht nur aus toxikologischer Sicht für den Anwender relevant, sondern auch aus dem Blickwinkel des Brand- und Explosionsschutzes sowie der Gesamtkohlenstoffkonzentration in der Luft (MAK-Wert). In der Metallbearbeitung ist der größte Teil der Ölemission durch hohe Zerspanungstemperaturen (thermisch) bedingt. Bekanntlich wird ein großer Teil der bei Zerspanungsvorgängen verbrauchten Energie in Wärme umgewandelt. Heiße Späne oder Werkstücke führen unter Umständen dazu, dass die Ölverdampfung über den eigentlichen Bearbeitungsprozess hinaus weiter stattfinden kann, so dass eine Maschinenkapselung nur begrenzt (während der Bearbeitung) wirksam ist. Effektive Absaugungen können Abhilfe schaffen, doch sind diese in vielen Fällen nur im direkten Bearbeitungsraum im Einsatz. Absaugungen, zumal solche, welche die abgesaugten Stoffe ausfiltern und nicht einfach an die Umwelt abgeben, sind natürlich entsprechend kostenaufwendig, was gerade für kleine und mittlere Betriebe ein fast unüberwindliches Hindernis ist. Synthetische Ester, auf Basis nativer pflanzlicher Produkte, haben aufgrund ihrer einheitlichen chemischen Struktur eine sehr geringe Verdampfungsneigung. In Bild 4 ist der Verdampfungsverlust nach Noack (DIN 51 581) von synthetischen Estern im Vergleich mit anderen Trägerflüssigkeiten dargestellt. Für den Anwender ergeben sich aus dem günstigen Emissionsverhalten, verglichen mit Schneidölen gleicher Viskosität auf Basis von Mineralöl folgende Vorteile: Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Verdampfungsverhalten im Vergleich T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 40 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 - Öldampf und/ oder -nebel werden stark reduziert - Kostenreduzierung durch längere Wartungsintervalle an Filter - und Absauganlagen - deutlich geringerer Verbrauch aufgrund geringerer Verdampfungsverluste - niedrige Viskositäten bei hohen Flammpunkten möglich (gute Kühlwirkung, geringere Ausschleppverluste) 6.2 Viskositäten und deren Temperaturabhängigkeit Mit steigender Molekülgröße, sowohl auf der Säure-, wie auch auf der Alkohol-Seite des Estermoleküls nimmt die Viskosität zu. Verzweigungen in den Molekülen steigern die Viskosität ebenfalls. Generell gilt die Aussage, dass die Viskosität mit der Komplexität des Estermoleküls ansteigt. Das trifft insbesondere auf Produkte mit mehr als einer Esterfunktion im Molekül zu. Bei diesen Produkten, die aus sogenannten „mehrwertigen Alkoholen“, also Molekülen mit mehr als einer OH-Gruppe, und Säuren mit mehr als einer Säuregruppe im Molekül synthetisiert werden, kommt es durch Vernetzung zu mehr oder weniger großen Strukturen. Zum Teil laufen solche Synthesen aus sterischen Gründen an den Ausgangsmolekülen auch nicht ganz vollständig ab, so dass im Reaktionsprodukt noch freie Alkoholund/ oder Säure-Gruppen, neben den Estergruppen, vorliegen können, die die Eigenschaften generell und auch das Viskositätsverhalten stark beeinflussen. Steigende Molekülgröße in Estern hat eine Verbesserung des V/ T-Verhaltens zur Folge, also eine Erhöhung des VI. Werden Ringförmige Strukturen oder Verzeigungen in das Molekül eingeführt kommt es im Vergleich zu linear aufgebauten Molekülen zu einer Verringerung des VI. 6.3 Pourpoint Die Pourpoints von synthetischen Estern liegen deutlich unterhalb von isoviskosen Mineralölen. Der Pourpoint hängt aber stark von der Molekülstruktur ab. Synthetische Ester mit kurzen Molekülketten an Säureund/ oder Alkoholteil haben tiefere Pourpoints als längerkettige Spezies. Verzweigte Ketten führen im Vergleich zu linearen Ketten zu einer Erniedrigung des Pourpoints, wobei die Lage der Verzweigung bezogen auf die Estergruppe von Bedeutung ist. Je mehr sich eine Verzweigung dem Ende eines Moleküls nähert, desto höher ist der Pourpoint. Ester, die sowohl verzweigte als auch lineare Molekülgruppen besitzen, haben tiefere Pourpoints als Ester, die rein verzweigt oder rein linear sind. Tabelle 2 zeigt einige Daten von verschiedenen synthetischen Estern. 6.4 Oxydative und thermische Stabilität Die oxidative Stabilität gegenüber Luft hängt stark von der Struktur des Estermoleküls ab. Auch die Herstellbedingungen, d. h. wie sauber Synthese und anschließende Reinigung durchgeführt werden, sind mit für die Stabilität entscheidend. Nachfolgende Parameter haben den größten Einfluss: • Kettenlänge, Verzweigung und Position der Verzweigung (Säure- / Alkohol-Komponente) • Mehrfachbindungen • Neutralisationszahl • Hydroxylzahl • Rückstände aus der Herstellung (Katalysator, Ausgangsprodukte, Wasser) • Verunreinigungen Die oxidative Stabilität kann aber durch Antioxidantien sehr gut beeinflusst werden, da synthetische Ester sehr gut auf diese Additive ansprechen. Neben der oxidativen Stabilität ist für den praktischen Einsatz von synthetischen Estern natürlich die thermische Stabilität von Bedeutung, da letztere über die Lebensdauer einer Schmierstoffs mit bestimmt. Generell sind die Kohlenstoff-Sauerstoff-Bindungen der Estergruppe etwas stabiler, als reine Kohlenstoff-Kohlenstoff- Bindung. Letztlich ist aber auch hier die Struktur des Gesamtmoleküls von größter Bedeutung. Die Zersetzung läuft bei hoher Temperatur in Abwesenheit von Sauerstoff (in Gegenwart von Sauerstoff wäre es Oxidation) unter Bildung eines Olefins und einer Carbonsäure ab. Sterisch gehinderte Ester benötigen eine deutlich höhere Zersetzungsenergie als ungehinderte Produkte. Zu den sterisch gehinderten Estern zählen TMP-Ester Neopentylglykolester, Pentaerithritolester und Dipentaerithrito- 41 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 2: Kenndaten von verschiedenen Ester-Typen Dicarbonsäure- Polyolester Trimellithsäure- Phthalsäureester ester ester Viskosität bei 40 °C mm 2 / s 6 - 45 15 - 160 45 - 370 40 - 80 Viskosität bei 100 °C mm 2 / s 2 - 8 3 - 22 7 - 22 4 - 9 VI 120 - 170 120 - 150 60 - 120 40 - 90 Pourpoint °C -80 bis -40 -60 bis -10 -55 bis -25 -50 bis -30 Flamm-punkt, COC °C 200 - 260 230 - 300 270 - 300 220 - 260 T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 41 42 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 leaster. Diese Ester, die mit zu den thermisch stabilsten gehören, werden daher gerne in Hochtemperaturbereichen, z. B. Flugturbinen, eingesetzt. Auch die Rückstandsbildung kann im Vergleich mit Mineralölen oder selbst Polyalphaolefinen noch deutlich minimiert werden. Zudem zeichnen sich Ester dadurch aus, dass sie aufgrund ihres polaren Charakters gebildete Rückstände besser lösen als unpolare Stoffe. 6.5 Hydrolysebeständigkeit Hydrolyse von Estern ist die Umkehrreaktion zu deren Synthese, d. h. mit Wasser können Ester wieder in Alkohol und Säure zurück verwandelt werden. Metalle bzw. deren Salze wirken dabei katalytisch. Native Ester, also Ester mit ungesättigten Anteilen sind am anfälligsten gegen Hydrolyse (Bild 5). Polyolester sind die stabilste Gruppe. Um die Hydrolyse gänzlich zu unterbinden sollte bei der Anwendung von Estern daher auf den Ausschluss von Wasser geachtet werden. 6.7 Hautverträglichkeit Aus der Praxis ist bekannt, das bei nichtwassermischbaren mineralölbasischen Produkten mit niedriger Viskosität (< 8 mm 2 / s bei 40 °C) mehr Hautunverträglichkeiten zu beobachten sind als bei höherviskosen Typen gleicher Bauart. Niedrigviskose Öle sind aber wegen ihrer guten Kühl- und Spülwirkung für die spanende Metallbearbeitung von großer Bedeutung. Esterbasische Produkte sind verglichen mit paraffinbasischen Ölen ähnlicher Viskosität hautverträglicher, wie Messungen des TEWL und Chromametrie-Messwerte (Tabelle 4/ 5) bestätigen. Das mag unter anderem damit zu tun haben, dass Ester auf pflanzlicher Basis eine ähnliche Struktur aufweisen wie die Triglyceride der Haut. Untersuchungen an geschädigter Haut zeigen, dass Rapsöl in der Lage ist, eine defekte Haut-Barriere mit vergleichbaren Lipiden zu versorgen (zu reparieren). Nun sind synthetische Ester auf Basis nachwachsender Rohstoffe natürlich in den meisten Fällen keine Triglyceride wie Raps, doch die Fettsäuren, aus denen sie aufgebaut sind, sind identisch. Ein anderer Grund für die bessere Hautverträglichkeit gegenüber isoviskosen Mineralölen könnte auch darin bestehen, dass durch die schon beschriebene einheitliche Molekülstruktur die kleinen (lösemittelähnlichen) Moleküle fehlen und daher eine Entfettung der Haut deutlich langsamer vonstatten geht. Auf jeden Fall stellt die bessere Hautverträglichkeit einen Pluspunkt für die Ester dar. 6.8 Ester und Dichtungs- / Kabelmaterialien an Werkzeugmaschinen Die Akzeptanz von ester-basischen Produkten gegenüber konventionellen Mineralölhaltigen ist als eher gering einzuschätzen. Das mag zum einen am bislang hohen Preis der Ester-Produkte liegen, zum anderen spielt aber sicher die Angst der Anwender eine große Rolle, dass die Ester Dichtungs- und Kabelmaterialien angreifen könnten. Letzteres mag bei älteren Anlagen durchaus berechtigt sein. Bei neuen Werkzeugmaschinen ist die Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Angriffspunkte bei Pflanzenölen Tabelle 3: Biologische Abbaubarkeit von Estern nach 21 Tagen im CEC-L-33-A-94 Test Abbau nach 21 Tagen Trimelithsäureester 0 - 70 % Phthalsäureester 45 - 90 % Polyolester 70 - 100 % Dicarbonsäureester 75 - 100 % Komplexester 70 - 100 % 6.6 Ökologische Betrachtungen Auch dem „biologischen Abbauverhalten“ von Schmierstoffen kommt, wie schon erwähnt, eine entscheidende Rolle bei der Umweltverträglichkeitsbewertung zu. Synthetische Ester auf Basis nativer pflanzlicher Produkte sind zu über 90 % biologisch abbaubar (Tabelle 3). Damit eng verbunden ist die Bewertung der Wassergefährdung. Die Wassergefährdungsklasse vieler Ester ist wegen der guten biologischen Abbaubarkeit und der geringen Toxizität (auch gegen Wasserorganismen) nach Test: „nichtwassergefährdend“. Dadurch sind sie den Mineralölen (WGK 1) deutlich überlegen. Allerdings soll hier in kritischer und auch ehrlicher Weise angemerkt werden, dass in Schmierstoffen selbstverständlich auch Additive enthalten sein können, die nicht so positiv in der ökologischen Bewertung abschneiden wie die Ester selbst. Ökonomie und Ökologie sind also in diesem Punkt sinnvoll miteinander verbunden. T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 42 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Zerstörung von Dichtungen und Kabeln durch Ester eher selten der Fall. Bis auf wenige Ausnahmen rüsten die meisten namhaften Hersteller von Werkzeugmaschinen ihre Produkte mit Materialien aus, die durchaus gegenüber Estern resistent sind. Sie kommen damit den Anforderungen der VDI - Richtlinie 3035 in vollem Umfang nach, in der gefordert wird: „Da nicht immer bekannt ist, mit welchem KSS die Werkzeugmaschine betrieben wird und auch häufig Veränderungen während der Lebensdauer stattfinden, ist der Konstrukteur der Werkzeugmaschine nun gefordert, Werkstoffe so auszuwählen, dass sie eine größtmögliche chemische Beständigkeit gegen die oben erwähnten Kühlschmierstofftypen aufweisen. Es empfiehlt sich in jedem Fall Rücksprache mit dem Hersteller der Werkstoffe zu halten. Häufig liegen Untersuchungen über die chemische Verträglichkeit bereits vor.“[VDI 3035] Das heißt, bei Anschaffung einer neuen Werkzeugmaschine sollte der Kunde seinen Hersteller einfach darauf aufmerksam machen, dass er (der Kunde) wünscht, dass die Maschine mit allen Arten von üblichen Metallbearbeitungsflüssigkeiten einwandfrei funktionieren muss. 7 Wirkungsweise von Estern auf Metalloberflächen Ester wechselwirken mit Metalloberflächen ausschließlich durch Adsorption, also rein physikalisch. Wie stark oder schwach diese adsorptiven Kräfte sind, hängt von der Anzahl der möglichen Bindungen im Ester und deren sterischer Hinderung ab. Auf die möglichen Mechanismen soll später noch eingegangen werden. Klar ist auf jeden Fall, dass die Adsorption temperaturabhängig ist, d. h. mit steigender Temperatur wird die Adsoprtion schwächer, solange bis sich kein Molekül mehr an der Metalloberfläche halten kann. Diese Vorgänge sind von der Metalloberfläche (solange diese nicht kontaminiert ist), also von der Art des Metalls nahezu unabhängig. Die Natur des Metalls bestimmt allerdings die Stärke der adsorptiven Bindung. Etwas komplexer wird die Angelegenheit, wenn wir annehmen, dass Ester noch freie Säuregruppen enthalten (Komplexester). Fettsäuren sollen mit Metallen so genannte Metallseifen (organische Salze von Metallen) bilden, die dann die Schmierung positiv beeinflussen (niedrige Reibkoeffizienten). Im chemisch strengen Sinne betrachtet, handelt es sich um eine Säure / Metall-Reaktion, d. h. die Säure spaltet ein Wasserstoffatom ab und bindet sich an ein Metallatom. Wenn die Säurestärke nicht ausreicht, wird diese Reaktion sicher nicht oder nur sehr unvollständig ablaufen. 8 Zusammenfassung - Vorteile von synthetischen Estern Bei aller Kritik hinsichtlich der Ökologie beim Einsatz von synthetischen Estern, die auf Basis nachwachsender Rohstoffe hergestellt werden, sind doch die technischen Vorteile solcher Produkte gegenüber mineralölbasierten Formulierungen unübersehbar. Hierüber ist schon reichlich geschrieben worden. 43 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 4: TEWL - Messungen Substanz Vis. (40 °C) TEWL TEWL Differenz der [mm 2 / s] vorher nach Einwirkung TEWL Mittelwerte Mittelwerte Mittelwerte paraffinbas. Öl 5 3,7 4,5 0,8 Esterbas. Schmierstoff 6 8 10,9 2,9 Wasser 6,6 6,7 0,1 SDS * ) 8 28,7 20,7 Tabelle 5: Chromametrie - Messungen [*) Natriumlaurylsulfat (0.2%ig) als Substanz mit stark schädigender Wirkung zum Vergleich] Substanz Vis. (40 °C) Chromametrie Chromametrie Differenz der [mm 2 / s] vorher nach Einwirkung Chromametrie Mittelwerte Mittelwerte Mittelwerte paraffinbas. Öl 5 6,1 12,2 6,1 Esterbas. Schmierstoff 6 8,9 7,9 -1 Wasser 7,5 7,5 0 SDS * ) 8,7 11,5 2,8 T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 43 44 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Bei vergleichbarer Additivierung und Viskosität weisen esterbasische Produkte eindeutig eine höhere Leistungsdichte, verbunden mit längeren Standzeiten von Maschinenelementen bzw. Werkzeugen aus. Die Belastung des Arbeitsumfeldes durch Dämpfe und Nebel ist bei Estern um Größenordnungen geringer. Auch wenn die Gesamtököbilanz noch nicht ganz aufgeht, so sind Ester der Schritt in die richtige Richtung und zumindest was die CO 2 -Bilanz für das eigentliche Produkt (ohne Transport und Herstellung) angeht, nicht zu übertreffen. Bei Einsatz von synthetischen Estern, am besten in kompletten Produktfamilien, ergeben sich folgende Vorteile: - Kompatibilität der einzelnen Produkte - Vermeidung von Störungen des Produktionsprozesses durch Vermischung - Basis: nachwachsende Rohstoffe - Schonung der Ressourcen - gute biologische Abbaubarkeit (nur für Frischprodukte gültig) - aromatenfrei - verdampfungs- und nebelarm - hoher Flammpunkt - gute Hautverträglichkeit - sehr hohe Leistungsdichte 9 Polyalphaolefine Schon 1926 arbeitete Dr. Hermann Zorn von IG Farben (heute BASF) an synthetisch hergestellten Kohlenwasserstoffen. Ihm gelang durch Polymerisation von Olefinen die Herstellung (1938) eines synthetischen Öls für Flugzeugmotoren. Der heute noch angewandte Syntheseweg zu Polyalphalefinen wurde in den USA entwickelt (Standard Oil, Gulf Oil, Mobil, Ethyl). 10 Chemie der Polyalphaolefine Polyalphaolefine werden durch Polymerisation aus Olefinen, also Kohlenwasserstoffen mit einer Doppelbindung in alpha-Position hergestellt. Diese alpha-Olefine (auch 1-Alkene genannt) selbst werden aus Ethylen (Bild 6) hergestellt. Das Ethylen fällt bei der Erdöl-Destillation an, kommt aber auch im Erdgas vor. Auch durch die Fischer-Tropsch Synthese bzw. verwandten Verfahren kann Ethylen unabhängig von Erdlöl/ Erdgas erzeugt werden. Je nach Grad der Polymerisation und des eingesetzten Verfahrens entstehen Dimere, Trimere usw., also Moleküle mit unterschiedlicher Größe (Molmasse) und damit unterschiedlichen physikalischen Eigenschaften. Da bei der Synthese ungesättigte Doppelbindungen im Molekül verbleiben, werden diese zum Schluss mit Wasserstoff in gesättigte Einfachbindungen überführt (Hydrierung). In der realen Synthese fällt immer eine Mischung aus verschieden großen Molekülen an, die dann durch Destillation getrennt werden können. Meist wird für die Polyalphaolefin-Synthese 1-Decen (10 C-Atome in der Kette) eingesetzt, wobei auch Kohlenstoffketten mit 8, 12 oder 14 C-Atomen zum Einsatz kommen. Am Markt werden somit verschiedene Zusammensetzungen angeboten. Die Synthese selbst läuft nur an Katalysatoren ökonomisch vertretbar ab. Zum Einsatz kommen Bortriflurid bzw. Ziegler-Nata-Katalysatoren. Letztere sind auch für die Synthese von PE oder PP geeignet. Im Vergleich mit Mineralölen sind Polyalphaolefine aus chemisch sehr einheitlichen Molekülen aufgebaut (Mineralöle bestehen bekanntermaßen, auch bei relativ engen Destillationsschnitten, aus einer Vielzahl von Molekülen), was sich natürlich auf ihre Eigenschaften auswirkt. Aromatische und naphthenische Kohlenwasserstoffe fehlen in den Polyalphaolefinen komplett. Die Struktur der PAO ist mit der von verzweigten Paraffinen zu vergleichen. Heteroelemente, z. B. Schwefel und Stickstoff kommen in PAO nicht vor. Trotz der genannten Unterschiede sind PAO mit Mineralöl-Kohlenwasserstoffen vergleichbar, d. h. sie haben ein ähnliches Verhalten gegenüber Werkstoffen und Dichtungsmaterialen. Auch die Löslichkeit von Additiven ist ähnlich, wobei PAO, aufgrund der fehlenden Aromaten und Naphthene, ein geringeres Lösungspotenzial aufweisen. (Kenndaten, Tabelle 6) 11 Physikalische Eigenschaften von PAO Der grundlegende Unterschied zwischen PAO und Mineralöl in vergleichbarer Viskostät besteht in der Mole- Aus Wissenschaft und Forschung Mineralöl Ethylen 1-Decen Oligomisierung Destillation Hydrierung Poly-alpha-olefin Vorteile - Frei von Aromaten - Niedrige Verdampfung - Guter VI Vorteile - Frei von Aromaten - Niedrige Verdampfung - Guter VI CH 3 -(CH 2 ) 7 -CH-[CH 2 -CH] n -H (CH 2 ) 7 -CH 3 CH 3 CH 3 -(CH 2 ) 7 -CH-[CH 2 -CH] n -H (CH 2 ) 7 -CH 3 CH 3 Bild 6: Synthese von Polyalphaolefinen T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 44 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 kulargewichtsverteilung, die bei PAO deutlich enger ausfällt. D. h. bei gleicher Viskositätslage sind PAO relativ uniform aufgebaut, es fehlen auf der einen Seite niedermolekulare, leicht flüchtige und auf der anderen Seite hochmolekulare Bestandteile. Wie schon oben angesprochen kommt im Siedeschnitt eines Mineralöls eine ganze Reihe von unterschiedlich großen Molekülen vor (Datenvergleich, Tabelle 7). 11.1 Verdampfungsverhalten Das Verdampfungsverhalten einer Flüssigkeit ist sehr stark von der molekularen Struktur ihrer Inhaltsstoffe abhängig. Je kleiner (niedermolekularer) eine Verbindung ist, desto größer ist im Allgemeinen ihre Verdampfungsneigung. Bei gleicher Viskosität weisen Produkte mit relativ einheitlicher Molekülstuktur eine geringere Verdampfungsneigung auf als Produkte, die aus einer Vielzahl unterschiedlichster Molekültypen bestehen (Bild 7). Als Maß für die Beurteilung des Verdampfungsverhaltens dient der Verdampfungsverlust. Der Verdampfungsverlust kann mit dem Noack-Test (DIN 51581) quantifiziert werden. Dabei wird ein mit der zu prüfenden Substanz befüllter Tiegel genau eine Stunde lang bei 250 °C temperiert. Während dieser Zeit werden die flüchtigen Bestandteile bei einem Unterdruck von 2 mbar (2 hPa) abgesaugt. Der Verdampfungstiegel wird vor und nach dem Erhitzen gewogen. Die prozentuale Gewichtsdifferenz ist gleich dem Verdampfungsverlust (Noack-Wert). Je kleiner der Noack-Wert desto kleiner der Verdampfungsverlust eines Öls. Bei Flüssigkeiten mit niedriger Viskosität, also Produkten mit höherer Verdampfungsneigung als höherviskose Produkte, ist bei Anwendung einer Prüftemperatur von 250 °C kaum eine Differenzierung zu erwarten. Deshalb wird in diesen Fällen die Prüftemperatur auf 200 °C bzw. 150 °C abgesenkt. 45 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 6: Vergleich von Kenndaten, verschiedene PAO [Einheit] PAO 2 PAO 4 PAO 6 PAO 8 PAO 10 PAO 40 PAO 100 Dichte bei 15 °C [kg/ m 3 ] 797 818 827 832 836 849 856 Viskosität bei -40 °C [mm 2 / s] 310 2500 7900 18200 32700 - - Viskosität bei +40 °C [mm 2 / s] 5,54 17,2 31,0 45,8 62,9 395 1400 Viskosität bei 100 °C [mm 2 / s] 1,8 3,9 5,9 7,8 9,6 40,0 100 Viskositätsindex VI 125 135 136 137 151 168 Pourpoint °C -65 -70 -68 -63 -53 -34 -20 Flammpunkt, COC °C >155 215 235 250 265 270 290 Tabelle 7: Vergleich von Kenndaten, Mineralöl - PAO [Einheit] PAO 4 Solvent Solvent PAO 6 Solvent Solvent Raff. Raff. Raff. Raff. P 17/ 40 NH 15/ 40 P 32/ 40 NH 32/ 40 Viskosität bei -40 °C [mm 2 / s] 2500 - - 7900 - 7900 Viskosität bei +40 °C [mm 2 / s] 17,2 17,0 15 31,0 32 31 Viskosität bei 100 °C [mm 2 / s] 3,9 3,66 2,95 5,9 5,4 4,4 Viskositätsindex VI 135 95 2 136 97 -7 Pourpoint °C -70 -18 -48 -68 -24 -45 Flammpunkt, COC °C 215 195 165 235 225 185 Bild 7: Verdampfungsverhalten und Molekülstruktur T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 45 46 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Der größte Teil von Ölemission ist durch hohe thermisch Beanspruchung bedingt (z. B. Reibungswärme, Zerspanungswärme). Bekanntlich wird ein großer Teil der bei Zerspanungsvorgängen verbrauchten Energie in Wärme umgewandelt. Heiße Späne oder Werkstücke führen unter Umständen dazu, dass die Ölverdampfung über den eigentlichen Bearbeitungsprozess hinaus weiter stattfinden kann, so dass eine Maschinenkapselung nur begrenzt (während der Bearbeitung) wirksam ist. Effektive Absaugungen können Abhilfe schaffen, doch sind diese in vielen Fällen nur im direkten Bearbeitungsraum im Einsatz. Absaugungen, zumal solche, welche die abgesaugten Stoffe ausfiltern und nicht einfach an die Umwelt abgeben, sind natürlich entsprechend kostenaufwendig, was gerade für kleine und mittlere Betriebe ein fast unüberwindliches Hindernis ist. PAO, haben, ähnlich wie synthetische Ester (Abschnitt 6.1) aufgrund ihrer einheitlichen chemischen Struktur eine sehr geringe Verdampfungsneigung (Bei gleicher Temperatur und gleicher Viskosität verdampfen PAO also deutlich langsamer). Damit findet eine geringere Anreicherung von verdampftem Produkt statt, was mit einer deutlichen Verringerung von Brand- und Explosionsgefahr einhergeht. Ebenso sind die zu ersetzenden Verluste durch Verdampfung deutlich geringer. Vergleichende Tests an Werkzeugmaschinen ergaben eine Einsparung von mehr als 30 %. 11.2 Thermisches Verhalten Aufgrund des Fehlens von hochmolekularen Bestandteilen ist die Neigung zur Rückstandsbildung (Verkokung, Vercrackung, Bildung von Ölkohle) bei höheren Temperaturen bei PAO deutlich geringer als bei Mineralölen. Diese Aussage gilt auch gegenüber Hydrocrackölen. Bemerkenswerter Weise überträgt sich diese positive Eigenschaft auch auf Mischungen von PAO mit Mineralölen. Zur Prüfung der Neigung von Mineralölen oder Mineralölprodukten bei thermischer Belastung koksartige Rückstände zu bilden, dient der Conradsen-Test (CCT) nach DIN 51551. Ölkoks oder Ölkohle bildet sich bei sehr hoher thermischer Belastung. Speziell in Verbrennungsmotoren oder Kompressoren kann sich der Ölkoks auf gleitenden Teilen absetzen und dadurch hohen Verschleiß hervorrufen. Um dem entgegen zu wirken, sind für bestimmte Einsatzgebiete und damit bestimmte Klassen von Ölen Höchstwerte für den sich unter bestimmten Bedingungen bildenden Koks festgelegt. Bei Dieselkraftstoffen lässt der Conradsen-Test Rückschlüsse auf die Neigung zum Verstopfen von Einspritzdüsen, bei Heizölen zum Verkoken der Brennerdüsen und bei Schmierölen zur Entstehung von Rückständen zu. Bei Verdichterölen nach DIN 51506 VDL bestehen besonders hohe Anforderungen an eine niedrige Verkokungsneigung. Hier muss die Entstehung von Ölkohle vermindert werden, um die Gefahr der Selbstentzündung zu minimieren. Der Test selbst läuft wie folgt ab: Der zu prüfende Stoff wird unter Luftmangel verschwelt. Der dabei entstehende Koks wird in Prozent, bezogen auf die Einwaage der Probe angegeben. 11.3 Oxidationsstabilität (Alterungsbeständigkeit) Die Oxidation von Stoffen ist auf der Erde ein, wenn auch langsamer (bei moderater Temperatur), allgegenwärtiger Vorgang. Bei höheren Temperaturen läuft dieser Vorgang deutlich schneller ab. Als Faustregel gilt, dass ab 70 °C aufwärts sich die Reaktionsgeschwindigkeit eines Systems alle 10 K verdoppelt. Damit halbiert sich die Halbwertszeit des betrachteten Systems in den genannten Temperaturinterwallen. Viele Schmierstoffe sind bei ihrer Verwendung höheren Temperaturen ausgesetzt und somit ist die Oxidationsbeständigkeit von großer Wichtigkeit. Hinzu kommt, dass viele Schmierstoffe im Gebiet der sogenannten Mischreibung zum Einsatz kommen, also mit feinstem Metallabrieb zu rechnen ist. Dieser feine Abrieb wirkt als Katalysator beschleunigend auf die Oxidation. Aus diesem Grund wird der katalytische Einfluss bei Tests zur Oxidationsstabilität mit berücksichtigt. Um alle Einflüsse gleichzeitig testen zu können, wurde der sogenannte Tosttest nach DIN 51387 entwickelt. Bei diesem Test wird das zu prüfende Öl mit Wasser versetzt, es wird je eine frisch geschliffene Stahl- und Kupferspirale eingesetzt und über die gesamte Testdauer bei 95 °C reiner Sauerstoff eingeblasen. Beurteilt wird das Öl (Neutralisationszahl, Alterungsbanden im IR, Verfärbungen, Viskositätsänderungen etc.), Verfärbungen an den Spiralen und ob Schlammbildung auftritt. Ein anderer Test, speziell für leicht biologisch abbaubare Systeme, ist der Baader-Test. Unter Oxidationsbeständigkeit von Schmierfetten nach Norm DIN 51508 wird die Widerstandsfähigkeit von Schmierfetten gegen die Aufnahme von Sauerstoff, gemessen als Druckabfall, verstanden. Die zu prüfende Schmierfettprobe wird in ein genormtes Druckgefäß gegeben, das mit Sauerstoff bis zu einem Druck von 7,0 bar gefüllt wird. Das befüllte Druckgefäß wird in ein Heizbad von 99 °C gestellt, wobei der Druck im Gefäß auf 7,7 bar infolge der Temperatur ansteigt. Der Druckabfall nach einer festgelegten Prüfdauer wird als Maß für die Sauerstoffaufnahme durch das Schmierfett, also dessen Oxidation benutzt. Je geringer der Druckabfall oder je später dieser einsetzt, umso größer ist die Oxidationsbeständigkeit eines Schmierfettes. Diese Oxidationsbeständigkeit gibt Hinweise auf das Verhalten von Schmierfetten, die unter statischen Bedingungen über lange Zeit dem Einfluss der Atmosphäre ausgesetzt werden, wie z. B. in dünnen Schichten in Wälzlagern und anderen Maschinenteilen. Sie Aus Wissenschaft und Forschung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 46 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 sagt dagegen nichts über die Lagerungsbeständigkeit von Schmierfetten in handelsüblichen Gebinden und über die Oxidationsbeständigkeit unter dynamischen Praxisbedingungen aus. Die Ergebnisangabe erfolgt z. B. Druckabfall nach 100 Stunden 0,35 bar DIN 51808. Unadditivierte PAO zeigen ein schlechteres Oxidationsverhalten als Mineralöle, d. h. sie oxidieren schneller. Eine Erklärung für diesen Umstand ist im schon genannten Fehlen von Heteroverbindungen (Schwefel- / Stickstoffverbindungen) in den PAO zu suchen. Bei volladditivierten Produkten sind PAO-basierte Formulierungen denen auf Mineralölbasis überlegen. Das ist ein starker Hinweis, dass PAO die Wirkung von Additiven, in diesem Fall Antioxidantien, weniger in ihrer Wirkung beeinflussen als Mineralöle (additive response) (Tabelle 8). 11.4 Viskositäts-Temperatur-Verhalten (V/ T-Verhalten) PAO zeigen gegenüber Mineralölen vergleichbarer Viskosität ein deutlich besseres V/ T-Verhalten (Bild 8). Das bessere Tieftemperaturverhalten von PAO (tiefere Pourpoints, höhere Viskositätsindices, niedriger Tieftemperatur-Viskositäten) ist durch die verzweigte Struktur und das Fehlen von hochmolekularen Bestandteilen zwanglos zu erklären. Durch den höheren VI werden bei höheren Temperaturen auch vergleichsweise dickere Schmierfilme ausgebildet als bei Mineralölen in gleicher Viskosität. Bei PAO-basierten Schmierfetten wirken sich die guten Tieftemperatur-Eigenschaften ebenfalls positiv aus. Somit sind erweiterte Gebrauchstemperaturbereiche möglich, d. h. diese Schmierfette besitzen niedrigere Fließdrücke, niedrigere dynamische Viskositäten und Tieftemperaturdrehmomente bei gleichzeitig höherer oberer Gebrauchstemperatur. 11.5 Verhalten gegenüber Elastomeren PAO gelten gegenüber Elastomeren als schwach quellend, ganz ähnlich wie paraffinische Mineralöle. Aufgrund des besseren Tieftemperaturverhaltens können auch kältebeständige Elastomere zum Einsatz kommen, die in Mineralölen stärker quellen würden. Allerdings ist es nicht auszuschließen, dass aus diesen Elastomeren Weichmacher, Antioxidatien und andere Bestandteile herausgelöst werden, wodurch eine Schrumpfung (Verhärtung) der Elastomere eintreten kann. In der Praxis wird daher einer PAO-basierten Formulierung oft ein Anteil von synthetischen Estern hinzugegeben, die alleine einen Quelleffekt hervorrufen würden. Schrumpfung und Quellung heben sich im Idealfall auf. 11.6 Ökotoxizität Wie schon unter Kapitel 3 erwähnt, enthalten PAO keine aromatischen Verbindungen bzw. Anteile, die mit dem Test auf PCA gemäß IP 346 nachzuweisen wären. 47 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 8: Differential-Thermoanalyse (DSC), dynamisch; Einwaage: 10 mg; Heizrate: 1 K/ min-1; Heizbeginn: 100 °C, Sauerstoffstrom Temperatur des Oxidationsbeginn [°C] PAO 6 169 PAO 10 146 PAO 40 175 Solvent Raff P 68/ 40 158 Solvent Raff P 220/ 40 169 CLP 220 (Mineralöl) 205 CLP 220 (PAO) 232 Bild 8: VI verschiedener Grundöle T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 47 48 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 PAO sind weder hautnoch augenreizend und haben einen hohen LD50-Wert von deutlich größer 2000 mg/ kg (Ratte, oral). Die Wasserlöslichkeit ist als sehr gering einzuschätzen. Polyalphaolefine gelten als nicht sensibilisierende Substanzklasse. Sie entfetten aber die Haut wie jeder andere Kohlenwasserstoff auch, was zu einer Reizung der entfetteten Hautpartie führen kann. Die biologische Abbaubarkeit nach 21 Tagen gemäß CEC-L-33-A-94 Test beträgt für die niedrig viskosen PAO 2 und PAO 4 75-90 % bzw. 50-70 %. Je höher der Polymerisationsgrad wird, desto schlechter ist ein PAO abbaubar. Die Wassergefährdungsklasse von PAO ist mit 1 (schwach wassergefährdend) festgelegt. 12 PAO als Basisflüssigkeit für lebensmitteltaugliche Schmierstoffe Lebensmitteltaugliche Schmierstoffe sind Produkte, die zur Schmierung von Maschinen dienen, mit denen Lebensmittel hergestellt, abgefüllt oder verpackt werden und an denen es zu einem zufälligen, technisch unvermeidbaren Kontakt zwischen Lebensmittel und Schmierstoff kommen kann. Diese Schmierstoffe dürfen aber nicht bewusst dem Lebensmittel beigefügt werden. In früheren Jahren wurden medizinische Weißöle als Basisflüssigkeit für diesen Anwendungsbereich verwendet. In den letzten Jahren haben Regierungsämter, die mit Vorschriften für Nahrungsmittel und Nahrungsmittelzusätze befasst sind, damit begonnen, die mögliche Gefahr für die menschliche Gesundheit neu zu bewerten, die durch die Verwendung von Nahrungsmittelzusätzen und Schmiermitteln, die vom Erdöl stammen, für Maschinen zur Nahrungsmittelherstellung entstehen. Im Februar 1989 empfahl das „United Kingdom Ministry of Agriculture, Fisheries and Food“ praktisch alle direkten Anwendungen von mineralischen Kohlenwasserstoffen, einschließlich weißen Mineralölen, bei Nahrungsmitteln zu verbieten. Diese Entscheidung in Großbritannien basierte zum großen Teil auf toxikologischen Erkenntnissen, von denen die Industrie kürzlich bei Paraffinöl im Zusammenhang mit Ratten berichtet hatte. Erkenntnisse aus den kürzlich von der Industrie durchgeführten Toxizitätsuntersuchungen bei Ratten führten zu einigen Gesundheitsbedenken (P. Watts, Mineral hydrocarbons in food - a ban? , BIBRA Bulletin, 28: 59-65, (1989)). Eine wiederholte Verabreichung von herkömmlichen Paraffinölen in der Nahrung (über 90 Tage) führt zu einer Anreicherung von Öltropfen in den Lymphknoten, der Leber, der Milz und anderen Zielgeweben in Tieren. Bei hohen Dosen wurde das von der Entstehung eines Granuloms begleitet, was als toxikologisch bedeutungsvoll angesehen wird. Bei diesen Untersuchungen wurden auch Anomalien der hämatologischen und klinischen Chemie beobachtet, die auf mögliche nachteilige Gesundheitswirkungen hinweisen. Neben den gewünschten Schmiermitteleigenschaften können hydrierte Poly(α-olefin)-Materialien gegenüber herkömmlichen Paraffinölen auf andere Weise einen Vorteil zeigen. Aufgrund ihrer polymeren Natur und ihres hohen Molekulargewichts wird erwartet, dass Poly(αolefin)- Materialien schlecht absorbiert werden, wenn sie oral aufgenommen werden. Weil hydrierte Poly(αolefine) nicht absorbiert werden, wird die Wahrscheinlichkeit ihrer Anreicherung in Geweben minimiert, und somit wird die Möglichkeit nachteiliger Einflüsse (zum Beispiel die Entstehung eines Granuloms) in Geweben geringer, was folglich zu einem sicheren, nichttoxischen Produkt führt. Die Bemerkung „nichtabsorbierbare“ polymere Nahrungsmittelzusätze wurde in der Literatur dokumentiert (J. P. Brown und T. M. Parkinson, Nonabsorbable food additives through polymeric design, Drug Metabolism Reviews, 16: 3 89-422(1985)) und stellt einen neueren Versuch in Richtung der Entwicklung von Nahrungsmittelsubstanzen dar, die eine größere Sicherheit bieten. (Quelle: Feuston, Maureen et al. Exxonmobil Oil Corp.) Aus den oben genannten Gründen sind schon einige PAO von der FDA (Food and Drug Administration) in den USA freigegeben worden. 13 Andere Praxisanwendungen Bis auf einige wenige Ausnahmen orientieren sich PAO am Bereich der Automotiven Schmierstoffe und damit an den üblichen Viskositäten von Motorenölen, also eher im niedrigviskosen Bereich. Höherviskose PAO spielen eine eher untergeordnete Rolle. Aufgrund der vorab geschilderten guten Ergebnisse im Vergleich mit Mineralölen, bei aber vergleichbarer Chemie erlebten die Verbräuche an PAO in Europa in den letzten Jahren deutliche Steigerungen. Nachfolgend sollen einige Anwendungsbeispiele aufgezeigt werden: Metallbearbeitung Die geringe Verdampfungsneigung, auch oder gerade im niedrigviskosen Bereich prädestinieren z. B. PAO 2 für den Einsatz als Basisflüssigkeit für Schleiföle. Auch der Gute VI und die hohe Scherstabilität wirken sich positiv aus. Ein großer Vorteil ist die gute Verträglichkeit mit den üblicherweise sonst eingesetzten Elastomeren. D. h. PAO-basierte Metallbearbeitungsflüssigkeiten können ohne Probleme auf Maschinen zum Einsatz gelangen, die nur für Mineralöl-basierte Produkte zugelassen sind. Das ist ein großer Vorteil gegenüber Ölen auf Basis von synthetischen Estern, die spezielle Elastomere benötigen. Bei allen Vorteilen schreckt aber oft der Einstandspreis Aus Wissenschaft und Forschung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 48 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 potentielle Kunden ab und damit den Einsatz solcher Öle ein. Industriegetriebeöle Getriebeöle auf synthetischer Basis (PAO) gewinnen zunehmend an Bedeutung. Gründe hierfür gibt es viele: Sie haben hervorragende Verschleißschutz-Eigenschaften in Zahnrädern und Wälzlagern. Außerdem besitzen sie ein großes Potenzial, die innere und äußere Reibung zu minimieren und damit die Ölsumpftemperatur abzusenken. Die Reduzierung der Ölsumpftemperatur führt zu einem erheblichen Rückgang der thermischen und oxidativen Belastung des Getriebeöls, gleichzeitig wird die Viskosität und damit die Tragfähigkeit des Schmierfilms erhöht. Folge: Die Öl-Wechselfristen können verlängert werden, die operativen Kosten des Betreibers sinken. Dem Mehrpreis der synthetischen Getriebeöle können Einsparungen durch eine deutliche Anhebung der Lebensdauer im Vergleich zu Mineralölen und die damit verbundene Reduzierung der Gesamtkosten gegengerechnet werden. (Quelle: Bock Fuchs Europe Schmierstoffe) Motorenöle Die technischen Vorteile von synthetischen Motorenöle Auf Basis PAO sind: • Messbar bessere Leistung bei niedrigen und hohen Temperaturen • Bessere chemische Stabilität • bessere Scherstabilität • niedrige Verluste durch Verdampfung • gute Oxidationstabilität, • Stabilität gegen thermischen Abbau und Ölschlamm • Verlängerte Ölwechselintervalle • Verringerter Kraftstoffverbrauch • bessere Kaltstarteigenschaften KfZ-Getriebeöle Schmierstoffe für KfZ-Getriebe müssen einen höheren Verschleißschutz als für Industriegetriebe haben. Das ist darin begründet, dass in ortsbeweglichen Systemen die Getriebe kleiner gebaut werden müssen, um Platz und Gewicht zu sparen. Das führt natürlich zu einer höheren Belastung des Getriebes, die vom Öl kompensiert werden sollte. Polyalphaolefine haben sich in allen Typen von Getrieben (Schaltgetriebe, Automatikgetriebe und Hypoidgetriebe) bewährt. Neben den schon oben ausführlich besprochenen Vorteilen, können durch den Einsatz von PAO Wirkungsgrade durch Absenkung der Reibung gesteigert werden. Dadurch gelingt es wegen der vergleichsweise niedrigeren Ölsumpftemperaturen die Lebensdauer des Öls zu verlängern. Das gilt sowohl für Getriebeöle, die komplett auf PAO basieren, als auch für Mischprodukte (PAO/ Mineralöl). Hydrauliköle Ein wichtiges Auswahlkriterium für moderne Hydraulikflüssigkeiten für Baumaschinen ist neben der oxidativen und thermischen Beständigkeit und dem guten Verschleißschutz die Scherstabilität von Mehrbereichs- Hydraulikölen (HVI-Hydrauliköle, VI >140). Polyalphaolefinbasische Hydrauliköle, sind absolut scherstabil. Kompressorenöle Die schon oben angesprochenen Eigenschaften der PAO, geringe Rückstandsbildung (Verkokung) und gute Oxydationsstabilität prädestinieren diese Öle für die Formulierung von Verdichterölen. Dadurch wird eine höhere Betriebssicherheit gewährleistet. Darüber hinaus sind verlängerte Wartungsintervalle möglich, was den Mehrpreis gegenüber mineralölbasierten Produkten aufwiegt. Schmierfette PAO pur und Abmischungen von PAO mit Mineralöl sind mit allen gängigen Verdickersystemen für Schmierfette kompatibel. Gegenüber Produkten auf reiner Mineralölbasis sind PAO-Fette durch den stark erweiterten Temperaturbereich (sowohl nach unten, als auch nach oben) überlegen. 14 Zusammenfassung zu PAO Alle Arten von Schmierstoffen basierend auf PAO sind vergleichbaren Produkten auf Mineralölbasis deutlich überlegen. • Messbar bessere Leistung bei niedrigen und hohen Temperaturen • Bessere chemische Stabilität • bessere Scherstabilität • niedrige Verluste durch Verdampfung • gute Oxidationstabilität, • Stabilität gegen thermischen Abbau und Ölschlamm • Verlängerte Ölwechselintervalle Durch diese Eigenschaften und den daraus resultierenden verlängerten Wartungsintervallen sowie den geringeren Energie-(Kraftstoff) Verbrauch, wird der höhere Einstandspreis der PAO-Produkte mehr als kompensiert. Auch die Verknappung des Erdöls stellt für die Synthese von PAO kein größeres Problem dar, da die Synthese auch auf andere Verfahren, z. B. BTL ausweichen kann. Die Möglichkeiten, die PAO als chemische Substanz bieten sind mit Sicherheit noch nicht ausgeschöpft. Mit der Weiterentwicklung der Antriebstechnik, aber auch der Metallbearbeitung steigen die Anforderungen an Schmierstoffe immer weiter, so dass letztlich nur 49 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 49 50 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Schmierstoffe auf synthetischer Basis in der Lage sind, diese Anforderungen zu erfüllen. 15 Zusammenfassung und Ausblick Die Schmierstoffindustrie kann heute schon für viele Anwendungsbereiche Schmierstoffe für längere Lebensdauer und Lifetime-Schmierung anbieten. Schmierstoffe für längere Lebensdauer und Lifetime-Schmierung sind in der Regel auf Basis synthetischer Komponenten aufgebaut. Diese sind in der Regel deutlich teurer als konventionelle Schmierstoffe auf Mineralölbasis. Dieser Mehrpreis kann durch eine deutliche Anhebung der Lebensdauer um den Faktor 2 bis 4 im Vergleich zu Mineralöl und die damit verbundene Reduzierung der Serviceleistungen, der Betriebskosten, der Entsorgungskosten, der Ausfallkosten kompensiert werden. Die höheren Schmierstoffkosten müssen, um vergleichbar zu sein, in einen Gesamtkostenvergleich unter Berücksichtigung aller Parameter einbezogen werden. In vielen Anwendungen werden durch den Einsatz von synthetischen Basisflüssigkeiten die schmierstoffbezogenen Gesamtkosten des Systems deutlich reduziert. Bei weiter steigenden Ölpreisen rücken die synthetischen Produkte immer mehr in bezahlbare Regionen. Ester werden die Rohstoffbasis der Zukunft für Schmierstoffe sein (Bild 9). Literatur [Seilnacht] http: / / www.seilnacht.com/ Lexikon/ ester.html [VDI 3035] VDI-Richtlinie 3035 Aus Wissenschaft und Forschung 2000 2050 Einsatz [%] Ester Solventraffinat Med. Weißöl Polyalphaolefin Aromatenfr. HC-Öl Bild 9: Rohstoffbasis der Schmierstoffe (Prognose) Dipl.-Ing. Alfred P. Thilow und 6 Mitautoren Entgrattechnik Entwicklungsstand und Problemlösungen 4. Auflage 2012, 215 S., 178 Abb., 11 Tab., 8 54,00, CHF 89,50 Kontakt & Studium 392 ISBN 978-3-8169-3152-2 Zum Buch: Dieser Themenband zeigt den aktuellen Stand der Entgrattechnik auf. Er stellt dar, welche Gratdaten als Entscheidungskriterien herangezogen werden können, wie sie beeinflussbar sind und welche Entgratverfahren sich im konkreten Fall eignen. So ist zum Beispiel der Einfluss auf die Gratausbildung durch die Auswahl der Fertigungsparameter und der Fertigungsfolge mitentscheidend für den nachträglichen Entgrataufwand bzw. für das anzuwendende Entgratverfahren. Es werden die Entgratverfahren vorgestellt und ihre Anwendungsbereiche und Einsatzgrenzen durch Eckdaten aufgezeigt. Abgerundet wird das Thema durch die Darstellung der weniger bekannten Entgratverfahren wie Druckfließläppen, magnetabrasive Feinstbearbeitung und Hochdruckwasserstrahlen. 71272 Renningen Wankelstraße 13 Anzeige T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Bei der Inbetriebnahme von rotierenden Maschinen gibt es Fälle, in denen die tatsächliche vor Ort gemessene Lagertemperatur in Kippsegment-Radialgleitlagern das mit Hilfe von Berechnungsprogrammen vorhergesagte Niveau überschreitet. Der gleiche Effekt tritt ein, wenn beispielsweise die zu übertragende Leistung eines Getriebes erhöht wird, da die Lagerkräfte eines Getriebes nicht nur aus dem konstanten Rotorgewicht bestehen, sondern auch von der über den Zahneingriff übertragenen Last abhängig sind. Dies kann neben der Erhöhung der Lagerkräfte unter Umständen zu einer Änderung der Lastrichtung, bezogen auf die geometrische Anordnung der Kippsegmente, führen. Die Reduzierung der Lagertemperatur erhöht nicht nur die Zuverlässigkeit des Lagers, es reduziert sich auch das Risiko von Ölkohlebildung auf den Gleitflächen der Segmente. Gerade die Ölkohlebildung ist ein sich selbst beschleunigender Prozess, der die Lagertemperatur aufgrund der fortschreitenden Lagerspielreduzierung progressiv erhöht, bis es zum vollständigen Versagen kommt. Es soll hier eine Methode vorgestellt werden, mit der durch einen relativ einfachen Eingriff ein für beidseitige Drehrichtung, d. h. mit mittiger Segmentabstützung ausgelegtes Kippsegment-Radialgleitlager, auf eine einseitige Drehrichtung geändert werden kann. 2 Schäden durch Überhitzung An Kippsegment-Lagern können Schäden durch zu hohe Lagertemperaturen auftreten, die sich in erster Linie durch die Bildung von Ölkohle als Belag andeuten. In der Regel wird durch den Ölkohlebelag das Lagerspiel reduziert, was den Prozess weiter fortschreiten lässt. Ein typisches Abbild der Isothermen des Schmierfilms zeigt das Kippsegment in Bild 1. In den Zonen höchster Temperaturen ist der Belag schwarz gefärbt und geht in Bereichen abnehmender Temperatur über braun in gelb über. Wird das Lagerspiel durch einen relativ dicken Belag von Ölkohle extrem reduziert, so kann ein Sekundärschaden auftreten, wie in Bild 2 dargestellt. In diesem Fall ist der ganze Segmentsatz betroffen, wie die Anlaufspuren auf den Laufflächen der unbelasteten Seg- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 51 * Dr.-Ing. Gerd Franz Hermes John Crane Bearing Technology GmbH 37079 Göttingen Verbesserung der Betriebssicherheit hydrodynamischer Kippsegment- Radialgleitlager G. F. Hermes* Kippsegment-Radialgleitlager werden häufig für beidseitige Drehrichtung ausgelegt. Bei der Inbetriebnahme oder der Änderung der Betriebszustände zeigen sich in manchen Fällen unzulässig hohe Lagertemperaturen. Um diesen Fällen kurzfristig zu begegnen, wird eine systematische, einfach zu handhabende Methode zur nachträglichen Änderung auf einseitige Drehrichtung mit erheblicher Reduzierung der Lagertemperatur vorgestellt. Dabei wird auch die Auswirkung auf die dynamischen Eigenschaften berücksichtigt und kritisch betrachtet. Schlüsselwörter Kippsegment-Radialgleitlager, Überhitzung, Temperaturabsenkung, außermittige Segmentabstützung, Tragfähigkeit, Relative Exzentrizität, Kleinste Spaltweite, Reibkraftkennzahl, Hydrodynamischer Seitenfluss, Steifigkeitskoeffizienten, Dämpfungskoeffizienten Tilting pad journal bearings are often designed for bidirectional rotation. During commissioning or alteration of operating conditions in some cases unacceptable high bearing temperatures occur. To address these cases in short terms, a systematic, easy to handle method for retrospective change to unidirectional rotation is presented with a significant reduction of the bearing temperature. Thereby also, the effects on the dynamic properties have to be considered and critically examined. Keywords Tilting pad journal bearing, overheating, temperature reduction, offset pivot pad support, load capacity, relative eccentricity, smallest film thickness, friction ratio, hydrodynamic side flow, stiffness coefficient, damping coefficient Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis mente zeigen. Ein Sekundärschaden kann aber auch dann auftreten, wenn die Temperaturen neben der Ölkohlebildung zu Hitzerissen in der Lauffläche des Lagermetalls führen und letztendlich ein Ermüdungsschaden auftritt, mit der Ablösung des Lagermetalls bis zur Bindungszone zum Stahlgrundkörper. 3 Hydrodynamische Kippsegment-Radialgleitlager im Turbomaschinenbau Gleitlager in Turbomaschinen unterliegen aufgrund hoher Drehzahlen und damit verbundenen hohen Gleitgeschwindigkeiten hinsichtlich der rotordynamischen Ansprüche und der zu übertragenden Kräfte besonderen Anforderungen. Die zunehmende Leistungsdichte und steigende Gleitgeschwindigkeiten haben dazu geführt, dass in vielen Bereichen des Turbomaschinenbaus das früher übliche Mehrgleitflächenlager durch das Kippsegment-Radiallager verdrängt wurde. Speziell Getriebekompressoren, Schnelllaufgetriebe, Radialverdichter und Expansionsturbinen sowie schnelllaufende Dampf- und Gasturbinen werden in den meisten Fällen mit Kippsegment-Radiallagern ausgestattet. Kippsegment-Radiallager bieten neben hoher Tragfähigkeit und der Möglichkeit sehr guter Wärmeabfuhr bei der Anwendung gelenkter Schmierung eine besondere Eigenschaft hinsichtlich Stabilität. Dies ist bei idealem Kippverhalten der Segmente das Entfallen der gekoppelten Steifigkeits- und Dämpfungswerte, die als Störgrößen in der Schwingungsrechnung auftreten. Kippsegment-Radialgleitlager werden mit vier oder fünf Segmenten verwendet, in seltenen Fällen mit drei Segmenten. Lager mit fünf Segmenten werden im Getriebebau bevorzugt, während Lager mit vier Segmenten bevorzugt bei der Lagerung von Turbinen oder einwelligen Radial- und Axialverdichtern eingesetzt werden. Die Viersegment-Lager haben zudem eine besondere Eigenschaft, ein isotropes Steifigkeits- und Dämpfungsverhalten, wenn der Lastvektor genau in die Lücke bzw. in die Mitte zwischen den Abstützungen von zwei Segmenten gerichtet ist. Das wesentliche Merkmal von Kippsegment-Radiallagern ist, wie auch bei Mehrgleitflächenlagern, dass der Krümmungsradius der Gleitflächen R B größer ist als der Lagerradius R. Dadurch erreicht man einen stets konvergenten Schmierspalt auch bei zentrischem Lauf der Welle mit dem Wellenradius R S . Die Krümmungsdifferenz zwischen Segmentlauffläche und Welle wird bezeichnet als ΔR B . Bezieht man das radiale Lagerspiel C R als Differenz zwischen Lager- und Wellenradius in die Überlegungen mit ein, so gelangt man zur Profilierung nach DIN 31657 Teil1[1]: (1) International gebräuchlich und auch im deutschen Turbomaschinenbau angewendet wird der Preload-Wert: 52 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Bild 1: Kippsegment mit Ölkohlebelag aus einem Getriebelager Bild 2: Kippsegmentsatz aus einem Getriebelager mit Ölkohle auf den Last-segmenten und Sekundärschäden an den unbelasteten Segmenten Bild 3: Kippsegment mit starkem Ölkohlebelag und Sekundärschaden durch Hitzerisse und Weißmetallablösung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis (2) Übliche Preload-Werte liegen zwischen 0.3 und 0.5. Das relative Lagerspiel ψ wird nach DIN 31657 Teil 4 [2] als Funktion der Wellendrehzahl N J berechnet: (3) Daraus folgt das radiale Lagerspiel: (4) Übliche Lagerspiele für Kippsegment-Radiallager liegen zwischen 1.5 10 -3 und 3 10 -3 in Abhängigkeit von der Wellendrehzahl. Mit zunehmenden Gleitgeschwindigkeiten kommen immer häufiger Kippsegment-Radialgleitlager mit außermittiger Segmentunterstützungskoordinate x f >0.5 aufgrund der dadurch erzielten besseren Kühlung durch einen erhöhten hydrodynamischen Seitenfluss zum Einsatz. Bevorzugt wird hier in der Regel ein Wert von x f = 0.6, d. h., dass die Winkelkoordinate der Abstützung in Drehrichtung 10 % hinter der Mitte der Gleitfläche liegt. In vielen Fällen wird aber eine mittige Segmentabstützung wegen der Eignung für beide Drehrichtungen bevorzugt. Gerade in solchen Fällen kann die hier beschriebene Methode als nachträgliche, kurzfristig realisierbare Korrekturmaßnahme zur Verbesserung eingesetzt werden. 4 Methode zur Änderung von Radial-Segmenten von beidseitiger auf einseitige Drehrichtung Der Grundgedanke ist, wie bereits erläutert, den Flächenschwerpunkt der Gleitfläche gegen die Drehrichtung vor die Winkellage der Segmentabstützung zu verschieben. Eine bewährte und seit der erstmaligen Einführung Mitte der 1990er-Jahre vielfach praktizierte Methode zur Reduzierung der Lagertemperatur ist das Anbringen einer großen Abschrägung an der Auslaufkante der Kippsegmente. Dadurch wird der Schwerpunkt der Gleitfläche gegen die Drehrichtung vorschoben, während die Abstützstelle des Segments seine Lage beibehält. So wird aus einem Kippsegment-Radiallager mit beidseitiger Drehrichtung ein einseitig drehendes Lager. Die Methode ist vor Ort mit einfachsten Mitteln durchführbar. Da sich das Lagermetall sehr gut bearbeiten lässt, reicht im einfachsten Fall eine Feile, um diese Fase zu erzeugen. Die Vorgehensweise bei einer geplanten Unterstützungskoordinate von x f = 0.6 ist in Bild 6 beschrieben, eine praktische Ausführung ist in Bild 7 dargestellt. Es ist allerdings unbedingt empfehlenswert, das modifizierte Segment mit einem Drehrichtungspfeil zu kennzeichnen, um dem Missverständnis vorzubeugen, dass es sich um eine Einlauffase handelt. Obwohl die tragende Gleitfläche des Lagers reduziert wird, ist die Wirkung der Temperaturabsenkung dominierend. Die dynamischen Eigenschaften der modifizier- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 53 Bild 4: Kippsegmentlager mit vier Segmenten und gefluteter Schmierung zum Einsatz in einer Industriedampfturbine Bild 5: Kippsegmentlager mit 5 Segmenten und gelenkter Schmierung zur Verwendung in einem Getriebeverdichter T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis ten Lager in Bezug auf Steifigkeit und Dämpfung sind gesondert zu betrachten. Erfahrungsgemäß erzielt man durch die Modifizierung höhere Steifigkeitskoeffizienten insbesondere quer zur Lastrichtung, während die Dämpfungskoeffizienten in erster Linie durch die reduzierte Segmentfläche kleiner werden. Hier ist in einer rotordynamischen Analyse zu prüfen, ob die Dämpfung für das Schwingungsverhalten des zu lagernden Rotors noch ausreicht. Der Effekt beruht bei asymmetrischer Segmentabstützung auf einem vergrößerten Eintrittsspalt an der Segmenteintrittskante mit der Folge eines wesentlich höheren hydrodynamischen Seitenflusses, der hauptsächlich für die Kühlung verantwortlich ist. Dieser Effekt der steileren Anstellung des Segmentes kann, wie später erläutert, anhand des Vergleichs von Wellenverlagerung und kleinster Schmierspaltweite h min * gezeigt werden. Die Schmierspaltweite fällt etwas geringer aus als bei mittiger Segmentabstützung, aber auch die relative Exzentrizität ε wird kleiner. Der Gesamtschmierstoffdurchsatz kann in der Regel bei Lagern mit modifizierten Segmenten beibehalten werden. Natürlich sollte eine mögliche rotordynamische Auswirkung geprüft werden, bevor irgendwelche Änderungen der Lager durchgeführt werden. 5 Nachweis der Veränderung anhand von Kennzahlen nach DIN 31657 Die Norm DIN 31657 [1] beinhaltet ein Berechnungsverfahren zur Auslegung hydrodynamischer Mehrgleitflächen- und Kippsegment-Radialgleitlager. In dieser Norm sind die erforderlichen dimensionslosen Kennzahlen sowie der Rechengang nach dem sogenannten Mittelwertverfahren definiert. Die Datenbasis zur Berechnung bilden zahlreiche DIN-Tabellen, die die Kennzahlen in Abhängigkeit der Sommerfeldzahl unter Berücksichtigung unterschiedlicher geometrischer Parameter variieren. Diese Tabellen können z. B. mit dem Berechnungsprogramm ALP3T ermittelt werden. Dabei ist es dem Anwender überlassen, diese DIN-Tabellen unter den angegebenen Voraussetzungen auch selbst zu erzeugen. Von besonderem Interesse sind hier die Kennzahlen für Tragfähigkeit, Reibung und Öldurchsatz, deren Auswirkungen durch die hier beschriebene geometrische Veränderung der Kippsegmente hervorgerufen werden. Die Sommerfeldzahl ergibt sich aus der spezifischen Belastung F/ (B D), dem relativen Lagerspiel ψ, der dynamischen Viskosität η und der Winkelgeschwindigkeit der Welle ω zu: (5) Die Reibkraftkennzahl F f * ergibt sich aus dem Reibwert f, der Sommerfeldzahl So und dem relativen Lagerspiel ψ zu: (6) Alle Ölströmungen, welche die Gleitflächen betreffen, werden mit der Bezugsölmenge Q 0 , die vom Lagerradius R, von der Winkelgeschwindigkeit der Welle ω J und dem relativen Lagerspiel ψ abhängt, in eine dimensionslose Form gebracht: (7) Bei unserer Betrachtung ist der hydrodynamische Seitenfluss Q 3 von besonderem Interesse. Der Seitenfluss ist maßgeblich für die Wämeabfuhr aus den Gleitflächen verantwortlich. In den DIN Tabellen liegt der hydrodynamische Seitenfluss in dimensionsloser Form als Funktion der Sommerfeldzahl vor. (8) Es gilt daher zunächst zu betrachten, wie sich die geometrischen Veränderungen auf die Reibung und den Öl- 54 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Bild 7: Modifiziertes Radialsegment für ein Turbinenlager mit 4 Segmente Bild 6: Änderung eines Kippsegmen-tes von mittiger auf außermittige Ab-stützung mit x f = 0.6 Bild 6: Änderung eines Kippsegmen-tes von mittiger auf außermittige Ab-stützung mit x f = 0.6 ! & ' ! & $ ) ) # $ # T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis durchsatz bei den beiden hier betrachteten Lagertypen mit 4 und 5 Kippsegmenten auswirken. In realen Kippsegment-Radialgleitlagern treten neben den hier betrachteten Anteilen zwischen Welle und der Gleitfläche weitere, teils erhebliche, Reibungsverluste in den Segmentzwischenräumen auf, die in einer Gesamtbetrachtung nicht zu vernachlässigen sind. In Bild 8 sind die Ölströme eines Segmentes dargestellt. Am Eintritt des Segmentes tritt der Öldurchsatz Q 1 / Z in die Gleitfläche ein. Der hydrodynamische Druck verdrängt den hydrodynamischen Seitenfluss Q 3 / Z. Die Ölmenge Q 2 / Z tritt in den nachfolgenden Segmentzwischenraum ein und vermischt sich dort mit dem frisch zugeführten Öl. Die Größe Z ist in diesem Fall die Zahl der Segmente pro Lager. Ziel ist es, die Erkenntnisse hinsichtlich des hydrodynamischen Öldurchsatzes und Reibungsverhaltens zu durchleuchten. Es ist hierbei zu beachten, dass die sogenannten DIN- Tabellen isotherm ermittelt werden und Nebeneinflüsse der Segmentzwischenräume und die dort häufig auftretende Turbulenz keine Beachtung finden. Von besonderem Interesse sind hier die bereits vorgestellten beiden Lagertypen mit 4 und 5 Kippsegmenten. Bild 9 zeigt den Verlauf der Reibkraftkennzahl und des hydrodynamischen Seitenflusses als Funktion der Sommerfeldzahl. Durch die Verkürzung des Segmentumfangswinkels von 72° auf 60° wird die Reibkraftkennzahl etwa proportional reduziert. Durch die Veränderung von mittiger auf außermittige Segmentabstützung wird der hydrodynamische Seitenfluss ganz erheblich gesteigert, um etwa 50 % bei kleinen und etwa 130 % bei großen Sommerfeldzahlen. Bild 10 zeigt das Verhalten für ein 5-Segmentlager. Hier zeigt sich aufgrund der Verkürzung des Segmentumfangswinkels eine ebenfalls proportionale Reduzierung der Reibkraftkennzahl, aber aufgrund der Änderung auf eine außermittige Abstützung eine wesentliche Steigerung des dimensionslosen hydrodynamischen Seitenflusses nahezu unabhängig von der Sommerfeldzahl um etwa 150 %. Es gilt natürlich noch der Frage nachzugehen, welchen Einfluss die hier beschriebene Maßnahme auf die Tragfähigkeit hat. Hierbei erscheinen zwei Kennzahlen von Bedeutung, im klassischen Sinne die kleinste Schmierspaltweite h min *, aber auch die relative Exzentrizität ε. Beide Kennzahlen müs- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 55 Bild 8: Ölströmungen in einem Segment Bild 9: Reibkraftkennzahl und dimensionsloser hydrodynamischer Seitenfluss eines Kippsegment-Radiallagers mit 4 Segmenten Bild 10: Reibkraftkennzahl und dimensionsloser hydrodynamischer Seitenfluss eines Kippsegment-Radiallagers mit 5 Segmenten T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis sen hier immer im Zusammenhang betrachtet werden, da durch eine Änderung des Kippverhaltens der Segmente eine steilere Anstellung der Segmente bei außermittiger Abstützung allein bezogen auf die kleinste Spaltweite h min * den Eindruck einer reduzierten Tragfähigkeit erweckt (Bilder 11 und 12). Betrachtet man aber gleichzeitig den Verlauf der relativen Exzentrizität ε, so wird dieser Eindruck widerlegt. Die Verlagerung der Welle aus dem Lagerzentrum ist bei außermittiger Segmentabstützung tatsächlich gleich beim 4-Segmentlager in Bild 11 oder geringer beim 5-Segmentlager nach Bild 12. In diesem Fall ist die Tragfähigkeit tatsächlich gesteigert. Zur Gesamtbetrachtung, die durch die Veränderung der Lager hervorgerufen wird, ist es insbesondere im Turbomaschinenbau unerlässlich, das Steifigkeits- und Dämpfungsverhalten der Lager zu analysieren. Diese Werte bestimmen entscheidend das Schwingungsverhalten des Rotors hinsichtlich der Lage der kritischen Drehzahlen und deren Abstand zur Nominaldrehzahl der Maschine. Kippsegmentlager mit vier Segmenten zeichnen sich durch ein isotropes Steifigkeits- und Dämpfungsverhalten aus. Trotz Reduzierung des Segmentumfangswinkels bei außermittiger Segmentabstützung nach Bild 13 zeigt sich eine deutliche Erhöhung der Steifigkeitskoeffizienten c 11 und c 22 . Der Unterschied der Dämpfungskoeffizienten d 11 und d 22 wird mit steigender Sommerfeldzahl größer. Das Kippsegmentlager mit 5 Segmenten zeigt im Gegensatz zum Lager mit 4 Segmenten ein anisotropes Steifigkeit- und Dämpfungsverhalten. Im oberen Teil von Bild 14 sind die Steifigkeitskoeffizienten c 11 und c 22 dargestellt. Durch die Veränderung auf außermittige Segmentabstützung werden die Koeffizienten erheblich gesteigert, insbesondere im Bereich sehr kleiner Sommerfeldzahlen. Dieser Effekt ist häufig, besonders im Leerlaufbetrieb bei sehr geringer Belastung, von besonderer Bedeutung für das problematische Schwingungsverhalten eines Rotors. Im unteren Teil von Bild 14 sind die Dämpfungskoeffizienten d 11 und d 22 dargestellt. Im Bereich extrem kleiner Sommerfeldzahlen nahe dem Wert 0 führt die Änderung auf eine außermittige Abstützung zu einer Erhöhung der Dämpfungskoeffizienten, mit zunehmender Sommerfeldzahl kehrt sich dieser Effekt allerdings um und die Dämpfungskoeffizienten werden geringer als bei mittig abgestützten und mit einem größeren Umfangswinkel ausgestatteten Segmenten. Dieser Effekt ist bei einer Änderung der Lager unbedingt zu berücksichtigen. 6 Übertragung auf reale Anwendungen Die bisher dargestellten Erkenntnisse sollen im Folgenden auf zwei konkrete Anwendungsfälle mit zu hoher Lagertemperatur übertragen werden. Es handelt sich hier um konkret realisierte Maschinen aus dem Bereich des Turbomaschinenbaus, einer Industriedampf- 56 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Bild 11: Relative Exzentrizität und Spaltweitenkennzahl für ein Kippsegment-Radiallager mit 4 Segmenten. Preload =0.4, Last auf Segmentlücke Bild 12: Relative Exzentrizität und Spaltweitenkennzahl für ein Kippsegment-Radiallager mit 5 Segmenten. Preload = 0.4, Last auf Segmentlücke T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis turbine und einen Getriebeverdichter. In beiden Fälle waren die Schmierfilmtemperaturen wesentlich höher als die zulässigen Erwartungen. Eine Analyse mit den Berechnungsprogrammen ALP3T und COMBROS bestätigen die tatsächlich aufgetretenen Lagertemperaturen, die für einen Dauerbetrieb insbesondere für das verwendete Öl die Gefahr einer Ölkohleablagerung erwarten lassen. Im Fall einer Industriedampfturbine wurde ein Kippsegment-Radiallager mit 4 Segmenten eingesetzt, wie in Bild 1 dargestellt, mit einem Lagerdurchmesser von 100 mm, einer Segmentbreite von 50 mm und einem Segmentumschließungswinkel von 72°. Das Ziel war, die im Probelauf gemessenen Temperaturen von deutlich über 100 °C zu senken. Eine Analyse mit Hilfe einer ALP3T- Rechnung (Tabelle 1) zeigt eine Maximaltemperatur von 102 °C. Eine kurzfristige Änderung des Lagers auf außermittige Segmentabstützung durch Anbringung einer großen Fase an der Auslaufkante der Segmente nach der hier erläuterten Methode führte zu einer deutlichen Temperaturabsenkung und Erfüllung der Probelauferwartungen. Die Steifigkeitskoeffizienten wurden erhöht, die geringfügige Reduzierung der Dämpfungswerte führte nicht zu Problemen der Rotordynamik. Im zweiten Fall eines Getriebeverdichters wurde ein Lager nach Bild 2 mit 5 Kippsegmenten mit einem Durchmesser von 160 mm, einer Segmentbreite von 140 mm und einem Segmentumschließungswinkel von 52° eingesetzt. Die Lagertemperatur von deutlich über 110 °C war auch hier wesentlich höher als erwartet und bedeutete insbesondere bei der Verwendung von Getriebeöl mit Extrem-Pressure-Additiven die Gefahr einer Ölkohlebildung im Dauerbetrieb. Auch hier wurde als kurzfristige Maßnahme das oben beschriebene Verfahren angewendet und führte zu einer deutlichen Temperaturabsenkung. Der Dämpfungsverlust führte in diesem Fall nicht zu Problemen in der Rotordynamik. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 57 Bild 13: Dimensionslose Steifigkeits- und Dämpfungswerte für ein Kippsegment-Radiallager mit 4 Segmenten. (Preload = 0.4, Last auf Segmentlücke) Bild 14: Dimensionslose Steifigkeits- (oben) und Dämpfungswerte (unten) für ein Kippsegment-Radiallager mit 5 Segmenten. (Preload = 0.4, Last auf Segmentlücke) T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis 58 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Durchmesser 100 mm 100 mm Segmentbreite 50 mm 50 mm Relative Unterstützungskoordinate 0,5 0,6 Segmentumfangswinkel 72 ° 60 ° Lagerspiel/ Relatives Lagerspiel 0,18 mm / 1,8 10-3 0,18 mm / 1,8 10-3 Preload 0,397 0,397 Drehzahl 10043 rpm 10043 rpm Last/ Spezifische Belastung 7945 N / 1,59 MPa 7945 N / 1,59 MPa Ölsorte ISO VG 46 ISO VG 46 Zulauftemperatur 45 °C 45 °C Zuführdruck 1,3 bar 1,3 bar Segmentwinkel / Unterstützung x f 4 x 72°/ 0,5 4 x 60°/ 0,6 Differenz Öldurchsatz 20 l/ min 20 l/ min 0% Max. Lagertemperatur 102 °C 94 °C - 8 °C Reibleistung 7,55 kW 7,12 kW -6% Sommerfeldzahl 0,337 0,291 -16% Kleinste Spaltweite 26 ! m 24 ! m -8% Cxx 286500 N/ mm 312700 N/ mm 8% Cxy = Cyx 0 N/ mm 0 N/ mm 0% Cyy 286500 N/ mm 312700 N/ mm 8% Dxx 288 Ns/ mm 275 Ns/ mm -5% Dxy = Dyx 0 Ns/ mm 0 Ns/ mm 0% Dyy 288 Ns/ mm 275 Ns/ mm -5% Lagervorgaben und Ergebnisse von ALP3T-Berechnungen Tabelle 1: Vergleich der Ergebnisse von ALP3T-Berechnungen bei einer Änderung eines Turbinenlagers mit 4 Segmenten auf eine außermittige Segmentabstützung Durchmesser 160 mm 160 mm Segmentbreite 140 mm 140 mm Relative Uterstützungskoordinate 0,5 0,6 Segmentumfangswinkel 52 ° 43 ° Lagerspiel/ Relatives Lagerspiel 0,267 mm / 1,669 10 -3 0,268 mm / 1,675 10 -3 Preload 0,419 0,417 Drehzahl 8673 U/ min 8673 U/ min Last/ Spezifische Belastung 53514 N / 2,39 MPa 53514 N / 2,39 MPa Ölsorte ISO VG 46 ISO VG 46 Zulauftemperatur 50 °C 50 °C Zuführdruck 2,5 bar 2,5 bar Segmentwinkel / Unterstützung x f 5 x 52°/ 0,5 5 x 43,5°/ 0,6 Differenz Öldurchsatz 80 l/ min 80 l/ min 0% Max. Lagertemperatur 111 °C 102 °C - 9 °C Reibleistung 48,5 kW 55,0 kW 13,4% Sommerfeldzahl 0,365 0,365 0% Kleinste Spaltweite 37 ! m 31 ! m -16% Cxx 1.082.191 N/ mm 1.318.141 N/ mm 22% Cxy = Cyx 0 N/ mm 0 N/ mm 0% Cyy 2.018.297 N/ mm 2.292.541 N/ mm 14% Dxx 921 Ns/ mm 680 Ns/ mm -26% Dxy = Dyx 0 Ns/ mm 0 Ns/ mm 0% Dyy 1.543 Ns/ mm 1.196 Ns/ mm -22% Lagervorgaben und Ergebnisse von COMBROS-Berechnungen Tabelle 2: Vergleich der Ergebnisse von COMBROS-Berechnungen bei einer Änderung des Lagers eines Getriebeverdichters mit 5 Segmenten auf eine außermittige Segmentabstützung T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis 7 Zusammenfassung Es wurde eine Methode erläutert, mit der das Temperaturverhalten von Kippsegment-Radiallagern nachträglich sehr einfach deutlich verbessert werden kann. Trotz Reduzierung der tragenden Segmentflächen wird die Tragfähigkeit nicht reduziert. Die Änderung des Steifigkeits- und Dämpfungsverhaltens muss allerdings rotordynamisch berücksichtigt werden. Es deutet sich aber an, dass dieses Verfahren besonders im Leerlaufverhalten das Potential einer Verbesserung des dynamischen Verhaltens besitzt. Literatur [1] DIN 31557-1: Hydrodynamische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb, Teil 1: Berechnung von Mehrflächen- und Kippsegmentlagern, Beuth Verlag, Berlin, 1996 [2] DIN 31557-4: Hydrodynamische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb, Teil 4: Betriebsrichtwerte für die Berechnung von Mehrflächen- und Kippsegmentlagern, Beuth Verlag, Berlin, 1996 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 59 Falls Sie eine Veröffentlichung wünschen, bitten wir Sie, uns die Daten auf einer CD, zur Sicherheit aber auch als Ausdruck, zur Verfügung zu stellen. Schön ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 76). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Umzug oder Adressenänderung? Bitte T+S nicht vergessen! Wenn Sie umziehen oder Ihre Adresse sich aus sonstigen Gründen ändert, benachrichtigen Sie bitte auch den expert verlag. expert@expertverlag.de | Tel: (07159) 9265-0 | Fax (07159) 9265-20 T+S erreicht Sie dann ohne Verzögerung und ohne unnötigen Aufwand. Danke, dass Sie daran denken. Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis The Varnish Threat A sticking servo valve can cause a gas turbine to trip or shutdown in an instant. Taking power generation capacity off line is a costly event: • Lost generating capacity deprives the operator of revenue • Replacement power must be purchased at high spot rates • Unplanned maintenance expense is incurred • Intervals between costly scheduled maintenance are reduced Varnish has become an increasingly important issue in the gas turbine power generation industry because of 60 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 PAG’s - Non-Varnishing Alternatives for the Power Generation Industry K. P. Kovanda, R. Schulze* * Kevin P. Kovanda, President American Chemical Technologies Inc., Fowlerville, MI, USA Rudolf Schulze, General Manager ACT/ Schulze & Partner, PGmbH, Eupen, Belgien Mineralöle haben die Energieerzeugungsindustrie von Anfang an dominiert. Jedochverursachten in den letzten 20 Jahren Ausfallzeiten, die mit Lackauftrag in Verbindung gebracht wurden kostspielige Verzögerungen in der Gasturbinenindustrie. Dieser Lackauftrag ist teilweise das Ergebnis des Verlusts der Polarität (Löslichkeit) des Schmieröls, da die großen Ölgesellschaften ihre Raffination aus Gruppe I nach Gruppe IV-Basismaterialien entwickelt. Dies äußert sich in schneller Lackauftrags-Bildung und in Additiv Tropfenbildung. Mit jeder „Turbinenschnellabschaltung“, die eine 4 Stunden Ausfallzeit und Neustart bedeuten, sind die Kosten für die Industrie enorm. Polyalkylenglykole (PAG) stellen die einzige Klasse von Basismaterial dar, die nicht die Bildung von Lackauftrag unterstützt. Sie sind dadurch einzigartig, dass aufgrund ihrer Polarität die Nebenprodukte der Oxidation in einem PAG löslich bleiben. Das macht sie zum idealen Kandidaten für den Einsatz in Gasturbinen. Diesers Artikel wird die Eigenschaften von Polyalkylenglykolen beschreiben, sie mit mineralölbasierten Turbineölen vergleichen und wie sie in den Hildebrandlöslichkeitsparameter passen. Die Arbeit wird sechs Jahre praktische Erfahrung in der Gasturbinen- Nutzung abdecken. Darüber hinaus wird eine zum Patent angemeldete PAG Flüssigkeit als Mineralöl-Enhancer für in Betrieb befindliche Turbinenöl behandelt. Sechs Jahre Praxiserfahrung in mehr als 36 Gasturbinen werden diskutiert. Der Erfolg von PAG Turbinenflüssigkeiten gipfelte im April 2013 mit der Revision des Papers von General Electric - „Lubricating Oil Recommendations for Gas Turbines with Bearing Ambients above 500 °F (260 °C) GEK32568 h“. Schlüsselwörter PAG, Polyalkylenglykol, Öl, Lackauftrag, Turbine, Zuverlässigkeit, Schmiermittel Varnish build-up in today’s more powerful gas turbines is the root cause behind many power station shutdowns and results in lost power generation capacity. A small amount of varnish can cause close tolerance servo valves to stick and automatically „trip“. A shut down, can cost tens of thousands for a partial load trip and the cost of a full load trip event can be even higher. The threat of varnish has become greater with the use of more highly refined turbine oils. Moving beyond petroleum, the field success of poly alkylene glycol (PAG)-based turbine fluids offers operators an alternative solution to the varnish problem. PAGbased turbine fluids eliminate varnish formation in large frame gas turbines with more than 7 years and 60,000 hours of service history. PAG’s improve starting reliability, eliminate unplanned shutdowns, ensure long-term fluid service, and extend equipment operating life, all while reducing maintenance and repair expense. We will explore the threat varnish poses to large frame gas turbines in power generation service, how conventional hydrocarbon oils contribute to varnish formation, and how PAG-based turbine fluids and a new PAG-based turbine fluid additive can enable operators to put an end to varnish. Keywords PAG, Poly alkylene glycol, Oil, Varnish, Turbine, Reliability, Lubricant Kurzfassung Abstract T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis trends in turbine design, evolving operating practices, and changes in hydrocarbon-based turbine oils. More Powerful Turbines Today’s gas turbines continue to get larger with greater power generating capacity. Their size and strength places more stress on the unit itself and the lubricating fluid that protects it. As a turbine oil ages, varnish formed in the lubricant can precipitate out of solution and adhere to critical surfaces. If varnish invades the tight tolerances surrounding servo valves, it can impede valve movement. When valve movement is hindered the default action is to trip the turbine. This results in unplanned downtime, lost megawatt production, and eventually high repair expense. The last chance filters installed ahead of servo valves offer no guarantee of protection. As shown in the accompanying photo, these filters often become plugged. Without continuous maintenance, loose varnish can break through and plug the valve. The result is an increase in the potential for varnish formation and other problems that affect the reliability of gas turbine operations. Solvency - Group I lubricant base stocks were not as susceptible to varnish formation. However, lubricants made from Group I oils were high in sulfur and aromatic content. As the products of the petroleum industry were held to standards of environmental protection and worker safety, their properties changed. The aniline point of various lubricant base stocks demonstrates the change in solvency properties of various types of lubricant base stocks. The aniline point of an oil is defined as the minimum temperature at which equal volumes of aniline (C 6 H 5 NH 2 ) and the oil are miscible (form a single phase when mixed). Lubricants with a lower aniline point have a greater ability to dissolve polar materials such as oxidation by-products and performance additives. Figure 1 shows the superior solvency of PAG base stocks compared to other base stocks. Changes in available base oils affected every industry where they were used. In automotive applications, equipment fill amounts are relatively small. Therefore, oil change intervals can be relatively short and the degradation of the oil is matched to other use factors. However, in the power generation industry, 3,100 gallons of lubricant are required to fill a GE7EA turbine and 6,100 gallons are needed to fill a GE7FA. Operators need the lubricant to last six to 10 years or more before the oil needs to be replaced. In practice, the more highly refined hydrocarbon oils cannot approach these service life expectations without significant maintenance support. Operators invest heavily in services to predict and remove varnish in turbine units as they attempt to extend the lifetime of their oil. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 61 Last chance filter clogged with hydrocarbon varnish Figure 1: Aniline Points of Base Oils Demands of „Peaking“ Service Turbines that operate only during spikes in power, „peaker“ turbines, have system demands that are greater than base-load units. Start-and-stop peaker service is more stressful on the turbine and the lubricant. As the units cool down, oxidation by-products that have formed precipitate out of solution and form varnish. This directly impacts the reliability of startup the next time the turbine is needed. Changes in Hydrocarbon Oils The properties of today’s hydrocarbons are perhaps the single greatest contributors to varnish formation in gas turbine power generation. There has been a gradual shift to more refined hydrocarbon base oils. This has reduced the solvency of turbine oils, lowered their conductivity and affected air release properties. T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 61 Aus der Praxis für die Praxis Reduced Conductivity - Another property that changed with the refining of hydrocarbons is conductivity. Low electrical conductivity of the lubricant results in electro static discharge (ESD). ESD is an event that accelerates the degradation of turbine oils. These spark discharges rapidly oxidize turbine oil resulting in premature varnish formation. „Hot spots“ can form on equipment surfaces, contributing to dielectric breakdown and the presence of wear metals in the oil can also contribute to static discharge. The evolution of hydrocarbon base oils has reduced oil conductivity, increasing the potential for ESD. Extended Air Release - Varnish build-up in the lubricant prolongs air release times. These entrained air bubbles contribute to micro-dieseling, pump cavitation, premature oxidation and varnish formation as well as component wear. Micro-dieseling is a thermal degradation mechanism that occurs when small air bubbles entrained in the turbine oil are compressed, explode and burn the oil. Why PAG-based Fluids Eliminate Varnish The non-varnishing performance of PAG-based turbine fluids has now been documented in large-frame gas turbines in power generation service for more than seven years and 60,000 hours. As a result, turbine OEM General Electric has included a PAG-based turbine fluid specification in its June 2013 gas turbine lubricating oil recommendation document GEK 32568h (now GEK 32568j). Unlike refined hydrocarbon oils, polyalkylene glycols are full synthetic materials where oxygen is every third atom of the polymer backbone. These versatile, thermooxidatively stable products are used in a wide range of lubrication applications including fire resistant hydraulic fluids, environmentally acceptable lubricants for marine vessels, synthetic compressor fluids, and turbine fluids. PAG-based fluids are clean lubricants, with natural detergency. It is the oxygen in the polymer that is the origin of its unique chemical properties. The polarity allows for a wide degree of solvency towards many materials including oxidation by-products and performance additives. Additive and by-product solubility is important when assessing the varnish formation potential of hydrocarbon oils versus PAG-based fluids in gas turbine operations. Polar Solubility Figure 2 shows what happens when decomposition byproducts are formed in conventional hydrocarbon turbine oils, which are non-polar substances. The by-products produced by oxidation of the hydrocarbon oils are polar. Under typical temperature, system operating cycles, and the passage of time, these polar by-products form insoluble varnish that precipitates out of solution and adheres to system surfaces. Additives are included in hydrocarbon oils formulations in an effort to increase oxidative stability but with only partial success. In contrast, the PAG-based turbine fluid, a more stable and polar material, produces a smaller amount of low molecular weight polar by-products which remain in solution, even under prolonged exposure to typical turbine operating conditions. To summarize, the PAG-based turbine fluids eliminate varnish because any by-products they produce remain soluble in the fluid and will not precipitate out to form sludge or varnish in the system. Low Potential for Electrostatic Discharge Electrostatic discharges (ESD) within turbine systems create high temperature „hot spots“ (10,000 °C) that contribute to thermal degradation and premature varnish formation. As hydrocarbon oils have become more highly refined, purity has increased and conductivity has gone down. Lower conductivity increases the potential for ESD. Figure 3 compares the conductivity of Group V PAG-based base oils to the three hydrocarbon oil groups as well as Group IV polyalphaolefin (PAO) synthetic base oils. PAG-based fluids are higher in conductivity and have less potential for static discharge than the hydrocarbon oils and PAO. Note that spark discharge will occur at conductivity (pS/ m) levels of 400 or less and may occur between 400 and 1,100 pS/ m. PAG fluids provided more protection against ESD than Group I hydrocarbon oils, which previously provided the industry benchmark for acceptable ESD performance. 62 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Last chance filters after 6 years and 55,000 hours of service with PAG-based turbine fluid Comparing the photo above, to the clogged last chance filter shown preciously, dramatically demonstrates the difference in varnish accumulation with hydrocarbon oils and PAG-based turbine fluid in last chance filters ahead of servo valves in large frame gas turbines. Operators of GE7FA units report that after changing filters every 3 to 6 months while operating with hydrocarbon oils, their last chance filters have never required replacement in the years since the turbines were converted to PAG-based turbine fluid. Unique Polar Chemistry What are PAG’s and why are they so effective in eliminating varnish and related turbine operating problems? T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 62 Aus der Praxis für die Praxis Reduced Potential for Micro-dieseling The persistent presence of entrained air in turbine oils is a primary contributor to micro-dieseling, a thermal degradation mechanism that occurs when small air bubbles in turbine oil are compressed, explode and burn the oil. Figure 4 compares the length of time required by hydrocarbon turbine oils and PAG-based lubricants to get to 0.2 % entrained air volume. The GEK 32568F OEM Spec allows for a maximum of 5 minutes to reach the target 2 % level of entrained air. Even in the presence of water contamination, PAG fluids demonstrate excellent release of air, outperforming hydrocarbon oils and reducing the threat of varnish and other damage caused by micro-dieseling. PAG-based Fluids Meet or Exceed Industry Performance Requirements The properties of PAG-based turbine fluids compare very favorably to those of hydrocarbon oils as shown in Figure 5. Note that the higher viscosity index of PAGs allows the use of a lower viscosity grade to achieve the same absolute viscosity as an ISO 32 hydrocarbon oil. Using a lower viscosity grade reduces friction, and increases overall system efficiency while reducing thermal demand on bearings. The higher viscosity index of PAGbased turbine fluid also enables it to retain excellent viscosity characteristics over a wider temperature range than hydrocarbon Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 63 Figure 3: Electro Static Discharge Comparison Figure 4: Entrained Air Comparison (ASTM D 3427, 50 °C) Lubricant Minutes to 0.2 % Entrained Air Volume PAG-based Fluid (neat) 0.4 PAG-based Fluid with 2000 ppm water 0.7 PAG-based Fluid with 4000 ppm water 1 Hydrocarbon Oil A 4 Hydrocarbon Oil B 5 Figure 5: Properties Comparison Typical PAG-based Hydrocarbon Properties Turbine Fluid Turbine Oil ISO Viscosity Grade 25 32 Viscosity Properties cSt cSt @ 40 °C (104 °F) 26.23 32.44 @ 100 °C (212 °F) 5.19 5.56 Viscosity Index 132 109 Thermal Conductivity @ 40 °C watts/ m °K 0.145 0.1 Four Ball Wear Scar mm 0.63 0.65 Air Release Results ASTM D 3427 Minutes to 0.2 % Entrained 0.4 4.0 - 5.0 Air Volume Biodegradable Yes - Hydrolytic No Reaction Forms Acids, Stability with Water Degrades Figure 2: Why PAG-based turbine fluids will not form varnish T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 63 400 pS/ m Aus der Praxis für die Praxis oils. PAG-based fluid has a low pour point for cold weather startup of peakers and offline base load units. Figure 6 shows the viscosity of PAG-based turbine fluids versus hydrocarbon oils across a broad temperature range. Energy Efficiency - Heat Capacity Figure 7 shows the greater heat capacity of PAG-based fluids, which can translate into additional protection for turbine wear surfaces. Owners and operators of gas turbines report 5° to 10° lower bearing temperatures when PAG-based turbine fluids are used in place of hydrocarbon oils. Four Ball Wear Testing PAG-based turbine fluids provide excellent wear protection and are tolerant of water contamination. The data in Figure 8 show hydrocarbon oils do not offer the same level of production, even when PAGbased fluids contain up to 2 % water. Hydrolytic Stability While hydrocarbon turbine oils degrade and form acids when exposed to water, PAG-based turbine fluids are inert to water as show in Figure 9 which shows the effect of water contamination on total acid number (TAN) in PAG-based turbine fluid. A Two-Step Approach to PAG Conversion PAG-based technology from American Chemical Technologies (ACT) can be used to convert turbine units immediately to PAG-based turbine fluid or to extend the life of conventional hydrocarbon fluids by removing existing varnish and reducing the potential for future varnish problems. This offers owners and operators a two-step approach to incorporating the non-varnishing performance of PAG chemistry in current turbine units. Step 1 - Repair or Prevent Varnish in Existing Oils EcoSafe ® Revive™ is a patented fluid additive exclusively available from ACT that enables owners and operators to put an immediate end to varnish problems and scale back costly varnish management expense while continuing to use their current hydrocarbon oil until it reaches the end of its target service life. When added to conventional turbine oil, EcoSafe ® Revive™ eliminates varnish, improves lubricity, and extends the life of the 64 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Figure 7: Turbine Fluids Heat Capacity Comparison Figure 8: Four Ball Wear Comparison (ASTM D 4172 conditions: 40Kg, 1200 RPM, 1 hour, 75 °C) Lubricant Scar Diameter, mm PAG -based Turbine Fluid, neat 0.65 PAG -based Fluid with 7,500 ppm water 0.67 PAG -based Fluid with 20,000 ppm water 0.66 PAG-based Fluid with 2,900 pp water after 10,200 operating hours in a GE 7FA Turbine 0.77 ISO 46 Hydrocarbon Base Oil 0.83 Hydrocarbon Turbine Oil 0.75 - 0.80 Figure 6: Viscosity vs. Temperature Comparison T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 64 Aus der Praxis für die Praxis oil. Addition of EcoSafe ® Revive™ is predicted to double the life of typical hydrocarbon oils, greatly reducing the cost of operation and protecting against the need to replace the fluid prematurely. Recommended for use at an addition rate of 10-20 %, EcoSafe ® Revive™ is designed to repair existing oils identified with high varnish potential ratings or to change the solubility of newer oils so that varnish does not occur. The treatment changes the solubility of hydrocarbon oils by shifting polarity, so thermooxidative by-products remain in solution and do not form sludge or deposits on equipment surfaces. Existing varnish is also re-solubilized and phenolic and aminic antioxidants are regenerated. EcoSafe ® Revive™ is 100 % soluble and is compatible with all major commercial hydrocarbon base oils. No conversion process is required. Step 2 - Convert to PAG-based Fluid to Eliminate Varnish Entirely To take full advantage of PAG-based turbine fluid technology, owners and operators can replace conventional hydrocarbon fluids entirely, installing EcoSafe ® TF-25 PAG-based Turbine Fluid and eliminating varnish once and for all. EcoSafe ® TF-25 has been proven to eliminate varnish and protect large frame turbines in more than seven years and 60,000 hours of power generation service. The fluid complies fully with the PAG fluid specification within General Electric’s gas turbine lubricating oil recommendation document GEK 32568 h (now GEK 32568j). EcoSafe ® TF-25 is non-sludge or varnish forming to significantly reduce maintenance requirements and the need for costly varnish abatement products and services. The excellent low foaming and air-release properties of the fluid reduce the potential for micro-dieseling and related damage. The higher conductivity of EcoSafe ® TF-25 also reduces electrostatic discharge (ESD) and the hot spots that cause premature varnish formation. Available exclusively from ACT, EcoSafe ® TF-25 takes advantage of the inherent lubricity of PAGs to provide excellent wear protection. The fluid is hydrolytically stable and will not break down and react with water, minimizing fluid degradation and acid formation that can damage equipment. High temperature stability is also excellent and the higher viscosity index of EcoSafe ® TF-25 allows use of a lower viscosity grade to achieve the same absolute viscosity as ISO 32 grade hydrocarbon oil at typical operating temperatures. This reduces friction and increases overall system efficiency while reducing thermal demand on bearings. EcoSafe ® TF-25 is compatible with commonly used seals, hoses and metals. It is classified as readily biodegradable and environmental impact is low in the event of a spill or leak. EcoSafe ® TF-25 also satisfies stringent criteria for toxicity, to support a safe and healthy working environment. Conclusion Over more than 7 years and 60,000 hours of power generation operation, PAG-based turbine fluids have been proven to eliminate varnish formation in large frame gas turbines, delivering improved starting reliability, eliminating unplanned shutdowns, ensuring long-term fluid service, and extending equipment operating life, all while reducing maintenance and repair expense. As a result of this performance track record, General Electric’s gas turbine lubricating oil recommendation document GEK 32568 h (now GEK 32568j), released in June of 2013, now includes a PAG-based fluid specification. Now with access to ACT’s two-step approach, owners and operators of gas turbines can select the PAG adoption method that best matches their needs. Either route enables them to quickly put an end to the costly varnish problems, improving operating reliability, eliminating unnecessary maintenance costs, and protecting their significant equipment investment. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 65 Figure 9: PAG’s are inert to water T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 65 Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Der Tod ist gewissermaßen eine Unmöglichkeit, die plötzlich zur Wirklichkeit wird * . So sind wir unerwartet mit dem viel zu frühen Lebensende von Herrn Prof. Dr.-Ing. Uwe Winkelmann konfrontiert worden, der am 11. Oktober 2015 im Alter von 63 Jahren von uns gegangen ist. Er hat nicht nur unsere Lebensgeschichte, sondern in entscheidenden Wissensbereichen auch die Geschichte der Tribologie sowie die der Otto-von-Guericke-Universität Magdeburg und der Hochschule Magdeburg- Stendal mitgeschrieben. Nach Abschluss seines Maschinenbaustudiums als Diplom-Ingenieur an der Technischen Hochschule Otto von Guericke Magdeburg im Jahr 1976 wurde er vom Minister für Hoch- und Fachschulwesen zum Sekretär der Hauptforschungsrichtung Tribotechnik berufen. Während seines 3 jährigen Postgradualstudiums qualifizierte er sich zum Fachingenieur für Tribotechnik und arbeitete währenddessen in der Kommission für Schmierungstechnik beim Präsidium der Kammer der Technik. Dort war er sowohl in der Grundlagenwie auch in der angewandeten Tribologie-Forschung tätig. Dem Abschluss zum Doktoringenieur im Jahr 1982 und der anschließenden beruflichen Tätigkeit folgte die Berufung auf die Professur für Konstruktionsgrundlagen, Maschinenelemente und Tribologie an der Hochschule Magdeburg-Stendal, die er ab 1994 bis zuletzt mit viel Engagement ausübte. Seine wissenschaftliche Arbeit im Fachgebiet Tribologie war während seiner gesamten akademischen Laufbahn von den Grundlagen der energetischen Theorie beeinflusst, die seit den 80er Jahren vielfach zur Berechnung von Reibung und Verschleiß genutzt wird. Diese hat er schon in den Anfangszeiten seines wissenschaftlichen Wirkens gemeinsam mit Herrn Prof. Dr.-Sc. techn. Fleischer sowie dessen Mitarbeitern an der damaligen Technischen Hochschule Otto von Guericke Magdeburg grundlegend mitentwickelt. In Zusammenarbeit mit bedeutenden Wissenschaftlern an der Akademie der Wissenschaften der damaligen UdSSR, wie Prof. Kragelski und Prof. Kombalov leistete er einen entscheidenden Beitrag zur Kopplung von Grundlagen der energetischen Betrachtungsweise mit mathematischen Grundlagen zur Modellierung der Kontaktgeometrien von Oberflächen. Darauf aufbauend folgte eine jahrzehntelange Arbeit in der Optimierung des Reibungs- und Verschleißverhaltens von Wälzlagern. Im Rahmen dieser Tätigkeiten bezog er auch den Schmierstoff als Konstruktionselement mit ein. Nicht zuletzt diese Arbeit bildete im Bereich Maschinenelemente und Tribologie am Institut für Maschinenbau der Hochschule Magdeburg-Stendal in jüngster Zeit die Basis zur Anwendung der energetischen Grundlagen und der Kontaktmechanik auf die Beschreibung des Reibungsverhaltens von Fahrzeugkupplungen. Als Autor und Mitautor von mehr als 40 Veröffentlichungen, der Mitarbeit am Lehrbuch „Verschleiß und Zuverlässigkeit“ sowie einer Vielzahl an fachspezifischen Vorträgen war Herr Prof. Winkelmann zweifelsohne einer der wichtigsten Wissenschaftler der Tribologie, der das Fachgebiet auch außerhalb Deutschlands entscheidend mitgeprägt und damit beachtlichen sowie nachhaltigen Einfluss genommen hat. Neben dem wissenschaftlichen Wirken hat sich Herr Prof. Winkelmann aber auch in einer Vielzahl von Gremien im akademischen Bereich zunehmend der Gestaltung der Hochschullandschaft im Land Sachsen-Anhalt gewidmet. Schon seit Beginn seiner Tätigkeit als Professor an der Hochschule Magdeburg-Stendal war er Senatsmitglied und hat mit diesem Amt insbesondere zur Entwicklung der Hochschule beigetragen. Von 2005 bis 2009 übte er neben seiner Lehrtätigkeit auch das Amt des Direktors am Institut für Maschinenbau aus und leitete anschließend als Dekan den Fachbereich für Ingenieurwissenschaften und Industriedesign der Hochschule Magdeburg-Stendal. So wirkte er weiterhin auch als Vorstandsmitglied am Institut für Akademische Weiterbildung der Otto Benecke Stiftung e. V., welche sich als international und national anerkannte Organisation in den Themenfeldern Migration, Integration und Minderheiten einsetzt. Dort hat er unter anderem maßgeblich zum Erfolg der Weiterbildungsmaßnahme der Studienergänzung Maschinenbau an der Hochschule Magdeburg-Stendal beigetragen. Durch seine Unterstützung wurde seit 1998 im Rahmen des Socrates-Erasmus Programms außerdem eine stabile Zusammenarbeit sowie ein regelmäßiger Studenten- und Dozentenaustausch mit der slowakischen Universität Žilina mit Leben gefüllt. Im Rahmen des Bologna-Prozesses entwickelte er außerdem als Landesvertreter im Fachbereichstag Maschinenbau der Fachhochschulen der Bundesrepublik Deutschland die Rahmenpläne des mehrfach akkreditierten Bachelor- und Masterstudiengang der Ingenieurausbildung in der Fachrichtung Maschinenbau an der Hochschule Magdeburg-Stendal. Wie auch im wissenschaftlichen Bereich hat er in allen diesen Funktionen komplexe Situationen auf unauffällige Weise geordnet und zum richtigen Zeitpunkt durch konkrete Worte in zielführende Richtungen gelenkt. Nun muss sich für uns die Welt ohne ihn neu ordnen, denn Herr Prof. Dr.-Ing. Uwe Winkelmann war für die einen ein ehemaliger Studienkollege und für die anderen Vorgesetzter, Mentor oder Kollege darüber hinaus war er aber insbesondere für die Unterzeichnenden ein Freund. In Rahmen dieses ehrenden Andenkens möchten wir besonders seiner Familie in tief empfundener Trauer unsere Anteilnahme zum Ausdruck bringen. M.Sc. Mirjam U. Bäse, Dr.-Ing. Frank Rühle, Prof. Dr.-Ing. Jens Hadler, Prof. Dr.-Ing. Marián Dzimko, Prof. Dr.-Ing. Erik Kuhn *Ein Zitat des Dichters Johann Wolfgang von Goethe, welches er in seinen letzten Lebensjahren in Gesprächen mit Johann Peter Eckermann äußerte. Foto: Bastian Ehl Nachruf T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 66 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 67 Experimentelle Charakterisierung tribologischer Systeme für das folienfreie Tiefziehen von Edelstahl mittels eines Streifenziehversuchs H. Voigts B.Sc.RWTH * Für das Tiefziehen von Edelstahlblechen werden derzeit Ziehfolien aus Polyethylen eingesetzt. Die Kosten für Ziehfolie betragen ca. sechsmal so viel, wie für gängige Umformschmierstoffe. Für eine ökologische und ökonomische Blechumformung werden Schicht- Schmierstoffsysteme als Alternative zur Ziehfolie untersucht, Im Fokus der Untersuchung standen das Edelstahlblech X5CrNi18-10, ein mineralölbasierter Schmierstoff, ein Schmierfett, ein Flüssigpolymer, ein folienbildendes Polymer und ein emulgierbarer Ester. Reibbacken aus dem Werkzeugstahl X155CrMoV12 wurden beschichtet mit TiCN, MoST, einer DLC-Schicht, sowie einer TiCN-Ultrafine-Schicht im PVD-SPCS-Verfahren. Als Referenz diente die Kupferlegierung Ampco, die für die Umformung mit Ziehfolie eingesetzt wird. Das Benetzungsverhalten der Schmierstoffe auf den Beschichtungen wurde bei 20 °C und einer bei Umformprozessen auftretenden Temperatur von 70 °C mittels Tropfenkonturanalyse charakterisiert. Der Verschleißwiderstand der Beschichtungen wurde mit Ritztests und Härteeindrücken untersucht. Anschließend erfolgte eine Reibwertanalyse in einer Streifenziehversuchsanlage bei 20 °C und 70 °C mit beölten Blechstreifen. Anhand der durchgeführten Versuche erfolgte eine Beurteilung der tribologischen Systeme. Mithilfe der Tropfenkonturanalyse ließ sich eine gute Benetzbarkeit der TiCN- und der DLC-Beschichtungen nachweisen. Mechanische Versuche an den Beschichtungen gaben Aufschluss über die Verschleißfestigkeit. TiCN hat eine gute Haftung auf X155CrMoV12. Die DLC-Schicht zeigt im Ritztest deutliche Verschleißspuren. Am widerstandsfähigsten war TiCN-Ultrafine. Die Ampco-Versuche wiesen gute Reibwerte bei Raumtemperatur auf, was anhand des weichen Materials erklärt wird. Rauheitsspitzen werden leicht abgeschert und resultieren in einem geringen Reibungswiderstand. TiCN- Ultrafine hat gegenüber TiCN durch das weiterentwickelte Abscheideverfahren eine glattere Oberfläche, was sich in niedrigeren Reibwerten niederschlägt. Die MoST- Feststoffschmierschicht erzielt relativ viel Reibung, was durch schlechte Benetzung erklärt wird. MoST lässt wenig polare Wechselwirkungen zu und verhindert dadurch, dass sich ein stabiler Schmierfilm adhäsiv an die Oberfläche bindet. Um eine endgültige Aussage über die Eignung der untersuchten tribologischen Systeme treffen zu können wurden anschließend industrielle Umformversuche durchgeführt. Prinzipiell geeignet ist TiCN-Ultrafine mit dem mineralölbasierten Schmierstoff. Zukünftige Forschung untersucht das folienbildende Polymer, jedoch besteht hier die Herausforderung in der Handhabung des Polymerabriebs im Werkzeug. Der Autor bedankt sich bei der Gesellschaft für Tribologie für die Auszeichnung seiner Bachelorarbeit mit dem GfT-Förderpreis, sowie bei Prof. Dr.-Ing. Fritz Klocke und Daniel Trauth für die Betreung der Arbeit. Ebenfalls gilt sein Dank den folgenden Projektpartnern für ihre Unterstützung: Eifeler Werkzeuge GmbH, Miele Cie. & KG, Raziol Zibulla & Sohn GmbH und Outokumpu Nirosta GmbH. GfT-Förderpreis Bachelorarbeit * Herman Otto Voigts B.Sc.RWTH Werkzeugmaschinenlabor WZL der RWTH Aachen Lehrstuhl für Technologie der Fertigungsverfahren 52074 Aachen Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeige T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 67 Nachrichten 68 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 GfT-Förderpreis Diplomarbeit Modellierung und Implementierung der Schienenkonditionierung auf einem Gleitschutzprüfstand F. Kröger * Einleitung Beim Eisenbahnverkehr werden die Traktions - und Bremskräfte überwiegend durch die kraftschlüssige Verbindung des Rad-Schiene-Kontakts übertragen. Der Betrag des Kraftschlussbeiwertes und somit die maximal übertragbare Kraft ist stark von der Beschaffenheit der Kontaktpartner sowie Zwischenmedien abhängig und wird damit in hohem Maße von Umgebungsbedingungen beeinflusst. In modernen Schienenfahrzeugen arbeiten sogenannte Gleitschutzsysteme, welche bei schlechten Schienenverhältnissen Radsatzstillstände verhindern und Bremswegverlängerungen begrenzen. In ihrer Funktionalität ähneln diese Systeme dem ABS des Automobils. Die Entwicklung, Optimierung und Zulassung der Gleitschutzsysteme erfolgt neben Fahrversuchen auf freier Strecke zunehmend auf einem Gleitschutzprüfstand. Der Prüfstand bildet das Fahrzeug und den Rad-Schiene- Kontakt in einem Simulationsmodell ab. Letzteres beinhaltet den sogenannten Konditioniereffekt, welcher die Auswirkungen eines Energieeintrags im Rad-Schiene- Kontaktpunkt auf das Kraftschlussniveau beschreibt. Ein guter Gleitschutz nutzt diesen Effekt zur Bremswegoptimierung. Ziel dieser Diplomarbeit ist es, ein mathematisch-physikalisches Modell für den Konditioniereffekt zu entwickeln. Nach erfolgter Implementierung in das Simulationsmodell des Gleitschutzprüfstands wird dieses anhand von Versuchsdaten aus realen Fahrversuchen validiert. Kraftschlussregelung durch den Gleitschutz Rad und Schiene bilden im Betrieb eine kraftschlüssige Verbindung. Zur Übertragung von Traktions- und Bremskräften ist daher stets eine Schlupfgeschwindigkeit der Radsätze gegenüber der Fahrzeuggeschwindigkeit erforderlich. Ist der durch die Traktions- oder Bremskraft (im Folgenden wird nur der Fall Bremsen beschrieben) angeforderte Kraftschluss geringer als der verfügbare, kann die gesamte Kraft übertragen werden und die Schlupfgeschwindigkeit nimmt minimale Werte an. Wird das Kraftschlussmaximum hingegen überschritten, steigt die Schlupfgeschwindigkeit der betroffenen Radsätze weiter an, bis es zu einem Radsatzstillstand kommt. Die Bremskraft muss in diesem Fall durch den Gleitschutz aktiv verringert werden, bis der verfügbare Kraftschluss ausreicht, um dem Radsatz ein Wiederbeschleunigen zu ermöglichen. Anforderungen an das Simulationsmodell Der Konditioniereffekt bewirkt eine Verbesserung des Kraftschlusses im zeitlichen Verlauf der Bremsung durch Energieeintrag im Rad-Schiene-Kontakt. Die Energie tritt in Form von Reibleistung und mechanischer Arbeit auf. Hierzu ist ein Mindestmaß an Kraftschluss sowie eine ausreichende Schlupfgeschwindigkeit der Radsätze erforderlich. Bei Trockenbremsungen ist der verfügbare Kraftschluss ausreichend für die Übertragung der Bremskräfte. Folglich tritt kein Schlupf an den Radsätzen auf und es kommt zu keinem Energieeintrag im Rad-Schiene-Kontakt. Eine Konditionierung ist damit nicht möglich und auch nicht erforderlich. Durch präparieren einer Schiene mit Seifenlösung entstehen niedrige Kraftschlussverhältnisse (im Folgenden nH genannt). Unter diesen Bedingungen entsteht bei Bremsungen mit guter Gleitschutzregelung ausreichender Schlupf, sodass es zu einer Konditionierung mit ansteigendem Kraftschlussniveau kommt. Wird die Schiene mit Öl präpariert, entsteht extrem niedriger Kraftschluss (im Folgenden xnH genannt). Eine Konditionierung tritt trotz hoher Schlupfgeschwindigkeit aufgrund des sehr geringen Kraftschlusses nicht auf. Neben den genannten Anforderungen muss auch der Einfluss der Radaufstandskraft im Simulationsmodell berücksichtigt werden. Lokomotiven weisen gegenüber Reisezugwagen im Allgemeinen eine bessere Konditionierung auf. Dies ist auf die höhere Reibleistung im Rad- Schiene-Kontakt infolge des größeren Fahrzeuggewichts zurückzuführen. Modellbeschreibung Das Simulationsmodell des Rad-Schiene-Kontakts berechnet den verfügbaren Kraftschluss in Abhängigkeit der vorgegebenen Parameter. Der Kraftschluss für eine trockene Reibpaarung von Rad und Schiene liegt als werkstoffabhängige Funktion der Schlupfgeschwindigkeit vor. Diese Kurve kann durch ein Zwischenmedium * Dipl.-Ing. Felix Kröger, DB Systemtechnik GmbH in Kooperation mit der Leibniz Universität Hannover / Institut für Maschinenkonstruktion und Tribologie T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 68 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 69 im Radaufstandspunkt in ihrem Niveau reduziert werden. Die Oberflächenrauheit von Rad und Schiene sowie die Höhe dieser Zwischenschicht beeinflussen maßgeblich das Niveau der Kraftschluss-Kurve. Die Konditionierung des Kraftschlusses wird durch eine Veränderung der Zwischenschichthöhe und der Rauheiten durch Energieeintrag ermöglicht. Die Zwischenschichthöhe ergibt sich durch Verdrängung des Flüssigkeitsfilms auf der Schienenoberfläche beim Überrollen durch den Radsatz. Die temperaturabhängige Viskosität des Zwischenmediums beeinflusst hierbei dessen verbleibende Höhe. Für die Temperaturberechnung wurde ein thermisches Modell für den Radsatz, die Schiene und den Kontaktpunkt entworfen. Die im Kontaktpunkt umgesetzte Reibleistung führt abhängig von der Wärmekapazität der Körper zu deren Erwärmung. Umsetzung Die beschriebenen physikalischen Zusammenhänge wurden in Formeln zusammengefasst und in einem Modell auf Basis von Matlab/ Simulink ® umgesetzt. Hierbei wurde auf ein bereits zuvor entwickeltes Modell für die Fahrzeugkinematik und die Bremsanlage zurückgegriffen, welches um die Funktionalität der Konditionierung erweitert wurde. Validierung Zur Validierung des Modells für den Konditioniereffekt wurden auf dem Prüfstand Bremsversuche mit unterschiedlichen Fahrzeugen, verschiedenen Bremsausgangsgeschwindigkeiten sowie mehreren Schienenpräparationen durchgeführt. Ziel war es, die oben genannten Anforderungen an das Modell zu prüfen. Es wurden zunächst Trockenbremsungen mit und ohne Konditionierung durchgeführt. Es zeigte sich, dass die Ergebnisse wie gefordert identisch sind. Bei Versuchen unter nH-Bedingungen wird zunächst ein großer Schlupf der Radsätze erwartet, welcher zu einer Konditionierung mit nachfolgender Kraftschlussverbesserung führt. In Folge dessen soll sich der Schlupf im Verlauf der Bremsung deutlich verringern und die Fahrzeugverzögerung ansteigen. Dieses Verhalten konnte mit dem Simulationsmodell erfolgreich nachgestellt werden. Bei Fahrversuchen werden nH-Bedingungen durch eine Schienenpräparation mit Seifenlösung erzielt. Je höher die Seifenkonzentration, desto niedriger ist das Kraftschlussniveau. Hierzu wurde mit dem Simulationsmodell eine Versuchsreihe durchgeführt. Das Ergebnis zeigt, dass das Modell das beschriebene Verhalten korrekt abbildet. Bei Bremsungen unter xnH-Bedingungen sollen die Radsätze wesentlichen Schlupf aufweisen. Dennoch darf es zu keiner Kraftschlusserhöhung im Verlauf der Bremsung kommen. Im Simulationsmodell führt der geringe vorgegebene Kraftschluss im Bereich der präparierten Schiene zu einer geringen Temperaturerhöhung. Durch die hohe Viskosität der Zwischenschicht bleibt das Kraftschlussniveau wie gefordert während der gesamten Bremsung auf einem extrem niedrigen Niveau. Abschließend wurden Versuche mit einem schweren und einem leichten Fahrzeug bei Bremsungen unter nH-Bedingungen verglichen. Die Konditionierung führt bei dem schweren Fahrzeug zu einem größeren Kraftschlussanstieg und damit zu kürzeren Bremswegen. Dies entspricht ebenfalls den Vorgaben. Fazit Um Gleitschutzsysteme auf einem Prüfstand testen, optimieren und zulassen zu können, muss der Prüfstand das Verhalten eines realen Schienenfahrzeugs und den Kontakt zwischen Rad und Schiene korrekt abbilden. Mit dem in dieser Diplomarbeit entwickelten Simulationsmodell wurde der Konditioniereffekt erstmals auf mathematisch-physikalischer Grundlage in einem Gleitschutzprüfstand implementiert. Die durchgeführte Validierung gegen Fahrversuche auf realen Strecken zeigte, dass die Anforderungen an das Modell sehr gut erfüllt werden. Das Simulationsmodell ist mittlerweile Bestandteil des Gleitschutzprüfstands der DB Systemtechnik und wird für den Prüfbetrieb verwendet. Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! Telefon (0 71 59) 92 65-13 • Telefax (0 71 59) 92 65-20 • E-Mail: anzeigen@expertverlag.de Internet: www.expertverlag.de Anzeige T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 69 Nachrichten 70 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Vorhersagbarkeit in elementaren Modellen der Erdbebendynamik B. Grzemba * Erdbeben sind zerstörerische Naturkatastrophen, die viele Regionen der Erde bedrohen. Jahrzehnte intensiver Forschung zur Vorhersage von Erdbeben haben bisher nicht zur Entwicklung einer zuverlässigen Methode geführt. Einige Erdbebenforscher halten die Vorhersage für grundsätzlich unmöglich [1]. Meine Dissertation nähert sich der Fragestellung der Erdbebenvorhersage von einer mechanischen und tribologischen Seite. Sie verfolgt einen fokussierten und minimalistischen Bottom- Up Ansatz. Von dieser Warte aus gesehen stellen sich Erdbeben als Reibungsinstabilitäten dar, als eine Folge des Stick-Slip-Zyklus des zugrunde liegenden mechanischen Systems. Das Verständnis von flachen Erdbeben als Stick-Slip anstatt als Bruchphänomen ist weit verbreitet und geht auf Untersuchungen von Brace und Byerlee aus den 1960iger Jahren zurück [2]. Dem Bottom-Up Prinzip folgend, wurden elementare Systeme in denen Stick-Slip auftritt auf experimentelle, analytische und numerische Weise untersucht. Am ausführlichsten wurde das Ein-Freiheitsgrad-System eines einzelnen Gleitklotzes behandelt, das am weitesten verbreitete Modell zur Beschreibung von Reibungsinstabilitäten auf allen Skalen [3]. Mit hochgenauer Positionsmessung wurde der Stick-Slip-Zyklus im experimentellen Aufbau erfasst. Die verwendeten Proben bewegen sich skalenmäßig im Zentimeterbereich. Die kontaktierenden Materialien wurden variiert; sowohl Metallals auch Gesteinspaarungen wurden verwendet. Während der augenscheinlichen Stick-Phase konnten wir einen sich langsam beschleunigenden Kriechprozess beobachten, der in allen experimentellen Konfigurationen auftritt und einen universellen Verlauf zeigt. Ein mechanisches Gleitklotzmodell mit einem geschwindigkeits- und zustandsabhängigen Reibgesetz vom Typ Dieterich-Ruina [4,5] ist in der Lage, sowohl den langsamen Kriechprozess im Submikrometerbereich, als auch die schnellen Gleitereignisse zu reproduzieren. Die experimentell gemessenen Geschwindigkeiten können über fünf Größenordnungen abgebildet werden [6]. Dieser Messaufbau erlaubt auch eine neue Methode, die Parameter des Dieterich-Ruina Gesetzes für eine Reibpaarung zu bestimmen, ohne herkömmliche Geschwindigkeits-Sprung-Versuche [7]. Der universelle, beschleunigte Kriechprozess konnte als hilfreicher Vorbote eines sich nähernden Gleitereignisses identifiziert werden. Die Vorhersage der restlichen Zeit bis zum nächsten Ereignis wird dadurch möglich. Es wurden zwei Vorhersagemethoden entwickelt und getestet: Die Stand- Alone-Vorhersage benötigt lediglich die Ableitungen der gemessenen Positionsdaten und keinerlei Parameter; die fit-basierte Vorhersage verwendet eine Näherungslösung des mechanischen Modellsystems, passt diese mittels Parameter an die gemessenen Daten an und erzielt dann eine Vorhersage aus dem Modellergebnis. Die Universalität, die Genauigkeit und die Frühzeitigkeit der Vorhersage beider Methoden wurden bestimmt und verglichen: Die fit-basierte Methode kann früher angewendet werden, aber die Stand-Alone-Vorhersage liefert genauere Ergebnisse. Um den ersten Schritt in Richtung komplexerer, realerer Systeme zu gehen wurden ebenfalls verteilte Systeme mit mehreren Freiheitsgraden vom Typ Burridge-Knopoff [8] behandelt. Analytische Betrachtungen und Simulationen wurden durchgeführt. Die Statistik der Gleitereignisse und die dynamische Interaktion benachbarter Regionen wurden im Besonderen betrachtet, die Ergebnisse bilden eine solide Basis für weitere Untersuchungen. Zusammenfassend ist zu sagen, dass der gewählte Ansatz zu den Fragestellungen von Erdbebendynamik und Erdbebenvorhersage sich als sinnvoll und fortschrittlich erwiesen hat. Es konnten neue Ergebnisse und vor allem neue Denkanstöße geliefert werden. Eine Fortführung dieses Forschungsansatzes in Richtung der realen räumlichen Ausdehnung und Komplexität seismogener Zonen ist empfehlenswert und vielversprechend. Die Dissertation wurde von Prof. V.L. Popov betreut und ist unter dem Titel „Predictability of Elementary Models for Earthquake Dynamics“ im epubli Verlag erschienen (ISBN 9783737518550). [1] R.J. Geller, D.D. Jackson, Y.Y. Kagan, und F. Mulargia. Earthquakes cannot be predicted. Science, 275: 1616, 1997. [2] W.F. Brace und J.D. Byerlee. Stick-slip as a mechanism for earthquakes. Science, 153: 990-992, 1966. [3] J.-C. Gu, J.T. Rice, A.L. Ruina, und S.T. Tse. Slip motion and stability of a single degree of freedom elastic system with rate and state dependent friction. Journal of the Mechanics and Physics of Solids, 32(3): 167-196, 1984. [4] J.H. Dieterich. Modeling of rock friction, part 1: Experimental results and constitutive equations. Journal of Geophysical Research, 84(B5): 2161-2168, 1979. [5] A.L. Ruina. Slip instability and state variable friction law. Journal of Geophysical Research, 88(B12): 10359-10370, 1983. [6] V.L. Popov, B. Grzemba, J. Starcevic, und M. Popov. Rate and state dependent friction laws and the prediction of earthquakes: What can we learn from laboratory models? Tectonophysics, 532-535: 291-300, 2012. [7] B. Grzemba. New experimental investigations on the Dieterich-Ruina friction law. Facta Universitatis, 13(1): 11-20, 2015. [8] R. Burridge und L. Knopoff. Model and theoretical seismicity. Bulletin of the Seismological Society of America, 57(3): 341-371, 1967. GfT-Förderpreis Dissertation * Dr.-Ing. Birthe Grzemba Technische Universität Berlin, 10623 Berlin T+S_1_16 21.12.15 10: 54 Seite 70 Nachrichten „Österreichische Woche der Tribologie“ im Technologie- und Forschungszentrum Wiener Neustadt Auf Einladung des Exzellenzzentrums für Tribologie (AC 2 T research GmbH) trafen sich Fachleute und Interessenten der Tribologie im Technologie- und Forschungszentrum (TFZ) Wiener Neustadt (ca 45 km südlich von Wien) im Rahmen der von der ÖTG organisierten und vom Bundesministerium für Verkehr, Innovation und Technologie sowie vom Land Niederösterreich geförderten „Austrian Tribology Week 2015“. In unterschiedlichen Veranstaltungsmodulen (Viennano’15, ÖTG- Symposium 2015, XTribology-Partnertag) konnten sich die aus 13 Nationen stammenden Teilnehmer vom 23. bis 25 November 2015 über aktuelle Tribologie-Themen - von der Nanotribologie über verschleißresistente Werkstoffkombinationen und aktuelle Schmierstoffentwicklungen bis hin zu speziellen technologischen Prozessen (insbesondere bezüglich verschleiß-beständiger Oberflächenschichten) - informieren und diskutieren. Themen-relevante Forschungseinrichtungen einiger im TFZ ansässiger Institutionen (AC 2 T research GmbH, Aerospace & Advanced Composites GmbH sowie OFI Technologie & Innovation GmbH) standen den Konferenzteilnehmern im Rahmen von Laborführungen offen. Dem zwanglosen Austausch unter den Tribologen und dem „Networking“ diente insbesondere ein Empfang im Rathaus von Wiener Neustadt am 24.11.2015, zu dem der Wiener Neustädter Bürgermeister Mag. Klaus Schneeberger und die ecoplus Niederösterreichs Wirtschaftsagentur GmbH geladen hatten. Ein besonderer Akzent beim ÖTG- Symposium 2015 - seit der Gründung der ÖTG im Jahre 1976 die 40ste nationale Tribologie-Jahrestagung - war die Verleihung des TRIBOLINO. Diese Auszeichnung in Form einer aus tribologischen Komponenten gefügten und mit einer tribotechnischen Beschichtung (SKINTECH ® , dankenswerter Weise von Collini Wien GmbH beigestellt) versehenen Statuette wird auf Beschluss des ÖTG-Vorstandes im Abstand von wenigstens 2 Jahren für herausragende, nachhaltige Leistungen im Bereich der Tribologie bzw. im Umfeld der Tribologie, wie z. B. Zustandekommen von Forschungskooperationen sowie Finanzielle Förderung von Aktivitäten im Sinne der Vereinsziele, verliehen. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 71 Mitteilungen der ÖTG Frau Mag. Irma PRIEDL erhält den TRIBOLINO ’15 überreicht von ÖTG-Präsident Univ.-Prof. Dr. Friedrich FRANEK ÖTG-Vereinsleitung mit der TRIBOLINO’15-Preisträgerin vlnr: ÖTG-Vizepräsident Dr. Reinhard POLAK, ÖTG- Generalsekretär Dr. Ewald BADISCH, Preisträgerin Mag. Irma PRIEDL, ÖTG-Präsident Dr. Friedrich FRANEK Der TRIBOLINO’15 wurde Frau Hofrätin Mag. Irma PRIEDL, Bereichsleiterin für Schwerpunkt Forschung & Entwicklung, Techno-logie, Investorenberatung sowie EU Projekte beim Amt der NÖ Landesregierung, Abteilung Wirtschaft, Tourismus und Technologie, in Anerkennung und Würdigung ihres langjährigen Wirkens im Sinne einer nachhaltigen Präsenz und forschungspolitischen Verankerung der Tribologie im Technopol-Land Niederösterreich überreicht. Konzeption und Abwicklung von tribologischen F&E-Projekten Durchführung von tribologischen Untersuchungen Planung und Realisierung von tribologischen Mess- und Untersuchungseinrichtungen Analysen zur Optimierung von tribologischen Systemen Analysen zur Optimierung von Wartung und Instandhaltung Unterstützung bei Fragen der Werkstoff- und Energieeinsparung Anzeige Die Dienstleistungen der ÖTG www.oetg.at T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 71 Patentumschau 72 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Steel sheet with lubrication coating comprising lithium silicate, alkali metal borate, and lubricant. Tadata, Masaya; Kawanishi, Katsuji; Iida, Shinichiro; Tanaka, Shigeru; Nakagishi, Tetsuyuki; Ashidate, Hajime (Sumitomo Metal Industries Ltd.; Asahi Chemical Industry Co., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 240,157 (Cl. B32B15/ 08), 14.09.2006 (145: 318586y) Improvement of solid lubricating coating used in high temperature environment. Hwang, Soon Young; Seong, Byeong Geun; Lee, Chang Hee; Yang, Hyun Seok (Research Institute of Industrial Science & Technology, S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 65,939 (Cl. C23C4/ 04), 30.06.2005 (145: 318971v) Rolling apparatus with lubricant containing ionic liquid. Saito, Takeshi (Nsk Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 242,234 (Cl. F16C33/ 66), 14.09.2006 (145: 318984b) Toroidal stepless transmission with solid lubricant coating. Yokoyama, Masahi; Nishii; Hiroki (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 242,314 (Cl. F16H15/ 38), 14.09.2006 (145: 318985c) Lubricating oil composition for metalworking. Nagao, Masato; Aoki, Michio; Kawada, Keiichi; Imanishi, Hideaki; Sato, Yutaka; Takeda, Kazuyoshi; Goto, Koichi (Tokai Rika Co., Ltd.; Aichi Prefecture; Kyodo Yushi Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 249,325 (Cl. C10M111/ 02), 21.09.2006 145: 338716u) Lubricating grease composition for motors, alternators or compressors. Denpo, Katsuaki (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 249,368 (Cl. C10M169/ 02), 21.09.2006 (145: 338718w) Metalworking oil composition. Suda, Satoshi; Yokota, Hideo; Hata, Masahiro; Ibi, Masanori (Nippon Oil Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 249,370 (Cl. C10M169/ 04), 21.09.2006 (145: 338719x) Rolling bearing containing ionic liquid lubricant. Fujita, Yasunobu; Denpo, Katsuaki (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 258,142 (Cl. F16C33/ 66), 28.09.2006 (145: 338721 s) Rolling apparatus with stable thick lubrication film. Hokao, Michita (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 250,314 (Cl. F16C33/ 66), 21.09.2006 (145: 340175k) Rolling apparatus with solid lubricant coating. Uchida, Hiroyuki; Fujita, Shinji (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 250,316 (Cl. F16C33/ 66), 21.09.2006 (145: 340176m) Rolling device such as rolling bearing. Fujita, Shinji; uchida, Horoyuki (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 250,313 (Cl. F16C33/ 66), 21.09.2006 (145: 340177n) New antioxidants based on Anacardiaceae species,such as Sclerocarya birrea. Charlier de Chily, Pierre; Raynard, Mikaeie; Lombard, Cyril Neil (Aldivia; The Southern African Natural Products Trade Association, Fr.) Fr. Demande FR 2,883,003 (Cl. C09K15/ 34), 15.09.2006 (145: 342242d) Non-spermicidal aqueous lubricant for topically lubricating reproductive tissue. Gupta, Vibha; Gupta, Vineet; Nikolic, Boris (Aquatrove Biocciences, Inc., USA U.S. Pat. Appl. Publ. US 2006 204,557 (Cl. 424-443; A61K9/ 70), 14.09.2006 (145: 342441t) Preparation of oil with good lubricity for producing sewing thread. Wu, Youxie (Shanghai Xiongling Textile Auxiliary Co., Ltd., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,704,464 (Cl. C10M155/ 02), 07.23.2005 (145: 358300g) Nanoparticle dispersion-containing ironing aid fabric care compositions. 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Valencia Sil, Arturo S.; Grab, Lawrence A.; Schmidt, Bruce E.; Halsrud, David A.; Wei, Guang-Jong Jason; Morrison, Eric E.; Di- Patentumschau T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 72 Patentumschau benedetto, Hector R.; Anacker, Jessica L.; Johnson, Richard D.; Malvey, Megan W.; Bennett, Scott P.; Seemeyer, Stefan (EcoIab Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 211,582 (Cl. 508-208; C10M173/ 00), 21.09.2006 (145: 359737s) Vegetable oil lubricant comprising Fischer-Tropsch synthetic oils, Garmier, William W. (Renewable Lubricants, Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 211,585 (Cl. 508-491; C10M169/ 04), 21.09.2006 (145: 359738t) Viscosity improver compositions providing improved low temperature characteristics to lubricating oil. Huang, Chor; Breon, Lewis (The Lubrizol Corporation, USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 211,586 (Cl. 508-591; C10L1/ 16), 21.09.2006 (145: 359739u) Method of making low viscosity PAC. Goze, Maria C. 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C10M101/ 00), 28.09.2006 (145: 380016r) Viscosity control agent for lubricant of power transfer system and lubricant composition for power transfer system. Kaneshige, Ryousuke; Matsuda, Akihiro; Ikeda, Satoshi; Okada, Keiji; Kawasaki, Masaaki (Mitsui Chemicals, Inc.; The Lubrizol Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 101,206 (Cl. C10M143/ 00), 28.09.2006 (145: 380017s) Lubricating oils and concentrate compositions containing hindered phenolcontaining diester antioxidants. Brown, Jason R.; Vilardo, Jonathan S.; Carrick, Virginia A.; Abraham, William D.; Adams, Paul E. (The Lubrizol Corporation, USA) U. S. Pat. AppL Publ. US 2006 217,274 (Cl. 508-293; C10M129/ 76), 28.09.2006 (145: 380018t) Lubricant for straightening aluminium plates. Hosomi, Kazuhiro; Watanabe, Takamichi (Sumitomo Light Metal Industries, Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 257,335 (Cl. C10M169/ 04), 28.09.2006 (145: 380019u) Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 73 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 73 Anzeigen / Impressum 74 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Drei Prüfmaschinen zu verkaufen: FE8 mit Prüfköpfen J, K, V und WS 22 (Spindellager und -fette) sowie VKA. Beschreibung und Preisvorstellung unter Chiffre 22274 erhältlich. Hier könnte auch IHRE Anzeige stehen. Für Informationen steht Ihnen gerne Frau Hackenberg unter anzeigen@expertverlag.de, oder Tel. 07159-9265-13 zur Verfügung. expert verlag GmbH: Wankelstr. 13, 71272 Renningen Postfach 20 20, 71268 Renningen Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail expert@expertverlag.de Vereinigte Volksbank AG, Sindelfingen BIC GENODES1 BBV, IBAN DE51 6039 0000 0032 9460 07 Postbank Stuttgart BIC PBNKDEFF, IBAN DE87 6001 0070 0022 5467 07 USt.-IdNr. DE 145162062 Anzeigen: Sigrid Hackenberg, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -13, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail anzeigen@expertverlag.de Informationen und Mediendaten senden wir Ihnen gerne zu. Vertrieb: Rainer Paulsen, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -16, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail paulsen@expertverlag.de Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet bei Vorauszahlung im Jahresvorzugspreis für incl. Versand im Inland 189,- 7 (incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- 7 * , Einzelheft 39,- 7; * (in der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.); Studenten und persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo-Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar; kürzere Rechnungszeiträume bedingen einen Bearbeitungszuschlag von 3,- 7 pro Rechnungslegung. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 1/ 16 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 1 Januar / Februar 2016 63. Jahrgang Herausgeber und Schriftleiter: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstr. 91, 73770 Denkendorf Tel./ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner, Bonn Tel. (02 28) 9 61 61 36 E-Mail esantner@arcor.de Redaktionssekretariat: expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 74 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 75 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Wälzlager - Zylinderrollenlager haltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Deformationen Unterbegriff: Heißlaufschaden Beschreibung des Schadensbildes Starke Verfärbung und große Deformation von Laufbahnen und Wälzkörper. Häufig auch Blockieren der Lagerung. Schadensursache Lagerluft im Betriebszustand zu gering - Mangelschmierung - Radialverspannung durch Fremderwärmung - Überschmierung - Laufhemmung durch Käfigbruch. Abhilfe: Größere Lagerluft - Kühlung - Schmierstoffstau vermeiden. Mit freundlicher Genehmigung der FAG T+S_1_16 21.12.15 10: 59 Seite 75 Hinweise für unsere Autoren 76 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik Herausgeber und Schriftleiter Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf Telefon/ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de. Verlag expert verlag GmbH Wankelstr. 13 , 71272 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-12 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: info@expertverlag.de www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon (02 28) 9 61 61 36 Checkliste Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Es ist geplant, Ihren Beitrag nach Erscheinen in unserer Zeitschrift auch digital unter www.expertverlag.de anzubieten. Bitte senden Sie eine Mail an Herrn Paulsen (Paulsen@expertverlag.de), falls Sie dagegen Einwände haben sollten. Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Autorenangaben Federführender Autor:  Postanschrift  Telefon- und Faxnummer  E-Mail-Adresse Alle Autoren:  Akademische Grade, Titel  Vor und Zunamen  Institut/ Firma  Ortsangabe mit PLZ Umfang / Form  bis ca. 15 Seiten, (ca. 1200 Wörter)  12 pt, 1,5-zeilig  neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden Daten (CD)  Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.)  Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi / ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) (Bilder in WORD reichen nicht aus! ) Manuskript bitte auf weißem Papier, einseitig bedruckt, Seiten durchnummerien:  kurzer, prägnanter Titel  deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter  Schlüsselwörter 6 bis 8 Begriffe  englisches abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen)  Keywords, 6 bis 8 Begriffe  Bilder / Diagramme / Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen)  Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften  Literaturangaben Manuskript und Daten bitte per Post an Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 76 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 77 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 3.10 Gebrauchtschmierstoffanalyse 3.10.1 Gebrauchtölanalyse Einführung Eine Gebrauchtölanalyse dient den folgenden Zwecken: - Zustandsüberwachung tribologischer Systeme wie Gleitlager, Wälzlager und Zahnräder, aber auch von Maschinen wie Getrieben, Motoren, Kompressoren, Hydraulikanlagen usw. zur Früherkennung eines Schadens - Ermittlung des Schmierölzustandes zur Entscheidung über die weitere Gebrauchsfähigkeit oder über einen notwendigen Ölwechsel. Zustandsüberwachung tribologischer Systeme Einführung Sie dient der Beurteilung des Zustandes von Gleitlagern, Wälzlagern, Zahnrädern und anderen Maschinenelementen, aber auch von Maschinen und Maschinenanlagen wie Getrieben, Turbinen, Motoren, Kompressoren, Hydraulikanlagen usw. Dazu wird das Schmieröl als Informationsträger verwendet, indem der zeitliche Verlauf bestimmter Elemente im Gebrauchtöl verfolgt wird. Die Entscheidung über den notwendigen Austausch eines Teiles hängt von Grenzwerten ab, die für bestimmte Anlagen oder Anwendungen erstellt wurden. Diese Vorgehensweise gehört in das Gebiet der vorbeugenden Instandhaltung. Zu den wichtigsten Methoden der Zustandsüberwachung gehört die Verschleißmessung. Verschleißmessung Wichtigster Parameter dieser Vorgehensweise ist die Erfassung des Verschleißes über der Nutzungsdauer eines tribologischen Systems in Form einer Trendbewertung. Hierzu dient die sogenannte Badewannenkurve (Bild 3.75). Grundlage dieser Trendbewertung ist die Erfassung und Beurteilung der Verschleißpartikel im Öl, und zwar lange bevor diese zu einem Schaden am tribologischen System geführt haben. Die chemischen Elemente in den Partikeln liefern dabei Hinweise auf ihre Herkunft, also auf den verschleißenden tribologischen Kontakt. Die Form und das Aussehen der Partikel beschreibt den Verschleißmechanismus. Somit lässt sich Bild 3.75: Badewannenkurve zur Trendbewertung des Verschleißes Bild 3.76: Verfolgung bestimmter Verschleißpartikel über der Zeit zu einem frühen Zeitpunkt der Schadensbeginn und sein Fortschreiten erfassen. Der plötzliche Anstieg bestimmter, kennzeichnender Elemente deutet dabei auf einen sich anbahnenden Schaden hin (Bild 3.76) Typische Anwendungen für solche Verschleißmessungen sind: - Ölumlaufanlagen, z. B. in Kraftwerken - Aggregate, z. B. Motoren in Straßen- und Schienenfahrzeugen und in Schiffen Getriebe in der Industrie und in Windenergieanlagen - Kompressoren, z. B. Gas- und Kältekompressoren - Hydraulikanlagen, z. B. Industrie-, Mobilhydrauliken. Natürlich hängen die Grenzwerte für das Einleiten von Maßnahmen, wie der Austausch von Maschinenelemen- T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 77 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 78 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 ten oder der Ölfüllung vom Anwendungsfall und von den Betriebsbedingungen ab. Tabelle 3.48 listet einige Verfahren zur Verschleißmessung sowie ihre Aussage zur Anwendung auf. Reinheitsklassen Zur Beurteilung der Partikelbelastung des Schmieröls können die sogenannten Reinheitsklassen verwendet werden. Sie werden nach zwei Normen definiert: ISO 4406 und SAE AS 4059. Dabei werden die kumulierten Zahlen der Partikel verschiedener Größe bestimmen Ordnungszahlen zugeordnet. Die Unterschiede der Definitionen in den beiden Normen gehen aus Tabelle 3.49 hervor. Die obere und untere Schranke für die Zahl der zulässigen Partikel in Abhängigkeit der Ordnungszahl bilden in logarithmischer Darstellung Geraden (Bild 3.77). Als Beispiel sind Ordnungszahlen für die Reinheitsklasse 20/ 18/ 12 markiert. Probennahme Ohne eine aussagekräftige Ölprobe ist kein brauchbares Ergebnis zu erwarten. Die Ölprobe muss deshalb repräsentativ und zeitgerecht sein und muss dokumentiert werden. Wichtig ist der richtige Zeitpunkt für die Probennahme, die immer nach der gleichen Methode an gleicher Stelle gezogen werden sollte: - Bei normaler Betriebstemperatur - Während des Betriebes oder unmittelbar nach dem Stillstand. Natürlich ist ein geeignetes und sauberes Probengefäß zu verwenden. Von besonderer Bedeutung ist auch der Ort der Probennahme. Hierzu können die folgenden Hinweise dienen: - Tiefste Stelle der Ölwanne Achtung: Abgesetzte Partikel können herausgespült werden und das Ergebnis verfälschen. - Absaugen durch die Nachfüllöffnung Achtung: Schwierige Positionierung; Schlauch muss stets an gleicher Stelle und gleicher Tiefe angebracht werden (Verwendung eines Hilfsstabes). - Aus der Druckleitung hinter einer Biegung können Proben entnommen werden, da durch die Umlenkung eine gute Durchmischung des Öles gegeben ist. - Ideale Stelle: unmittelbar nach dem Rücklauf des Öles - Wenn möglich ist eine fest installierte Stelle für die Probennahme zu verwenden. Falsche Stellen für die Probennahme sind - der Filter - das abgelassene Öl. Tabelle 3.49: Definition der Reinheitsklassen nach ISO 4406 und SAE AS 4059 ISO 4406 SAE AS 4059 Frühere Klassen: Kalibrierung nach SAE > 2 μm, > 5 μm, > 15 μm > 4 μm, > 6 μm, > 14 μm, > 21 μm, > 38 μm, > 70 μm Heutige Klassen: Kalibrierung nach NAS > 4 μm, > 6 μm, >14 μm > 1 μm, > 5 μm, > 15 μm, > 25 μm, > 50 μm, > 100 μm Beispiel: Klasse 20/ 18/ 12 Beispiel: Klasse 9 Tabelle 3.48: Wichtige Verfahren und ihre Aussage zur Verschleißmessung Verfahren Aussage Elementanalyse (AES) Verschleißelemente < 5 μm chemischer und mechanischer Verschleiß PQ-Index (PQ) Magnetisierbare Partikel Mechanischer Verschleiß Optische Partikelanzahl und -form, Partikelanalyse(OPA) -analyse Reinheitsklasse NAS/ ISO Verschleißmechanismus Analytische Partikelanzahl, -form, -farbe Ferrographie (AFG) Verunreinigungen, Verschleißmechanismus Bild 3.77: Beispiel für die Reinheitsklasse 20/ 18/ 12 nach DIN 4406 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 78 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen Z DIN EN 24260: 1994-05 Mineralölerzeugnisse und Kohlenwasserstoffe; Bestimmung des Schwefelgehaltes; Verbrennung nach Wickbold (ISO 4260: 1987); Deutsche Fassung EN 24260: 1994 Zurückgezogen; da ISO 4260 und EN 24260 zurückgezogen wurden. Z DIN 51389-2: 1982-04 Prüfung von Schmierstoffen; Mechanische Prüfung von Hydraulikflüssigkeiten in der Flügelzellenpumpe; Verfahren A für wasserfreie Hydraulikflüssigkeiten Zurückgezogen; dafür kann DIN EN ISO 20763 angewendet werden. Z DIN 51454: 2015-06 Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51454: 2015-10 DIN 51454: 2015-10 Print: 64,10 EUR/ Download: 59,00 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Testing of lubricants - Determination of low boiling components in used engine oils - Gas chromatography Ersatz für DIN 51454: 2015-06 Gegenüber DIN 51454: 2015-06 wurde folgende Korrektur vorgenommen: a) unter 3.3 wurde Eicosan C22H46 durch Eicosan C20H42 ersetzt. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen fest. Z DIN 51503-2: 1998-11 Schmierstoffe - Kältemaschinenöle - Teil 2: Gebrauchte Kältemaschinenöle Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51503-2: 2015-09 DIN 51503-2: 2015-09 Print: 57,00 EUR/ Download: 52,40 EUR Schmierstoffe - Kältemaschinenöle - Teil 2: Gebrauchte Kältemaschinenöle Lubricants - Refrigerator oils - Part 2: Used refrigerator oils Ersatz für DIN 51503-2: 1998-11 Gegenüber DIN 51503-2: 1998-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Einteilung der gebrauchten Kältemaschinenöle wurde um die Gruppe KB-G erweitert; b) die Tabelle 1 „Prüfanforderungen“ ist um die Gebrauchtöle der Gruppe KB erweitert, die Verseifungszahl wurde nicht mehr berücksichtigt. Diese Norm gilt für gebrauchte Kältemaschinenöle der Gruppen KA mit den Untergruppen KAA und KAB, KB, KC, KD und KE nach DIN 51503-1. Die Kriterien für diese gebrauchten Kältemaschinenöle beziehen sich auf die Verwendung dieser Öle in offenen, halb- und vollhermetischen Kältemittelverdichtern. Diese Norm legt unter Berücksichtigung dieser Faktoren Kriterien zur Beurteilung gebrauchter Kältemaschinenöle fest. ANMERKUNG Bei Kältemaschinenölen, die Wirkstoffe enthalten, können sich hinsichtlich der Interpretation einzelner Ergebnisse Schwierigkeiten ergeben. ZE DIN 51524-1/ A1: 2012-07 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL; Mindestanforderungen, Änderung 1 Zurückgezogen; Norm-Entwurf älter als 2. Jahre. ZE DIN 51524-2/ A1: 2012-07 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 2: Hydrauliköle HLP; Mindestanforderungen, Änderung 1 Zurückgezogen; Norm-Entwurf älter als 2. Jahre. ZE DIN 51524-3/ A1: 2012-07 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP; Mindestanforderungen, Änderung 1 Zurückgezogen; Norm-Entwurf älter als 2. Jahre. E DIN 51575: 2015-11 Print: 42,40 EUR/ Download: 39,00 EUR Prüfung von Mineralölen - Bestimmung der Sulfatasche Testing of mineral oils - Determination of sulfated ash Erscheinungsdatum: 2015-10-09 Einsprüche bis 2016-02-09 Gegenüber DIN 51575: 2011-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einschränkung des Anwendungsbereichs von 0,5 % (m/ m) bis etwa 2 % (m/ m) Sulfatasche; b) Anpassung der Wiederhol- und Vergleichbarkeiten; c) redaktionelle Überarbeitung. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Sulfataschegehaltes von Mineralölen im Bereich von etwa 0,5 % (m/ m) bis etwa 2 % (m/ m) fest. E DIN 51810-3: 2015-10 Print: 71,10 EUR/ Download: 65,40 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 3: Bestimmung der Fließgrenze mit der Kippstabmethode Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 79 Normen T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Testing of lubricants - Testing of rheological properties of lubricating greases - Part 3: Determination of flow point with inclining rod method Erscheinungsdatum: 2015-09-25 Einsprüche bis 2016-01-25 Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Fließgrenze von Schmierstoffen mit der Kippstabmethode fest. Z DIN 58395: 1976-05 Temperatur-Einsatzbereiche von Schmierstoffen für feinmechanisch-optische Geräte Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 58395: 2015-10 DIN 58395: 2015-10 Print: 42,40 EUR/ Download: 39,00 EUR Optikfertigung - Schmierstoffe für feinmechanisch-optische Geräte - Mindestanforderungen und Temperatureinsatzbereiche Production in optical engineering - Lubricants for precision engineering and optical equipment - Minimal requirements and temperature ranges Ersatz für DIN 58395: 1976-05 und DIN 58396-2: 1977- 11 Gegenüber DIN 58395: 1976-05 und DIN 58396-2: 1977- 11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Titel geändert; b) Normative Verweisungen aktualisiert; c) Ergänzung von Begriffen; d) Zusammenführung der beiden Normen DIN 58395 und DIN 58396-2 in einer Norm; e) Ergänzung einer neuen Tabelle 2 zur Einteilung der Anwendungsklassen; f) Überarbeitung von Tabelle 2 durch Aufspaltung in die Tabellen 3 und 4 und Aktualisierung der Zahlenwerte; g) Ergänzung von Literaturhinweisen; h) Aufbau und Gestaltung der Norm an die aktuellen Gestaltungsregeln angepasst. Diese Norm legt Temperaturstufen und Einsatzbereiche für Schmierstoffe fest, die in feinmechanisch-optischen und optronischen Geräten verwendet werden. Darüber hinaus erfolgt eine Einteilung von Schmierfettgruppen für verschiedene Temperaturbereiche. Es werden Anforderungen an die physikalisch-chemischen Schmierstoffmerkmale festgelegt. Z DIN 58396-2: 1977-11 Schmierfette für feinmechanisch-optische Geräte; Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 58395: 2015-10 1.1.1.1 Übersetzugen DIN ISO 6618: 2015-07 Print: 107,20 EUR/ Download: 98,60 EUR Petroleum products and lubricants - Determination of acid or base number - Colour-indicator titration method (ISO 6618: 1997) Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung von Säure- oder Basenzahl - Farbindikator-Titration (ISO 6618: 1997) 1.1.2 VDEW-Schriften Z VDEW Ölbuch, Band 1: 1996 VDEW-Ölbuch Band 1: Schmierstoffe und Steuerflüssigkeiten Z VDEW Ölbuch, Band 3: 1997 VDEW-Ölbuch Band 3: Gesetzliche Vorschriften 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE prEN ISO 4263-3: 2014-10 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Alterungsverhaltens von inhibierten Ölen und Flüssigkeiten unter Anwendung des TOST-Verfahrens - Teil 3: Wasserfreies Verfahren für synthetische Druckflüssigkeiten (ISO/ DIS 4263-3: 2013) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 4263-3: 2015- 07 E FprEN ISO 4263-3: 2015-07 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Alterungsverhaltens von inhibierten Ölen und Flüssigkeiten unter Anwendung des TOST-Verfahrens - Teil 3: Wasserfreies Verfahren für synthetische Druckflüssigkeiten (ISO/ FDIS 4263-3: 2015) Petroleum and related products - Determination of the ageing behaviour of inhibited oils and fluids using the TOST test - Part 3: Anhydrous procedure for synthetic hydraulic fluids (ISO/ FDIS 4263-3: 2015) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 4263-3: 2010-10; Ersatz für prEN ISO 4263-3: 2014-10 Z EN ISO 6743-4: 2001-10 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Klassifizierung - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) (ISO 6743-4: 1999) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 6743-4: 2015-08 ZE FprEN ISO 6743-4: 2015-01 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Klassifizierung - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) (ISO/ FDIS 6743-4: 2015) EN ISO 6743-4: 2015-08 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Klassifizierung - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) (ISO 6743-4: 2015) Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Classification - Part 4: Family H (Hydraulic systems) (ISO 6743-4: 2015) Ersatz für EN ISO 6743-4: 2001-10 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 80 Normen 1.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 3924: 2015-06 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Siedebereichsverteilung - Gaschromatographisches Verfahren Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method Vorgesehen als Ersatz für ISO 3924: 2010-02 Einsprüche bis 2015-09-25 ZE ISO/ DIS 4263-3: 2014-10 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Alterungsverhaltens von inhibierten Ölen und Flüssigkeiten unter Anwendung des TOST-Verfahrens - Teil 3: Wasserfreies Verfahren für synthetische Druckflüssigkeiten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4263-3: 2015-07 E ISO/ FDIS 4263-3: 2015-07 134,00 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Alterungsverhaltens von inhibierten Ölen und Flüssigkeiten unter Anwendung des TOST-Verfahrens - Teil 3: Wasserfreies Verfahren für synthetische Druckflüssigkeiten Petroleum and related products - Determination of the ageing behaviour of inhibited oils and fluids using the TOST test - Part 3: Anhydrous procedure for synthetic hydraulic fluids Vorgesehen als Ersatz für ISO 4263-3: 2010-10; Ersatz für ISO/ DIS 4263-3: 2014-10 Z ISO 6743-4: 1999-10 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Klassifikation - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6743-4: 2015-08 ZE ISO/ FDIS 6743-4: 2015-01 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Klassifizierung - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) ISO 6743-4: 2015-08 43,20 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Klassifizierung - Teil 4: Familie H (Hydraulische Systeme) Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Classification - Part 4: Family H (Hydraulic systems) Ersatz für ISO 6743-4: 1999-10 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen Z DIN 3018: 1984-05 Ölstandanzeiger ZE DIN 3966-3: 2012-07 Angaben für Verzahnungen in Zeichnungen - Teil 3: Angaben für Schnecken- und Schneckenradverzahnungen Zurückgezogen; Norm-Entwurf älter als 2. Jahre. ZE DIN 3975-1: 2012-07 Begriffe und Bestimmungsgrößen für Zylinder-Schneckengetriebe mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen - Teil 1: Schnecke und Schneckenrad Zurückgezogen; Norm-Entwürf älter als 2. Jahre. ZE DIN 3975-2: 2012-07 Begriffe und Bestimmungsgrößen für Zylinder-Schneckengetriebe mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen - Teil 2: Abweichungen Zurückgezogen; Norm-Entwürfe sind älter als 2. Jahre. E DIN 5405-1: 2015-10 Print: 71,10 EUR/ Download: 65,40 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 1: Radial-Nadelkränze Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 1: Needle roller and cage assemblies Erscheinungsdatum: 2015-09-04 Einsprüche bis 2016-01-04 Gegenüber DIN 5405-1: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitte 3 und 4 überarbeitet, Tabelle 1 hinzugefügt; d) Tabelle 2 erweitert; e) Abschnitt 6: Toleranzangabe für die Breite in Tabelle 4 überführt; f) Tabelle 5: Toleranzklassen um die Hüllbedingung ergänzt; g) Anhang A aktualisiert. Diese Norm legt Maße und Kurzzeichen für Radial-Nadelkränze fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3030 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Radial-Nadelkränzen dieser Ausführung, sowie einige nicht in diesen Normen enthaltene Abmessungen. E DIN 5405-2: 2015-10 Print: 57,00 EUR/ Download: 52,40 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 2: Axial-Nadelkränze Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 2: Thrust needle roller and cage assemblies Erscheinungsdatum: 2015-09-04 Einsprüche bis 2016-01-04 Gegenüber DIN 5405-2: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitt 3 überarbeitet und Tabelle 1 hinzugefügt; d) Tabelle 2: neue Abmessungen mit dc = 4 mm und 5 mm ergänzt sowie Durchmessertoleranzwerte aus Abschnitt 6 in Tabelle 2 überführt; Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 81 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 e) Abschnitt 6: Toleranzangaben in Tabelle 2 überführt; f) Tabelle 3: Toleranzklassenangabe um die Hüllbedingung ergänzt; g) Anhang A aktualisiert; h) Literaturhinweise ergänzt. Dieses Norm legt Maße und Kurzzeichen für Axial-Nadelkränze fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3031 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Axial-Nadelkränzen dieser Ausführung. E DIN 5405-3: 2015-10 Print: 49,50 EUR/ Download: 45,60 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 3: Axialscheiben Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 3: Thrust washers Erscheinungsdatum: 2015-09-04 Einsprüche bis 2016-01-04 Gegenüber DIN 5405-3: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitt 3 überarbeitet und Tabelle 1 hinzu; d) Abschnitt 4 inklusive Bild 1 überarbeitet; e) Tabelle 2: neue Abmessungen mit d = 4 mm und 5 mm ergänzt sowie Durchmessertoleranzwerte und Scheibendicke mit Toleranzwerten aus Abschnitt 6 in Tabelle 2 überführt; f) Abschnitt 6: Toleranzangaben in Tabelle 2 überführt; g) Tabelle 3: Toleranzklassenangabe um die Hüllbedingung ergänzt; h) Anhang A aktualisiert; i) Literaturhinweise ergänzt. Diese Norm legt Maße und Kurzzeichen für Axialscheiben fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3031 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Axialscheiben dieser Ausführung. Z DIN 6260-5: 1976-12 Verbrennungsmotoren; Teile für Hubkolbenmotoren, Ölfilterung, Ölkühlung, Begriffe Zurückziehung einleiten, wird nicht mehr benötigt. Z DIN 31691: 1981-10 Ölstandsaugen; Anforderungen, Anschlußmaße, Einschraublöcher 2.1.1.1 Übersetzungen DIN 743 Beiblatt 2: 2012-12 Print: 62,00 EUR/ Download: 57,00 EUR Calculation of load capacity of shafts and axles - Supplement 2: Examples to part 4 Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Beiblatt 2: Anwendungsbeispiele zu Teil 4 DIN 743-1: 2012-12 Print: 115,80 EUR/ Download: 106,50 EUR Calculation of load capacity of shafts and axles - Part 1: General Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 1: Grundlagen DIN 743-2: 2012-12 Print: 134,00 EUR/ Download: 123,20 EUR Calculation of load capacity of shafts and axles - Part 2: Theoretical stress concentration factors and fatigue notch factors Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 2: Formzahlen und Kerbwirkungszahlen DIN 743-3 Berichtigung 1: 2014-12 Calculation of load capacity of shafts and axles - Part 3: Strength of materials, Corrigendum to DIN 743-3: 2012-12 Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 3: Werkstoff-Festigkeitswerte, Berichtigung zu DIN 743- 3: 2012-12 DIN 743-3: 2012-12 Print: 52,90 EUR/ Download: 48,80 EUR Calculation of load capacity of shafts and axles - Part 3: Strength of materials Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 3: Werkstoff-Festigkeitswerte DIN 743-4: 2012-12 Print: 71,30 EUR/ Download: 65,60 EUR Calculation of load capacity of shafts and axles - Part 4: Fatigue limit, endurance limit - Equivalently damaging continuous stress Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 4: Zeitfestigkeit, Dauerfestigkeit - Schädigungsäquivalente Spannungsamplitude 2.1.2 VDI-Richtlinien E VDI 2727 Blatt 2: 2015-09 153,80 EUR Konstruktionskataloge - Lösung von Bewegungsaufgaben mit Getrieben - Erzeugung hin- und hergehender Schubbewegungen - Antrieb gleichsinnig drehend Catalogues for machine design - Mechanisms for motion transfer - Converting unidirectional rotation into rectilinear alternate motion Einsprüche bis 2015-12-31 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 606 Technical Corrigendum 1: 2006-04 Kurzgliedrige Präzisions-, Rollen- und Buchsenketten, Befestigungslaschen und zugehörige Kettenräder; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 606: 2015-08 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 82 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 83 Z ISO 606: 2004-03 Kurzgliedrige Präzisions-Rollen- und Buchsenketten, Befestigungslaschen und zugehörige Kettenräder Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 606: 2015-08 ZE ISO/ DIS 606: 2014-06 Short-pitch transmission precision roller and bush chains, attachments and associated chain sprockets ISO 606: 2015-08 156,70 EUR Short-pitch transmission precision roller and bush chains, attachments and associated chain sprockets Ersatz für ISO 606: 2004-03 und ISO 606 Technical Corrigendum 1: 2006-04 Z ISO 6020-2 Technical Corrigendum 1: 2008-10 Fluidtechnik - Anschlussmaße für Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, 16 MPa (160 bar) Reihe - Teil 2: Kompaktreihe; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6020-2: 2015-08 Z ISO 6020-2: 2006-02 Fluidtechnik - Anschlussmaße für Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, 16 MPa (160 bar) Reihe - Teil 2: Kompaktreihe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6020-2: 2015-08 ZE ISO/ DIS 6020-2: 2014-03 Fluidtechnik - Einbaumaße für Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, 16-MPa-(160-bar-)Reihe - Teil 2: Kompaktreihe ISO 6020-2: 2015-08 134,00 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, 16-MPa-(160-bar-)Reihe - Teil 2: Kompaktreihe Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) series - Part 2: Compact series Ersatz für ISO 6020-2: 2006-02 und ISO 6020-2 Technical Corrigendum 1: 2008-10 Z ISO 6020-3: 1994-09 Fluidtechnik - Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, Anschlußmaße, 16 MPa (160 bar) Reihe - Teil 3: Kompaktreihe mit Zylinderbohrungen von 250 mm bis 500 mm Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6020-3: 2015-08 ZE ISO/ DIS 6020-3: 2014-08 Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) series - Part 3: Compact series with bores from 250 mm to 500 mm ISO 6020-3: 2015-08 100,00 EUR Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) series - Part 3: Compact series with bores from 250 mm to 500 mm Ersatz für ISO 6020-3: 1994-09 ZE ISO/ DIS 8178-5: 2014-01 Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 5: Test fuels Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 8178-5: 2015- 06 E ISO/ FDIS 8178-5: 2015-06 179,50 EUR Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 5: Test fuels Vorgesehen als Ersatz für ISO 8178-5: 2008-10; Ersatz für ISO/ DIS 8178-5: 2014-01 Z ISO 8178-7: 1996-11 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Abgasmessung - Teil 7: Bestimmung der Motorfamilie Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8178-7: 2015-08 ZE ISO/ FDIS 8178-7: 2015-03 Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 7: Engine family determination ISO 8178-7: 2015-08 43,20 EUR Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 7: Engine family determination Ersatz für ISO 8178-7: 1996-11 Z ISO 8178-8: 1996-11 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Abgasmessung - Teil 8: Bestimmung der Motorgruppe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8178-8: 2015-08 ZE ISO/ FDIS 8178-8: 2015-03 Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 8: Engine group determination ISO 8178-8: 2015-08 43,20 EUR Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 8: Engine group determination Ersatz für ISO 8178-8: 1996-11 ZE ISO/ DIS 9000: 2014-07 Qualitätsmanagementsysteme - Grundlagen und Begriffe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 9000: 2015-07 E ISO/ FDIS 9000: 2015-07 02,20 EUR Qualitätsmanagementsysteme - Grundlagen und Begriffe Quality management systems - Fundamentals and vocabulary Vorgesehen als Ersatz für ISO 9000: 2005-09; Ersatz für ISO/ DIS 9000: 2014-07 E ISO/ FDIS 9001: 2015-07 156,70 EUR Qualitätsmanagementsysteme - Anforderungen T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 83 Normen 84 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Quality management systems - Requirements Vorgesehen als Ersatz für ISO 9001: 2008-11; Ersatz für ISO/ DIS 9001: 2014-07 Z ISO/ TR 10828 Technical Corrigendum 1: 1998-11 Schneckengetriebe - Geometrie des Schneckenprofiles; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TR 10828: 2015-08 ISO/ TR 10828: 2015-08 224,90 EUR Worm gears - Worm profiles and gear mesh geometry Ersatz für ISO/ TR 10828: 1997-11 und ISO/ TR 10828 Technical Corrigendum 1: 1998-11 E ISO/ DIS 19349: 2015-08 65,90 EUR Gleitlager - Schmierung und Schmierungsüberwachung Plain bearings - Lubrication and control Einsprüche bis 2015-11-17 ZE ISO/ DIS 21107: 2013-10 Wälzlager und Gelenklager - Suchstruktur für elektronische Medien - Merkmale und Leistungskriterien, Identifizierung mit Attribut-Glossar Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 21107: 2015- 08 E ISO/ FDIS 21107: 2015-08 156,70 EUR Wälzlager und Gelenklager - Suchstruktur für elektronische Medien - Merkmale und Leistungskriterien, Identifizierung mit Attribut-Glossar Rolling bearings and spherical plain bearings - Search structure for electronic media - Characteristics and performance criteria identified by property vocabulary Vorgesehen als Ersatz für ISO 21107: 2004-05; Ersatz für ISO/ DIS 21107: 2013-10 E ISO/ DIS 23509: 2015-07 134,00 EUR Bevel and hypoid gear geometry Vorgesehen als Ersatz für ISO 23509: 2006-09 Einsprüche bis 2015-10-30 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Werkstofftechnologie (NWT) Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle; Ungekerbte Probe für den Schlagzähigkeitsversuch; Identisch mit ISO 5754: 1978; (DIN ISO 5754: 1990-10); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-03 AA <14500099> Die Norm legt die Abmessungen für eine ungekerbte Probe aus Sintermetall für den Schlagzähigkeitsversuch fest. Der Probekörper kann direkt durch Pressen und Sintern oder Bearbeitung eines gesinterten Teiles hergestellt werden. Metallpulver - Ermittlung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2014); Deutsche Fassung EN ISO 4490: 2014; (DIN EN ISO 4490: 2014-11); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-02 AA <14500100> Diese Internationale Norm legt ein Verfahren zur Ermittlung der Durchflussrate metallischer Pulver, einschließlich Hartmetallpulver, mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) fest. Metallpulver; Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern; Identisch mit ISO 4496, Ausgabe 1978; (DIN ISO 4496: 1987-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-02 AA <14500101> Die Norm behandelt ein Verfahren zur Bestimmung des angenäherten Gehaltes an nicht metallischen Bestandteilen in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern, die in den üblichen Mineralsäuren nicht löslich sind. Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren (ISO 3923-1: 2008); Deutsche Fassung EN ISO 3923-1: 2010; (DIN EN ISO 3923-1: 2010-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-02 AA <14500102> Dieser Teil von ISO 3923 legt das Trichterverfahren zur Ermittlung der Fülldichte von Metallpulvern unter festgelegten Bedingungen fest. 4 Erklärung über die technischen Regeln Soweit bekannt sind zu den einzelnen Dokumenten Preise angegeben. Ein Preisnachlass auf DIN-Normen und DIN SPEC wird gewährt für Mitglieder des DIN in Höhe von 15 % und für Angehörige anerkannter Bildungseinrichtungen (Bestellung muss mit Nachweis versehen sein) in Höhe von 50 %. Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 84 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 85 Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC-Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC- Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC-Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 85 86 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin , Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 17, Avenue Marnix, 1000 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.4 VDI-Richtlinien Herausgeber: VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.5 VDEW-Schriften Herausgeber: BDEW Bundesverband der Energie- und Wasserwirtschaft e. V., Reinhardtstr. 32, 10117 Berlin Bezug: EW Medien und Kongresse, Kleyerstr. 88, 60326 Frankfurt am Main Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-0 · Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de Anzeige T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 86 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 87 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 87 88 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 1/ 2016 T+S_1_16 21.12.15 10: 55 Seite 88