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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 1 4 50 Jahre Tribology 5 V. Fedorov Selforganized nano-quantum solid lubricant 14 L. Dobrenizki, Y. Musayev, S. Tremmel, T. Hosenfeldt, S. Wartzack Energieeffizienz durch Tribometrie: Untersuchung von Reibungsmessgrößen am Beispiel des beschichteten Tassenstößel/ Nocken-Kontakts 22 M. Ebner, T. Lohner, A. Weigl, K. Michaelis, J.-P. Stemplinger, B.-R. Höhn, K. Stahl Hochbelastete und schmierstoffgetränkte Wälzpaarungen aus Sintermaterial ohne externe Schmierstoffzuführung 31 C. Schneidhofer, M. Dorfmeister, N. Dörr In-line corrosion sensor for oil condition monitoring of biogas operated stationary engines 38 A. Kailer, C. Dold, T. Schubert, M. Ahrens, P. Altmann, S. Grundei, C. Enekes Elektrisch leitfähige Schmierstoffe für adaptive Tribosysteme - Synthese und tribologisches Verhalten unter dem Einfluss von elektrischen Potenzialen 45 D. Coronado, A. Bustamante, C. Kupferschmidt Oil-Sensors Test Bench: An Approach to Validate Oil Condition Monitoring Systems for Wind Turbine Applications 54 C. Haider, A. Trinkle Determination of the water content in lubrication oils, greases, and polyol-based hydraulic oils 59 G.-M. Florescu, J. Stephan, B. Wetzel Extrinsischen und intrinsischen Schmierung von Tribosystemen mit Dispersionen von ölgefüllten Nanokapseln 64 M. A. Abdel Shafy, G. Delafargue Synthetic Complex Lithium Grease for increased Steel Rolling Mills Productivity & Reliability Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 21 Impressum 69 Nachrichten Mitteilungen der GfT und der ÖTG 71 Patentumschau 73 Schadensanalyse / Schadenskatalog Wälzlager - Außenring eines Kugellagers 74 Hinweise für Autoren / Checkliste 75 Handbuch der T+S 3.10.1 Gebrauchtölanalyse 77 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 3 16 E 6133 63. Jahrgang www.expertverlag.de Selforganized nanoquantum solid lubricant Energieeffizienz durch Tribometrie: Untersuchung von Reibungsmessgrößen beim beschichteten Tassenstößel Hochbelastete und schmierstoffgetränkte Wälzpaarungen aus Sintermaterial In-line corrosion sensor for oil condition monitoring of biogas operated stationary engines Elektrisch leitfähige Schmierstoffe für adaptive Tribosysteme Oil-Sensors Test Bench: An Approach to Validate Oil Condition Monitoring Systems for Wind Turbine Applications Determination of the water content in lubrication oils, greases, and polyol-based hydraulic oils Extrinsische und intrinsische Schmierung von Tribosystemen mit Dispersionen von ölgefüllten Nanokapseln Synthetic Complex Lithium Grease for increased Steel Rolling Mills Productivity & Reliability Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 63. Jahrgang, Heft 3 Mai / Juni 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 53) 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 74). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 74 for formatting guidelines). T+S_3_16 28.04.16 08: 09 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  31.05. - 02.06.16 Bochum Technischer Mineralölkaufmann / Technische Mineralölkauffrau (1. Modul) www.uniti.de  01.06. - 02.06.16 Landau in der Pfalz Tribology Symposium 2016 http: / / tribologiesymposium.apl-group.de  02.06.16 Ostfildern Lager im Brücken-, Stahl- und Stahlwasserbau TAE*  07.06. - 08.06.16 Bilbao, Spanien LUBMAT 2016 www.lubmat.org  09.06. - 10.06.16 Ostfildern Tribometrie TAE*  13.06. - 14.06.16 Ostfildern Wirtschaftliches Zerspanen durch optimale Kühlschmierstoffe TAE*  14.06. - 16.06.16 Stuttgart UNITI expo www.uniti.de/ veranstaltungen  14.06. - 17.06.16 Aulanko, The 17 th Nordic Symposium on Tribology (NORDTRIB 2016) Hämeenlinna, Finland www.vtt.fi/ sites/ nordtrib2016/ en  22.06. - 23.06.16 Köln VSI Kühlstoffseminar: Kühlschmierstoff 4.0 www.vsi-schmierstoffe.de  27.06. - 01.07.16 Ostfildern Grundlagen der Schmierstoffe und ihre Anwendungen TAE*  05.09. - 09.09.16 Ostfildern Grundlagen der Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  06.09. - 09.09.16 Leeds. U.K. 43 rd Leeds-Lyon Symposium on Tribology www.engineering.leeds.ac.uk  11.09. - 14.09.16 London 3 rd International Conference on BioTribology (ICoBT 2016) www.biotribologyconference.com  15.09. - 16.09.16 Ostfildern Gasmotorenschmierung TAE*  26.09. - 28.09.16 Göttingen Tribologie-Fachtagung GfT*  27.09. - 29.09.16 Darmstadt Materials, Science and Engineering (MSE) www.mse-congress.de  29.09. - 30.09.16 London 18 th International Conference on Advances in Tribology and Engineering Systems (ICATES 2016) www.waset.org  04.10. - 25.11.16 Ostfildern Praktische Tribologie und Schmierungstechnik TAE* AC 2 T GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Austrian Center of Competence for Tribology Viktor-Kaplan-Str. 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH, Tel. (+43 26 22) 8 16 00-10, Fax (+43 26 22) 8 16 00-99; E-Mail: office@ac2t.at; www.ac2t.at 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 T+S_3_16 19.04.16 14: 54 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 3 Erzeugnis 2015 2016 2015 2016 Motorenöle 20.766 t 22.234 t 21.520 t 22.456 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.396 t 3.323 t 3.533 t 3.779 t Getriebeöl Industrie 2.614 t 1.884 t 2.729 t 2.150 t Turbinen-, Kompressorenöle 1.171 t 833 t 758 t 916 t Maschinenöle 3.200 t 4.078 t 2.421 t 3.299 t Hydrauliköl 9.207 t 8.494 t 10.243 t 8.093 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 1.925 t 3.019 t 2.327 t 4.238 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.393 t 2.322 t 1.435 t 2.571 t Weißöle (technische und medizinische) 5.473 t 5.182 t 6.052 t 6.308 t Schmierfette 2.301 t 2.067 t 2.519 t 2.542 t Basisöle 19.957 t 13.416 t 10.818 t 14.303 t Februar Januar Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts. für die Monate Januar und Februar von 2015 und 2016 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 250 500 750 1.000 1.250 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 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 4.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 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 5.000 10.000 15.000 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 2016 in t Werte 2015 in t Werte 2014 in t Werte 2013 in t 50 Jahre Tribology ITC-Empfang im Buckingham Palace Wie die meisten von Ihnen sicherlich wissen, jährte sich am 9. März diesen Jahres die Übergabe des „Jost- Reports“ an die britische Regierung zum 50sten Mal. Peter Jost leitete die Arbeitsgruppe, die die Aufgabe hatte, ein Konzept für verbesserte Lehre und Forschung in der Schmierungstechnik zu entwickeln, um die damals hohe Zahl der Maschinenschäden zu reduzieren. Dieser Bericht war in mehrerer Hinsicht wegweisend: zum einen zeigte er auf, dass die Schäden durch Reibung und Verschleiß nicht durch Schmierung allein zu lösen sind, sondern eine interdisziplinäre Herangehensweise unter Berücksichtigung des Maschinenbaus, der Werkstoffe, der Physik und Chemie erfordern. Um das in einem Wort zu beschreiben wurde das Wort „Tribologie“ geschaffen nach Konsultation mit dem Herausgeber des Oxford Dictionary of English Language, abgeleitet aus dem griechischen Wort „tribos“ (reiben). Zum anderen bezifferte der Jost-Report erstmals die Höhe der volkswirtschaftlichen Schäden durch Verschleiß. Dieses historische Datum war der Anlass eines Empfangs im Buckingham Palace, zu dem Prinz Philip im Namen des International Tribology Council (ITC) geladen hatte und bei dem neben Prof. Jost ungefähr 140 Vertreter tribologischer Gesellschaften und Institutionen sowie Träger der Tribology Gold Medal zugegen waren. Für die GfT nahm der stellvertretende Vorsitzende des Vorstandes Dr.-Ing. Christoph Wincierz an dem Empfang teil. Persönlichkeiten, die sich in besonderem Maße für die Tribologie verdient gemacht haben, wurden zudem in kleinem Kreis Prinz Philip vorgestellt (großes Foto oben). Unter ihnen war auch Prof. Bartz, der langjährige Direktor und wissenschaftliche Leiter der Technischen Akademie Esslingen und Initiator des International Colloquium Tribology. Foto: John Deehan T+S_3_16 10.05.16 11: 26 Seite 4 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Introduction The main principle of the lubricant is the separation of surfaces from direct contact and replacement of outer (great) friction of solids to the inner (small) friction in a layer of liquid lubricant. The friction of solids without lubrication ends in the formation of a new surface layer (the third body) which can also be viewed as separation layer. Is it possible to consider this self-organized layer as a solid lubricant? What are the limits (minimum) properties of this self-organized solid lubricant? 2 Triboergodynamics method This paper in its basis is a logical completion of axiomatic analysis of sliding friction (rolling) within the framework of triboergodynamics, a scientific trend suggested by the author [1-3]. The general evolution regularities of states and properties of tribosystem in the frame of triboergodynamics are analysed. Triboergodynamics is based on our modern knowledge of friction: 1. friction is a phenomenon of resistance to relative motion between two bodies, originating at their surfaces contact area; 2. friction is the process of transformation and dissipation of energy of external movement into other kinds of energy; 3. friction is the process of elasto-plastic deformation localized in thin surface layers of rubbing materials. Methodology of triboergodynamics [1-3] is based on the analysis method to plastic deformation of ergodynamics of deformed solids [4-6]. Ergodynamics is a synthesis to the problem of deformation most general laws of thermodynamics for non-reversible processes, molecular kinetics and dislocation theory in their mutual, dialectical tie on the basis of a most general law of nature - the law of energy conservation at its transformations. Within the framework of triboergodynamics the model of elastic-plastic deformation of contact volumes is examined as a generalized mechanism of transformation and dissipation energy and determines essence of resistance to surfaces displacement. Friction is regarded as a global (energetical) phenomenon of relative movement transformation. It strongly obeys equation of energy balance and from thermodynamic point of view it is a competition of two simultaneous, interconnected and opposite tendencies of accumulating * Prof. Dr. of Technical Science Sergey Vasiliy Fedorov Kaliningrad State Technical University 236022 Kaliningrad, Russia Selforganized nano-quantum solid lubricant S. V. Fedorov* Eingereicht: 22. 2. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 4. 2015 Es wurden die Gesetzmäßigkeiten der vollständigen Evolution des Tribosystems (Reibungskontakts) betrachtet. Es wurde gezeigt, dass die ideale Evolution des Tribosystems im Zustand der idealen Elastizität des verformten Kontakts endet. Dieser Zustand des Kontakts wird durch Bildung der dissipativen Nanoquantumstruktur gewährleistet. Das Kernstück dieser Struktur bildet ein mechanisches (Nano) Quantum. So eine vollkommene (ideale) Nano-Quantumstruktur sollte man als einen selbstorganisierten harten Schmierstoff betrachten Schlüsselwörter Evolution des Tribosystems, Energiebilanz, Selbstorganisation, Nano-Struktur, mechanisches Quantum, harter Schmierstoff The regularities of most full evolution for the tribosystem (friction contact) have been examined. It shows that the ideal evolution of tribosystem is completed with the state of ideal elasticity of deformable contact. This state of contact is provided by the formation of nano-quantum, dissipative structure. The basis of this structure represents the mechanical (nano) quantum. The perfect nano-quantum structure of contact friction should be regarded as selforganized solid lubricant. Keywords Tribosystem’s evolution, Energy balance, Selforganisation, Nanostructure, Mechanical quantum, Solid lubricant Kurzfassung Abstract T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 latent (potential) energy ∆U e of various kinds of defects and damages of contact volumes structures and releasing (dissipation) energy Q due to various relaxation processes. According to the energy balance scheme (Figure 1) for plastic deformation and fracture [4] presented below, equations for friction work W f , frictional force F and friction coefficient µ (without lubrication) are: (1) (2) (3) (4) (5) (6) where ∆U e = V f ∆u e ; Q = V f q; U· e = V f u· e ; u· e = du e / dt: V f - is the deformable (friction) volume; µ - friction coefficient; µ adapt - adaptive friction coefficient; µ T(dis) and µ Q → (dis) - static and dynamical components of dissipative friction coefficient; ∆U T - thermal component of internal energy; N - normal load; l - distance of friction. The latent energy density ∆u e is an integral parameter of tribostate and damageability (failure (∆u * e )). Thus, viewed thermodynamically, the work done by friction forces W f (the friction power W· ), the friction force F and the friction coefficient µ may be classified conventionally into two specific components with different kinetic behavior [4-6]. The first component is associated with microscopic mechanisms of adaptive type and relates to the change of latent (potential) energy (∆u e1 ,∆u e2 ) of various elementary defects and damages that are generated and accumulate in the deformable volumes of materials friction pair (Figure 2). This energy is a unique and integral characteristic of the submicroand microstructural transformations that occur in plastically strained materials [4-6]. This energy is a measure of strain hardening and damageability of materials. The second component is associated with microscopic mechanisms of dissipative type and relates to dynamic recovery processes in which latent energy is released and heat effect of friction (q 1 , q 2 ) take place. This energy originates in the motion and destruction of various elementary defects of opposite signs, the egress of these defects to the surface, the healing of reversible submicroscopic discontinuities, etc. The ratios of the components ∆u e1 and ∆u e2 as well as q 1 , q 2 of the balance vary over a wide range, depending on the physical, chemical, and structural properties of the materials that comprise the friction couple and the friction process conditions. Thus, the thermodynamic analysis of friction (plastic deformation and fracture) has led to generalized (twoterm) relations (1)-(6) for the force F and coefficient of friction µ, which agrees with current concepts of the nature of friction. Relationships (1)-(6) which generalize the mechanism of energy dissipation at friction allow to classify the tri- Aus Wissenschaft und Forschung = + D = Q U W e f , 2 1 2 1 2 1 Q Q U U U U T T e e r r + + D + D + D + D = 2 1 2 1 2 1 Q Q U U U U Q U W T T e e e f & r & r & & & & & & & + + + + + = + = , l Q Q l U U l Q l U F e e e l 2 1 2 1 + + D + D = + D = , = + + + = v Q Q v U U F e e v 2 1 2 1 & & & & = + = v v F v , molecular mechanical F F + = = + + D + D = Nl Q Q Nl U U e e l 2 1 2 1 m ( ) ( ) dis Q dis T adapt dis adapt r m m m m m + + = + = , = + + + = Nv Q Q Nv U U e e v 2 1 2 1 & & & & m adhesion n deformatio m m + = , (6) where ; ; ; ; is the deformable (friction) volume; friction coefficient; adaptive friction coefficient; and static and dynamical components of dissipative friction coefficient; thermal component of internal energy; normal load; distance of friction. The latent energy density is an integral parameter of tribostate and damageability (failure ( )). Figure 1. Scheme of the energy balance for the plastic deformation of a solid body [1-4] Thus, viewed thermodynamically, the work done by friction forces (the friction power ), the friction force and the friction coefficient may be classified conventionally into two specific components with different kinetic behavior [1-3]. The first component is associated with microscopic mechanisms of adaptive type and relates to the change of latent (potential) energy ( ) of various elementary defects and damages that are generated and accumulate in the deformable volumes of materials friction pair (Figure 2). This energy is a unique and integral characteristic of the submicroand microstructural transformations that occur in plastically strained materials [4-6]. This energy is a measure of strain hardening and damageability of materials. The second component is associated with microscopic mechanisms of dissipative type and relates to dynamic recovery processes in which latent energy is released and heat effect of friction ( ) take place. This energy originates in the motion and destruction of various elementary defects of opposite signs, the egress of these defects to the surface, the healing of reversible submicroscopic discontinuities, etc. The ratios of the components and as well as of the balance vary over a wide range, depending on the physical, chemical, and structural properties of the materials that comprise the friction couple and the friction process conditions. Figure 2. Schematic view of elementary friction’s contact [1-3] Thus, the thermodynamic analysis of friction (plastic deformation and fracture) has led to generalized (twoterm) relations (1)-(6) for the force and coefficient of friction , which agrees with current concepts of the nature of friction. Relationships (1)-(6) which generalize the mechanism of energy dissipation at friction allow to classify the tribosystem states. According to ergodynamics of deformed solids (relationships and ) and equations (1)-(6), all exhibitions of friction and wear may be reduced conventionally at least to two basically different states: the first state defines all types of damage and wear, the second — the so-called "wearless" condition. The state of damage and wear is characterized by the components of energy balance (1)-(6), which are responsible for accumulation of internal energy in deformed volumes , i.e. the process is irreversible. The "wearless" state is characterized by the components responsible for dynamic dissipation (reversibility) of strain energy into elastic and structural dissipated energy of friction contact . In its turn, the first state may be classified depending on the relation between potential and kinetic components of internal energy. It is subdivided conventionally into mechanical damage and wear (due to so-called structure activation) and thermal damage and wear (due to thermal activation). For instance, let the thermal component of internal energy be equal to Work of defor Change of heat exchange in the initial state , (5) , (6) where ; ; ; ; is the deformable (friction) volume; friction coefficient; adaptive friction coefficient; and static and dynamical components of dissipative friction coefficient; thermal component of internal energy; normal load; distance of friction. The latent energy density is an integral parameter of tribostate and damageability (failure ( )). Figure 1. Scheme of the energy balance for the plastic deformation of a solid body [1-4] Thus, viewed thermodynamically, the work done by friction forces (the friction power ), the friction force and the friction coefficient may be classified conventionally into two specific components with different kinetic behavior [1-3]. The first component is associated with microscopic mechanisms of adaptive type and relates to the change of latent (potential) energy ( ) of various elementary defects and damages that are generated and accumulate in the deformable volumes of materials friction pair (Figure 2). This energy is a unique and integral characteristic of the submicroand microstructural transformations that occur in plastically strained materials [4-6]. This energy is a measure of strain hardening and damageability of materials. The second component is associated with microscopic mechanisms of dissipative type and relates to dynamic recovery processes in which latent energy is released and heat effect of friction ( ) take place. This energy originates in the motion and destruction of various elementary defects of opposite signs, the egress of these defects to the surface, the healing of reversible submicroscopic discontinuities, etc. The ratios of the components and as well as of the balance vary over a wide range, depending on the physical, chemical, and structural properties of the materials that comprise the friction couple and the friction process conditions. Figure 2. Schematic view of elementary friction’s contact [1-3] Thus, the thermodynamic analysis of friction (plastic deformation and fracture) has led to generalized (twoterm) relations (1)-(6) for the force and coefficient of friction , which agrees with current concepts of the nature of friction. Relationships (1)-(6) which generalize the mechanism of energy dissipation at friction allow to classify the tribosystem states. According to ergodynamics of deformed solids (relationships and ) and equations (1)-(6), all exhibitions of friction and wear may be reduced conventionally at least to two basically different states: the first state defines all types of damage and wear, the second — the so-called "wearless" condition. The state of damage and wear is characterized by the components of energy balance (1)-(6), which are responsible for accumulation of internal energy in deformed volumes , i.e. the process is irreversible. The "wearless" state is characterized by the components responsible for dynamic dissipation (reversibility) of strain energy into elastic and structural dissipated energy of friction contact . In its turn, the first state may be classified depending on the relation between potential and kinetic components of internal energy. It is subdivided conventionally into mechanical damage and wear (due to so-called structure activation) and thermal damage and wear (due to thermal activation). For instance, let the thermal component of internal energy be equal to Work of deformation q u e + D = w p Change in latent energy e u D Thermal effect of deformation q Change in thermal energy T u D Change In internal energy T u D + D = D e u u Energy of heat exchange q r Internal energy in the initial state ( ) 0 u Internal energy ( ) u 0 u u D + = Figure 1: Scheme of the energy balance for the plastic deformation of a solid body [1-4] , (5) , (6) where ; ; ; ; is the deformable (friction) volume; friction coefficient; adaptive friction coefficient; and static and dynamical components of dissipative friction coefficient; thermal component of internal energy; normal load; distance of friction. The latent energy density is an integral parameter of tribostate and damageability (failure ( )). Figure 1. Scheme of the energy balance for the plastic deformation of a solid body [1-4] Thus, viewed thermodynamically, the work done by friction forces (the friction power ), the friction force and the friction coefficient may be classified conventionally into two specific components with different kinetic behavior [1-3]. The first component is associated with microscopic mechanisms of adaptive type and relates to the change of latent (potential) energy ( ) of various elementary defects and damages that are generated and accumulate in the deformable volumes of materials friction pair (Figure 2). This energy is a unique and integral characteristic of the submicroand microstructural transformations that occur in plastically strained materials [4-6]. This energy is a measure of strain hardening and damageability of materials. The second component is associated with microscopic mechanisms of dissipative type and relates to dynamic recovery processes in which latent energy is released and heat effect of friction ( ) take place. This energy originates in the motion and destruction of various elementary defects of opposite signs, the egress of these defects to the surface, the healing of reversible submicroscopic discontinuities, etc. The ratios of the components and as well as of the balance vary over a wide range, depending on the physical, chemical, and structural properties of the materials that comprise the friction couple and the friction process conditions. Figure 2. Schematic view of elementary friction’s contact [1-3] Thus, the thermodynamic analysis of friction (plastic deformation and fracture) has led to generalized (twoterm) relations (1)-(6) for the force and coefficient of friction , which agrees with current concepts of the nature of friction. Relationships (1)-(6) which generalize the mechanism of energy dissipation at friction allow to classify the tribosystem states. According to ergodynamics of deformed solids (relationships and ) and equations (1)-(6), all exhibitions of friction and wear may be reduced conventionally at least to two basically different states: the first state defines all types of damage and wear, the second — the so-called "wearless" condition. The state of damage and wear is characterized by the components of energy balance (1)-(6), which are responsible for accumulation of internal energy in deformed volumes , i.e. the process is irreversible. The "wearless" state is characterized by the components responsible for dynamic dissipation (reversibility) of strain energy into elastic and structural dissipated energy of friction contact . In its turn, the first state may be classified depending on the relation between potential and kinetic components of internal energy. It is subdivided conventionally into mechanical damage and wear (due to so-called structure activation) and thermal damage and wear (due to thermal activation). For instance, let the thermal component of internal energy be equal to Work of defor Change of heat exchange in the initial state Figure 2: Schematic view of elementary friction’s contact [1-3] T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 bosystem states. According to ergodynamics of deformed solids (relationships ∆u = ∆u e + ∆u T and q = ∆u T + q → ) and equations (1)-(6), all exhibitions of friction and wear may be reduced conventionally at least to two basically different states: the first state defines all types of damage and wear, the second - the so-called „wear fee“ condition. The state of damage and wear is characterized by the components of energy balance (1)-(6), which are responsible for accumulation of internal energy in deformed volumes ∆u = ∆u e1 + ∆u e2 + ∆u T1 + ∆u T2 , i. e. the process is irreversible. The „wear free“ state is characterized by the components responsible for dynamic dissipation (reversibility) of strain energy into elastic and structural dissipated energy of friction contact q → = q →1 + q →2 . In its turn, the first state may be classified depending on the relation between potential ∆u e and kinetic ∆u T components of internal energy. It is subdivided conventionally into mechanical damage and wear (due to so-called structure activation) and thermal damage and wear (due to thermal activation). For instance, let the thermal component of internal energy ∆u T be equal to zero (∆u T = 0) and the internal energy variation at damage and wear be defined only by variation of the potential ∆u e (∆u = ∆u e ) component. Then, the mechanical damage and wear with brittle fracture of surfaces take place. On the contrary, if we have ∆u e = 0 (∆u = ∆u T ), then the thermal damage and wear with ductile fracture of surfaces take place. All the intermediate values of the components are associated with quasi-brittle or quasi-ductile fracture of solids. In the most general case, the energy balance at dry friction (1) should be written as (7) In the special case, where the friction is localized into volume of the „third body“ equation (7) develops into (8) According to thermodynamic theory of strength [4], the damageability parameter and the fracture criterion are defined in terms of the internal energy density u accumulated within the strained element of a solid body. A solid body is assumed to suffer fracture if the internal energy density has reached a critical value u * in at least a single macro-volume that is responsible for fracture. 3 Energy interpretation of Leonardo da Vinci (Amonton’s) friction coefficient According to thermodynamic theory of strength [4], the structure parameter should be related to the portion of the accumulated plastic deformation that is responsible for strain hardening. This portion is uniquely and integrally defined by the density of the potential component of internal energy (that is, the latent energy density ∆u e ) of various defects and damages that accumulate in a plastically strained material. With this in mind, if we neglect the heat effect Q of friction, one will infer from the thermodynamic analysis of friction equations (1)-(6) that the Amonton (Leonardo da Vinci) friction coefficient is (9) Consequently, the coefficient of friction has a very deep physical sense. On the one hand, it is the parameter which generally characterizes the resistance of relative displacement (movement) of surfaces, for it reflects the portion of energy, which «is done by friction away» as accumulated latent energy ∆U e , by relation to parameter of external forces work µ * Nl (energy of external relative movement). On the other hand, it is the generalized characteristic of damage, for it is defined of the latent energy density ∆u e as integral characteristic of the structure defectiveness measure, because this energy is the generalized parameter of damage. Here too, coefficient of friction generally reflects the structural order (disorder) of deforming contact volume, since the parameter ∆U e = ∆u e V f is defined as the energy of defects and damages of different types, that are accumulated into contact volumes V f solids. Therefore, the coefficient of friction is a true and generalized parameter of tribosystem state. From this conclusion we can say that the analysis of the evolution of the states of a tribosystem is primarily an analysis of the latent deformation energy accumulated within the contact friction volumes. 4 Energy regularities of rubbing surfaces evolution An analysis of modern experimental data using equations (1)-(9) has shown that the experimental friction curves of type µ = µ(N,v) are the generalized friction curves that reflect the evolution (the change in the friction coefficient) of tribosystem. We propose an energetic interpretation of the experimental friction curves µ = µ(N,v) (Figure 3). According to our concept [1-3], the ascending portion of the friction coefficient curve µ is mainly controlled by processes associated with the accumulation of latent energy ∆U e in various structural defects and damages. Here the increase in µ is due to the increasing density of latent (potential) energy ∆u e and the increasing adaptive friction volume V f . The descending portion of the friction curve is mainly controlled by processes associated with the release and dissipation of energy Q = ∆U T + Q → . Here the decrease in µ is due to the decrease in latent energy density within the friction volume V f or (which is virtu- 7 Aus Wissenschaft und Forschung zero ( ) and the internal energy variation at damage and wear be defined only by variation of the potential component. Then, the mechanical damage and wear with brittle fracture of surfaces take place. On the contrary, if we have ( ), then the thermal damage and wear with ductile fracture of surfaces take place. All the intermediate values of the components are associated with quasi-brittle or quasi-ductile fracture of solids. In the most general case, the energy balance at dry friction (1) should be written as 3 2 1 3 2 1 Q Q Q U U U W e e e f + + + D + D + D = . (7) In the special case, where the friction is localized into volume of the "third body" equation (7) develops into . (8) According to thermodynamic theory of strength [4], the damageability parameter and the fracture criterion are defined in terms of the internal energy density accumulated within the strained element of a solid body. A solid body is assumed to suffer fracture if the internal energy density has reached a critical value in at least a single macrovolume that is responsible for fracture. 3. Energy interpretation of Leonardo da Vinci (Amonton’s) friction coefficient According to thermodynamic theory of strength [4], the structure parameter should be related to the portion of the accumulated plastic deformation that is responsible for strain hardening. This portion is uniquely and integrally defined by the density of the potential component of internal energy (that is, the latent energy density ) of various defects and damages that accumulate in a plastically strained material. With this in mind, if we neglect the heat effect of friction, one will infer from the thermodynamic analysis of friction of equations (1)-(6) that the Amonton (Leonardo da Vinci) friction coefficient is ; ; , . (9) Consequently, the coefficient of friction has a very deep physical sense. On the one hand, it is the parameter which generally characterizes the resistance of relative displacement (movement) of surfaces, for it reflects the portion of energy, which «is done by friction away» as accumulated latent energy , by relation to parameter of external forces work (energy of external relative movement). On the other hand, it is the generalized characteristic of damage, for it is defined of the latent energy density as integral characteristic of the structure defectiveness measure, because this energy is the generalized parameter of damage. Here too, coefficient of friction generally reflects the structural order (disorder) of deforming contact volume, since the parameter is defined of the energy of defects and damages of different types, that are accumulated into contact volumes solids. Therefore, coefficient of friction is a true and generalized parameter of tribosystem state. From this conclusion we can say that the analysis of the evolution of the states of a tribosystem is primarily an analysis of the latent deformation energy accumulated within the contact friction volumes. 4. Energy regularities of rubbing surfaces evolution An analysis of modern experimental data using equations (1)-(9) has shown that the experimental friction curves of type are the generalized friction curves that reflect the evolution (the change in the friction coefficient) of tribosystem. We propose an energetic interpretation of the experimental friction curves (Figure 3). Figure 3. Structural-energy diagram for evolution of rubbing surfaces [1-3]. ; ; ; - static, dynamic, elastic, plastic friction coefficients correspondingly; ; - ignition (flash) temperature in contact friction volume in point 3 and melting temperature. According to our concept [1-3], the ascending portion of the friction coefficient curve is mainly controlled by processes associated with the accumulation of latent energy in various structural defects and damages. Here the increase in is due to the increasing density of latent (potential) energy and the increasing adaptive friction volume . The descending portion of the friction curve is mainly controlled by processes associated with the zero ( ) and the internal energy variation at damage and wear be defined only by variation of the potential component. Then, the mechanical damage and wear with brittle fracture of surfaces take place. On the contrary, if we have ( ), then the thermal damage and wear with ductile fracture of surfaces take place. All the intermediate values of the components are associated with quasi-brittle or quasi-ductile fracture of solids. In the most general case, the energy balance at dry friction (1) should be written as . (7) In the special case, where the friction is localized into volume of the "third body" equation (7) develops into . (8) According to thermodynamic theory of strength [4], the damageability parameter and the fracture criterion are defined in terms of the internal energy density accumulated within the strained element of a solid body. A solid body is assumed to suffer fracture if the internal energy density has reached a critical value in at least a single macrovolume that is responsible for fracture. 3. Energy interpretation of Leonardo da Vinci (Amonton’s) friction coefficient According to thermodynamic theory of strength [4], the structure parameter should be related to the portion of the accumulated plastic deformation that is responsible for strain hardening. This portion is uniquely and integrally defined by the density of the potential component of internal energy (that is, the latent energy density ) of various defects and damages that accumulate in a plastically strained material. With this in mind, if we neglect the heat effect of friction, one will infer from the thermodynamic analysis of friction of equations (1)-(6) that the Amonton (Leonardo da Vinci) friction coefficient is N F Nl U e = D = * m m ; l U F e D = ; 0 @ Q , 1 = * m . (9) Consequently, the coefficient of friction has a very deep physical sense. On the one hand, it is the parameter which generally characterizes the resistance of relative displacement (movement) of surfaces, for it reflects the portion of energy, which «is done by friction away» as accumulated latent energy , by relation to parameter of external forces work (energy of external relative movement). On the other hand, it is the generalized characteristic of damage, for it is defined of the latent energy density as integral characteristic of the structure defectiveness measure, because this energy is the generalized parameter of damage. Here too, coefficient of friction generally reflects the structural order (disorder) of deforming contact volume, since the parameter is defined of the energy of defects and damages of different types, that are accumulated into contact volumes solids. Therefore, coefficient of friction is a true and generalized parameter of tribosystem state. From this conclusion we can say that the analysis of the evolution of the states of a tribosystem is primarily an analysis of the latent deformation energy accumulated within the contact friction volumes. 4. Energy regularities of rubbing surfaces evolution An analysis of modern experimental data using equations (1)-(9) has shown that the experimental friction curves of type are the generalized friction curves that reflect the evolution (the change in the friction coefficient) of tribosystem. We propose an energetic interpretation of the experimental friction curves (Figure 3). Figure 3. Structural-energy diagram for evolution of rubbing surfaces [1-3]. ; ; ; - static, dynamic, elastic, plastic friction coefficients correspondingly; ; - ignition (flash) temperature in contact friction volume in point 3 and melting temperature. According to our concept [1-3], the ascending portion of the friction coefficient curve is mainly controlled by processes associated with the accumulation of latent energy in various structural defects and damages. Here the increase in is due to the increasing density of latent (potential) energy and the increasing adaptive friction volume . The descending portion of the friction curve is mainly controlled by processes associated with the zero ( ) and the internal energy variation at damage and wear be defined only by variation of the potential component. Then, the mechanical damage and wear with brittle fracture of surfaces take place. On the contrary, if we have ( ), then the thermal damage and wear with ductile fracture of surfaces take place. All the intermediate values of the components are associated with quasi-brittle or quasi-ductile fracture of solids. In the most general case, the energy balance at dry friction (1) should be written as . (7) In the special case, where the friction is localized into volume of the "third body" equation (7) develops into 3 3 Q U W e f r + D = . (8) According to thermodynamic theory of strength [4], the damageability parameter and the fracture criterion are defined in terms of the internal energy density accumulated within the strained element of a solid body. A solid body is assumed to suffer fracture if the internal energy density has reached a critical value in at least a single macrovolume that is responsible for fracture. 3. Energy interpretation of Leonardo da Vinci (Amonton’s) friction coefficient According to thermodynamic theory of strength [4], the structure parameter should be related to the portion of the accumulated plastic deformation that is responsible for strain hardening. This portion is uniquely and integrally defined by the density of the potential component of internal energy (that is, the latent energy density ) of various defects and damages that accumulate in a plastically strained material. With this in mind, if we neglect the heat effect of friction, one will infer from the thermodynamic analysis of friction of equations (1)-(6) that the Amonton (Leonardo da Vinci) friction coefficient is ; ; , . (9) Consequently, the coefficient of friction has a very deep physical sense. On the one hand, it is the parameter which generally characterizes the resistance of relative displacement (movement) of surfaces, for it reflects the portion of energy, which «is done by friction away» as accumulated latent energy , by relation to parameter of external forces work (energy of external relative movement). On the other hand, it is the generalized characteristic of damage, for it is defined of the latent energy density as integral characteristic of the structure defectiveness measure, because this energy is the generalized parameter of damage. Here too, coefficient of friction generally reflects the structural order (disorder) of deforming contact volume, since the parameter is defined of the energy of defects and damages of different types, that are accumulated into contact volumes solids. Therefore, coefficient of friction is a true and generalized parameter of tribosystem state. From this conclusion we can say that the analysis of the evolution of the states of a tribosystem is primarily an analysis of the latent deformation energy accumulated within the contact friction volumes. 4. Energy regularities of rubbing surfaces evolution An analysis of modern experimental data using equations (1)-(9) has shown that the experimental friction curves of type are the generalized friction curves that reflect the evolution (the change in the friction coefficient) of tribosystem. We propose an energetic interpretation of the experimental friction curves (Figure 3). Figure 3. Structural-energy diagram for evolution of rubbing surfaces [1-3]. ; ; ; - static, dynamic, elastic, plastic friction coefficients correspondingly; ; - ignition (flash) temperature in contact friction volume in point 3 and melting temperature. According to our concept [1-3], the ascending portion of the friction coefficient curve is mainly controlled by processes associated with the accumulation of latent energy in various structural defects and damages. Here the increase in is due to the increasing density of latent (potential) energy and the increasing adaptive friction volume . The descending portion of the friction curve is mainly controlled by processes associated with the T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 ally the same) to the decrease of the adaptive friction volume V adapt (u e = u *e ) and to the increase of the dissipative volume V dis (q →* = u e* ). Tribosystem evolution presented as a diagram (Figure 3), has adaptive-dissipative character (1) and reflects competitive (dialectical) nature of friction. Evolution curve has a set of principal points (1-5) of transitive states of tribosystem, which strongly obey a balance principle of friction. The most characteristic areas between these points reflect general properties of its non-linear dynamics. So, in Figure 3 it is possible to see the following conventionally designated points and stages: 0-1 - a stage of static friction and deformational strengthening; 1 - a point of limit for deformational strengthening; 1-2 - a stage of pumping of excess energy; 2 - a point of gripping (adhesion) and transition of outer friction into internal (critical non-stability): 2-3 - a stage of forming dissipation structures (formation of heat fluctuation in friction volume); 3 - a point of minimum compatibility (maximum friction); 1-2-3 a stage of self-organization; 3-4 - a stage of compatibility; 4 - a point of wear free condition (abnormal-low friction); 5 - a point of thermal adhesion. An ideal evolution of a tribosystem is symmetrical. The process starts and finishes within areas of elastic behavior. A plastic maximum (a super-activated condition) exists between them as a condition of self-organization and adaptation. In the most general case evolution (adaptation) regularities of tribosystems may be presented as a 2-stage (Figure 3). At the first stage (0-2) of adaptation the evolution of friction contact rushes to form some critical volume of friction V * f (point 2). It is elementary tribosystem, i. e. it is the elementary and self-sufficient energy transformer. The first stage - latent energy density growth ∆u e to a limited magnitude ∆u e* within critical friction volume V * f . This friction volume V * f is constant at the second stage of evolution, but here it is evolutionary developed owing to structural transformation; by this one may realize wide spectrum of compatibility friction structures (Figure 3). The second stage (2-4) - structural transformation of critical friction volume (elementary tribosystem) V * f into adaptive V adapt and dissipative V dis volumes. The limit (point 4) of this stage is characterized by a full transformation of adaptive critical volume V * adapt into V * dis dissipative. The volumes mentioned above characterize different regularities of transforming energy of outer mechanical movement at friction. Adaptive volume V adapt is connected with non-reversible absorption of deformation energy. It is in this volume where latent deformation energy ∆u e accumulates and where the centers of destruction initially emerge (birth). Dissipative volume V dis is capable of reversible transformation (dissipate) of outer movement energy. It doesn’t accumulate latent de- Aus Wissenschaft und Forschung zero ( ) and the internal energy variation at damage and wear be defined only by variation of the potential component. Then, the mechanical damage and wear with brittle fracture of surfaces take place. On the contrary, if we have ( ), then the thermal damage and wear with ductile fracture of surfaces take place. All the intermediate values of the components are associated with quasi-brittle or quasi-ductile fracture of solids. In the most general case, the energy balance at dry friction (1) should be written as . (7) In the special case, where the friction is localized into volume of the "third body" equation (7) develops into . (8) According to thermodynamic theory of strength [4], the damageability parameter and the fracture criterion are defined in terms of the internal energy density accumulated within the strained element of a solid body. A solid body is assumed to suffer fracture if the internal energy density has reached a critical value in at least a single macrovolume that is responsible for fracture. 3. Energy interpretation of Leonardo da Vinci (Amonton’s) friction coefficient According to thermodynamic theory of strength [4], the structure parameter should be related to the portion of the accumulated plastic deformation that is responsible for strain hardening. This portion is uniquely and integrally defined by the density of the potential component of internal energy (that is, the latent energy density ) of various defects and damages that accumulate in a plastically strained material. With this in mind, if we neglect the heat effect of friction, one will infer from the thermodynamic analysis of friction of equations (1)-(6) that the Amonton (Leonardo da Vinci) friction coefficient is ; ; , . (9) Consequently, the coefficient of friction has a very deep physical sense. On the one hand, it is the parameter which generally characterizes the resistance of relative displacement (movement) of surfaces, for it reflects the portion of energy, which «is done by friction away» as accumulated latent energy , by relation to parameter of external forces work (energy of external relative movement). On the other hand, it is the generalized characteristic of damage, for it is defined of the latent energy density as integral characteristic of the structure defectiveness measure, because this energy is the generalized parameter of damage. Here too, coefficient of friction generally reflects the structural order (disorder) of deforming contact volume, since the parameter is defined of the energy of defects and damages of different types, that are accumulated into contact volumes solids. Therefore, coefficient of friction is a true and generalized parameter of tribosystem state. From this conclusion we can say that the analysis of the evolution of the states of a tribosystem is primarily an analysis of the latent deformation energy accumulated within the contact friction volumes. 4. Energy regularities of rubbing surfaces evolution An analysis of modern experimental data using equations (1)-(9) has shown that the experimental friction curves of type are the generalized friction curves that reflect the evolution (the change in the friction coefficient) of tribosystem. We propose an energetic interpretation of the experimental friction curves ) , ( v N m m = (Figure 3). Figure 3. Structural-energy diagram for evolution of rubbing surfaces [1-3]. ; ; ; - static, dynamic, elastic, plastic friction coefficients correspondingly; ; - ignition (flash) temperature in contact friction volume in point 3 and melting temperature. According to our concept [1-3], the ascending portion of the friction coefficient curve is mainly controlled by processes associated with the accumulation of latent energy in various structural defects and damages. Here the increase in is due to the increasing density of latent (potential) energy and the increasing adaptive friction volume . The descending portion of the friction curve is mainly controlled by processes associated with the Figure 3: Structural-energy diagram for evolution of rubbing surfaces [1-3]. µ st at ; µ dyn ; µ elast ; µ plast - static, dynamic, elastic, plastic friction coefficients correspondingly; T f ; T S - ignition (flash) temperature in contact friction volume in point 3 and melting temperature. T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 formation energy owing to reversible elastic-viscousplastic deformation. Suggested theoretical and calculation assessments [3, 7- 8] showed that dissipative friction volume performs reversible elastic energy transformation of outer mechanical movement with density q → * equal to critical density of latent energy u *e . Culmination of tribosystem evolution is its final and limited condition of point 4 - a state of anomalously low friction and wear free condition (maximum efficient). Calculation shows [3] that at an ideal tribosystem evolution an adaptive (Amonton’s) friction coefficient µ adapt in a point 2 of a diagram falls abruptly down, reaching in a point 4 the value of elastic friction coefficient µ elast . For point 4 of compatibility area 3-4 an equation of energy balance (1) can be put in the following way: (10) Thus, point 4 stands for an ideal evolution of contact friction volume a condition of ideal elastic-viscous-plastic deformation. Equation (10) shows as a matter of fact exactly that Amonton’s friction coefficient µ adapt being in its essence plastic friction coefficient µ plast has a minimum value equal to zero. It follows then, that plastic friction became elastic with friction coefficient µ elast . It means that plastic deformation of contact volume friction is implemented with the maximum dynamic dissipation (Q → = max) of accumulated latent energy. That is why the value of accumulated energy in point 4 is equal to zero (∆U e = 0). This fact proves an ideal condition at full evolution of contact volume. From the physical point of view this condition may be explained by the full dissipation of accumulated energy ∆U * e in point 2 on newly emerged structures of point 4 in the form of elastic energy of interaction between them (dynamic dissipation energy Q → ). Here µ dis = 1,0. The structural elements themselves are free of defects - µ adapt = 0, and friction is elastic - µ = µ elast . It has been demonstrated [3] that the value of minimum adaptive friction volume V min adapt corresponding to the zero meaning of plastic friction component µ adapt is not equal to zero, but is equal to some minimum structural element of deformed solid body. 5 The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasi-ideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at µ adapt = 0 and µ dis = 1 = µ * dis . Here S →Q - inertia entropy of compatible friction volume; T - characteristic temperature of contact friction volume; l f - linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behavior of structure is subject to equation of quasi-ideal solid body condition. So, it is to be presumed that interaction between elements of this structure are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank- Boltzmann formula S = k lnW and real number of atoms oscillators N f in the volume of elementary tribosystem (contact) V * f is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: (12) (13) where k - Boltzmann constant; W - condition probability; S U - configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i. e. to a most probable condition W’ = N f lnW for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) W for the whole range of compatible friction precisely lnW = 3 and W = e 3 = 20,08553696... The value of thermodynamic probability W equal to 20,08553696... was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume V min adapt corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals V Q = (e 3 ) 3 = (20,08553695...) 3 = 8103,083969…atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3, 9]. 9 Aus Wissenschaft und Forschung release and dissipation of energy . Here the decrease in is due to the decrease in latent energy density within the friction volume or (which is virtually the same) to the decrease of the adaptive friction volume ) and to the increase of the dissipative volume ). Tribosystem evolution presented as a diagram (Figure 2), has adaptive-dissipative character (1) and reflects competitive (dialectical) nature of friction. Evolution curve has a set of principal points (1-5) of transitive states of tribosystem, which strongly obeys a balance principle of friction. The most characteristic areas between these points reflect general properties of its non-linear dynamics. So, in Fig.2 it is possible to see the following conventionally designated points and stages: 0-1 - a stage of static friction and deformational strengthening; 1 - a point of limit for deformational strengthening; 1-2 - a stage of pumping of excess energy; 2 - a point of gripping (adhesion) and transition of outer friction into internal (critical nonstability): 2-3 - a stage of forming dissipation structures (formation of heat fluctuation in friction volume); 3 - a point of minimum compatibility (maximum frictionness); 1- 2-3 a stage of selforganization; 3-4 - a stage of compatibility; 4 - a point of wearlessness (anormal-low friction); 5 - a point of thermal adhesion. An ideal evolution of tribosystem is symmetrical. The process starts and finishes within areas of elastic behavior. A plastic maximum (a superactivated condition) exists between them as a condition of selforganisation and adaptation. In the most general case evolution (adaptation) regularities of tribosystems may be presented as a 2-stage (Figure 2). At the first stage (0-2) of adaptation the evolution of friction contact rushes to form some critical volume of friction (point 2). It is elementary tribosystem that is the elementary and self-sufficient energy transformer. The first stage latent energy density growth to a limited magnitude within critical friction volume . This friction volume is constant at the second stage of evolution, but here it is evolutionary developed owing to structural transformation; by this one may realize wide spectrum of compatibility friction structures (Figure 3). The second stage (2-4) - structural transformation of critical friction volume (elementary tribosystem) into adaptive and dissipative volumes. The limit (point 4) of this stage is characterized by a full transformation of adaptive critical volume into dissipative. The volumes mentioned above characterize different regularities of transforming energy of outer mechanical movement at friction. Adaptive volume is connected with non-reversible absorption of deformation energy. It is in this volume where latent deformation energy accumulates and where the centres of distruction initially emerge (birth). Dissipative volume is capable of reversible transformation (dissipate) of outer movement energy. It doesn’t accumulate latent deformation energy owing to reversible elastic-viscousplastic deformation. Suggested theoretical and calculation assessments [3, 7-8] showed that dissipative friction volume performs reversible elastic energy transformation of outer mechanical movement with density equal to critical density of latent energy . Culmination of tribosystem evolution is its final and limited condition of point 4 - a state of anomalously low friction and wearlessness (maximum efficient). Calculation show [3] that at an ideal tribosystem evolution an adaptive (Amontons) friction coefficient in a point 2 of a diagram falls abruptly down, reaching in a point 4 the value of elastic friction coefficient . For point 4 of compatibility area 3-4 an equation of energy balance (1) showed be put in the following way: = - = * dis adapt m m m elast plast dis m m m = = = - = 0 1 ; 0 , 1 = * m . (10) Thus, point 4 stands for an ideal evolution of contact friction volume a condition of ideal elastic-viscous-plastic deformation. Equation (10) shows as a matter of fact exactly it, i.e. Amontons friction coefficient being in its essence plastic friction coefficient has a minimum value equal to zero. It follows then, that plastic friction became elastic with friction coefficient . It means that plastic deformation of contact volume friction is implemented with the maximum dynamic dissipation ( ) of accumulated latent energy. That is why the value of accumulated energy in point 4 is equal to zero ( ). This fact proves an ideal condition at full evolution of contact volume. From the physics point of view this condition may be explained by the full dissipation of accumulated energy in point 2 and by newly emerged structures of point 4 in the form of elastic energy of interaction between them (dynamic dissipation energy ). Here . The structural elements themselves are defectlessness - , and friction is elastic - . It has been demonstrated [3] that value of minimum adaptive friction volume corresponding to the zero meaning of plastic friction component is not equal to zero, but is equal to some minimum structural element of deformed solid body. release and dissipation of energy . Here the decrease in is due to the decrease in latent energy density within the friction volume or (which is virtually the same) to the decrease of the adaptive friction volume ) and to the increase of the dissipative volume ). Tribosystem evolution presented as a diagram (Figure 2), has adaptive-dissipative character (1) and reflects competitive (dialectical) nature of friction. Evolution curve has a set of principal points (1-5) of transitive states of tribosystem, which strongly obeys a balance principle of friction. The most characteristic areas between these points reflect general properties of its non-linear dynamics. So, in Fig.2 it is possible to see the following conventionally designated points and stages: 0-1 - a stage of static friction and deformational strengthening; 1 - a point of limit for deformational strengthening; 1-2 - a stage of pumping of excess energy; 2 - a point of gripping (adhesion) and transition of outer friction into internal (critical nonstability): 2-3 - a stage of forming dissipation structures (formation of heat fluctuation in friction volume); 3 - a point of minimum compatibility (maximum frictionness); 1- 2-3 a stage of selforganization; 3-4 - a stage of compatibility; 4 - a point of wearlessness (anormal-low friction); 5 - a point of thermal adhesion. An ideal evolution of tribosystem is symmetrical. The process starts and finishes within areas of elastic behavior. A plastic maximum (a superactivated condition) exists between them as a condition of selforganisation and adaptation. In the most general case evolution (adaptation) regularities of tribosystems may be presented as a 2-stage (Figure 2). At the first stage (0-2) of adaptation the evolution of friction contact rushes to form some critical volume of friction (point 2). It is elementary tribosystem that is the elementary and self-sufficient energy transformer. The first stage latent energy density growth to a limited magnitude within critical friction volume . This friction volume is constant at the second stage of evolution, but here it is evolutionary developed owing to structural transformation; by this one may realize wide spectrum of compatibility friction structures (Figure 3). The second stage (2-4) - structural transformation of critical friction volume (elementary tribosystem) into adaptive and dissipative volumes. The limit (point 4) of this stage is characterized by a full transformation of adaptive critical volume into dissipative. The volumes mentioned above characterize different regularities of transforming energy of outer mechanical movement at friction. Adaptive volume is connected with non-reversible absorption of deformation energy. It is in this volume where latent deformation energy accumulates and where the centres of distruction initially emerge (birth). Dissipative volume is capable of reversible transformation (dissipate) of outer movement energy. It doesn’t accumulate latent deformation energy owing to reversible elastic-viscousplastic deformation. Suggested theoretical and calculation assessments [3, 7-8] showed that dissipative friction volume performs reversible elastic energy transformation of outer mechanical movement with density equal to critical density of latent energy . Culmination of tribosystem evolution is its final and limited condition of point 4 - a state of anomalously low friction and wearlessness (maximum efficient). Calculation show [3] that at an ideal tribosystem evolution an adaptive (Amontons) friction coefficient in a point 2 of a diagram falls abruptly down, reaching in a point 4 the value of elastic friction coefficient . For point 4 of compatibility area 3-4 an equation of energy balance (1) showed be put in the following way: elast plast dis m m m = = = - = 0 1 ; 0 , 1 = * m . (10) Thus, point 4 stands for an ideal evolution of contact friction volume a condition of ideal elastic-viscous-plastic deformation. Equation (10) shows as a matter of fact exactly it, i.e. Amontons friction coefficient being in its essence plastic friction coefficient has a minimum value equal to zero. It follows then, that plastic friction became elastic with friction coefficient . It means that plastic deformation of contact volume friction is implemented with the maximum dynamic dissipation ( ) of accumulated latent energy. That is why the value of accumulated energy in point 4 is equal to zero ( ). This fact proves an ideal condition at full evolution of contact volume. From the physics point of view this condition may be explained by the full dissipation of accumulated energy in point 2 and by newly emerged structures of point 4 in the form of elastic energy of interaction between them (dynamic dissipation energy ). Here . The structural elements themselves are defectlessness - , and friction is elastic - . It has been demonstrated [3] that value of minimum adaptive friction volume corresponding to the zero meaning of plastic friction component is not equal to zero, but is equal to some minimum structural element of deformed solid body. 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: f f f Q Nl W kTN Nl T S diss ln = = r m ; (12) (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): ( ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution * * * * * * = = = = q V u V Nl T S Q f e f f dis Q r r r m , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: ; (12) (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): ( ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: f f f Q Nl W kTN Nl T S diss ln = = r m ; (12) = - = - = f f Nl W kTN diss adapt ln 1 1 m m (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): ( ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: ; (12) = - = - = f f Nl W kTN diss adapt ln 1 1 m m , 1 f U f Q Nl T S Nl T S = - = r (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): ( ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy S, a universal friction constant R f = kN f [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators N f (mechanic quanta N Q ): (14) (15) where R MQ - universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume V min adapt coincides in its value with the size of submicroscopic area in crack mouth, which is equal for metals (4…9) ·10 -6 mm, i. e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume V min adapt = V elast , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of self-organizational tribosystem adaptation processes. Mutual rotation-oscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasi-ideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasi-viscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about 10 -8 [3, 7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules E correspond to atomic (true) elasticities E r then values equal to 60 are obtained, where 60 = 3W can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one mechanical quantum - minimum adaptive friction volume V min adapt . Calculation assessment of parameter W : 20 = E / ̸̸ 3E r , done for various metals and steels gives an average value 20,77 ((Table 1)); ∆H S = 3E r entalpy of melting. ∆H S = 3E r , E/ 3E r = 20,77 A conclusion is made [3] that the number of atoms (mechanical quantum (MQ)) within volume of one elementary tribosystem (TS) in conditions of ideal tribosystem evolution is a constant value. Thus, it is possible to speak about the quantity of substance equal by mass to one elementary tribosystems and to one mechanic quantum. 6 Synergism of tribosystem and state of optimum Mechanical quantum is the dynamic oscillator of dissipative friction structure. An ideal quasi-elastic contact Aus Wissenschaft und Forschung 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: ; (12) (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators f N (mechanic quanta Q N ): × × = × × = × = Q MQ Q f f N R N W k N k R 3 ( TS grade J × ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: ; (12) (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): × × = × × = × = Q MQ Q f f N R N W k N k R 3 ( TS grade J × ); (14) , ( ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one 5. The idea of mechanical (nano) quantum of dissipative friction structures The result of ideal elementary tribosystem (contact) evolution is forming of unique nanostructure - a mechanical (nano) quantum. Strict notions about mechanical quantum have been obtained [3] considering equation of quasiideal solid body for point 4 of diagram of friction evolution , (11) which is particular case of solving equation of energy friction balance (1) at and . Here - inertia entropy of compatible friction volume; characteristic temperature of contact friction volume; linear size of elementary contact. Correspondingly, in conditions of maximum compatibility (point 4) when tribosystem implements full evolution cycle of adaptation with formation of most perfect dissipative structure, the behaviour of structure is subject to equation of quasiideal solid body condition. So, it is to be presumed that, interaction between elements of this structure, are minimized - a condition of ideal elasticity in dynamics. Equation (3) with taking into account Plank-Boltzmann formula and real number of atoms oscillators in the volume of elementary tribosystem (contact) is brought to the form explaining friction regularities from the point of view of system evolution: ; (12) (13) where - Boltzmann constant; condition probability; configuration entropy of friction (contact) volume. Tribosystem always tends to some optimal condition, characterized, i.e. to a most probable condition for the given friction conditions. Analysis and solution of these equations [3] allows to demonstrate the principle of constant probability value (parameter of tribosystem condition (order)) for the whole range of compatable friction precisely and . The value of thermodynamic probability equal to was interpreted [3] as a minimum value of linear, atomic oscillators in one of three directions of minimum adaptive friction volume corresponding to condition of practically absolute elastic friction - anomalously-low friction (safe deformation threshold). Then the number of atomic oscillators in this volume equals atom’s oscillators. It is the universal size (volume) of mechanical quantum [3,9]. On the other hand, adopting the meaning of Boltzmann entropy , a universal friction constant [3,8] is obtained, which characterizes in physical meaning «energetical size» of elementary tribosystem (TS), containing in ideal conditions the same number of atomic oscillators (mechanic quanta ): ( TS grade J × ); (14) 3 W k R MQ × = , ( MQ grade J × ), (15) where universal constant of deformation at friction. As it follows from calculations [3] the size of minimum adaptive friction volume coincides in its value with the size of submicroscopic area in crevice mouth, which is equal for metals mm, i.e. of critical volume size responsible to fracture. Thus the size of minimum adaptive friction volume , can be presented as the size of some mechanical quantum. This mechanical quantum constitutes a minimum number of atoms capable to provide such a configurational distribution (structure) which obtains the property of reversibly taking and dissipating (recovering) energy of outer mechanical movement. It also constitutes minimum structure in conditions of plastic deformation and it is formed at tribosystem transition (deformed volume) through an ultimately activated (critical) condition (see Figure 2) due to development of selforganisational tribosystem adaptation processes. Mutual rotationoscillation movement of these mechanical quanta in respect of each other within elementary tribosystem (contact) determines condition of most perfect dissipative friction structure. Properly speaking, such condition is described by equation of quasiideal solid body condition (9), a condition when interaction between structural elements (mechanical quanta) is minimized - a condition of ideal elasticity of quasiviscous flow. Calculation friction coefficient between quanta equals about [3,7-8]. A conclusion that mechanical quantum constitutes a minimum structural form at plastic deformation (friction) is supported by calculation. If values of elasticity modules correspond to atomic (true) elastisities then values equal to are obtained, where can be interpreted as a characteristic of volume elasticity of one Table 1: Parameter W for Metals and Steels [3] Metals E # 10 -3 , (u * e )∆H s # 10 -3 E/ 3E r and steels MPa MJ/ m 3 Cr 235,4 8,5 27,69 Mg 44,4 1,9 23,37 Ag 79,0 3,7 21,35 Au 78,7 4,0 19,67 Co 200,1 10,6 18,88 Fe 211,4 9,9 21,35 Ta 184,4 10,6 17,39 Ti 105,9 6,7 15,8 Nb 104,0 9,2 11,3 Zr 95,6 5,7 16,77 Mo 316,9 12,0 26,4 W 392,4 14,4 27,25 Ni 201,1 9,4 21,39 Iron 210,9 10,1 20,88 20 200,1 9,5 21,06 1Kh13 206,0 8,9 23,14 3Kh13 218,8 9,2 23,78 Kh18N9T 199,1 9,4 21,19 Kh18M9 199,1 9,6 20,74 30Kh 214,1 10,2 20,99 30N3 207,5 10,3 20,11 40 209,4 9,7 21,58 30G2 207,2 10,0 20,72 30KhGN3 208,0 10,2 20,4 G13 204,0 10,0 20,4 50S2G 196,2 10,3 19,05 U8 198,0 10,3 19,22 U12 198,0 10,4 19,04 T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 condition at its full evolution constitutes effect of most fully dissipated energy of outer mechanical movement throughout newly formed (by mechanism of self-organization) structural elements - mechanical quantums (dynamic oscillators) which most fully realize their rotationary - oscillatory behavior in relation to each other within elementary tribosystem volume. Their resistance to relative interaction here is minimally elastic and corresponds to elasticity of ideal atomic (thermodynamically balanced) interactions at the level of electron orbits. Universal constants of mechanical quantum and elementary tribosystem (material point) determine quantum model of surface damping: (16) taking into account destruction quantums n dest (non-reversible process component) and damping quantums n i (reversible, elastic component - fatigue number), and also probability evolution tribosystem model to a most ordered condition: (17) where 3R MQ T = U 1Q - energy of one mechanical quantum; W i and W * - current and ultimate probabilities of tribosystems compatibility conditions. According to a model of quantum surface damping at friction in state of most complete evolution (adaptation) of elementary tribosystem all mechanical quantums with the exception of one elasticity and reversibly transform energy of outer impact (mechanic movement). One mechanical quantum of radiation ( : 8103 atoms) - is a minimum loss (essence of „wear free“ condition or other wear standard). Linear size of quantum is equal to diameter of a spherical ideal crystal with atomic roughness: (18) Here d- a - mean atomic diameter for metals; W = e 3 - parameter of state for mechanical quantum [3]. Mechanical quantum (Figure 4) can be examined as the elementary nanostructure of metal’s solid body. Calculations have shown [3] the number N Q of such mechanical «quanta» (sub-tribosystems) within the elemen- 11 Aus Wissenschaft und Forschung mechanical quantum - minimum adaptive friction volume . Calculation assessment of parameter , done for various metals and steels gives an average value ((Table)); entalpy of melting. Table. Parameter for Metals and Steels [3] MPa MJ/ m 3 , A conclusion is made [3] that the number of atoms (mechanical quantum (MQ)) within volume of one elementary tribosystem (TS) in conditions of ideal tribosystem evolution is a constant value. Thus, it is possible to speak about the quantity of substance equal by mass to one elementary tribosystems and to one mechanic quantum. 6. Synergism of tribosystem and state optimum Mechanical quantum is dynamic oscillator of dissipative friction structure. An ideal quasielastic contact condition at its full evolution constitutes effect of most fully dissipated energy of outer mechanical movement throughout newly formed (by mechanism of selforganization) structural elements -mechanical quantums (dynamic oscillators) which most fully realize their rotationary - oscillatory behavior in relation to each other within elementary tribosystem volume. Their resistance to relative interaction here is minimally elastic and corresponds to elasticity of ideal atomic (thermodynamically balanced) interactions at the level of electron orbits. Universal constants of mechanical quantum and elementary tribosystem (material point) determine quantum model of surface damping: adapt i Q i Q f i MQ dis n n n U n U l N n T R m m - = = = = * * 1 3 1 1 ; * * = - = n n n n dest i adapt 1 m , (16) taking into account destruction quantums (nonreversible process component) and damping quantums (reversible, elastic component - fatique number), and also probability evolution tribosystem model to a most ordered condition: . (17) where energy of one mechanical quantum; and current and ultimate probabilities of tribosystems compatibility conditions. According to a model of quantum surface damping at friction in state of most complete evolution (adaptation) of elementary tribosystem all mechanical quantums with the exeption of one elasticity and reversibly transform energy of outer impact (mechanic movement). One mechanical quantum of radiation ( atoms) - is a minimum loss (essence of wearlessness or other wear primary standart). Linear size of quantum is equal to diameter of spherical ideal crystal with atomic roughness : . (18) Here mean atomic diameter for metals; parameter of state for mechanical quantum [3]. Mechanical quantum (Figure 4) can be examined as the elementary nanostructure of metal’s solid body. Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. mechanical quantum - minimum adaptive friction volume . Calculation assessment of parameter , done for various metals and steels gives an average value ((Table)); entalpy of melting. Table. Parameter for Metals and Steels [3] MPa MJ/ m 3 , A conclusion is made [3] that the number of atoms (mechanical quantum (MQ)) within volume of one elementary tribosystem (TS) in conditions of ideal tribosystem evolution is a constant value. Thus, it is possible to speak about the quantity of substance equal by mass to one elementary tribosystems and to one mechanic quantum. 6. Synergism of tribosystem and state optimum Mechanical quantum is dynamic oscillator of dissipative friction structure. An ideal quasielastic contact condition at its full evolution constitutes effect of most fully dissipated energy of outer mechanical movement throughout newly formed (by mechanism of selforganization) structural elements -mechanical quantums (dynamic oscillators) which most fully realize their rotationary - oscillatory behavior in relation to each other within elementary tribosystem volume. Their resistance to relative interaction here is minimally elastic and corresponds to elasticity of ideal atomic (thermodynamically balanced) interactions at the level of electron orbits. Universal constants of mechanical quantum and elementary tribosystem (material point) determine quantum model of surface damping: adapt i Q i Q f i MQ dis n n n U n U l N n T R m m - = = = = * * 1 3 1 1 ; * * = - = n n n n dest i adapt 1 m , (16) taking into account destruction quantums (nonreversible process component) and damping quantums (reversible, elastic component - fatique number), and also probability evolution tribosystem model to a most ordered condition: . (17) where energy of one mechanical quantum; and current and ultimate probabilities of tribosystems compatibility conditions. According to a model of quantum surface damping at friction in state of most complete evolution (adaptation) of elementary tribosystem all mechanical quantums with the exeption of one elasticity and reversibly transform energy of outer impact (mechanic movement). One mechanical quantum of radiation ( atoms) - is a minimum loss (essence of wearlessness or other wear primary standart). Linear size of quantum is equal to diameter of spherical ideal crystal with atomic roughness : . (18) Here mean atomic diameter for metals; parameter of state for mechanical quantum [3]. Mechanical quantum (Figure 4) can be examined as the elementary nanostructure of metal’s solid body. Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. mechanical quantum - minimum adaptive friction volume . Calculation assessment of parameter , done for various metals and steels gives an average value ((Table)); entalpy of melting. Table. Parameter for Metals and Steels [3] MPa MJ/ m 3 , A conclusion is made [3] that the number of atoms (mechanical quantum (MQ)) within volume of one elementary tribosystem (TS) in conditions of ideal tribosystem evolution is a constant value. Thus, it is possible to speak about the quantity of substance equal by mass to one elementary tribosystems and to one mechanic quantum. 6. Synergism of tribosystem and state optimum Mechanical quantum is dynamic oscillator of dissipative friction structure. An ideal quasielastic contact condition at its full evolution constitutes effect of most fully dissipated energy of outer mechanical movement throughout newly formed (by mechanism of selforganization) structural elements -mechanical quantums (dynamic oscillators) which most fully realize their rotationary - oscillatory behavior in relation to each other within elementary tribosystem volume. Their resistance to relative interaction here is minimally elastic and corresponds to elasticity of ideal atomic (thermodynamically balanced) interactions at the level of electron orbits. Universal constants of mechanical quantum and elementary tribosystem (material point) determine quantum model of surface damping: ; , (16) taking into account destruction quantums (nonreversible process component) and damping quantums (reversible, elastic component - fatique number), and also probability evolution tribosystem model to a most ordered condition: * - = - = - = W W l N W T R i f i f dis adapt ln ln 1 ln 1 1 m m . (17) where energy of one mechanical quantum; and current and ultimate probabilities of tribosystems compatibility conditions. According to a model of quantum surface damping at friction in state of most complete evolution (adaptation) of elementary tribosystem all mechanical quantums with the exeption of one elasticity and reversibly transform energy of outer impact (mechanic movement). One mechanical quantum of radiation ( atoms) - is a minimum loss (essence of wearlessness or other wear primary standart). Linear size of quantum is equal to diameter of spherical ideal crystal with atomic roughness : . (18) Here mean atomic diameter for metals; parameter of state for mechanical quantum [3]. Mechanical quantum (Figure 4) can be examined as the elementary nanostructure of metal’s solid body. Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. mechanical quantum - minimum adaptive friction volume . Calculation assessment of parameter , done for various metals and steels gives an average value ((Table)); entalpy of melting. Table. Parameter for Metals and Steels [3] MPa MJ/ m 3 , A conclusion is made [3] that the number of atoms (mechanical quantum (MQ)) within volume of one elementary tribosystem (TS) in conditions of ideal tribosystem evolution is a constant value. Thus, it is possible to speak about the quantity of substance equal by mass to one elementary tribosystems and to one mechanic quantum. 6. Synergism of tribosystem and state optimum Mechanical quantum is dynamic oscillator of dissipative friction structure. An ideal quasielastic contact condition at its full evolution constitutes effect of most fully dissipated energy of outer mechanical movement throughout newly formed (by mechanism of selforganization) structural elements -mechanical quantums (dynamic oscillators) which most fully realize their rotationary - oscillatory behavior in relation to each other within elementary tribosystem volume. Their resistance to relative interaction here is minimally elastic and corresponds to elasticity of ideal atomic (thermodynamically balanced) interactions at the level of electron orbits. Universal constants of mechanical quantum and elementary tribosystem (material point) determine quantum model of surface damping: ; , (16) taking into account destruction quantums (nonreversible process component) and damping quantums (reversible, elastic component - fatique number), and also probability evolution tribosystem model to a most ordered condition: . (17) where energy of one mechanical quantum; and current and ultimate probabilities of tribosystems compatibility conditions. According to a model of quantum surface damping at friction in state of most complete evolution (adaptation) of elementary tribosystem all mechanical quantums with the exeption of one elasticity and reversibly transform energy of outer impact (mechanic movement). One mechanical quantum of radiation ( atoms) - is a minimum loss (essence of wearlessness or other wear primary standart). Linear size of quantum is equal to diameter of spherical ideal crystal with atomic roughness : nm d W D a MQ 177 , 7 ) ( 3 1 4 3 2 = × × × × = p . (18) Here mean atomic diameter for metals; parameter of state for mechanical quantum [3]. Mechanical quantum (Figure 4) can be examined as the elementary nanostructure of metal’s solid body. Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. Figure 4: Model of elementary nanostructure of friction (8103 atomic cubical cells) [7, 9, 10] tary tribosystem’s volume V * f = V * dis to be 0,63 ·10 8 , which is close to the safe number n * of fatigue cycles. In these terms (point 4) only one mechanical quantum [3, 10] is the lost - standard of wear. The tribosystem (friction contact) has the ideal damping properties - «wear free condition». The principle of mechanical quantum determines nanoquantum levels of all friction parameters of compatible tribosystems and other. 7 Self-organized nano-quantum solid lubricant Information above allows us to consider new self-organized surface layer as follows: 1. The layer that separates the two original surface (alloys) of friction from each other; 2. Layer, which has a low coefficient of internal friction; 3. Layer, which has a high capacity for work, i. e. very small wear; 4. Layer, which may be seen as a solid lubricant. Now you need to determine a value for the coefficient of friction of this self-organized solid lubricant and compare it with the coefficient of friction, for example, the most effective, or hydrodynamic lubrication. It is known that the hydrodynamic lubrication in the stationary condition (Figure 5) has coefficients of friction µ down to 0,005 ÷ 0,001 values. For nano-quantum self-organized solid lubricant friction coefficient will be calculated in the following order: 1. It is known [3] that between the nano-quantums the coefficient of friction is equal to µ MQ = 1,587 ·10 -8 . 2. It is known [11] that the size of the critical volume of frictional contact (elementary tribosystem) is equal to D TS = 2,85·10 -6 m. T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 3. Let’s picture an elementary tribosystem in the plane as a circle with a diameter of D TS = 2,85 mkm (Figure 6). 4. Next, let’s define the number of mechanical (nano) quantums n’ MQ on a length D TS of elementary tribosystem (Figure 6): 5. Let’s define the coefficient of friction for a single equilibrium critical volume of friction (elementary tribosystem), the length of which is 397 mechanical quantums (Figure 6). 6. Let’s take the average friction surface wavelength equal to L w : 1 ·10 -3 m. Now define a number of elementary tribosystems on this wave length (Figure 7) 7. Now define friction coefficient at a wavelength of friction surface As a result, we have a full conformity (Figure 8) of friction coefficient values for hydrodynamic lubrication - 0,005 ÷ 0,001 and solid lubricant - 0,0022. Thus, it is fair to talk about nano-quantum self-organized solid lubrication. Aus Wissenschaft und Forschung Figure 5: Notional scheme of hydrodynamic lubrication Figure 7: Notional scheme of friction on the wavelength, structured elementary tribosystems. At the surface friction wavelength is 351 elementary tribosystems Figure 8: Notional scheme of self-organized nanoquantum contact with unsteady hydrodynamic lubrication Figure 6: Conditional scheme for equilibrium elementary tribosystem, structured mechanical quantums. At length of this tribosystem there are 397 mechanical quantums. Figure 4 Model of elementary nanostructure of friction (8103 atomic cubical cells) [7,9,10] Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. In these terms (point 4) only one mechanical quantum [3,10] is the lost - standard wear. The tribosystem (friction contact) has the ideal damping properties - «wearlessness». The principle of mechanical quantum determines nanoquantum levels of all friction parameters of compatible tribosystems and other. 7. Selforganized nanoquantum solid lubricant Information above allows us to consider new selforganised surface layer as follows: 1. The layer that separates the two original surface (alloys) of friction from each other; 2. Layer, which has a low coefficient of internal friction; 3. Layer, which has a high capacity for work, i.e. very small wear; 4. Layer, which may be seen as a solid lubricant. Now you need to determine a value for the coefficient of friction of this self-organized solid lubricant and compare it with the coefficient of friction, for example, the most effective, or hydrodynamic lubrication. Figure 5. Notional scheme of hydrodynamic lubrication. It is known that the hydrodynamic lubrication when the stationary condition (Figure 5) has coefficients of friction down to values. For nanoquantum self-organized solid lubricant friction coefficient will be calculated in the following order: 1. It is known [3] that between the nanoquantums coefficient of friction is equal to . 2. It is known [11] that the size of the critical volume of frictional contact (elementary tribosystem) is equal to . 3. Let's picture an elementary tribosystem in the plane as a circle with a diameter of (Figure 6). Figure 6. Conditional scheme for equilibrium elementary tribosystem, structured mechanical quantums. At length of this tribosystem there are 397 mechanical quantums. 4. Next, let's define the number of mechanical (nano) quantums on a length of elementary tribosystem (Figure 6): 397 10 177 , 7 10 85 , 2 9 6 = × × = = ¢ - - MQ TS MQ D D n . 5. Let's define the coefficient of friction for a single equilibrium critical volume of friction (elementary tribosystem), the length of which is 397 mechanical quantums (Figure 6). . 6. Let's take the average friction surface wavelength equal to . Now define a number of elementary tribosystems on this wave length (Figure 7) . Figure 4 Model of elementary nanostructure of friction (8103 atomic cubical cells) [7,9,10] Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. In these terms (point 4) only one mechanical quantum [3,10] is the lost - standard wear. The tribosystem (friction contact) has the ideal damping properties - «wearlessness». The principle of mechanical quantum determines nanoquantum levels of all friction parameters of compatible tribosystems and other. 7. Selforganized nanoquantum solid lubricant Information above allows us to consider new selforganised surface layer as follows: 1. The layer that separates the two original surface (alloys) of friction from each other; 2. Layer, which has a low coefficient of internal friction; 3. Layer, which has a high capacity for work, i.e. very small wear; 4. Layer, which may be seen as a solid lubricant. Now you need to determine a value for the coefficient of friction of this self-organized solid lubricant and compare it with the coefficient of friction, for example, the most effective, or hydrodynamic lubrication. Figure 5. Notional scheme of hydrodynamic lubrication. It is known that the hydrodynamic lubrication when the stationary condition (Figure 5) has coefficients of friction down to values. For nanoquantum self-organized solid lubricant friction coefficient will be calculated in the following order: 1. It is known [3] that between the nanoquantums coefficient of friction is equal to . 2. It is known [11] that the size of the critical volume of frictional contact (elementary tribosystem) is equal to . 3. Let's picture an elementary tribosystem in the plane as a circle with a diameter of (Figure 6). Figure 6. Conditional scheme for equilibrium elementary tribosystem, structured mechanical quantums. At length of this tribosystem there are 397 mechanical quantums. 4. Next, let's define the number of mechanical (nano) quantums on a length of elementary tribosystem (Figure 6): . 5. Let's define the coefficient of friction for a single equilibrium critical volume of friction (elementary tribosystem), the length of which is 397 mechanical quantums (Figure 6). 5 8 10 63 , 0 397 10 587 , 1 - - × = × × = ¢ × = MQ MQ TS n m m . 6. Let's take the average friction surface wavelength equal to . Now define a number of elementary tribosystems on this wave length (Figure 7) . Figure 4 Model of elementary nanostructure of friction (8103 atomic cubical cells) [7,9,10] Calculations have shown [3] the number of such mechanical «quanta» (subtribosystems) within the elementary tribosystem’s volume to be , which is close to the safe number of fatigue cycles. In these terms (point 4) only one mechanical quantum [3,10] is the lost - standard wear. The tribosystem (friction contact) has the ideal damping properties - «wearlessness». The principle of mechanical quantum determines nanoquantum levels of all friction parameters of compatible tribosystems and other. 7. Selforganized nanoquantum solid lubricant Information above allows us to consider new selforganised surface layer as follows: 1. The layer that separates the two original surface (alloys) of friction from each other; 2. Layer, which has a low coefficient of internal friction; 3. Layer, which has a high capacity for work, i.e. very small wear; 4. Layer, which may be seen as a solid lubricant. Now you need to determine a value for the coefficient of friction of this self-organized solid lubricant and compare it with the coefficient of friction, for example, the most effective, or hydrodynamic lubrication. Figure 5. Notional scheme of hydrodynamic lubrication. It is known that the hydrodynamic lubrication when the stationary condition (Figure 5) has coefficients of friction down to values. For nanoquantum self-organized solid lubricant friction coefficient will be calculated in the following order: 1. It is known [3] that between the nanoquantums coefficient of friction is equal to . 2. It is known [11] that the size of the critical volume of frictional contact (elementary tribosystem) is equal to . 3. Let's picture an elementary tribosystem in the plane as a circle with a diameter of (Figure 6). Figure 6. Conditional scheme for equilibrium elementary tribosystem, structured mechanical quantums. At length of this tribosystem there are 397 mechanical quantums. 4. Next, let's define the number of mechanical (nano) quantums on a length of elementary tribosystem (Figure 6): . 5. Let's define the coefficient of friction for a single equilibrium critical volume of friction (elementary tribosystem), the length of which is 397 mechanical quantums (Figure 6). . 6. Let's take the average friction surface wavelength equal to . Now define a number of elementary tribosystems on this wave length (Figure 7) 351 10 85 , 2 10 1 6 3 = × × = = - - TS W TS D L n . Figure 7. Notional scheme of friction on the wavelength, structured elementary tribosystems. At the surface friction wavelength is 351 elementary tribosystems. 7. Now define friction coefficient at a wavelength of friction surface 0022 , 0 351 10 63 , 0 5 = × × = × = - TS TS W n m m . As a result, we have a full conformity (Figure 8) of friction coefficient values for hydrodynamic lubrication and solid lubricant - . Figure 8. Notional scheme of self-organized nanoquantum contact with unsteady hydrodynamic Lubrication Thus, it is fair to talk about nanoquantum self-organized solid lubrication. 8. Summary 8.1 Energy analysis of the friction process allows us to examine the friction process as the evolution process; 8.2 From the energy balance equations of friction follows that the evolution of tribosystem has an adaptivedissipative character. 8.3. The fuller evolution of tribosystem has symmetrical view the friction process is started and finished within elastic area. 8.4 Under fuller evolution of friction contact (elementary tribosystem) the unique nanostructure is formed; the basis of this structure is the mechanical (nano) quantum and the contact (material point of mechanics) consists of about such quantums. 8.5 We can examine the mechanical quantum as the least structural form of solid material body and the standard of wear. 8.6 All parameters of compatibility (optimal) friction have to be in quanta levels commensurable with the parameters of the one mechanical quantum. 8.7 Interaction between nanoquantums is nature the net elasticity. The value of the coefficient of friction between mechanical quantums has order . 8.8 Coefficient of friction surfaces formed most fully selforganized nano contacts can achieve the value of 0.0022. As a result, we have a full conformity of friction coefficient values for hydrodynamic lubrication and solid lubricant - . 8.9 Contact friction, structured mechanical quantums, should be regarded as a selforganized nanoquantum solid lubricant. Antifriction properties of such contact is adequate liquid properties of hydrodynamic lubrication. References [1] Fedorov S. V.: General Model of Friction. Trenie i Iznos 1 , vol. 14, no. 3: 1986 Page. 460-470. [2] Fedorov, S.: Method for the Energy Optimisation of Tribosystems. In: 9th International Tribology Colloquium, Esslingen. Germany. 11-13 January, 1994. Vol.2. Page. 9.3-1-10. [3] Fedorov S.V.: The Foundations of Triboergodynamics and Physico-Chemical Prerequisits of Compatibility Theory. Kaliningrad State Technical University Press [in Russian], Kaliningrad, 2003, Page. 416. [4] Fedorov V. V.: Thermodynamic Aspects of Strength and Fracture of Solid Bodies. Science [in Russian], Tashkent, 1979. Page 168. [5] Fedorov V. V.: Kinetics of Damage and Fracture of Solid Bodies. Science [in Russian], Tashkent, 1985. Page 186. [6] Fedorov, V.V.: Ergodynamic concept of failure. 1. Basic statements of the ergodynamics of deformed bodies. Criteria of failure ductility. Strength Of Materials (Translated from Russia), Vol. 23, no. 8: 1991. Page. 883-889. [7] Fedorov S.V.: Some Aspects of the Ergodynamics of Deformed Bodies and Triboergodynamics, Supplement to T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 8 Summary 8.1 Energy analysis of the friction process allows us to examine the friction process as the evolution process; 8.2 From the energy balance equations of friction follows that the evolution of tribosystem has an adaptive-dissipative character. 8.3. The fuller evolution of tribosystem has symmetrical view the friction process is started and finished within elastic area. 8.4 Under fuller evolution of friction contact (elementary tribosystem) the unique nanostructure is formed; the basis of this structure is the mechanical (nano) quantum and the contact (material point of mechanics) consists of about 0,63 ·10 8 such quantums. 8.5 We can examine the mechanical quantum as the least structural form of solid material body and the standard of wear. 8.6 All parameters of compatibility (optimal) friction have to be in quanta levels commensurable with the parameters of the one mechanical quantum. 8.7 Interaction between nano-quantums is in the nature the net elasticity. The value of the coefficient of friction between mechanical quantums has the order µ MQ = 1,587 ·10 -8 . 8.8 Coefficient of friction surfaces formed most fully self-organized nano contacts can achieve the value of 0.0022. As a result, we have a full conformity of friction coefficient values for hydrodynamic lubrication - 0,005 ÷ 0,001 and solid lubricant - 0,0022. 8.9 Contact friction, structured mechanical quantums, should be regarded as a self-organized nano-quantum solid lubricant. Antifriction properties of such contact is adequate liquid properties of hydrodynamic lubrication. References [1] Fedorov S. V.: General Model of Friction. Trenie i Iznos , vol. 14, no. 3: 1986, Page 460-470. [2] Fedorov, S.: Method for the Energy Optimisation of Tribosystems. In: 9th International Tribology Colloquium, Esslingen. Germany. 11-13 January, 1994. Vol.2., Page 9.3-1-10. [3] Fedorov S.V.: The Foundations of Triboergodynamics and Physico-Chemical Prerequisits of Compatibility Theory. Kaliningrad State Technical University Press [in Russian], Kaliningrad, 2003, Page 416. [4] Fedorov V. V.: Thermodynamic Aspects of Strength and Fracture of Solid Bodies. Science [in Russian], Tashkent, 1979, Page 168. [5] Fedorov V. V.: Kinetics of Damage and Fracture of Solid Bodies. Science [in Russian], Tashkent, 1985, Page 186. [6] Fedorov, V.V.: Ergodynamic concept of failure. 1. Basic statements of the ergodynamics of deformed bodies. Criteria of failure ductility. Strength Of Materials (Translated from Russia), Vol. 23, no. 8: 1991, Page 883-889. [7] Fedorov S.V.: Some Aspects of the Ergodynamics of Deformed Bodies and Triboergodynamics, Supplement to HANDBOOK. An Engineering Journal. [in Russian], no. 8: 2010, Page 28. [8] Fedorov S.V.: The Friction Coefficient and its Relation to the Contact Fatigue Characteristics of Materials. Industrial Laboratory. Translated From Zavodskaja Laboratorija. Vol. 61. no. 1: 1995, Page 41-49. [9] Fedorov, S. V.: The mechanical quantum of dissipative friction structures is the elementary tribonanostructure. In: IV WTC2009. Kyoto. Japan. 2009, Page 926. [10] Fedorov, S. V.: Generalized Energy Model of Sliding Friction Coefficient and Regularities of Tribosystem Evolution. In: Transactions of V World Tribology Congress 2013. Turino, Italy. 2013. ISBN 9788890818509. [11] Fedorov, S. V.: Calculation of the true friction volume. Friction & Lubrication in Machines and Mechanisms. No.5 2010, Page 3-7. 13 Aus Wissenschaft und Forschung 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_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Aus Wissenschaft und Forschung * Ladislaus Dobrenizki, M.Sc. 1 Dr.-Ing. Yashar Musayev 2 Dr.-Ing. Stephan Tremmel 1 Prof. Dr.-Ing. Tim Hosenfeldt 3 Prof. Dr.-Ing. Sandro Wartack 1 Energieeffizienz durch Tribometrie: Untersuchung von Reibungsmessgrößen am Beispiel des beschichteten Tassenstößel/ Nocken-Kontakts L. Dobrenizki, Y. Musayev, S. Tremmel, T. Hosenfeldt, S. Wartzack* Eingereicht: 1. 10. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 12. 2015 Aufgrund der Systemabhängigkeit tribologischer Kenngrößen wird die Übertragbarkeit von Reibungsmessgrößen zwischen unterschiedlichen tribologischen Systemen erschwert. Am Beispiel des komplexen tribologischen Kontakts Tassenstößel/ Nocken wurde der Einfluss der in diesem Tribosystem vorliegenden Pressungen auf die Reibung im Kugel-Scheibe-Tribometerversuch untersucht. Bei beiden tribologischen Prüfständen wurden gleiche Materialpaarungen und das gleiche Motorenöl verwendet. Für die Versuche wurden DLC beschichtete und nicht beschichtete mechanische Tassenstößel aus dem Werkstoff 16MnCr5 herangezogen. Die Betrachtung der Pressung im Kugel/ Scheibe-Kontakt erfolgte über die Auswahl initialer Pressungen auf Basis einer Beanspruchungsanalyse des betrachteten Tassenstößel/ Nocken-Kontakts. Weiterhin wurde noch die Gleitgeschwindigkeit variiert. Die aus dem Tribometerversuch gewonnen Zusammenhänge wurden mit Ergebnissen aus Versuchsläufen an einem Tassenstößel-Reibungsprüfstand verglichen. Es konnte ein unterschiedliches Reibungs- und Verschleißverhalten der Kontaktpartner in Abhängigkeit von der Initialpressung am Kugel- Scheibe Tribometer festgestellt werden. Zudem konnten bei den unbeschichteten und DLC beschichteten Tassenstößel unterschiedlich wirkende Tribomechanismen bei verschiedenen Lastkollektiven nachgewiesen werden. Im Falle gleicher Öltemperaturen wurden ähnliche Zusammenhänge im Tassen/ Nocken-Kontakt wie im Kugel-Scheibe-Kontakt beobachtet. Schlüsselwörter Energieeffizienz im Ventiltrieb, Mechanischer Tassenstößel, Diamantähnlicher amorpher Kohlenstoff, Tribometrie Due to system dependency of tribological parameters transfer of friction values between different tribological systems is complicated. Taking the example of the complex tribological contact bucket tappet/ camshaft, investigations were carried out on the influence of the contact pressure in this tribological system on the friction in a ball-on-disk tribometer. In both tribological testing devices same materials and engine oil were used. Not coated and DLC coated mechanical bucket tappets made of 16MnCr5 (AISI 5115) were used for these tests. The contact pressure for the ballon-disk contact was chosen from the initial pressure based on an analysis of the stress collective of the bucket tappet/ camshaft contact. Additionally, the sliding velocity was varied. The relations gained from the tribological testing on the tribometer were compared with the results from test runs that were done on a one tappet/ one cam friction test rig. Depending on the initial pressure different friction and wear behavior of both test pairings could be observed in the ball-on-disk tribometer. Moreover, different acting tribo-mechanisms at the coated and not coated bucket tappets at various load spectrums were proven. In case of same oil temperatures similar relations in the one tappet/ one cam friction test rig and in the ball-ondisk contact could be observed. Keywords Energy efficiency in the valve train, mechanical bucket tappet, DLC (diamond-like-carbon), tribometry Kurzfassung Abstract 1 Lehrstuhl für Konstruktionstechnik, Friedrich-Alexander- Universität Erlangen-Nürnberg (FAU), 91058 Erlangen 2 Kompetenzzentrum Oberflächentechnik, Schaeffler AG, 91074 Herzogenaurach 3 Zentrale Innovation, Schaeffler AG, 91074 Herzogenaurach T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Einleitung Die Oberflächentechnik liefert u. a. im Automobilbau zunehmend einen entscheidenden Mehrwert für technische Komponenten und Systeme zur Erfüllung der wachsenden Anforderungen hinsichtlich Energieeffizienz. Der erfolgreiche Einsatz von tribologisch wirksamen Schichtsystemen bei hochbeanspruchten Motorenelementen erfordert ein fundiertes Verständnis über das zugrunde liegende tribologische System mithilfe geeigneter Tribometrie. Eine Abstrahierung komplexer tribotechnischer Systeme (Tassenstößel/ Nocken-Kontakt) auf einfache Modellversuche (Kugel-Scheibe-Tribometer) kann aufgrund der unterschiedlichen Systemstruktur und des unterschiedlichen Beanspruchungskollektivs zu teils widersprüchlichen Zusammenhängen hinsichtlich des Reibungsverhaltens führen [1]. Die Vergleichbarkeit von verschiedenen Bauteil- und Modellversuchen wurde bereits für eine Vielzahl tribologischer Kontakte im Verbrennungsmotor untersucht [2-5]. Entscheidend ist hierbei stets die Auswahl geeigneter Beanspruchungsgrößen aus dem Originalsystem als Prüfbedingungen für das Modellsystem. In [5] wurden Vergleichsuntersuchungen an DLC-beschichteten Probekörpern unter Grenzreibungsbedingungen und verschiedenen Schmierstoffen auf einem Einzelnocken- Tribometer und einem Stift-Scheibe-Tribometer vorgenommen. Zwar führte auf beiden Tribometern die Zugabe von Reibungsmodifikatoren zum Öl (PAO) zu geringerer Reibung, jedoch war das Ausmaß der Reibungsreduzierung bei beiden Systemen unterschiedlich [5]. Auch die Ergebnisse eigener Untersuchungen zeigen, dass das Reibungsverhalten amorpher Kohlenstoffschichten in Modell- und Bauteilversuchen aufgrund verschiedener Beanspruchungskollektive widersprüchlich ist (Bild 1). Dies beruht u. a. auf den repetierend veränderlichen Pressungen, die sich im Tassen/ Nocken-Kontakt durch die Nockenkontur und die variierenden Kontaktkräfte mit jeder Nockenumdrehung ergeben, während die Pressung auf dem Kugel-Scheibe-Tribometer (KST) mit zunehmender Beanspruchungsdauer stetig sinkt, da sich aufgrund von Verschleiß die Kontaktflächen vergrößern. Um das unterschiedliche Reibungsverhalten in diesen beiden tribotechnischen Systemen besser verstehen zu können, wird im Rahmen dieses Beitrags der Einfluss der vorliegenden Pressung auf die Reibungszahl im KST-Versuch vorgestellt. Die Auswahl der initialen Pressungsniveaus am KST erfolgt auf Basis einer Beanspruchungsanalyse des betrachteten Tassenstößel/ Nocken-Kontakts. Neben der initialen Pressung wird zudem die Gleitgeschwindigkeit als weitere Einflussgröße betrachtet. Die so auf dem KST hinsichtlich der Reibung gewonnen Zusammenhänge werden mit den Ergebnissen der Reibungsmessungen auf einem Tassenstößel-Reibungsprüfstand (TSRP) unter Verwendung des gleichen Motorenöls verglichen. Experimentelles Kugel-Scheibe-Tribometer (KST) Bild 2 zeigt den Aufbau des KST, bei dem eine Kugel mit dem Durchmesser 10 mm aus 100Cr6 (vergleiche 15 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Ergebnisse der Reibungsuntersuchungen beschichteter Tassenstößel auf dem a) KST und b) TSRP Bild 2: a) Prüfaufbau und b) Schmierstoffverteilung am KST T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Tabelle 3) mit definierter Last auf einen fest eingespannten Tassenstößel gedrückt wird. Im Vorfeld der Versuchsläufe wurden jeweils 5 µl Öl gleichmäßig über den Umfang auf die Oberfläche aufgetragen. Durch die Rotation des Tassenstößels ergibt sich ein Gleitkontakt. Die Reibungszahl wurde als gleitender arithmetischer Mittelwert ausgegeben. Tabelle 1 gibt die Prüfbedingungen wieder. Tassenstößel- Reibungsprüfstand (TSRP) Bild 3 verdeutlicht den genutzten Bauteilprüfstand, mit dem Reibungsuntersuchungen im Tassen/ Nocken-Kontakt im Ventiltrieb schnell und mit sehr guter Übertragbarkeit auf die Anwendung vorgenommen werden können [6]. Erreicht wird dies durch eine Nachbildung des Ventiltriebs in Form eines einzelnen Tasse/ Nocken-Kontakts unter Verwendung von Serienteilen (Nocken, Ventilfeder). Während der Versuchsläufe erfolgte eine zeitaufgelöste Messung der Reibungskräfte bei verschiedenen Nockendrehzahlen und Öltemperaturen. Um den Einfluss der betrachteten Schichtsysteme vordergründig unter Mischreibung untersuchen zu können wurden niedrige Nockendrehzahlen eingestellt. Die Versuchsbedingungen sind in Tabelle 2 zusammengefasst. Komponenten und Motorenöl Für die Untersuchungen wurden mechanische Tassenstößel (TSTM) aus dem Werkstoff 16MnCr5 herangezogen. Die TSTM wurden nitrocarburiert und deren Funktionsfläche anschließend poliert. Ein Teil der TSTM wurde mit einer amorphen Kohlenstoffschicht (DLC) durch PVD-Lichtbogenverdampfen beschichtet. Nach der Beschichtung wurden die Funktionsflächen aufgrund der prozessbedingten Makropartikelbildung abermals poliert. Der Einzelnocken aus dem Material 100Cr6 wurde von einer Originalnockenwelle herausgeschnitten und für die Einspannung im Prüfstand an den Aufnahmestellen geeignet spanend bearbeitet. Die zugehörigen mechanisch-technologischen Eigenschaften der verwendeten Komponenten sind in Tabelle 3 zusammengefasst. Als Zwischenmedium für die Versuchsreihen wurde sowohl auf dem KST als auch auf dem TSRP ein vollformuliertes Motorenöl verwendet. Aus Wissenschaft und Forschung Bezeichnung Einheit Prüfbedingungen Last N 8; 20 und 40 Gleitgeschwindigkeit m/ s 0,03; 0,05 und 0,07 Gleitweg m 200 Schmierstoffmenge µl 5 Umgebungstemperatur °C 20 ± 2 Relative Luftfeuchte % r. F. 40 ± 5 Wiederholversuche - 2 Wiederholgenauigkeit % ± 10 Tabelle 2: Prüfbedingungen für den TSRP Bild 3: a) Gesamtaufbau des TSRP und b) Prüfaufbau mit verbauten Serienteilen Tabelle 3: Mechanisch-technologische Eigenschaften der verwendeten Komponenten Komponente Material Schichtdicke in µm HVpl aus HUpl Ra TSTM 16MnCr5 - 900 ± 50 0,015 TSTM DLC 1,9 ± 0,1 4 300 ± 400 0,010 Nocken 100Cr6 - 900 ± 50 0,040 Kugel 100Cr6 - 60 - 66 (HRC) 0,020 Bezeichnung Einheit Prüfbedingungen Drehzahl min -1 500 - 1 500 Öltemperatur °C 25 - 80 Wiederholversuche - 2 Wiederholgenauigkeit % ± 5 Tabelle 1: Prüfbedingungen für das KST T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Analyse des Beanspruchungskollektivs am TSRP Für die Wahl geeigneter Initialpressungen auf dem KST müssen die Beanspruchungen im typischen Tassenstößel/ - Nocken-Kontakt genauer betrachtet werden. In Bild 4 ist der Verlauf der Pressung über die Exzentrizität auf der Tassenstößeloberfläche aus der Nockendrehung für das hier betrachtete Ventiltriebsystem für eine Motordrehzahl von 500 min -1 dargestellt. Zusätzlich ist im Diagramm das Verschleißbild eines am TSRP gelaufenen Tassenstößels unter den in Tabelle 2 beschriebenen Prüfbedingungen mit dem betrachteten vollformulierten Motorenöl dargestellt. Man erkennt die durch die Tassenrotation bedingten, ringförmigen Verschleißerscheinungsformen. Im Nockenwinkelbereich ± 20° (Exzentrizität ± 7 mm) liegen, wie im Bild 4a) zu erkennen ist, hohe Pressungen aufgrund kleiner Nockenkrümmungsradien sowie hohe Gleitgeschwindigkeiten vor. Zusätzlich liegen in diesem Bereich, an dem die Nockenspitze über die Funktionsfläche des Tassenstößels gleitet, geringe Schmierfilmdicken vor. Das Ergebnis ist ein erkennbarer abrasiver Verschleiß der Oberfläche. Ein weiterer Bereich der zu erhöhtem Verschleiß bzw. erhöhter Reibung führt ist der in [6] beschriebene Nulldurchgang der hydrodynamischen Geschwindigkeit bei den Nockenstellungen -40° und 40°. Dieser stellt jeweils den Kontaktumkehrpunkt des Nockens auf der Oberfläche des Tassenstößels dar, weshalb kein Schmierstoff mehr in die Kontaktfläche befördert wird, was zu einem Zusammenbruch des tragenden Schmierfilms führt (siehe Bild 4b). Zudem wurde ein Punkt niedriger Pressung betrachtet (Bild 4c), der stellvertretend für Vornocken und Nockenflanke steht. Die Gleitgeschwindigkeiten im Tassenstößel/ Nocken-Kontakt liegen bei einer Motordrehzahl von 500 min -1 im Bereich von 0,79 bis 1,20 m/ s. Da am vorhandenen KST keine Gleitgeschwindigkeiten höher als 0,13 m/ s realisiert werden konnten, lassen sich die im Realsystem vorliegenden Werte somit nicht nachbilden. Ansatz zur Einstellung der initialen Pressung auf dem KST Die Einstellung der initialen Pressung erfolgte über das gezielte Einlaufen der 100Cr6 Kugel. Hierzu wurden nach Abschluss des Einlaufens der Kugelhalter ausgebaut, die auf der Kugel erzeugte Verschleißfläche unter einem Lichtmikroskop gemessen und der Kugelhalter wieder so eingebaut, dass dieser möglichst die exakt gleiche Position einnimmt wie vor dem Ausbau. Die Bedingungen zur Bestimmung der Initialpressungen verdeutlicht Bild 5. Die Verschleißfläche an den Kugeln betrug nach dem Einlaufen zwischen 43 000 und 45 000 µm 2 , wodurch sich in Abhängigkeit von der Normalkraft die in Tabelle 4 genannten Initialpressungsbereiche auf dem KST einstellen ließen. Vor den Versuchsläufen wurden die eingelaufene Kugel und die Funktionsfläche des Tassenstößels jeweils mit Isopropanol gereinigt und frisches Motorenöl auf den für den Versuch neu eingestellten Reibspurradius gemäß Bild 2 aufgetragen. Nach den Versuchsläufen wurde zur Bestimmung der nominellen Endpressung die Verschleißfläche an den Kugeln auf die gleiche Weise lichtmikroskopisch gemessen wie bei der initialen Pressung. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Pressungsverlauf bei einer Motordrehzahl von 500 min -1 und überlagert hierzu eine beanspruchte, unbeschichtete Tassenstößeloberfläche sowie zwei zugehörige Nockenstellungen am TSRP 250 µm 44 653,1 µm² Bild 5: Bestimmung der initialen Pressung mittels lichtmikroskopischer Verschleißflächenmessung Ermittlung der (nominellen) Start-Pressung F N p N = --- A N A N : Nominelle Kontaktfläche in mm 2 F N : Normalkraft in N Reibspurradius für Einlaufvorgang: 7 mm Tabelle 4: Eingestellte Bereich für die initialen Pressungen auf dem KST Normalkraft in N 8 20 40 Initiale Pressung in MPa 177 - 186 443 - 465 890 - 930 T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Ergebnisse und Diskussion Zusammenhang zwischen Reibung und Pressung am KST Tabelle 5 zeigt die Mittelwerte der auf dem KST gemessenen mittleren Reibungszahlen µ m und stationären Reibungszahlen µ st in Abhängigkeit von der Gleitgeschwindigkeit und der Normalkraft. Während die mittlere Reibungszahl den arithmetischen Mittelwert des gesamten Prüflaufs bildet, stellt die stationäre Reibungszahl den arithmetischen Mittelwert der letzten 100 Messpunkte dar. Aus Tabelle 5 geht deutlich hervor, dass bei den DLCbeschichteten TSTM die Mittelwerte der stationären Reibungszahlen unabhängig von der gewählten initialen Pressung und der Gleitgeschwindigkeit keine signifikanten Abweichungen zu den mittleren Reibungszahlen aufweisen. Im Gegensatz dazu steigt die Reibungszahl bei den unbeschichteten TSTM während der Versuchsläufe auf dem KST leicht an, was durch den höheren Verschleiß an der Tassenstößeloberfläche begründet ist (siehe unten). Den Zusammenhang zwischen der stationären Reibungszahl und der nominellen Endpressung bei einer Gleitgeschwindigkeit von 0,05 m/ s beschreibt Bild 6. Erwartungsgemäß ist die Reibung der DLC-beschichteten TSTM bei jedem Pressungsniveau geringer als die der unbeschichteten. Bei hoher initialer Pressung sinkt die Kontaktpressung unter tribologischer Beanspruchung mit der Zeit deutlich, was im Zusammenhang mit einem höheren Kugelabrieb steht. Dies ist sehr wahrscheinlich auf die vorliegende Grenzbzw. Mischreibung zurückzuführen. Weiterhin liegt keine signifikante Änderung der stationären Reibungszahlen der unbeschichteten TSTM sowohl bei hohen als auch mittleren Pressungen vor, auch wenn die Endpressung wie in Bild 6a) dargestellt auf die Hälfte der initialen Pressung sinkt. Für die DLC-Beschichtung wird ein Einfluss der initialen Pressung auf die Reibung beobachtet. So ist die Reibung bei der mittleren Pressungsstufe höher als bei den beiden anderen Pressungsstufen und nähert sich dem Reibungsniveau der unbeschichteten TSTM an. Weiterhin erkennt man bei niedriger Pressung eine größere Streuung der stationären Reibungszahlen, sowohl bei den DLCbeschichteten als auch bei den unbeschichteten TSTM, obwohl keine signifikante Veränderung der Pressung beobachtet werden kann. Das scheinbar hier vollständig fehlende Einlaufverhalten der Kugel führt somit zu einem unterschiedlichen Reibungsverhalten innerhalb der jeweiligen Varianten. Ein direkter Bezug zum Verschleiß der Oberflächen kann nicht festgestellt werden. Die mittlere Verschleißrate ist bei den unbeschichteten TSTM bei niedrigeren Pressungen deutlich geringer (k m = 32 10 -9 mm 3 / Nm) als bei mittleren (k m = 289 10 -9 mm 3 / Nm) und höheren Pressungen (k m = 310 10 -9 mm 3 / Nm). Bei den DLC-beschichteten TSTM konnte mittels Lasermikroskop bei den niedrigeren Pressungen kein Verschließ an der Oberfläche nachgewiesen werden. In diesem Fall liegt folglich trotz unterschiedlicher Reibungszahlen weder merklicher Verschleiß an der Oberfläche des Tassenstößels noch an der Kugel vor. Eine mögliche Ursache hierfür könnten Störeinflüsse, z. B. beim Einbzw. Ausbau des Kugelhalters bei der Versuchsdurchführung oder der fehlende Aufbau eines Transferfilms im Kontakt sein. Der Vergleich der Ergebnisse der Reibungsuntersuchungen unter Berücksichtigung des Einlaufes auf dem KST in Bild 7 verdeutlicht, dass die DLC-beschichteten TSTM gegenüber den unbeschichteten TSTM niedrigere mittlere Reibungszahlen insbesondere bei hohen und niedrigen Pressungsstufen aufweisen. Bei mittleren Pressungsniveaus ist eine Annäherung zu beobachten und bei den Gleitgeschwindigkeiten 0,03 und 0,05 m/ s sind sogar keine signifikanten Unterschiede feststellbar. Die mittels Lasermikroskop untersuchten beschichteten Tassenstößel wiesen gegenüber den unbeschichteten TSTM (k max = 0,45·10 -10 mm 3 / Nm) um eine halbe Größenordnung niedrigere Verschleißraten auf (DLC, k max = 5,5·10 -9 mm 3 / Nm). Verschleiß zeigten zudem die DLCbeschichteten TSTM nach 200 m Gleitweg lediglich bei 40 N Normalkraft über alle Gleitgeschwindigkeiten hinweg und bei einer Gleitgeschwindigkeit von 0,03 m/ s bei 8 N Normalkraft. Bei einer Normalkraft von 20 N lag unabhängig von der Gleitgeschwindigkeit kein Verschleiß vor. Aus dem unterschiedlichen Reibungs- und Verschleißverhalten bei den DLC beschichteten TSTM kann das Wirken verschiedener Tribomechanismen in Abhängigkeit von der Initialpressung abgeleitet werden. Diese führen zu signifikanten Unterschieden im Reibverhalten im Vergleich zu den unbeschichteten TSTM insbesondere bei niedrigen und hohen initialen Pressungen. Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 5: Mittelwerte der mittleren und stationären Reibungszahlen auf dem KST Gleitgeschwindigkeit Material Normalkraft in N in m/ s 8 20 40 µ m µ st µ m µ st µ m µ st 0,03 16MnCr5 0,144 0,146 0,122 0,124 0,128 0,132 DLC 0,111 0,113 0,125 0,126 0,110 0,111 0,05 16MnCr5 0,136 0,139 0,129 0,137 0,127 0,131 DLC 0,102 0,103 0,121 0,121 0,099 0,100 0,07 16MnCr5 0,143 0,145 0,117 0,118 0,126 0,129 DLC 0,097 0,097 0,118 0,118 0,101 0,101 T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Diesen Sachverhalt veranschaulichen die lichtmikroskopischen Aufnahmen der Kugelabriebe am Beispiel von zwei Beanspruchungskollektiven in Bild 8. Beim Beanspruchungskollektiv 1 ist keine eindeutige Zunahme der Verschleißfläche sowohl beim unbeschichteten gemäß Bild 8a) als auch beim DLC beschichteten TSTM in Bild 8b) zu beobachten. In beiden Fällen sind lediglich Riefen und leichte Verfärbungen auf der beanspruchten Kugeloberfläche erkennbar. Dagegen liegt beim Beanspruchungskollektiv 2 nach Bild 8c) und 8d) eine erkennbare Zunahme der Verschleißfläche um ca. 44 % beim unbeschichteten und ca. 55 % beim DLC-beschichteten TSTM vor. Dies resultiert in beiden Fällen in einer deutlichen Abnahme der Kontaktpressung. Im Vergleich zu Bild 8a) sind die Verfärbungen in Bild 8c) im Falle der unbeschichteten Probe deutlich ausgeprägter. Die Transferfilmbildung führt unter diesem Beanspruchungskollektiv zu einer Reibungserhöhung um 11 %. Jedoch führt die ebenfalls stärkere Transferfilmbildung auf der Kugeloberfläche beim DLC beschichteten TSTM in Bild 8d) zu einer Reibungsreduzierung um 22 %, obwohl der mechani- 19 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Stationäre Reibungszahlen abhängig von der Endpressung auf dem KST bei einer Gleitgeschwindigkeit von 0,05 m/ s Bild 7: Ergebnisse der Reibungsuntersuchungen auf dem KST Bild 8: Lichtmikroskopische Aufnahmen der Kugelabriebe bei verschiedenen Beanspruchungskollektive mit den zugehörigen nominellen Endpressungen p end und Reibungszahlen sowie Darstellung der Zunahme der Verschleißfläche in c) und d) a) Unbeschichtet b) DLC c) Unbeschichtet d) DLC p end = 462 MPa p end = 432 MPa p end = 122 MPa p end = 116 MPa µ m = 0,132 µ s t = 0,134 µ m = 0,121 µ st = 0,121 µ m = 0,148 µ s t = 0,150 µ m = 0,095 µ st = 0,095 Beanspruchungskollektiv 1 F N = 20 N; v = 0,03 m/ s Beanspruchungskollektiv 2 F N = 8 N; v = 0,07 m/ s T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 sche Energieeintrag (p end ·v) gegenüber Beanspruchungskollektiv 1 im Beanspruchungskollektiv 2 um ca. 37 % geringer ist. Reibungsuntersuchungen am TSRP Die Ergebnisse der Reibungsuntersuchungen auf dem TSRP in Bild 9a) verdeutlichen, dass die DLC-beschichteten TSTM gegenüber den unbeschichteten TSTM niedrigere Reibungsniveaus unabhängig von der Drehzahl des Nockens bei einer Öltemperatur von 25 °C besitzen. Als Referenz bei den Verläufen dient der arithmetische Mittelwert der mittleren Reibungskräfte aus den Versuchsläufen mit den unbeschichteten TSTM bei einer Nockendrehzahl von 500 min -1 . In diesem Temperaturbereich lassen sich die gleichen Zusammenhänge hinsichtlich des Reibungsverhaltens beobachten wie auf dem KST. Den Einfluss der Öltemperatur auf die Reibung zeigt Bild 9b). Mit steigender Öltemperatur sinkt bei beiden Varianten die Reibung aufgrund geringerer Schmierstoffviskosität. Zudem erfolgt eine Annäherung der Reibungskraftverläufe bei einer Öltemperatur von 80 °C, was auf eine zunehmende Wirksamkeit der Öladditive schließen lässt. Die Zusammenhänge mit den Ergebnissen der niedrigeren Reibung der DLC beschichteten TSTM am KST sind bei der Öltemperatur von 80 °C nicht mehr gegeben. Verschleißerscheinungsformen sind bei den Versuchsläufen auf dem TSRP lediglich bei den unbeschichteten Tassenstößeln in Form von Riefen, Mikropittings und Verfärbungen analog der tribologisch beanspruchten Tassenstößeloberfläche in Bild 4 erkennbar. Bei den beschichteten Tassenstößeln kann nach einer Beanspruchungsdauer von 5 h kein Verschleiß bzw. erkennbare Verfärbungen auf den Funktionsflächen festgestellt werden. Dieses Verhalten deckt sich mit den Ergebnissen am KST, wo die DLC beschichteten TSTM ebenfalls durchgängig einen niedrigeren Verschleiß aufwiesen. Zusammenfassung und Ausblick Im Rahmen dieser Arbeit wurde der Einfluss der initialen Pressung auf die Reibung im Kugel/ Scheibe-Kontakt untersucht. Die Ergebnisse auf dem KST haben gezeigt, dass sofern unter verschiedenen initialen Pressungen und Gleitgeschwindigkeiten eine deutliche Reduzierung der Reibung im Kugel/ Scheibe-Kontakt vorliegt, sich diese auch im Tassen/ Nocken-Kontakt am TSRP einstellt. Hierzu ist die Betrachtung unterschiedlicher initialer Pressungen auf dem KST erforderlich, wie sie in etwa auch im realen Tassen/ Nocken-Kontakt auftreten. Außerdem verdeutlichen die Ergebnisse, dass die Unsicherheit der Übertragbarkeit der Zusammenhänge hinsichtlich der Reibung bei Wahl eines einzelnen Beanspruchungskollektivs am KST erheblich steigt. Das unterschiedliche Reibungsverhalten am KST in Abhängigkeit der initialen Pressung deutet zudem auf das Wirken unterschiedlicher Tribomechanismen hin. Dieser Ansatz liefert folglich die Möglichkeit das Auftreten bestimmter Tribomechanismen in Abhängigkeit der Pressung im geschmierten Gleitkontakt besser zu verstehen, um diese Zusammenhänge auf komplexe tribologische Kontakte übertragen zu können. Literatur [1] SCHULZ, E.; MUSAYEV, Y.; TREMMEL, S.; HOSEN- FELDT, T.; WARTZACK, S.; MEERKAMM, H.: Tribologische Wechselwirkungen zwischen amorphen Kohlenstoffschichten und Schmierölen am Beispiel hochbeanspruchter Ventiltriebskomponenten. Diamond Business (2011) Nr.°37, S.°26-34. [2] LEE, P.M.; CHITTENDEN, R.J.: Consideration of Test Parameters in Reciprocating Tribometers Used to Repli- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Ergebnisse der Reibungsuntersuchungen auf dem TSRP bei einer Öltemperatur von a) 25 °C und b) 80 °C T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 cate Ring-On-Liner Contact - Tribology Letters (2010) Nr.°39, S.°81-89. [3] ROSHAN, R.; PRIEST, M.; NEVILLE, A.; XIA, X.; WARRENS, C.P.; PAYNE, M.J.: A Boundary Lubrication Friction Model Sensitive to Detailed Engine Oil Formulation in an Automotive Cam/ Follower Interface. Journal of Tribology (2011) Nr.°133, 042101, S.°1-9. [4] HAQUE, T.; MORINA, A.; NEVILLE, A.: Tribological performance evaluation of a hydrogenated diamond likecarbon coating in sliding/ rolling contact - effect of lubricant additives. Journal of Engineering Tribology Bd. 225 (2011) Nr.°6, S.°393-405. [5] MISTRY, K.; MORINA, A.; NEVILLE, A.: Single cam tribometer for evaluating tribological parameters and tribochemistry of DLC coated valve train follower. Tribology - Materials, Surfaces & Interfaces Bd. 6 (2012) Nr.°1, S.°31-37. [6] SCHULZ, E.: Wissensbasierte Vorhersage der Reibung in komplexen tribologischen Systemen am Beispiel des Kontakts Nockenwelle/ beschichteter Tassenstößel. Dissertation, Universität Erlangen-Nürnberg, 2013. 21 Aus Wissenschaft und Forschung 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 3/ 16 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 3 Mai/ Juni 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. 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Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum Impressum T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 1 Einleitung Der konventionelle Herstellungsprozess für Sinterstähle bietet die Möglichkeit die Porosität des Materials über die Materialdichte einzustellen. Bei Sinterstahl spricht man bis zu einer Dichte von etwa 7,3 g/ cm 3 von offener Porosität. In diesem Fall ist davon auszugehen, dass die Poren untereinander verbunden sind. Die offene Porosität bietet die Möglichkeit das Porensystem mit Schmierstoff zu tränken. Bei Gleitlagern wird diese Möglichkeit bereits seit langer Zeit industriell genutzt. Der eingebrachte Schmierstoff übernimmt dabei die Aufgaben Reibung zu Aus Wissenschaft und Forschung * Martin Ebner, M.Sc. Thomas Lohner, M.Sc. Dipl.-Ing. Alexander Weigl Dr.-Ing. Klaus Michaelis Dr.-Ing. Johann-Paul Stemplinger Prof. i. R. Dr.-Ing. Bernd-Robert Höhn Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl Lehrstuhl fuer Maschinenelemente FZG - Forschungsstelle fuer Zahnraeder und Getriebebau Technische Universitaet Muenchen 85748 Garching Hochbelastete und schmierstoffgetränkte Wälzpaarungen aus Sintermaterial ohne externe Schmierstoffzuführung M. Ebner, T. Lohner, A. Weigl, K. Michaelis, J.-P. Stemplinger, B.-R. Höhn, K. Stahl* Eingereicht: 1. 10. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 12. 2015 In diesem Beitrag werden erste Untersuchungsergebnisse hochbelasteter Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien gezeigt, die keine externe Schmierstoffzuführung aufweisen. Theoretische Modellbetrachtungen zu den Mechanismen des Schmierstoffaustritts aufgrund von Temperatur- und Laständerungen zeigen, dass die aus Schmierstoffaustritt berechneten Schmierfilmhöhen die berechneten minimalen Schmierfilmdicken eines elastohydrodynamisch geschmierten Kontaktes deutlich übersteigen können. Reibungszahlmessungen am Zweischeibenprüfstand verdeutlichen bekannte Charakteristika hochbelasteter Wälzpaarungen mit externer Schmierstoffversorgung, wobei die berechneten spezifischen Schmierfilmdicken, die gemessenen Reibungszahlen und die Oberflächen nach Versuchsende auf Grenz- und Mischschmierungszustände schließen lassen. Weiterhin scheint ein Zusammenhang zwischen der Lebensdauer und dem Laufflächenzustand der Sinterscheiben zu Versuchsende zu bestehen. Diese Beobachtungen werden weiter erforscht, um ein wiederholbares und stationäres Betriebsverhalten schmierstoffgetränkter Wälzpaarungen zu erzielen. Schlüsselwörter Schmierstoffgetränkte Sintermaterialien, hochbelastete Wälzkontakte, Mischschmierung, Selbstschmierung This study shows first experimental results of highlyloaded rolling-sliding contacts including oil-impregnated sintered material without external lubrication. Theoretical modelling approaches describing the mechanisms of oil bleeding from the sintered material due to varying temperature and load show that the calculated film thicknesses due to oil bled can significantly exceed the minimal film thicknesses of elastohydrodynamic contacts. Friction coefficient measurements at the twin disk test rig confirm the wellknown characteristics of highly-loaded rolling-sliding contacts with external lubrication. From calculations of the specific lubricant film thickness, the measured coefficients of friction and the surface conditions at the end of tests, mixed and boundary lubrication regimes can be deduced. Furthermore, a correlation between the lifetime and the surface condition at the end of test is likely to exist. These observations have to be investigated in more detail in order to achieve a repeatable and stationary operating behaviour of highlyloaded rolling-sliding contacts with oil-impregnated sintered materials. Keywords Oil-impregnated sintered materials, highly-loaded rolling-sliding contacts, mixed lubrication regime, self-lubrication Kurzfassung Abstract T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 reduzieren, Wärme abzuführen und Korrosion zu unterbinden [11]. Im Rahmen dieser Arbeit wird gezeigt, dass sich das Prinzip der schmierstoffgetränkten Sintermaterialien auch auf hochbelastete Wälzkontakte anwenden lässt. Dabei sind die Hertz’schen Pressungen um ein vielfaches größer als bei Gleitlagern, sodass elastische Verformungen der Wälzkörper einhergehen. Voruntersuchungen am FZG-Zweischeibenprüfstand bestätigen, dass hochbelastete Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien ohne externe Schmierstoffzuführung eine deutlich längere Standzeit aufweisen als einmalgeschmierte Wälzpaarungen. Bild 1 zeigt exemplarisch die Schmierstoffmenge (ca. 2 ml), mit der eine Scheibe aus Sinterstahl (im Folgenden „Sinter“ genannt) mit einer Porosität von etwa 10 % und entsprechender Scheibengeometrie getränkt ist. Äußere Einflüsse wie beispielsweise Temperatur oder Druck führen dazu, dass Schmierstoff aus der Sinterscheibe austritt und die Wälzpaarung ohne äußere Schmierstoffzuführung geschmiert wird. 2 Grundlagen Bild 2 zeigt eine Übersicht der maßgeblichen Einflüsse, die allgemein bei tribologischen Systemen mit schmierstoffgetränkten Sinterbauteilen zu erwarten sind. Diese Einflüsse sind insbesondere Werkstoff- und Schmierstoffeigenschaften sowie Belastungen aus Last und Drehzahl und die vorliegenden Umgebungsbedingungen. Sie wirken sich auf Wälzpaarungen mit getränkten Sintermaterialien und somit auf deren Betriebsverhalten aus. Durch den Herstellungsprozess kann die Porosität des Sinterwerkstoffs und damit seine Aufnahmefähigkeit für Schmierstoff im Porensystem beeinflusst werden. Exemplarische Bilder der Lauffläche einer Scheibe aus einsatzgehärtetem Sinterstahl mit einer Dichte von 7,0 g/ cm 3 im Neuzustand sind Bild 3 zu entnehmen, wobei links die längsgeschliffene Lauffläche und rechts eine REM-Aufnahme einer Pore auf der Lauffläche dargestellt ist. Prinzipiell sind die Poren mit unterschiedlicher Größe ungeordnet auf der Lauffläche verteilt, wodurch im geschmierten Kontakt die Schmierfilm- und Lastverteilung beeinflusst wird. Auch der Elastizitätsmodul hängt bedeutend von der Porosität ab. Manoylov [7] zeigt die Abhängigkeit des Elastizitätsmoduls von der Porosität für verschiedene Werkstoffe. Durch einen kleineren E-Modul von Sinter im Vergleich zu konventionell hergestelltem Stahl (im Folgenden „Stahl“ genannt) sinkt bei gleicher äußerer Last die Hertz’sche Pressung im Sinter-Stahl-Kontakt gegenüber einem Stahl-Stahl-Kontakt. Im Rahmen der theoretischen Untersuchungen in diesem Beitrag wird die Porosität ausschließlich über veränderte Werte der E-Moduln berücksichtigt. Weiterhin macht die fehlende Wärmeabfuhr durch extern zugeführten Schmierstoff Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränktem Sintermaterial stark von der Reibleistung und den äußeren Bedingungen abhängig. 23 Aus Wissenschaft und Forschung Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35, D-52064 Aachen E-Mail: tribologie@gft-ev.de Tribologie-Fachtagung 2015 Hochbelastete und schmierstoffgetränkte Wälzpaarungen aus Sintermaterial ohne externe Schmierstoffzuführung M. Ebner, T. Lohner, A. Weigl, K. Michaelis, J.-P. Stemplinger, B.-R. Höhn, K. Stahl Kurzzusammenfassung In diesem Beitrag werden erste Untersuchungsergebnisse hochbelasteter Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien gezeigt, die keine externe Schmierstoffzuführung aufweisen. Theoretische Modellbetrachtungen zu den Mechanismen des Schmierstoffaustritts aufgrund von Temperatur- und Laständerungen zeigen, dass die aus Schmierstoffaustritt berechneten Schmierfilmhöhen die berechneten minimalen Schmierfilmdicken eines elastohydrodynamisch geschmierten Kontaktes deutlich übersteigen können. Reibungszahlmessungen am Zweischeibenprüfstand verdeutlichen bekannte Charakteristika hochbelasteter Wälzpaarungen mit externer Schmierstoffversorgung, wobei die berechneten spezifischen Schmierfilmdicken, die gemessenen Reibungszahlen und die Oberflächen nach Versuchsende auf Grenz- und Mischschmierungszustände schließen lassen. Weiterhin scheint ein Zusammenhang zwischen der Lebensdauer und dem Laufflächenzustand der Sinterscheiben zu Versuchsende zu bestehen. Diese Beobachtungen werden weiter erforscht, um ein wiederholbares und stationäres Betriebsverhalten schmierstoffgetränkter Wälzpaarungen zu erzielen. Schlüsselwörter: Schmierstoffgetränkte Sintermaterialien, hochbelastete Wälzkontakte, Mischschmierung, Selbstschmierung Abstract This study shows first experimental results of highly-loaded rolling-sliding contact pairs including oilimpregnated sintering material without external lubrication. Theoretical modelling approaches describing the mechanisms of oil bleeding out from the sintering material due to varying temperature and load show that the calculated film thicknesses due to oil bled out can significantly exceed the minimal film thicknesses of elastohydrodynamic contacts. Friction coefficient measurements at the twin disk test rig confirm the well-known characteristics of highly-loaded rolling-sliding contacts with external lubrication. From calculations of the specific lubricant film thickness, the measured friction coefficients and the surface conditions at the end of tests mixed and boundary lubrication regimes can be deduced. Furthermore, a correlation between the lifetime and the surface condition at the end of test is likely to exist. These observations have to be investigated in more detail in order to achieve a repeatable and stationary operating behavior of highly-loaded rolling-sliding contacts with oil-impregnated sintering materials. Keywords: Oil-impregnated sintering materials, highly-loaded rolling-sliding contacts, mixed lubrication regime, self-lubrication 1. Einleitung Der konventionelle Herstellungsprozess für Sinterstähle bietet die Möglichkeit die Porosität des Materials über die Materialdichte einzustellen. Bei Sinterstahl spricht man bis zu einer Dichte von etwa 7,3 g/ cm 3 von offener Porosität. In diesem Fall ist davon auszugehen, dass die Poren untereinander verbunden sind. Die offene Porosität bietet die Möglichkeit das Porensystem mit Schmierstoff zu tränken. Bei Gleitlagern wird diese Möglichkeit bereits seit langer Zeit industriell genutzt. Der eingebrachte Schmierstoff übernimmt dabei die Aufgaben Reibung zu reduzieren, Wärme abzuführen und Korrosion zu unterbinden [11]. Im Rahmen dieser Arbeit wird gezeigt, dass sich das Prinzip der schmierstoffge- Ø 80 mm Bild 1: Eingebrachte Schmierstoffmenge in Sinterscheibe tränkten Sintermaterialien auch auf hochbelastete Wälzkontakte anwenden lässt. Dabei sind die Hertz’schen Pressungen um ein vielfaches größer als bei Gleitlagern, sodass elastische Verformungen der Wälzkörper einhergehen. Voruntersuchungen an einem FZG-Zweischeibenprüfstand bestätigen, dass hochbelastete Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien ohne externe Schmierstoffzuführung eine deutlich längere Standzeit aufweisen als einmalgeschmierte Wälzpaarungen. Abbildung 1 zeigt exemplarisch die Schmierstoffmenge (ca. 2 ml), mit der eine Scheibe aus Sinterstahl (im Folgenden „Sinter“ genannt) mit einer Porosität von etwa 10 % und entsprechender Scheibengeometrie getränkt ist. Äußere Einflüsse wie beispielsweise Temperatur oder Druck führen dazu, dass Schmierstoff aus der Sinterscheibe austritt und die Wälzpaarung ohne äußere Schmierstoffzuführung geschmiert wird. 2. Grundlagen Durch den Herstellungsprozess kann die Porosität des Sinterwerkstoffs und damit seine Aufnahmefähigkeit für Schmierstoff im Porensystem beeinflusst werden. Exemplarische Bilder der Lauffläche einer Scheibe aus einsatzgehärtetem Sinterstahl mit einer Dichte von 7,0 g/ cm 3 im Neuzustand sind Abbildung 3 zu entnehmen, wobei links die längsgeschliffene Lauffläche und rechts eine REM-Aufnahme einer Pore auf der Lauffläche dargestellt ist. Prinzipiell sind die Poren mit unterschiedlicher Größe ungeordnet auf der Lauffläche verteilt, wodurch im geschmierten Kontakt die Schmierfilm- und Lastverteilung beeinflusst wird. Auch der Elastizitätsmodul hängt bedeutend von der Porosität ab. Manoylov [7] zeigt die Abhängigkeit des Elastizitätsmoduls von der Porosität für verschiedene Werkstoffe. Durch einen kleineren E-Modul von Sinter im Vergleich zu konventionell hergestelltem Stahl (im Folgenden „Stahl“ genannt) sinkt bei gleicher äußerer Last die Hertz‘sche Pressung im Sinter-Stahl-Kontakt gegenüber einem Stahl-Stahl- Kontakt. Bei den theoretischen Untersuchungen in diesem Beitrag wird die Porosität ausschließlich über veränderte Werte der E-Moduln berücksichtigt. Weiterhin macht die fehlende Wärmeabfuhr durch extern zugeführten Schmierstoff Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränktem Sintermaterial stark von der Reibleistung und den äußeren Bedingungen abhängig. Belastung: - Last - Drehzahl Schmierstoff Werkstoffeigenschaften Umgebungsbedingungen Auswirkung auf Wälzkontakt: - Massentemperatur - Pressung - Zentrifugalkraft - Kapillareffekte Betriebsverhalten zahl off- Umgebu Laufrichtung Laufrichtung 1mm 10 µm g g n u t h c i r f u a L m m 1 m µ 0 1 Bild 2: Maßgebliche Einflussgrößen auf das Betriebsverhalten getränkter Sintermaterialien Bild 3: Längsgeschliffene Lauffläche einer Sinterscheibe (links) und REM- Aufnahme einer Pore (rechts) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 3 Theoretische Modellvorstellungen zum Schmierstoffaustritt Um die Größenordnung des Schmierstoffaustritts aus einer Sinterscheibe in einem hochbelasteten Wälzkontakt abschätzen zu können, werden auf Basis vereinfachter Modellvorstellungen für den erwarteten Schmierstoffaustritt aufgrund von Temperatur- und Laständerungen Überschlagsrechnungen durchgeführt. Der Einfluss des Kapillareffekts und der Zentrifugalkraft (Bild 2) wird in diesem Beitrag nicht quantifiziert, da dazu noch genauere simulationstechnische Betrachtungen in Arbeit sind. Die im Folgenden beschriebenen Modellvorstellungen beruhen auf den geometrischen Abmessungen der Prüfkörper nach Bild 4. Die vereinfachte Modellvorstellung zum Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Hertz’schen Pressung beruht auf unterschiedlichen elastischen Verformungen von Sinter und Stahl. Ein kleinerer E-Modul führt bei Sinterscheiben nach den Hertz’schen Gleichungen bei gleicher Normalkraft zu einer größeren Hertz’schen Abplattungsbreite b H im Vergleich zu einer Stahlscheibe. Über die Gleichungen zur Berechnung eines Kreissegments lässt sich jeweils ein elastisch abgeplattetes Volumen berechnen. Der Modellvorstellung nach resultiert die Differenz der elastisch abgeplatteten Volumina zwischen Sinter- und Stahlscheibe aus der Porosität. Unter der Annahme einer vollständigen Schmierstofffüllung der Poren, steht diese Volumendifferenz auch vollständig als Schmierstoffvolumen mit der theoretischen Schmierfilmhöhe h pH,theor dem Wälzkontakt zur Verfügung. Die theoretische Schmierfilmhöhe h pH,theor ist in Bild 5 über der Hertz’schen Pressung p H aufgetragen. Zur Einordnung von h pH , theor sind in Bild 5 die berechneten Verläufe der minimalen Schmierfilmdicke h min nach Dowson und Higginson [4] für verschiedene Versuchsbedingungen und eine Massentemperatur von ϑ M = 100 °C dargestellt. Die Abschätzung auf Basis dieser Modellvorstellung zeigt, dass die Schmierfilmhöhe durch Schmierstoffaustritt unter Last h pH,theor schon ab einer Hertz’schen Pressung von etwa p H = 400 N/ mm 2 die Größenordnung der minimalen Schmierfilmdicke h min erreicht. Die vereinfachte Modellvorstellung zum Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Massentemperatur ϑ M beruht auf unterschiedlichen Raumausdehnungskoeffizienten von Stahl und Schmierstoff. Bei 20 °C ergibt sich für die Raumausdehnungskoeffizienten von Stahl γ Stahl = 3·α Stahl = 3,3 ∙10 -5 K -1 und Schmierstoff γ Schmierstoff = 1,2 ∙ 10 -3 K -1 [1]. Bei steigender Massentemperatur führt dies zum Schmierstoffaustritt auf der Oberfläche der schmierstoffgetränkten Sinterscheibe. Der Modellvorstellung liegt die Annahme zu Grunde, dass an allen Flächen, mit Ausnahme der Bohrung der Scheibe, flächenanteilsmäßig gleichmäßig Schmierstoff austritt und eine homogene Verteilung der Massentemperatur in der gesamten Sinterscheibe vorliegt. Unter der Annahme, dass sich der Schmierstoff gleichmäßig auf der Scheibenoberfläche verteilt, kann über der 5 mm breiten Lauffläche (vgl. Bild 4) eine Schmierfilmhöhe h ϑM,theor in Abhängigkeit einer Massentemperaturzunahme, ausgehend von ϑ M = 20 °C, berechnet werden. Bild 6 zeigt h ϑM,theor über der Massentemperatur aufgetragen. Zur Einordnung sind die nach Dowson und Higginson [4] berechneten Verläufe der minimalen Schmierfilmdicke h min bei verschiedenen Summengeschwindigkeiten v ∑ und einer Normalkraftbelastung von F N = 3920 N, was bei einem Sinter- Stahl-Kontakt eine Hertz’schen Pressung von p H = 1043 N/ mm 2 ergibt, dargestellt. Die Abschätzung zeigt, dass die Schmierfilmhöhe durch Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Massentemperatur h ϑM,theor Aus Wissenschaft und Forschung Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35, D-52064 Aachen E-Mail: tribologie@gft-ev.de 3. Theoretische Modellvorstellungen zum Schmierstoffaustritt Um die Größenordnung des Schmierstoffaustritts aus einer Sinterscheibe in einem hochbelasteten Wälzkontakt abschätzen zu können, werden auf Basis von vereinfachten Modellvorstellungen für den erwarteten Schmierstoffaustritt aufgrund von Temperatur- und Laständerungen Überschlagsrechnungen durchgeführt. Der Einfluss von Kapillareffekten und Zentrifugalkraft (Abbildung 2) wird in diesem Beitrag nicht quantifiziert, da dazu noch genauere simulationstechnische Betrachtungen in Arbeit sind. Die im Folgenden beschriebenen Modellvorstellungen beruhen auf den geometrischen Abmessungen der Prüfkörper nach Abbildung 4. Die vereinfachte Modellvorstellung zum Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Hertz‘schen Pressung beruht auf unterschiedlichen elastischen Verformungen von Sinter und Stahl. Ein kleinerer E-Modul führt bei Sinterscheiben nach den Hertz‘schen Gleichungen bei gleicher Normalkraft zu einer größeren Hertz‘schen Abplattungsbreite b H im Vergleich zu einer Stahlscheibe. Über die Gleichungen zur Berechnung eines Kreissegments lässt sich jeweils ein elastisch abgeplattetes Volumen berechnen. Der Modellvorstellung nach resultiert die Differenz der elastisch abgeplatteten Volumina zwischen Sinter- und Stahlscheibe aus der Porosität. Unter der Annahme einer vollständigen Schmierstofffüllung der Poren, steht diese Volumendifferenz auch vollständig als Schmierstoffvolumen mit der theoretischen Schmierfilmhöhe h pH,theor dem Wälzkontakt zur Verfügung. Die theoretische Schmierfilmhöhe h pH,theor ist in Abbildung 5 über der Hertz‘schen Pressung p H aufgetragen. Zur Einordnung von h pH,theor sind in Abbildung 5 die berechneten Verläufe der minimalen Schmierfilmdicke h min nach Dowson und Higginson [4] für verschiedene Versuchsbedingungen und eine Massentemperatur von ϑ M = 100 °C dargestellt. Die Abschätzung auf Basis dieser Modellvorstellung zeigt, dass die Schmierfilmhöhe durch Schmierstoffaustritt unter Last h pH,theor schon ab einer Hertz’schen Pressung von etwa p H = 400 N/ mm² die Größenordnung der minimalen Schmierfilmdicke h min erreicht. Die vereinfachte Modellvorstellung zum Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Massentemperatur ϑ M beruht auf unterschiedlichen Raumausdehnungskoeffizienten von Stahl und Schmierstoff. Bei 20°C ergibt sich für die Raumausdehnungskoeffizienten von Stahl γ Stahl = 3 * α Stahl = 3,3∙10 -5 K -1 und Schmierstoff γ Schmierstoff = 1,173∙10 -3 K -1 [1]. Bei steigender Massentemperatur führt dies zum Schmierstoffaustritt auf der Oberfläche der schmierstoffgetränkten Sinterscheibe. Der Modellvorstellung liegt die Annahme zu Grunde, dass an allen Flächen, mit Ausnahme der Bohrung der Scheibe, flächenanteilsmäßig gleichmäßig Schmierstoff austritt und eine homogene Verteilung der Massentemperatur in der gesamten Sinterscheibe vorliegt. Unter der Annahme, dass sich der Schmierstoff gleichmäßig auf der Scheibenoberfläche verteilt, kann über der 5 mm breiten Lauffläche (vgl. Abbildung 4) eine Schmierfilmhöhe h ϑM,theor in Abhängigkeit ei- 4: f- Abbildung 5: Einfluss der Hertz‘schen Pressung auf den Schmierstoffaustritt Bild 5: Einfluss der Hertz’schen Pressung auf den Schmierstoffaustritt Bild 4: Abmessungen der Prüfscheiben T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 schon bei sehr niedriger Erhöhung der Massentemperatur die Größenordnung der minimalen Schmierfilmdicke h min erreicht. Die Überschlagsrechnungen zeigen, dass der Schmierstoffaustritt bei Änderung der Massentemperatur dem Schmierstoffaustritt bei Änderung der Hertz’schen Pressung deutlich überwiegt und dass die erreichbaren Schmierfilmhöhen h pH,theor und h ϑM,theor die Größenordnungen der berechneten minimalen Schmierfilmdicken h min schon bei vergleichsweise niedrigen Werten der Hertz’schen Pressung und Änderungen der Massentemperatur überschreiten. Eine detaillierte Aussage, welche Schmierstoffmenge durch Schmierstoffaustritt aus der Sinterscheibe zur Vermeidung von Mangelschmierungszuständen nötig ist, kann auf Basis der Überschlagsrechnungen nicht getroffen werden. Zur weiteren Beurteilung der Schmierungszustände von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien werden Reibungszahluntersuchungen durchgeführt. 4 Versuchsvorbereitung und Durchführung Das tribologische Verhalten von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien wird durch Modelluntersuchungen an einem FZG-Zweischeibenprüfstand nach Michaelis [9] in leicht modifizierter Bauart untersucht (Bild 7). FZG-Zweischeibenprüfstand Der FZG-Zweischeibenprüfstand dient als Analogieprüfstand für Wälzkontakte von Maschinenelementen wie beispielsweise Wälzlagern und Zahnrädern. Die obere und untere Scheibe werden unabhängig voneinander angetrieben. v g = v 1 - v 2 (1) v ∑ = v 1 + v 2 (2) Dadurch können die Gleitgeschwindigkeit v g , also die Differenz der Oberflächengeschwindigkeiten im Scheibenkontakt (Gleichung (1)) und die Summengeschwindigkeit v ∑ , welche als Summe der Oberflächengeschwindigkeiten der Scheiben (Gleichung (2)) im Kontakt definiert ist, stufenlos eingestellt werden. Die Normalkraft F N im Kontakt wird über eine drehbar gelagerte Schwinge, in der die obere Scheibe gelagert ist, stufenlos aufgebracht. Die untere Welle ist auf einem Schlitten über dünne Federbänder horizontal beweglich gelagert, wobei die horizontale Bewegung über die Reibkraftmessdose abgestützt wird. Damit kann die bei v g ≠ 0 m/ s zwischen der Scheibe wirkende Reibkraft F R als Reaktionskraft annähernd wegfrei gemessen werden. Die Reibungszahl wird nach dem Prinzip der Coulomb’schen Reibung (Gleichung (3)) ermittelt. Neben der Reibkraft werden die Massentemperaturen der unteren und oberen Scheibe, ϑ M1 und ϑ M2 , 5 mm unterhalb der Laufoberflä- 25 Aus Wissenschaft und Forschung obere Scheibe v 2 ; ϑ M2 untere Scheibe v 1 ; ϑ M1 Kraftmessdose (Reibkraft F R ) Kraftmessdose (Normalkraft F N ) drehbare Schwinge Drehachse obere Lagerung untere Lagerung; Schlitten Vorspannfeder Druckluftzylinder Federbänder Grundplatte Bild 7: FZG-Zweischeibenprüfstand ner Massentemperaturzunahme, ausgehend von ϑ M = 20 °C, berechnet werden. Abbildung 6 zeigt h ϑM,theor über der Massentemperatur aufgetragen. Zur Einordnung sind die nach Dowson und Higginson [4] berechneten Verläufe der minimalen Schmierfilmdicke h min bei verschiedenen Summengeschwindigkeiten v ∑ und einer Normalkraftbelastung von F N = 3920 N, was bei einem Sinter- Stahl-Kontakt eine Hertz’schen Pressung von p H = 1043 N/ mm 2 ergibt, dargestellt. Die Abschätzung zeigt, dass die Schmierfilmhöhe durch Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung der Massentemperatur h ϑM,theor schon bei sehr niedriger Erhöhung der Massentemperatur die Größenordnung der minimalen Schmierfilmdicke h min erreicht. Die Überschlagsrechnungen zeigen, dass der Schmierstoffaustritt bei Änderung der Massentemperatur den Schmierstoffaustritt bei Änderung der Hertz‘schen Pressung deutlich überwiegt und dass die erreichbaren Schmierfilmhöhen h pH,theor und h ϑM,theor die Größenordnungen der berechneten minimalen Schmierfilmdicken h min schon bei vergleichsweise niedrigen Werten der Hertz’schen Pressung und Änderungen der Massentemperatur überschreiten. Eine detaillierte Aussage, welche Schmierstoffmenge durch Schmierstoffaustritt aus der Sinterscheibe zur Vermeidung von Mangelschmierungszuständen nötig ist, kann auf Basis der Überschlagsrechnungen nicht getroffen werden. Zur weiteren Beurteilung der Schmierungszustände von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien werden Reibungszahluntersuchungen durchgeführt. 4. Versuchsvorbereitung und Durchführung Das tribologische Verhalten von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien wird durch Modelluntersuchungen an einem FZG-Zweischeibenprüfstand nach Michaelis [9] in leicht modifizierter Bauart untersucht. FZG-Zweischeibenprüfstand Der FZG-Zweischeibenprüfstand dient als Analogieprüfstand für Wälzkontakte von Maschinenelementen wie beispielsweise Wälzlagern und Zahnrädern. Die obere und untere Scheibe werden unabhängig voneinander angetrieben. Dadurch können die Gleitgeschwindigkeit v g , also die Differenz der Oberflächengeschwindigkeiten im Scheibenkontakt (Gleichung (1)) und die Summengeschwindigkeit v ∑ , welche als Summe der Oberflächengeschwindigkeiten der Scheiben (Gleichung (2)) im Kontakt definiert ist, stufenlos eingestellt werden können. Die Normalkraft F N im Kontakt wird über eine Abbildung 6: Einfluss der Massentemperatur auf den Schmierstoffaustritt Bild 6: Einfluss der Massentemperatur auf den Schmierstoffaustritt T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 che der Scheiben mit einem Pt- 100 Widerstandstemperatursensor gemessen. F R µ = ---- (3) F N Versuchsbedingungen und Prüfscheiben Tabelle 1 zeigt die Werkstoffkennwerte der oberen Prüfscheibe aus Sinterstahl, sowie der unteren polierten Gegenscheibe aus Stahl (16MnCr5). Durch die polierte Oberfläche sollen Rauheitseinflüsse auf die Sinterscheibe vermieden werden. Die Oberflächenrauheit wird mit dem Tastschnittverfahren quer zur Umfangsrichtung der Scheibe gemessen. Bei den geschliffenen und polierten Scheiben wird jeweils eine Taststrecke von L t = 4 mm verwendet. Die Grenzwellenlänge λ c beträgt 0,80 mm bei geschliffenen und 0,08 mm bei polierten Scheibenoberflächen. Bevor die Sinterscheibe auf die Welle montiert wird, wird diese mit einem unadditivierten Mineralöl (FVA3) der Viskositätsklasse ISO VG 100 getränkt. Dazu wird mittels Druckbeaufschlagung Schmierstoff von der Bohrung aus in radialer Richtung durchgepresst, bis an der Lauffläche ein deutlicher Schmierstoffaustritt erkennbar ist. Volumenberechnungen zur theoretisch erreichbaren Schmierstoffmenge in der Sinterscheibe decken sich dabei mit der eingebrachten Schmierstoffmenge (vgl. Bild 1). Um die Sinterscheibe über einen Presssitz mit der Welle zu verbinden, wird diese mit Stickstoff abgekühlt. Dadurch vermeidet man Schmierstoffaustritt während der Montage, da die Scheibe nicht erwärmt wird. Da durch den Wegfall der äußeren Schmierstoffzuführung keine Wärmeabfuhr aus dem Kontakt durch einen Ölstrom mehr möglich ist, ist der Wärmehaushalt ein wichtiges Kriterium zur Auslegung von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränktem Sintermaterial. Der Wärmehaushalt wird durch die zugeführte Wärmemenge durch die Reibleistung (Gleichung (4)) und der abgeführten Wärmemenge durch Wärmeleitung, Konvektion und Wärmestrahlung beschrieben. Die im Umfang dieses Beitrags betrachteten Versuchsbedingungen nach Tabelle 2 sind so gewählt, dass unterschiedliche Kombinationen von Summengeschwindigkeit v ∑ und Gleitgeschwindigkeit v g zu vergleichbaren Reibleistungen P R führen. Da F N und v g als konstant gewählt sind, hängt P R ausschließlich von der Reibungszahl µ ab. Um sicherzustellen, dass die Last gleichmäßig auf die Scheibenbreite übertragen wird, wird vor Versuchsbeginn ein Kontaktabdruck auf Aluminiumfolie zur Ermittlung der Lastverteilung aufgenommen (Bild 8). Zudem wird zur Vermeidung von Initialschäden vor der initialen Betriebsphase eine Menge von 0,02 ml Schmierstoff auf die untere polierte Stahlscheibe als Initialschmierung aufgetragen. P R = v g · F N ∙ µ (4) 5 Ergebnisse erster Voruntersuchungen Folgend werden Ergebnisse von Reibungszahl- und Massentemperaturmessungen der Versuchsbedingungen aus Tabelle 2 gezeigt. h min λ rel = -------- (5) R a1 + R a2 2 Berechnungen zur spezifischen Schmierfilmdicke λ rel nach Gleichung (5) mit der minimalen Schmierfilmdicke h min nach Dowson und Higginson [4], einer Massentemperatur von ϑ M = 100 °C, einer Hertz’schen Pressung von p H = 1043 N/ mm 2 und arithmetischer Mittenrauheitswerte von R a1 = 0,2 µm und R a2 = 0,01 µm ergeben für v ∑ = 8 m/ s ein λ rel von 1,8, für v ∑ = 4 m/ s ein λ rel von 1,1 und für v ∑ = 2 m/ s ein λ rel von 0,7. Damit ist aufgrund der rauhen Oberflächen trotz der Hinweise aus Kapitel 3, dass im Sinter-Stahl-Wälzkontakt ausreichend Schmier- Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 2: Versuchsbedingungen Normalkraft F N = 3920 N (Hertz’sche Pressung p H = 1043 N/ mm 2 ) Summengeschwindigkeit v ∑ in m/ s 2 4 8 Gleitgeschwindigkeit v g in m/ s 0,4 0,4 0,4 Tabelle 1: Werkstoffparameter der verwendeten Scheibenpaarung Werkstoff Sinterstahl Sint-D31 nach DIN 30910-4 [3] 16MnCr5 E-Modul in N/ mm 2 130000 210000 Querkontraktionszahl 0,27 0,3 Dichte in g/ cm 3 7,0 7,8 Porosität in % ≈ 10 - Wärmebehandlung einsatzgehärtet einsatzgehärtet Oberflächenbehandlung geschliffen in Umfangsrichtung poliert (Ra ≈ 0,2 µm) (Ra ≈ 0,01 µm) Bild 8: Kontaktabdruck auf Aluminiumfolie [5] T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 stoff für einen geschmierten Kontakt zur Verfügung stehen kann, nach den oben berechneten λ rel - Werten nach [10] selbst bei Vermeidung von Mangelschmierung mit Mischschmierungszuständen zu rechnen ist. Die Reibungszahlkurven in Bild 9 zeigen nach einer initialen Betriebsphase annähernd stationäre Reibungszahlen und Massentemperaturen. Ein Vergleich der Reibungszahlen bei 0,15∙10 6 Lastwechseln mit Messergebnissen von Mayer [8] bei gleichen Versuchsbedingungen mit längsgeschliffenen Scheibenoberflächen und einer Einspritzschmierung von ϑ Öl = 100 °C mit Mineralöl FVA3A (ISO VG 100) zeigt, mit Ausnahme bei der Bedingung v ∑ = 4 m/ s, bei den vorliegenden Versuchen deutlich höhere Reibungszahlen. Diese erhöhten Reibungszahlen deuten auf Grenz- und Mischschmierungszustände hin. Bei v ∑ = 4 m/ s ist die Reibungszahl bei 0,15∙10 6 LW mit µ = 0,052 (ϑ M2 = 82 °C) in der Größenordnung der von Mayer [8] gemessenen Reibungszahl von µ = 0,048 (ϑ M2 = 108 °C). Der Massentemperaturverlauf in Bild 9 in Verbindung mit dem Reibungszahlverlauf bei v ∑ = 2 m/ s zeigt, dass das tribologische System mit schmierstoffgetränktem Sintermaterial ohne äußere Schmierstoffzuführung großen Schwankungen unterliegen kann. Ein Vergleich der Oberflächen vor und nach dem Versuch mit Hilfe von lichtmikroskopischen Aufnahmen (Tabelle 3) und REM-Bildern (Tabelle 4) verdeutlicht den Eindruck, dass Grenz- oder Mischschmierung während der Versuche vorliegt. In Tabelle 3 sind je nach Versuchsbedingung Riefen in unterschiedlicher Ausprägung auf der Lauffläche der Stahlscheiben erkennbar. Farbliche Veränderungen der Laufflächen der Sinter- und Stahlscheiben deuten auf die Ausbildung triboinduzierter Schichten hin. Die REM-Bilder in Tabelle 4 zeigen einen Anstieg der Porenanzahl und der Porengröße bei den Versuchen mit v ∑ = 2 m/ s und v ∑ = 8 m/ s. Bei v ∑ = 4 m/ s, welcher bei einer Lastwechselzahl von 2,2∙10 6 ohne Schaden beendet wurde, können diese Beobachtungen nicht bestätigt werden. Die durchgeführten Versuche ermöglichen bislang noch keine detaillierten Erklärungen über die Entstehung der stark unterschiedlichen Versuchsergebnisse. Der erwartete Grenz- oder Mischschmierungszustand kann jedoch durch die Messergebnisse bestätigt werden. Um die Wiederholbarkeit des Betriebsverhaltens von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialen zu untersuchen, werden bei einer definierten Versuchsbedingung (v ∑ = 4 m/ s, v g = 0,4 m/ s) insgesamt vier Reibungszahl- und Massentemperaturmessungen durchgeführt. Bei Versuch 4 wird die Lastaufbringung gezielt verändert: Während die Last bei Versuch 1 bis 3 innerhalb weniger Sekunden aufgebracht wird, wird bei Versuch 4 die Last von F N = 3920 N innerhalb von zwei Minuten aufgebracht. Auf Basis dieser vier Versuchsläufe sind (Bild 10) grundsätzlich drei unterschiedliche, charakteristische Betriebsverhalten zu beobachten: - Versuch 1: Das tribologische System erreicht ein tribologisches Gleichgewicht, das sich in einer vergleichsweise konstanten Massentemperatur und Reibungszahl äußert. Mit zunehmender Laufzeit zeigt sich ein zunehmendes „Auffächern“ des Reibungszahlverlaufs, was über dem zeitlichen Verlauf einer annähernd zyklischen Schwingung entspricht. Das unruhige Verhalten der Reibungszahl ist in abgeschwächter Form auch bei der Massentemperatur wieder zu erkennen. Nach ca. 2,2∙10 6 LW wird der Versuch ohne besondere Vorkommnisse beendet. 27 Aus Wissenschaft und Forschung Umfang dieses Beitrags betrachteten Versuchsbedingungen nach Tabelle 2 sind so gewählt, dass unterschiedliche Kombinationen von Summengeschwindigkeit v ∑ und Gleitgeschwindigkeit v g zu vergleichbaren Reibleistungen P R führen. Da F N und v g als konstant gewählt sind, hängt P R ausschließlich von der Reibungszahl µ ab. Um sicherzustellen, dass die Last gleichmäßig auf die Scheibenbreite übertragen wird, wird vor Versuchsbeginn ein Kontaktabdruck auf Aluminiumfolie zur Ermittlung der Lastverteilung aufgenommen. Zudem wird zur Vermeidung von Initialschäden vor der initialen Betriebsphase eine Menge von 0,02 ml Schmierstoff auf die untere polierte Stahlscheibe als Initialschmierung aufgetragen. 5. Ergebnisse erster Voruntersuchungen Folgend werden Ergebnisse von Reibungszahl- und Massentemperaturmessungen der Versuchsbedingungen aus Tabelle 2 gezeigt. Berechnungen zur spezifischen Schmierfilmdicke λ rel nach Gleichung (5) mit der minimalen Schmierfilmdicke h min nach Dowson und Higginson [4], einer Massentemperatur von ϑ M = 100 °C, einer Hertz’schen Pressung von p H = 1043 N/ mm² und arithmetischer Mittenrauheitswerte von Ra 1 = 0,2 µm und Ra 2 = 0,01 µm ergeben für v ∑ = 8 m/ s ein λ rel von 1,8, für v ∑ = 4 m/ s ein λ rel von 1,1 und für v ∑ = 2 m/ s ein λ rel von 0,7. Damit ist trotz der Hinweise aus Kapitel 3, dass im Sinter- Stahl-Wälzkontakt ausreichend Schmierstoff für einen geschmierten Kontakt zur Verfügung stehen kann, nach den oben berechneten λ rel -Werten nach [10] selbst bei Vermeidung von Mangelschmierung mit Mischschmierungszuständen zu rechnen ist. Die Reibungszahlkurven in Abbildung 9 zeigen nach einer initialen Betriebsphase annähernd stationäre Reibungszahlen und Massentemperaturen. Ein Vergleich der Reibungszahlen bei 0,15 10 6 Lastwechseln mit Messergebnissen von Mayer [8] bei gleichen Versuchsbedingungen mit längsgeschliffenen Scheibenoberflächen und einer Einspritzschmierung von ϑ Öl = 100 °C mit Mineralöl FVA3A (ISO VG 100) zeigt, mit Ausnahme bei der Bedingung v ∑ = 4 m/ s, bei den vorliegenden Versuchen deutlich höhere Reibungszahlen. Diese erhöhten Abbildung 9: Reibungszahlmessungen (oben) und zugehörige Massentemperaturverläufe (unten) mit FVA3 bei v g = 0,4 m/ s; F N = 3920 N (p H = 1043 N/ mm 2 ) Bild 9: Reibungszahlmessungen (oben) und zugehörige Massentemperaturverläufe (unten) mit FVA3 bei v g = 0,4 m/ s; F N = 3920 N (p H = 1043 N/ mm 2 ) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 27 Neuzustand v ∑ = 4 m/ s v ∑ = 2 m/ s v ∑ = 8 m/ s 2,2∙10 6 LW 0,3∙10 6 LW 0,15∙10 6 LW Laufrichtung: ↓ Ra vorher = 0,24 µm Ra vorher = 0,18 µm Ra vorher = 0,18 µm Ra nacher = 0,19 µm Ra nacher = 0,25 µm Ra nacher = 0,17 µm Laufrichtung: ↓ Ra vorher = 0,01 µm Ra vorher = 0,01 µm Ra vorher = 0,01 µm Ra nacher = 0,02 µm Ra nacher = 0,10 µm Ra nacher = 0,04 µm 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 - Versuch 2: Nach einer initialen Betriebsphase bis ca. 0,1∙10 6 LW zeigt die Reibungszahlkurve nach einem deutlichen, sprunghaften Anstieg einen langsamen Abfall der Reibungszahl. Diese Phasen wiederholen sich im weiteren Versuchsverlauf sequentiell. Ein Vergleich der Reibungszahlkurve mit der jeweils zugehörigen Massentemperaturkurve zeigt eine gegenseitige Rückkopplung. - Versuch 3 und Versuch 4: Es werden keine stationären Reibungszahlen oder Massentemperaturen erreicht. Die Versuche werden aufgrund hoher Massentemperaturen oder Reibungszahlen beendet. Auf lichtmikroskopischen Aufnahmen der Laufflächen vor und nach dem Versuch (Tabelle 5) ist zu erkennen, dass auf den Laufflächen der Stahlscheiben nach Versuchsende Riefen in unterschiedlichen Ausprägungen, je nach Bedingungen, zu erkennen sind. Farbliche Veränderungen der Laufflächen der Sinter- und Stahlscheiben deuten wiederum auf die Ausbildung triboinduzierter Schichten hin (Tabelle 5). Der Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 3: Lichtmikroskopische Aufnahmen der Prüfscheibenlaufflächen vor und nach Versuch bei v ∑ = 4 m/ s, v ∑ = 2 m/ s, v ∑ = 8 m/ s; v g = 0,4 m/ s; F N = 3920 N (p H = 1043 N/ mm 2 ) Stahlscheibe Sinterscheibe 1 mm 1 mm Um die Wiederholbarkeit des Betriebsverhaltens von Wälzpaarungen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialen zu untersuchen, werden bei einer definierten Versuchsbedingung (v ∑ = 4 m/ s, v g = 0,4 m/ s) insgesamt vier Reibungszahl- und Massentemperaturmessungen durchgeführt. Bei Versuch 4 wird die Lastaufbringung gezielt verändert: Während die Last bei Versuch 1 bis 3 innerhalb weniger Sekunden aufgebracht wird, wird bei Versuch 4 die Last von F N = 3920 N innerhalb von zwei Minuten aufgebracht. Auf Basis dieser vier Versuchsläufe sind (Abbildung 10) grundsätzlich drei unterschiedliche, charakteristische Betriebsverhalten zu beobachten: - Versuch 1: Das tribologische System erreicht ein tribologisches Gleichgewicht, das sich in einer vergleichsweise konstanten Massentemperatur und Reibungszahl äußert. Mit zunehmender Laufzeit zeigt sich ein zunehmendes „Auffächern“ des Reibungszahlverlaufs, was über dem zeitlichen Verlauf einer annähernd zyklischen Schwingung entspricht. Das unruhige Verhalten der Reibungszahl ist in abgeschwächter Form auch bei der Massentemperatur wieder zu erkennen. Nach ca. 2,2 10 6 LW wird der Versuch ohne besondere Vorkommnisse beendet. - Versuch 2: Nach einer initialen Betriebsphase bis ca. 0,1 10 6 LW zeigt die Reibungszahlkurve nach einem deutlichen, sprunghaften Anstieg einen langsamen Abfall der Reibungszahl. Diese Phasen wiederholen sich im weiteren Versuchsverlauf sequentiell. Ein Vergleich der Reibungszahlkurve mit der jeweils zugehörigen Massentemperaturkurve zeigt eine gegenseitige Rückkopplung. - Versuch 3 und Versuch 4: Es werden keine stationären Reibungszahlen oder Massentemperaturen erreicht. Die Versuche wurden aufgrund hoher Massentemperaturen oder Reibungszahlen beendet. Auf lichtmikroskopischen Aufnahmen der Laufflächen vor und nach dem Versuch (Tabelle 5) ist zu erkennen, dass auf den Laufflächen der Stahlscheiben nach Versuchsende Riefen in unterschiedlichen Ausprägungen, je nach Bedingungen, zu erkennen sind. Farbliche Veränderungen der Laufflächen der Sinter- und Stahlscheiben deuten wiederum auf die Ausbildung triboinduzierter Schichten hin (Tabelle 5). Der Vergleich der gemessenen arithmetischen Mittenrauheitswerte (Tabelle 5) vor und nach den Versuchen zeigt eine Glättung bei den Sinterscheiben und eine Aufrauung bei den Stahlscheiben. REM-Aufnahmen in Tabelle 6 zeigen mikroskopische Veränderungen der Lauffläche durch den Versuchslauf. Dabei wiederholen sich die Beobachtungen der Versuche bei variierenden Betriebsbedingungen (Tabelle 4): Mit Ausnahme von Versuch 1 ist nach Versuchsende ein Anstieg der Porenanzahl und der Porengröße zu beobachten. äufe 2 Bild 10: Reibungszahlmessungen (oben) und zugehöriger Massentemperaturverläufe (unten) mit FVA3 bei v ∑ = 4 m/ s; v g = 0,4 m/ s; F N = 3920 N (p H = 1043 N/ mm 2 ) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Vergleich der gemessenen arithmetischen Mittenrauheitswerte (Tabelle 5) vor und nach den Versuchen zeigt eine Glättung bei den Sinterscheiben und eine Aufrauung bei den Stahlscheiben. REM-Aufnahmen in Tabelle 6 zeigen mikroskopische Veränderungen der Lauffläche durch den Versuchslauf. Dabei wiederholen sich die Beobachtungen der Versuche bei variierenden Betriebsbedingungen (Tabelle 4): Mit Ausnahme von Versuch 1 ist nach Versuchsende ein Anstieg der Porenanzahl und der Porengröße zu beobachten. Die Versuchsergebnisse bei gleichen Bedingungen (Bild 10) verdeutlichen die Schwankungen, die bei tribologischen Systemen mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien auftreten können. Abweichungen der Betriebsbedingungen, der Versuchsdurchführung, der Versuchsvorbereitung oder Unterschiede der getränkten Schmierstoffmengen können ausgeschlossen werden. 6 Diskussion der Versuchsergebnisse Die theoretischen Modellvorstellungen zum Schmierstoffaustritt in Kapitel 3 geben deutliche Hinweise, dass in einer Wälzpaarung mit getränkten Sintermaterialien ausreichend Schmierstoff für einen geschmierten Kontakt zur Verfügung stehen kann. Die Reibungszahlmessungen bestätigen, dass sich ein geschmierter Kontakt ausbildet. Berechnungen der spezifischen Schmierfilmdicke λ rel mit versuchsnahen Parametern zeigen, dass selbst bei externer Schmierstoffzuführung keine Vollschmierung erreicht wird und deshalb Grenz- oder 29 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 4: REM-Aufnahmen in der Mitte der Lauffläche der Sinterscheiben aus Tabelle 3 Neuzustand v ∑ = 4 m/ s v ∑ = 2 m/ s v ∑ = 8 m/ s 2,2∙10 6 LW 0,3∙10 6 LW 0,15∙10 6 LW Neuzustand Versuch 1 Versuch 2 Versuch 3 Versuch 4 2,2∙10 6 LW 0,7∙10 6 LW 0,2∙10 6 LW 0,1∙10 6 LW Laufrichtung: ↓ Ra vorher = 0,24 µm Ra vorher = 0,16 µm Ra vorher = 0,17 µm Ra vorher = 0,16 µm Ra nacher = 0,19 µm Ra nacher = 0,16 µm Ra nacher = 0,12 µm Ra nacher = 0,10 µm Laufrichtung: ↓ Ra vorher = 0,01 µm Ra vorher = 0,01 µm Ra vorher = 0,01 µm Ra vorher = 0,01 µm Ra nacher = 0,02 µm Ra nacher = 0,04 µm Ra nacher = 0,05 µm Ra nacher = 0,03 µm Tabelle 5: Lichtmikroskopische Aufnahmen der Prüfscheibenlaufflächen vor und nach Versuch bei v ∑ = 4 m/ s; v g = 0,4 m/ s; F N = 3920 N (p H = 1043 N/ mm 2 ) Neuzustand Versuch 1 Versuch 2 Versuch 3 Versuch 4 2,2∙10 6 LW 0,7∙10 6 LW 0,2∙10 6 LW 0,1∙10 6 LW Tabelle 6: REM-Aufnahmen in der Mitte der Lauffläche der Sinterscheiben aus Tabelle 5 Sinterscheibe 1 mm 1 mm Stahlscheibe T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Mischschmierungszustände erwartet werden. Die Höhe der Reibungszahlen, sowie mikroskopische Aufnahmen der Laufflächen nach Versuchsende bestätigen dies. Eine Zuordnung der REM-Aufnahmen vor und nach dem Versuch mit der erreichten Laufzeit deutet auf einen Zusammenhang zwischen der Lebensdauer und dem Laufflächenzustand der Sinterscheiben bei Versuchsende hin. An dieser Stelle sollte der Vollständigkeit halber erwähnt sein, dass die REM-Bilder hinsichtlich Porenerkennung und nicht hinsichtlich Kontrast und Helligkeit optimiert sind. Die Lauffläche nach Versuch 1 in Tabelle 5 und Tabelle 6 zeigt im Vergleich zum Neuzustand nahezu keine signifikanten Änderungen. Dementgegen wird bei allen anderen Laufflächen nach Versuchsende eine größere Anzahl an Poren und eine Vergrößerung der Poren beobachtet. Der theoretischen Vorstellung nach kann eine Porenvergrößerung und eine Erhöhung der Porendichte einerseits den Schmierstoffaustritt erleichtern und damit den Schmierfilmaufbau begünstigen. Andererseits können vergrößerte Poren auf der Laufoberfläche den Schmierfilmaufbau auch negativ beeinflussen, da sich aufgrund der ständigen Störung des Schmierfilmaufbaus in Laufrichtung keine homogene hydrodynamische Tragkraft des Schmierfilms aufbauen kann. Die Untersuchungsergebnisse zeigen weiterhin, dass bei hochbelasteten Wälzkontakten mit schmierstoffgetränkten Sintermaterialien die Wechselwirkung zwischen Reibungszahl und Massentemperatur einen großen Einfluss auf das tribologische Systemverhalten hat. Diese gegenseitige Rückkopplung kann vor allem bei Versuch 2 in Bild 10 beobachtet werden. Zu den bekannten Einflüssen der Massentemperatur bei extern geschmierten hochbelasteten Wälzkontakten stellt die Massentemperatur bei getränkten Sintermaterialien zusätzlich einen maßgeblichen Einfluss auf die Schmierstoffversorgung durch Schmierstoffaustritt auf der Oberfläche dar. Bei selbstschmierenden Gleitlagern ist die Massentemperatur als lebensdauerbegrenzendes Kriterium bekannt [2]. Somit ist in diesem Zusammenhang auch bei hochbelasteten Kontakten von einem deutlichen Einfluss auf das Betriebsverhalten auszugehen. 7 Zusammenfassung und Ausblick Auf Basis der theoretischen Ergebnisse auf Grundlage einfacher Modellvorstellungen zum Schmierstoffaustritt aufgrund der Änderung von Temperatur und Last kann bei schmierstoffgetränkten hochbelasteten Wälzpaarungen ein geschmierter Wälzkontakt erwartet werden. Die Reibungszahl- und Massentemperaturmessungen bestätigen dies, jedoch zeigt sich selbst bei gleichen Betriebsbedingungen teils deutlich unterschiedliches Betriebsverhalten. Veränderungen der Porendichte und Porengröße auf der Lauffläche sowie die gegenseitige Rückkopplung zwischen der Reibungszahl und der Massentemperatur haben deutliche Auswirkungen auf das Betriebsverhalten. Die genauen Kriterien, wann sich welches Betriebsverhalten bei schmierstoffgetränkten Sintermaterialien in hochbelasteten Wälzkontakten einstellt, konnten bisher nicht identifiziert werden. Im weiteren Verlauf der Forschungsarbeiten werden die Ursachen, welche zu dem unterschiedlichen und labilen Betriebsverhalten der schmierstoffgetränkten hochbelasteten Wälzpaarungen führen, erforscht. Dazu wird der Einfluss der Porendichte und -größe auf den Schmierungszustand und Schmierfilmaufbau untersucht sowie Versuchsläufe bereits nach wenigen Lastwechseln gezielt unterbrochen und die Oberflächenzustände analysiert. Darüber hinaus werden Schmierstoffvariationen durchgeführt, um beispielsweise das Potential von Schmierstoffen mit niedrigeren Festkörperreibungszahlen zu nutzen. Lohner et. al [6] zeigen beispielsweise, dass durch eine Additivierung des Grundöls FVA3 mit PD-Additiven eine sehr viel niedrigere Festkörperreibungszahl erreicht werden kann. In diesem Zusammenhang wird auch die Bildung triboinduzierter Schichten und deren Einfluss untersucht. Danksagung Die vorliegenden Untersuchungen werden im Rahmen eines Reinhart-Koselleck-Projekts (HO1339/ 49-1) der DFG durchgeführt. Die Autoren möchten sich bei der DFG sowie bei der Fa. Miba aus Vorchdorf/ Österreich für die Förderung und Unterstützung bedanken. Literatur [1] Bartel, D.: Simulation von Tribosystemen. Vieweg+Teubner, Wiesbaden, 2009 [2] Bartz, W. J., Rübenbach, F.: Selbstschmierende und wartungsfreie Gleitlager. Expert Verlag Ehningen bei Böblingen, 1993. [3] DIN 30910 - Teil 4: Sintermetall - Werkstoff-Leistungsdatenblätter (WLB) - Teil 4: Sintermetalle für Formteile. Beuth Verlag Berlin, 2010 [4] Dowson, D; Higgison, G.R.: Elasto-Hydrodynamic Lubrication - The Fundamentals of Roller Gear Lubrication. Pergarnon Press Oxford, 1966 [5] Hochmann, M.: Zahnradtragfähigkeit bei Schmierung mit Getriebefließfetten. Diss. TU München, 2011 [6] Lohner, T.; Merz, R; Mayer, J.; Michaelis, K.; Kopnarski, M.; Stahl, K.: On the Effect of Plasitc Deformation (PD) Additives in Lubricants. Tribologie und Schmierungstechnik, 62. Jahrgang, 2015. [7] Manoylov, A.V.; Borodich, F. M.; Evans, H. P.: Modelling of elastic properties of sintered materials. Royal Society, 2013 [8] Mayer, J.: Einfluss der Oberfläche auf das Reibungsverhalten im EHD Kontakt. Diss. TU München, 2013 [9] Michaelis, K.: Die Integraltemperatur zur Beurteilung der Fresstragfähigkeit von Stirnradgetrieben. Diss. TU München, 1986 [10] Niemann, G; Winter, H.; Höhn, B.-R.: Maschinenelemente Band I: Konstruktion und Berechnung von Verbindungen, Wellen und Lagern; 4. Auflage, Springer-Verlag Berlin Heidelberg New York, 2005 [11] Pahl, W.; Goller, K.: Selbstschmierende Sintergleitlager. Tribologie und Schmierungstechnik, 60. Jahrgang, 2013 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 1 Indroduction Bioenergy will play a key role in achieving the mandatory EU target of 20 % renewable energy in 2020 set by the 31 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl. Ing. (FH) Christoph Schneidhofer Dipl. Ing. Manuel Dorfmeister, BSc. Dr. Nicole Dörr AC2T research GmbH, Wiener Neustadt, Austria In-line corrosion sensor for oil condition monitoring of biogas operated stationary engines C. Schneidhofer, M. Dorfmeister, N. Dörr* Eingereicht: 20. 6. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 20. 8. 2015 Die Versäuerung ist ein wichtiger Parameter bei der Bewertung des Ölzustands. Vor allem beim Betrieb von stationären Biogasmotoren ist die Versäuerung einer der Hauptindikatoren für die Veranlassung eines Ölwechsels. Neben einer beschleunigten Ölalterung können die gebildeten Säuren Korrosion an Motorteilen, z. B. Lager, hervorrufen. Demzufolge ist die Online-Überwachung der Versäuerung bzw. Korrosivität des Motoröls mit einem chemisch wirkenden Korrosionssensor zweckmäßig. Kernstück dieses Sensors ist eine Opferschicht aus einem definierten Material, welches vom Öl angegriffen wird, sobald dieses eine korrosive Wirkung gegenüber der Opferschicht entwickelt. Der Materialverlust infolge Korrosion wird mittels kapazitiv gekoppelter Ausleseelektroden laufend verfolgt. Das grundsätzliche Verhalten des Sensors wird anhand statischer Versuche in ausgewählten Modellölen mit typischen sauren Verbindungen diskutiert. Die Online-Anwendbarkeit wurde untersucht, indem der Korrosionssensor in einer Vorrichtung zur künstlichen Alterung von Ölen integriert wurde. Öldaten aus konventionellen Analysen von regelmäßig entnommenen Ölproben konnten mit den Änderungen des Sensorsignals korreliert werden. Ergebnisse aus Feldversuchen mit stationären Gasmotoren unterstreichen die Verwendbarkeit des Sensorkonzeptes. Sowohl bei der künstlichen Alterung als auch bei den Feldversuchen konnte gezeigt werden, dass der Beginn der Korrosion der Opferschicht mit einem kritischen Versäuerungsgrad korreliert und somit für die Anzeige eines Ölwechsels eingesetzt werden kann. Schlüsselwörter Korrosionssensor, Versäuerung, Ölzustandsüberwachung, Ölsensoren, künstliche Alterung, Gasmotor, Großmotor Acidification is a crucial parameter for the evaluation of the condition of lubricating oils, in particular in stationary engines driven by gaseous biofuels. Here, acidification is one of the main indicators for an oil change. Besides the effect of acceleration of oil degradation, acids formed can also cause corrosion on engine parts, e.g. bearings. For this reason, the online monitoring of the engine oil corrosiveness by means of a chemical corrosion sensor is useful. Core piece is the sacrificial layer prepared from a specific material, which will be attacked by the oil engine as soon as it develops substantial corrosiveness against the used material. The material loss due to corrosion is continuously measured by capacitive coupling of the readout electrodes. The fundamental response of the sensor signals to the respective oils was evaluated by static experiments in selected model oils containing typical acidic compounds. The online applicability was investigated by integrating the sensor system in an artificial alteration device. Thereby, laboratory analyses of periodically taken oil samples could be correlated to the changes in the sensor signals. The usefulness of the proposed sensor concept is also illustrated by results from sensor systems installed in stationary gas engines. In both laboratory artificial alteration and field experiments, the sensor signals showed that the initial time of corrosion can be correlated to a critical level of acidification and hence can be applied for the indication of an oil change. Keywords Corrosion sensor, acidification, oil condition monitoring, artificial alteration, gas engine, oil sensors, large engines Kurzfassung Abstract T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 renewable energy directive. Bioenergy currently covers more than 10 % of the final energy demand in Europe [1]. Biomass refers to renewable energy coming from biological material such as manure, organic waste, and plants. It is the largest and most important renewable energy option at present. The biogas sector has seen a rapid development in recent years and is continuing to grow. However, biogas engine operators suffer from high costs associated with maintenance due to the special chemical attack of the engine and engine oil stressed by the buildup of aggressive compounds formed by biogas combustion. Biofuels and their combustion products usually differ significantly in chemistry from fossil fuels resulting in interactions with oil additives that result in accelerated oil degradation and hence significantly shorter oil intervals [2]. Compared to conventional fuels, bio-fuelled engines are more severely exposed to an acidification of the lubricating oil and humidity increase. This results from the fact that biofuels often contain significantly higher amounts of contaminants, in particular sulphur compounds such as hydrogen sulphide, which are oxidised to give aggressive acidic compounds during combustion, thus contaminate the oil, and increase the danger of corrosion of engine parts [3, 4]. Therefore, the corrosion sensor [5-7] as part of a multiparameter oil condition monitoring system is proposed, able to measure the direct impact of the oil corrosiveness. Core piece of this sensor concept is a sacrificial layer prepared from a material which is exposed to the lubricant in application. Consequently, the sacrificial layer is also corroded once the lubricant develops significant acidification or corrosiveness, respectively. The material loss is monitored in form of the remaining area using capacitively coupled electrodes. In this contribution, the fundamental behaviour of the corrosion sensor based on experiments under static conditions using defined model oils containing base oil, acidic components and selected additives is reported. Furthermore, the sensor was evaluated in so-called artificial alteration experiments simulating the impact of biogas to engine oils for the lab-based evaluation of the online applicability of the proposed sensor concept. Results from the field evidence the usefulness of the proposed sensor. 2 Experimental setup 2.1 Corrosion sensor design Figure 1 shows the schematic setup of the corrosion sensor [7]. Main part of the proposed sensor is the sensing element that consists of a metal film - the sacrificial layer - deposited on an inert substrate. For these investigations, lead was applied with a thickness of 600 nm as material for the sacrificial layer. After fabrication, the metal films of the sensor were covered with a protective lacquer to avoid an undesired surface passivation by air during storage prior to use. For the implementation in corrosion experiments, a defined setup was fabricated consisting of the sensor body including the electrodes for the readout and a sensor cap for fixing the sacrificial element to the sensor body. An appropriate electronic measurement circuit which was directly connected to the readout electrodes evaluated the resonance frequency of the capacitive coupling between the electrodes and the metal film. Therefore, the output frequency is a parameter for the remaining area of the sacrificial layer. As parameter for the corrosiveness of the lubricant monitored, the initial time, i. e. onset of corrosion can be used representing the time when the sensor signal indicates that the remaining area of the sacrificial layers begins to decrease. 2.2 Static laboratory experiments For corrosion experiments under static conditions, substrates carrying the sacrificial layer were cleaned by a solvent to remove the protective layer. Afterwards, the dried substrate was mounted on the sensor base body and fixed with the sensor cap as shown in Figure 1. After these preparatory steps, the fully assembled sensor was immediately immersed into 40 mL of the oil sample in a hermetically Aus Wissenschaft und Forschung results from sensor systems installed in stationary gas engines. In both laboratory artificial alteration and field experiments, the sensor signals showed that the initial time of corrosion can be correlated to a critical level of acidification and hence can be applied for the indication of an oil change. Keywords Corrosion sensor, acidification, oil condition monitoring, artificial alteration, gas engine, oil sensors, large engines 1. Indroduction Bioenergy will play a key role in achieving the mandatory EU target of 20 % renewable energy in 2020, set by the renewable energy directive. Bioenergy currently covers more than 10 % of the final energy demand in Europe [1]. Biomass refers to renewable energy coming from biological material such as manure, organic waste, and plants. It is the largest and most important renewable energy option at present. The biogas sector has seen a rapid development in recent years and continues to grow. However, biogas engine operators suffer from high costs associated with maintenance due to the special chemical attack of the engine and engine oil stressed by the buildup of aggressive compounds formed by biogas combustion. Biofuels and their combustion products usually differ significantly in chemistry from fossil fuels resulting in interactions with oil additives that result in accelerated oil degradation and hence significantly shorter oil intervals [2]. Compared to conventional fuels, bio-fuelled engines are more severely exposed to an acidification of the lubricating oil and humidity increase. This results from the fact that biofuels often contain significantly higher amounts of contaminants, in particular sulfur compounds such as hydrogen sulfide, which are oxidised to give aggressive acidic compounds during combustion, thus contaminate the oil, and increase the danger of corrosion of engine parts [3, 4]. Therefore, the corrosion sensor [5-7] as part of a multiparameter oil condition monitoring system is proposed, able to measure the direct impact of the oil corrosiveness. Core piece of this sensor concept is a sacrificial layer prepared from a material which is exposed to the lubricant in application. Consequently, the sacrificial layer is also corroded once the lubricant develops significant acidification or corrosiveness, respectively. The material loss is monitored in form of the remaining area using capacitively coupled electrodes. In this contribution, the fundamental behaviour of the corrosion sensor based on experiments under static conditions using defined model oils containing base oil, acidic components and selected additives is reported. Furthermore, the sensor was evaluated in so-called artificial alteration experiments simulating the impact of biogas to engine oils for the lab-based evaluation of the online applicability of the proposed sensor concept. Results from the field evidence the usefulness of the proposed sensor. 2. Experimental setup 2.1. Corrosion sensor design Figure 1 shows the schematic setup of the corrosion sensor [7]. Main part of the proposed sensor is the sensing element that consists of a metal film - the sacrificial layer - deposited on an inert substrate. For these investigations, lead was applied with a thickness of 600 nm as material for the sacrificial layer. After fabrication, the metal films of the sensor were covered with a protective lacquer to avoid an undesired surface passivation by air during storage prior to use. metal film oil substrate readout electrodes sensor body sensor cap Figure 1: Schematic setup of the corrosion sensor modified from [7] For the implementation in corrosion experiments, a defined setup was fabricated consisting of the sensor body including the electrodes for the readout and a sensor cap for fixing the sacrificial element to the sensor body. An appropriate electronic measurement circuit which was directly connected to the readout electrodes evaluated the resonance frequency of the capacitive coupling Figure 1: Schematic setup of the corrosion sensor modified from [7] T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 sealed vessel. In such a vessel, a further chemical alteration of the oil was prevented and hence allowed constant, i. e. static, conditions. The assembled test units were kept at 120 °C to monitor the corrosion process at an elevated rate. The chosen elevated temperature accelerated the corrosion process due to a higher rate of the chemical reactions initiated. Under these conditions, the corrosion process of the sacrificial layer mainly depends on the current corrosiveness of the oil sample: the sacrificial layer corrodes faster in more corrosive oils. In the event that no corrosion of the sacrificial layer could be observed after 120 hours, the experiment was aborted and consequently the oil investigated was classified as non-corrosive. The behaviour of the corrosion sensor was determined with a series of defined model oils containing acidic compounds and selected additives. Table 1 lists the oil samples used for these investigations. form about the oil performance. Most standards examine the thermal-oxidative stability of oils by exposing the lubricant to elevated temperatures and oxygen from air e. g. ASTM D4871 [8] or DIN 51352 [9]. Based on the existing methods, an adapted alteration method was used to simulate oil life cycles in gas engines. Therefore, the lubricant was deteriorated at elevated temperature - in this case 160 °C - in a defined vessel able to blow gas into the oil. Additionally, a fixation was used to implement the corrosion sensor setup in the artificial alteration device. In order to simulate the impact of different fuel qualities on lubricant degradation, two different alteration methods were applied. In the first method, air was blown through the lubricant at a rate of 10 L/ h. This method denoted with “air” simulates mild conditions in an engine, i. e. the operation with natural gas which is almost free from contaminants forming aggressive compounds. The conditions for the second method called “biogas” were based on the “air” method and adjusted to simulate the impact of biogas causing accelerated oil degradation. A commonly available gas engine oil was artificially altered under these conditions for around 120 h applying both methods. For monitoring the trend of oil degradation during the alteration procedure, oil samples were periodically taken and analysed in the laboratory. Among others, total base number (TBN) according to DIN ISO 3771 [10] and acid number (AN) according to DIN 51558-1 [11] were determined. TBN indicates the amount of bases, i. e. base reserve, in an oil possible to neutralise acidic components taken up or formed upon lubricant degradation whereas AN refers to the amount of acidic components in an oil. 2.4 Field test In order to evaluate the corrosion sensor under real conditions, the sensor was integrated in the oil circulation system of a stationary gas engine driven with biogas from a wood gasification facility [12]. The sensor signals were recorded every minute. The operating temperature of the engine oil at the sensor position was approximately 80 °C. During the field test, two complete oil life cycles were monitored including the sensor. Furthermore, the gas engine was operated with two different oil types. The gas engine oil used in the first cycle was also selected for artificial alteration in the laboratory. During the observation period, oil samples were taken every 250 operating hours (OH) for the first cycle and every 100 OH for the second, respectively, to carry out reference measurements in the laboratory. 33 Aus Wissenschaft und Forschung Table 1: Model oils for static experiments sample no. oil type base oil + M1 1 mg/ g long chain length organic acid base oil + M2 2.0 % detergent + 1 mg/ g long chain length organic acid base oil + M3 2.0 % detergent + 5 mg/ g long chain length organic acid base oil + M4 0.5 % antioxidant + 1 mg/ g long chain length organic acid 2.3 Artificial oil alteration The online applicability was found out by the integration of the corrosion sensor in an in-house artificial alteration apparatus. This lab-based apparatus is specifically designed for the simulation of the impact of biogases on lubricants during application. Artificial alteration means the application of elevated stress conditions to the oil sample to accelerate oil degradation in a short-term scale. Nevertheless, an artificial alteration procedure should remain as close to reality as possible. This way, the quality of lubricants under specific operating conditions and the usefulness of sensor systems for particular applications can be investigated without the need to perform time-consuming and expensive field tests. Currently used standardised methods for the artificial alteration of engine oils evaluate various parameters to in- T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 3 Results and discussion 3.1 Evaluation of static experiments In static laboratory experiments, the sensors were immersed in defined model oils. These model oils contained acidic compounds as well as additives to evaluate the interaction of additives and acids. The results (Figure 2) from static corrosion experiments clearly showed that the model oil containing antioxidant and acids (M4) corrodes nearly identically than the model oil containing only the acidic component (M1). It can be concluded that the antioxidant does not influence the corrosion process which was only determined by the acidic component. Thus, the antioxidant is not able to prevent the metal film from corrosion and consequently it cannot neutralise the acid in the oil. The experiments with detergent and a low amount of acid (M2) showed no significant corrosive attack to the metal film during the entire experiment. In this case, the detergent was able to neutralise the acidic component and/ or to protect the surface against corrosion. The experiment with large amounts of acid (M3) showed a negligible corrosive attack to the metal film for about 50 hours followed by a slow steady decrease of the remaining area. The observed behaviour showed, that the detergent was not able to neutralise the total amount of acidic component. Therefore, a small quantity of reactive substances left, which induced slight corrosion of the sacrificial layer. 3.2 Results from artificial alteration The trends of laboratory analyses of TBN and AN of oil samples regularly taken during artificial alteration are shown in Figure 3. It can be clearly seen that more pronounced oil degradation took place by using the artificial alteration method “biogas” compared to “air”. Such behaviour in “biogas” is expressed by rapid TBN decrease as well as high increase of AN in comparison to “air”. Conventional limits for gas engine oils exemplarily applied to TBN and AN recommend an oil change when base reserve consumption reaches half of the TBN of the fresh oil and AN increases by 2.5 mg KOH/ g in comparison to the fresh oil, respectively [13]. With “biogas”, these limits were reached after around 30 hours of artificial alteration for TBN and then a few hours later for AN, respectively. In the case of “air”, the limits were not reached till the end of the experiments. By looking at the sensor signals recorded during artificial alteration of the gas engine oil, an obvious shorter initial time of corrosion of about 20 hours with “biogas” can be seen in comparison to “air” causing an initial time of corrosion of about 70 hours (Figure 4). Until the initial time of corrosion, the recorded signal is almost stable showing that the sacrificial layer is not substantially corroded so far. After the initial time of corrosion, the signal for the remaining area decreases rapidly due to corrosive attack of the sacrificial layer of the sensor until the entire metal film is corroded. Aus Wissenschaft und Forschung denoted with “air” simulates mild conditions in an engine, i.e. the operation with natural gas which is almost free from contaminants forming aggressive compounds. The conditions for the second method called “biogas” were based on the “air” method and adjusted to simulate the impact of biogas causing accelerated oil degradation. A commonly available gas engine oil was artificially altered under these conditions for around 120 h applying both methods. For monitoring the trend of oil degradation during the alteration procedure, oil samples were periodically taken and analysed in the laboratory. Among others, total base number (TBN) according to DIN ISO 3771 [10] and acid number (AN) according to DIN 51558-1 [11] were determined. TBN indicates the amount of bases, i.e. base reserve, in an oil possible to neutralise acidic components taken up or formed upon lubricant degradation whereas AN refers to the amount of acidic components in an oil. 2.4. Field test In order to evaluate the corrosion sensor under real conditions, the sensor was integrated in the oil circulation system of a stationary gas engine driven with biogas from a wood gasification facility [12]. The sensor signals were recorded every minute. The operating temperature of the engine oil at the sensor position was approximately 80 °C. During the field test, two complete oil life cycles were monitored including the sensor. Furthermore, the gas engine was operated with two different oil types. The gas engine oil used in the first cycle was also selected for artificial alteration in the laboratory. During the observation period, oil samples were taken every 250 operating hours (OH) for the first cycle and every 100 OH for the second, respectively, to carry out reference measurements in the laboratory. 3. Results and discussion 3.1. Evaluation of static experiments In static laboratory experiments, the sensors were immersed in defined model oils. These model oils contained acidic compounds as well as additives to evaluate the interaction of additives and acids. The results (Figure 2) from static corrosion experiments clearly showed that the model oil containing antioxidant and acids (M4) corrodes nearly identically than the model oil containing only the acidic component (M1). It can be concluded that the antioxidant does not influence the corrosion process which was only determined by the acidic component. Thus, the antioxidant is not able to prevent the metal film from corrosion and consequently it cannot neutralise the acid in the oil. 0 20 40 60 80 100 0 20 40 60 80 100 120 140 experimental time [h] sensor signal remaining area [%] M1 M2 M3 M4 Figure 2: Corrosion experiments performed under static conditions with model oils containing additives and acidic compounds The experiments with detergent and a low amount of acid (M2) showed no significant corrosive attack to the metal film during the entire experiment. In this case, the detergent was able to neutralise the acidic component and/ or to protect the surface against corrosion. The experiment with large amounts of acid (M3) showed a negligible corrosive attack to the metal film for about 50 hours followed by a slow steady decrease of the remaining area. The observed behaviour showed that the detergent was not able to neutralise the total amount of acidic component and therefore a small quantity of reactive substances left which induced slight corrosion of the sacrificial layer. 3.2. Results from artificial alteration The trends of laboratory analyses of TBN and AN of oil samples regularly taken during artificial alteration are shown in Figure 3. It can be clearly seen that more pronounced oil degradation took place by using the artificial alteration method “biogas” compared to “air”. Such behaviour in “biogas” is expressed by rapid TBN decrease as well as high increase of AN in comparison to “air”. Conventional limits for gas engine oils exemplarily applied to TBN and AN recommend an oil change when base reserve consumption reaches half of the TBN of the fresh oil and AN increases by 2.5 mg KOH/ g in comparison to the fresh oil, respectively [13]. With “biogas”, these limits were reached after around 30 hours of artificial Figure 2: Corrosion experiments performed under static conditions with model oils containing additives and acidic compounds alteration for TBN and then a few hours later for AN, respectively. In the case of “air”, the limits were not reached till the end of the experiments. 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0 20 40 60 80 100 120 TBN or AN [mg KOH/ g] alteration time [h] TBN biogas AN biogas TBN air AN air Figure 3: Trend of TBN and AN during artificial alteration with “biogas” and “air” method By looking at the sensor signals recorded during artificial alteration of the gas engine oil, an obvious shorter initial time of corrosion of about 20 hours with “biogas” can be seen in comparison to “air” causing an initial time of corrosion of about 70 hours (Figure 4). Until the initial time of corrosion, the recorded signal is almost stable showing that the sacrificial layer is not substantially corroded so far. After the initial time of corrosion, the signal for the remaining area decreases rapidly due to corrosive attack of the sacrificial layer of the sensor until the entire metal film is corroded. 0 20 40 60 80 100 Figure 4: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during artificial alteration by “air” and “biogas” method At the initial time of the corrosion with both alteration methods, the oils showed an acidification (AN) of 2 to 2.5 mg KOH/ g and a base reserve (TBN) of about 6 to 7 mg KOH/ g. These results give evidence that the sensor is sensitive to a certain oil condition reached after a defined stress level independent from the time needed to achieve this condition. In other words, the sensor is capable of condition monitoring of engine oils run with different fuel qualities. An additional correlation with data from laboratory analysis is done in chapter 3.4. 3.3. Results from field tests The usefulness of the proposed sensor concept is also illustrated by results determined by online condition monitoring in stationary gas engines. Figure 5 shows the trend of the sensor signal of a sensor system implemented into a gas engine driven with wood gas during two oil life cycles. It is noticed that the trends depicted include only periods with running engine. Nonoperating periods are not considered here. 0 20 40 60 80 100 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 Figure 5: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during the field tests At the first cycle after about 1300 OH, a significant decrease of the sensor signal due to corrosion of the sacrificial layer was observed. The entire metal film was corroded after about 2200 OH. Before the onset of corrosion after 1300 OH, the sensor showed an almost constant signal, i.e. base signal, as no significant corrosive attack to the sacrificial layer occurred. At the initial time of corrosion, the oil was characterised by an acidification of about 2 mg KOH/ g and a TBN of about 7 mg KOH/ g. This critical oil condition was also detected during artificial alteration (see 3.2.). At the second oil cycle, the initial time of corrosion appeared clearly earlier. Here, the corrosion process started after around 400 OH which is mainly attributed to the fact that another gas engine oil was used in this oil life cycle. According to the results, it is concluded that this oil has a lower quality than that used in the first oil life cycle. Figure 3: Trend of TBN and AN during artificial alteration with “biogas” and “air” method T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 At the initial time of the corrosion with both alteration methods, the oils showed an acidification (AN) of 2 to 2.5 mg KOH/ g and a base reserve (TBN) of about 6 to 7 mg KOH/ g. These results give evidence that the sensor is sensitive to a certain oil condition reached after a defined stress level independent from the time needed to achieve this condition. In other words, the sensor is capable of condition monitoring of engine oils run with different fuel qualities. An additional correlation with data from laboratory analysis is done in chapter 3.4. 3.3 Results from field tests The usefulness of the proposed sensor concept is also illustrated by results determined by online condition monitoring in stationary gas engines. Figure 5 shows the trend of the sensor signal of a sensor system implemented into a gas engine driven with wood gas during two oil life cycles. It is noticed that the trends depicted include only periods with running engine. Non-operating periods are not considered here. At the first cycle after about 1300 OH, a significant decrease of the sensor signal due to corrosion of the sacrificial layer was observed. The entire metal film was corroded after about 2200 OH. Before the onset of corrosion after 1300 OH, the sensor showed an almost constant signal, i. e. base signal, as no significant corrosive attack to the sacrificial layer occurred. At the initial time of corrosion, the oil was characterised by an acidification of about 2 mg KOH/ g and a TBN of about 7 mg KOH/ g. This critical oil condition was also detected during artificial alteration (see 3.2). At the second oil cycle, the initial time of corrosion appeared clearly earlier. Here, the corrosion process started after around 400 OH which is mainly attributed to the fact that another gas engine oil was used in this oil life cycle. According to the results, it is concluded that this oil has a lower quality than that used in the first oil life cycle. 3.4 Sensor signals compared to laboratory analyses The results from the experiments under static conditions (see 3.1) clearly showed that the metal film of the sensor is sensitive to the amount of acidic components in the oil. If there are free reactive molecules which cannot be neutralised by the oil, the sacrificial layer is corroded according to the rule of thumb: the higher the amount of acid the faster the corrosion process. The results obtained from the artificial alteration and field operations suggest that the corrosion process starts at a critical amount of acid in the oil. For the correlation with data from laboratory analysis, the sensor signals at the time of sampling were extracted and compared with the conventional oil parameters AN and TBN determined in the laboratory. As the different types of gas engine oils used showed different initial 35 Aus Wissenschaft und Forschung alteration for TBN and then a few hours later for AN, respectively. In the case of “air”, the limits were not reached till the end of the experiments. Figure 3: Trend of TBN and AN during artificial alteration with “biogas” and “air” method By looking at the sensor signals recorded during artificial alteration of the gas engine oil, an obvious shorter initial time of corrosion of about 20 hours with “biogas” can be seen in comparison to “air” causing an initial time of corrosion of about 70 hours (Figure 4). Until the initial time of corrosion, the recorded signal is almost stable showing that the sacrificial layer is not substantially corroded so far. After the initial time of corrosion, the signal for the remaining area decreases rapidly due to corrosive attack of the sacrificial layer of the sensor until the entire metal film is corroded. 0 20 40 60 80 100 0 20 40 60 80 100 120 alteration time [h] sensor signal remaining area [%] air biogas Figure 4: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during artificial alteration by “air” and “biogas” method At the initial time of the corrosion with both alteration methods, the oils showed an acidification (AN) of 2 to 2.5 mg KOH/ g and a base reserve (TBN) of about 6 to 7 mg KOH/ g. These results give evidence that the sensor is sensitive to a certain oil condition reached after a defined stress level independent from the time needed to achieve this condition. In other words, the sensor is capable of condition monitoring of engine oils run with different fuel qualities. An additional correlation with data from laboratory analysis is done in chapter 3.4. 3.3. Results from field tests The usefulness of the proposed sensor concept is also illustrated by results determined by online condition monitoring in stationary gas engines. Figure 5 shows the trend of the sensor signal of a sensor system implemented into a gas engine driven with wood gas during two oil life cycles. It is noticed that the trends depicted include only periods with running engine. Nonoperating periods are not considered here. 0 20 40 60 80 100 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 Figure 5: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during the field tests At the first cycle after about 1300 OH, a significant decrease of the sensor signal due to corrosion of the sacrificial layer was observed. The entire metal film was corroded after about 2200 OH. Before the onset of corrosion after 1300 OH, the sensor showed an almost constant signal, i.e. base signal, as no significant corrosive attack to the sacrificial layer occurred. At the initial time of corrosion, the oil was characterised by an acidification of about 2 mg KOH/ g and a TBN of about 7 mg KOH/ g. This critical oil condition was also detected during artificial alteration (see 3.2.). At the second oil cycle, the initial time of corrosion appeared clearly earlier. Here, the corrosion process started after around 400 OH which is mainly attributed to the fact that another gas engine oil was used in this oil life cycle. According to the results, it is concluded that this oil has a lower quality than that used in the first oil life cycle. Figure 4: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during artificial alteration by “air” and “biogas” method alteration for TBN and then a few hours later for AN, respectively. In the case of “air”, the limits were not reached till the end of the experiments. Figure 3: Trend of TBN and AN during artificial alteration with “biogas” and “air” method By looking at the sensor signals recorded during artificial alteration of the gas engine oil, an obvious shorter initial time of corrosion of about 20 hours with “biogas” can be seen in comparison to “air” causing an initial time of corrosion of about 70 hours (Figure 4). Until the initial time of corrosion, the recorded signal is almost stable showing that the sacrificial layer is not substantially corroded so far. After the initial time of corrosion, the signal for the remaining area decreases rapidly due to corrosive attack of the sacrificial layer of the sensor until the entire metal film is corroded. 0 20 40 60 80 100 Figure 4: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during artificial alteration by “air” and “biogas” method At the initial time of the corrosion with both alteration methods, the oils showed an acidification (AN) of 2 to 2.5 mg KOH/ g and a base reserve (TBN) of about 6 to 7 mg KOH/ g. These results give evidence that the sensor is sensitive to a certain oil condition reached after a defined stress level independent from the time needed to achieve this condition. In other words, the sensor is capable of condition monitoring of engine oils run with different fuel qualities. An additional correlation with data from laboratory analysis is done in chapter 3.4. 3.3. Results from field tests The usefulness of the proposed sensor concept is also illustrated by results determined by online condition monitoring in stationary gas engines. Figure 5 shows the trend of the sensor signal of a sensor system implemented into a gas engine driven with wood gas during two oil life cycles. It is noticed that the trends depicted include only periods with running engine. Nonoperating periods are not considered here. 0 20 40 60 80 100 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 operating hours [OH] sensor signal remaining area [%] field cycle 1 field cycle 2 Figure 5: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during the field tests At the first cycle after about 1300 OH, a significant decrease of the sensor signal due to corrosion of the sacrificial layer was observed. The entire metal film was corroded after about 2200 OH. Before the onset of corrosion after 1300 OH, the sensor showed an almost constant signal, i.e. base signal, as no significant corrosive attack to the sacrificial layer occurred. At the initial time of corrosion, the oil was characterised by an acidification of about 2 mg KOH/ g and a TBN of about 7 mg KOH/ g. This critical oil condition was also detected during artificial alteration (see 3.2.). At the second oil cycle, the initial time of corrosion appeared clearly earlier. Here, the corrosion process started after around 400 OH which is mainly attributed to the fact that another gas engine oil was used in this oil life cycle. According to the results, it is concluded that this oil has a lower quality than that used in the first oil life cycle. Figure 5: Trend of the sensor signal expressed as remaining area during the field tests T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 35 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 AN and TBN values, only the changes of these oil properties are compared. It can be seen in Figure 6 that the critical amount of acid is equal to an increase of AN of about 0.5 to 1.0 mg KOH/ g for both gas engine oils under all conditions applied, either laboratory artificial alteration or field tests. The correlation of the sensor signal with the consumption of the base reserve (Figure 7) showed a similar behaviour as identified for acidification: a critical consumption of about 2 mg KOH/ g was observed for the gas engine oils selected. It has to be pointed out that a dependence of the critical values for acidification and base reserve on the composition of the engine oil, i. e. base oil and additives, may occur. That is why the initial time of corrosion of the sacrificial layer could vary. Consequently, it is important to know the critical initial time for a proper interpretation of the sensor signal enabling a proper decision on the optimal time for an oil change. The method of artificial alteration described has proven to be a valuable tool for a rapid but close-to-reality evaluation of the initial time as the same critical values for AN and TBN for both artificial alteration methods and the field operation were observed. The knowledge of the initial time of corrosion can be used as pre-warning for a critical amount of oil acidification reached. The end point of the corrosion of the metal film can be equalised with the time of the oil change when considering following aspects: proper adaptation of the thickness of the sacrificial layer, operating temperature and knowledge about engine behaviour. 4 Summary and conclusions A corrosion sensor measuring the corrosiveness of gas engine oils was proposed as acidification or corrosiveness, respectively, is a crucial parameter in the operation of gas engines driven with biofuels. Therefore, a sacrificial layer was exposed to the lubricant and the material loss was monitored. Static laboratory experiments with defined model oils showed that the sacrificial layer is sensitive to the active acidic compounds in the oil. Accordingly, it is essential whether the additives can neutralise the acidic compound or not. The sensor was evaluated by artificial alteration using two methods: one simulated mild conditions (“air”) in a gas engine, e. g. driven with natural gas, and the second harsh conditions caused by a non-purified or insufficiently purified biogas (“biogas”). The results from the sensor signals clearly showed higher corrosiveness of Aus Wissenschaft und Forschung 3.4. Sensor signals compared to laboratory analyses The results from the experiments under static conditions (see 3.1.) clearly showed that the metal film of the sensor is sensitive to the amount of acidic components in the oil. If there are free reactive molecules which cannot be neutralised by the oil, the sacrificial layer is corroded according to the rule of thumb: the higher the amount of acid the faster the corrosion process. The results obtained from the artificial alteration and field operations suggest that the corrosion process starts at a critical amount of acid in the oil. For the correlation with data from laboratory analysis, the sensor signals at the time of sampling were extracted and compared with the conventional oil parameters AN and TBN determined in the laboratory. As the different types of gas engine oils used showed different initial AN and TBN values, only the changes of these oil properties are compared. It can be seen in Figure 6 that the critical amount of acid is equal to an increase of the AN of about 0.5 to 1.0 mg KOH/ g for both gas engine oils and under all conditions applied, either laboratory artificial alteration or field tests. 0 20 40 60 80 100 0 1 2 3 4 Δ AN [mg KOH/ g] sensor signal remaining area [%] field cycle 1 field cycle 2 AA-biogas AA-air Figure 6: Correlation of the sensor signal with change in AN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) The correlation of the sensor signal with the consumption of the base reserve (Figure 7) showed a similar behaviour as identified for acidification: a critical consumption of about 2 mg KOH/ g was observed for the gas engine oils selected. 0 20 40 60 80 100 Figure 7: Correlation of the sensor signal with change in TBN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) It has to be pointed out that a dependence of the critical values for acidification and base reserve on the composition of the engine oil, i.e. base oil and additives, may occur. That is why the initial time of corrosion of the sacrificial layer could vary. Consequently, it is important to know the critical initial time for a proper interpretation of the sensor signal enabling a proper decision on the optimal time for an oil change. The method of artificial alteration described has proven to be a valuable tool for a rapid but close-to-reality evaluation of the initial time as the same critical values for AN and TBN for both artificial alteration methods and the field operation was observed. The knowledge of the initial time of corrosion can be used as pre-warning for a critical amount of oil acidification reached. The end point of the corrosion of the metal film can be equalized with the time of the oil change when considering following aspects: proper adaptation of the thickness of the sacrificial layer, operating temperature and knowledge about engine behaviour. 4. Summary and conclusions A corrosion sensor measuring the corrosiveness of gas engine oils was proposed as acidification or corrosiveness, respectively, is a crucial parameter in the operation of gas engines driven with biofuels. Therefore, a sacrificial layer was exposed to the lubricant and the material loss was monitored. Static laboratory experiments with defined model oils showed that the sacrificial layer is sensitive to the active acidic compounds in the oil. Accordingly, it is essential whether the additives can neutralise the acidic compound or not. Figure 6: Correlation of the sensor signal with change in AN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) 3.4. Sensor signals compared to laboratory analyses The results from the experiments under static conditions (see 3.1.) clearly showed that the metal film of the sensor is sensitive to the amount of acidic components in the oil. If there are free reactive molecules which cannot be neutralised by the oil, the sacrificial layer is corroded according to the rule of thumb: the higher the amount of acid the faster the corrosion process. The results obtained from the artificial alteration and field operations suggest that the corrosion process starts at a critical amount of acid in the oil. For the correlation with data from laboratory analysis, the sensor signals at the time of sampling were extracted and compared with the conventional oil parameters AN and TBN determined in the laboratory. As the different types of gas engine oils used showed different initial AN and TBN values, only the changes of these oil properties are compared. It can be seen in Figure 6 that the critical amount of acid is equal to an increase of the AN of about 0.5 to 1.0 mg KOH/ g for both gas engine oils and under all conditions applied, either laboratory artificial alteration or field tests. 0 20 40 60 80 100 0 1 2 3 4 Figure 6: Correlation of the sensor signal with change in AN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) The correlation of the sensor signal with the consumption of the base reserve (Figure 7) showed a similar behaviour as identified for acidification: a critical consumption of about 2 mg KOH/ g was observed for the gas engine oils selected. 0 20 40 60 80 100 0 1 2 3 4 5 6 Δ TBN [mg KOH/ g] sensor signal remaining area [%] field cycle 1 field cycle 2 AA-biogas AA-air Figure 7: Correlation of the sensor signal with change in TBN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) It has to be pointed out that a dependence of the critical values for acidification and base reserve on the composition of the engine oil, i.e. base oil and additives, may occur. That is why the initial time of corrosion of the sacrificial layer could vary. Consequently, it is important to know the critical initial time for a proper interpretation of the sensor signal enabling a proper decision on the optimal time for an oil change. The method of artificial alteration described has proven to be a valuable tool for a rapid but close-to-reality evaluation of the initial time as the same critical values for AN and TBN for both artificial alteration methods and the field operation was observed. The knowledge of the initial time of corrosion can be used as pre-warning for a critical amount of oil acidification reached. The end point of the corrosion of the metal film can be equalized with the time of the oil change when considering following aspects: proper adaptation of the thickness of the sacrificial layer, operating temperature and knowledge about engine behaviour. 4. Summary and conclusions A corrosion sensor measuring the corrosiveness of gas engine oils was proposed as acidification or corrosiveness, respectively, is a crucial parameter in the operation of gas engines driven with biofuels. Therefore, a sacrificial layer was exposed to the lubricant and the material loss was monitored. Static laboratory experiments with defined model oils showed that the sacrificial layer is sensitive to the active acidic compounds in the oil. Accordingly, it is essential whether the additives can neutralise the acidic compound or not. Figure 7: Correlation of the sensor signal with change in TBN of artificially altered oils (AA-air and AA-biogas) as well as field samples (field cycle 1 and field cycle 2) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. 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In field operation, the sensor demonstrated the usefulness and applicability of the corrosion sensor. Both artificial alterations and field tests revealed that the sacrificial layer started to corrode at the same critical amount of acidification. Laboratory analyses confirmed that the initial time of corrosion happens at an increase of AN of about 0.5 to 1 mg KOH/ g in comparison to the fresh oil. This can be also correlated to a consumption of the base reserve (TBN) of about 2 mg KOH/ g. The findings demonstrate that the proposed sensor for oil corrosiveness has a sufficient and reproducible sensitivity useful for online oil condition monitoring in engines as pre-warning system. The choice of the sacrificial material and thickness of the metal layer mainly depends on the specific application determined by fuel quality and oil type. 5 Acknowledgement This work was funded by the Austrian COMET Program (Project K2 XTribology, Grant No. 849109), the European Union’s Seventh Framework Programme (FP7/ 2007-2013, Grant Agreement No. 606080, “CondiMon”, http: / / condimon.eu/ ), and was carried out at the Excellence Centre of Tribology (AC2T research GmbH). Parts of this publication were firstly published in reference [7]. References [1] EU tracking roadmap 2015, June 15, 2015, available from: http: / / www.keepontrack.eu/ contents/ publicationseutrackingroadmap/ eu_roadmap_2015.pdf [2] Luther, R.: “Alternative fuels from the engine lubrication point of view”, MTZ worldwide Edition, 2008-03 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 74). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis 38 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 * Dr. Andreas Kailer, Christian Dold, Fraunhofer IWM, Freiburg Dr. Thomas Schubert, Dr. Maria Ahrens Iolitec GmbH, Heilbronn Dr. Philipp Altmann, Dr. Stefan Grundei, Dr. Claus Enekes, Klüber Lubrication München SE & Co. KG München Elektrisch leitfähige Schmierstoffe für adaptive Tribosysteme - Synthese und tribologisches Verhalten unter dem Einfluss von elektrischen Potenzialen A. Kailer, C. Dold, T. Schubert, M. Ahrens, P. Altmann, S. Grundei, C. Enekes* Elektrisch leitfähige Schmierstoffe bieten eine Reihe von Vorteilen für verschiedenste Einsatzbereiche. Am offensichtlichsten ist hierbei die Möglichkeit der Vermeidung von Elektropitting, verursacht durch elektrische Entladungen zwischen Lager-Laufflächen. Ein weiterer interessanter Ansatz besteht in der Nutzung elektrisch leitfähiger Schmierstoffe für adaptive Tribosysteme, in denen die Beeinflussung tribochemischer Vorgänge durch elektrische Oberflächenpotenziale zur stark verbesserten Reibungs- und Verschleißeigenschaften führen kann. Ziele der Arbeiten waren die Entwicklung elektrisch leitfähiger Schmierstoffe mit Hilfe von ionischen Flüssigkeiten und dieAbleitung von Konzepten zu deren Nutzung in tribologischen Anwendungen. In diesem Beitrag werden zunächst die Entwicklungsarbeiten zur Synthese geeigneter ionischer Flüssigkeiten und Schmierstoffe präsentiert. Im Vordergrund steht dabei die Entwicklung toxikologisch unbedenklicher Substanzen, die mit Ölen gut mischbar sind und nicht korrosiv auf Metalloberflächen einwirken. Hauptsächlich wurden dafür Phosphonium-basierte ionische Flüssigkeiten synthetisiert. Außerdem werden Ergebnisse zur tribologischen Untersuchung leitfähiger Schmierstoffe unter elektrischen Potenzialen vorgestellt, die zeigen, dass in einfachen Gleitreibungsexperimenten (Stift-Scheibe, Kugel-Scheibe, SRV) sowohl Reibung als auch Verschleiß sehr deutlich beeinflusst werden können. Untersucht wurden sowohl reine ionische Flüssigkeiten als auch Mischungen mit Ölen. Es werden auch die relevanten Mechanismen (Adsorption, Chemisorption, tribochemische Reaktionen, elektrokinetische Effekte) vorgestellt und diskutiert. Die Untersuchung von elektrisch leitfähigen Schmierstoffen zur Vermeidung elektrischer Aufladungen in Lagern sowie deren Nutzung für elektrochemisch beeinflussbare Wälzlager ist Gegenstand weiterer Untersuchungen [1]. Schlüsselwörter Ionische Flüssigkeiten, Mischungen, Reibung, Verschleiß, Elektrisches Potenzial, Leitfähigkeit Electrically conductive lubricants offer a variety of benefits for both automotive applications and in the fields of power generation and industrial manufacturing technology. One obvious advantage is their possibility to avoid electric discharges that lead to bearing failures. A further idea is to use the electrical conductivity for the development of functional tribological systems, in which friction, wear and rolling contact fatigue may be influenced by electric fields or electric potentials. The aim of the present project was to develop electrically more conductive lubricants on the basis of ionic liquid additives and to evaluate their potential benefits for different applications. In this paper, we present a selection of results on the synthesis of ionic liquids and electrically conductive lubricants, which need to be non-toxic, miscible and non-corrosive. Moreover results of the investigation of electrically conductive lubricants under the influence of electric potentials are included. They show that electrochemical effects have a significant influence on friction and wear. The investigation of electrically conductive lubricants for bearings is reported in a separate publication [1]. Keywords Ionic liquids, mixtures, friction, wear, electric potential, conductivity Kurzfassung Abstract 1 Einleitung und Ziele Um die Reibungs- und Verschleißeigenschaften tribologischer Systeme zu verbessern, werden Additive in Schmierstoffen verwendet. Neuartige ionische Flüssigkeiten T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis (ILs) sind für diese Zwecke sehr geeignet [2,3]. Nicht zuletzt durch ihre außergewöhnlichen physikalisch-chemischen Eigenschaften, wie niedriger Dampfdruck, hohe thermische und chemische Stabilität, Mischbarkeit mit Ölen, ist den ILs ein hohes Einsatzpotenzial zuzuschreiben. Ihre elektrische Leitfähigkeit, aufgrund des ionischen Charakters, bietet die Möglichkeit einer aktiven externen elektrischen Beeinflussung, um ein intelligentes tribologisches System zu generieren. Anwendungen, in denen diese Eigenschaften vorteilhaft zur Anwendung kommen könnten, sind z. B. Wälz- und Gleitlagerungen. So erzielte Reibungs- und Verschleißvorteile können zu einer erhöhten Lebensdauer der Systeme führen. Im Rahmen des vom BMBF geförderten Projekts „SchmiRmaL - Schaltbare, intelligente Tribosysteme mit minimalen Reibverlusten und maximaler Lebensdauer“ wurden für diesen Ansatz elektrisch leitfähige Schmierstoffe entwickelt und die Möglichkeiten der elektrischen Beeinflussung von Reibung und Verschleiß untersucht. Gegenstand dieses Beitrags ist eine Übersicht über die im Rahmen dieser Zusammenarbeit durchgeführten Entwicklungen zur Synthese und Charakterisierung von ionischen Flüssigkeiten, Synthese und Charakterisierung von Modellschmierstoffen sowie eine Untersuchung der Möglichkeiten der elektrochemischen Beeinflussbarkeit von tribochemischen Wechselwirkungen in der Gleitfläche, durch die Reibung und Verschleiß deutlich gesenkt werden sollten. Hierfür wurden im Projekt geeignete experimentelle Methoden entwickelt, mit denen der Einfluss elektrischer Potenziale auf Reibung und Verschleiß untersucht wurde. 2 Entwicklung ionischer Flüssigkeiten für tribologische Anwendungen Ionische Flüssigkeiten sind eine neuartige Materialklasse, die vollständig aus Ionen besteht und sich durch außergewöhnlich niedrige Schmelzpunkte auszeichnet [4]. Typische Strukturmotive zeichnen sich durch die Kombination organischer Kationen mit anorganischen oder manchmal auch organischen Anionen aus (Bild 1). Die Hauptursachen für den niedrigen Schmelzpunkt sind die geringe Symmetrie der Kationen und/ oder Anionen sowie die Delokalisierung der Ladung. Die vielfältigen Kombinationsmöglichkeiten von Kationen und Anionen führen zu einer großen Anzahl strukturell unterschiedlicher ionischer Flüssigkeiten mit einstellbaren physikalischen und chemischen Eigenschaften. Viele ionische Flüssigkeiten zeichnen sich durch einen vernachlässigbar geringen Dampfdruck, eine hohe thermische und elektrochemische Stabilität, eine hohe Leitfähigkeit und einen tensidartigen Charakter aus. Dabei ist die Polarität der ionischen Flüssigkeiten durch die Auswahl funktioneller Gruppen sehr gut einstellbar. Einige ionische Flüssigkeiten eignen sich zudem als Korrosionsinhibitoren [5]. Aufgrund der einzigartigen Kombination der verschiedenen Eigenschaften stellen ionische Flüssigkeiten interessante Additive für Schmiermittel dar [5,6]. Auch die Eignung von ionischen Flüssigkeiten als Leitfähigkeitsadditive wurde für verschiedene Basisöle untersucht. Eine besondere Herausforderung stellte dabei die Additivierung von PAO-Öl dar. Es konnten einige ionische Flüssigkeiten identifiziert werden, die zumindest in geringen Mengen mit dem PAO-Öl mischbar sind (Bild 2, Tabelle 1). Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 39 © Fraunhofer-Institut für Werkstoffmechanik IWM www.mikrotribologiecentrum.de 1 1. Generation 2. Generation 3. Generation N R 1 R 3 R 4 R 2 N R 4 R 1 R 2 R 4 N R 1 R 2 R 2 S R 3 R 1 P R 4 R 1 R 2 R 4 Imidazolium- Pyridinium- Ammonium- Pyrrolidinium- Sulfonium- Phosphonium- N N R 1 R 3 R 2 N O R 1 R 2 Morpholinium- N N R 1 R 2 O R 3 N N R 1 R 2 N R 3 functionalized Imidazolium- R 4 Kationen AlCl 4 Hal: Cl, Br, I PF 6 BF 4 H 3 C S O O O R O S O O O S N S O O F 3 C O O CF 3 F 3 C S O O O H 3 C S O O O NC N CN SCN H F F F F S O O O Anionen Kationen Kationen Anionen Anionen Bild 1: Beispiele typischer Anionen und Kationen ionischer Flüssigkeiten P 13 5 5 5 O P O O O 3 3 P 13 5 5 5 P O O P 13 5 5 5 (CF 3 SO 2 ) 2 N P 3 3 3 O P O O O 3 3 N 7 7 7 O P O O O 3 3 N N 11 O P O O O 3 3 N N 3 (CF 3 SO 2 ) 2 N N 3 (CF 3 SO 2 ) 2 N P SO 3 N 7 7 7 (CF 3 SO 2 ) 2 N P 666(14) DEHP P 666(14) Phosphinat P 666(14) BTA P 666(14) DEHP OMA DEHP DodecMIM DEHP BMIM BTA BMPyrr BTA P 14i4i4i OTs OMA BTA Bild 2: Ausgewählte ionische Flüssigkeiten T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis Von den ausgewählten ionischen Flüssigkeiten besitzt P 1444 DEHP die beste Löslichkeit in PAO-Öl. Aber auch P 666(14) DEHP, P 666(14) Phosphinat, OMA DEHP und DodecMIM DEHP sind in geringen Mengen (bis zu 2,5 m%) gut mit dem PAO-Öl mischbar. P 666(14) BTA ist dagegen erstaunlicher Weise nicht einmal in einer Konzentration von 0,5 m% in dem PAO-Öl löslich. Für die Anwendung von ionischen Flüssigkeiten als Leitfähigkeitsaddtive für verschiedene Basisöle sind neben der Mischbarkeit der ILs in den Basisölen auch die Materialverträglichkeit und die Korrosivität der ionischen Flüssigkeiten von entscheidender Bedeutung. Daher wurden auch für interessante ionische Flüssigkeiten Korrosionsraten von verschiedenen Materialien mittels Tafelplotanalyse bestimmt. Wie in Tabelle 2 dargestellt, ist die Korrosionsrate von Kupfer in den ausgewählten ionischen Flüssigkeiten mit BTA-, Phosphinat- und DEHP-Anionen mit 10 -3 bzw. 10 -2 mm/ a sehr gering. Lediglich BMIM BTA und BMPyrr BTA besitzen mit 3,9 · 10 -1 mm/ a bzw. 8,5 · 10 -1 mm/ a eine geringfügig höhere Korrosionsrate. In den Untersuchungen wurde zudem festgestellt, dass die Korrosionsrate sehr stark von der Konzentration der Verunreinigungen sowie der Art der Verunreinigungen in der IL abhängt. 3 Schmierstoffentwicklung Bei der Entwicklung von Schmierstoffen mit ionischen Flüssigkeiten muss zuvorderst auf ihre gute Löslichkeit in den entsprechenden Grundölen geachtet werden. Aufgrund ihres ionischen Charakters stellt die Suche nach geeigneten ILs für Polyglykol- oder Esteröle aufgrund deren hoher Polarität nur ein geringes Problem dar. Es ist eine große Anzahl von ILs für Schmieröle und -fette einsetzbar, um den Widerstand 3 bis 4 Größenordnungen abzusenken. Wichtig für die technische Umsetzung ist zudem, dass sich bis auf den elektrischen Widerstand die anderen Fettparameter (Korrosionsschutz, Wasserbeständigkeit, Lebensdauer etc.) nicht wesentlich verändern. Anspruchsvoller ist die Identifizierung von in Polyalphaolefin (PAO) löslichen ILs. Vor allem, wenn diese unpolaren Öle in höheren Viskositäten vorliegen. In Bild 3 sind die Widerstandswerte eines höherviskosen PAO-Öls (320 mm 2 / s) in Reinform und mit zusätzlicher IL-Additivierung dargestellt. Untersucht wurden die Phosphonium basierten ILs P 666(14) BTA, P 666(14) DEHP und P 666(14) Phosphinat. Man erkennt, dass die ILs in purem PAO den Widerstand kaum absenken. Erst beim Zusatz anderer Schmierstoffadditive 40 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 PAO 320 mm²/ s PAO + P666(14) BTA PAO + P666(14) DEHP PAO + P666(14) Phosphinat PAO 320 mm²/ s + Addi! ve PAO + Addi! ve + P666(14) BTA PAO + Addi! ve + P666(14) DEHP PAO + Addi! ve + P666(14) Phosphinat spez. Widerstand [*10^9 Ohm*cm] Bild 3: Widerstand von IL-PAO (320 mm 2 / s)-Mischungen Tabelle 1: Mischbarkeit von verschiedenen ILs mit PAO-Öl IL PAO-Öl ist mischbar mit 0,5 m% 1 m% 2,5 m% 5 m% P 666(14) DEHP P 666(14 ) Phosphinat P 666(14) BTA - - - P 1444 DEHP OMA DEHP DodecMIM DEHP P 14i4i4i OTs - - Tabelle 2: Korrosionsrate von Kupfer in verschiedenen ionischen Flüssigkeiten Kupfer in IL Korrosionsrate [mm/ a] BMIM BTA 3,9 · 10 -1 P 666(14) Phosphinat 1,4 · 10- 2 P 666(14) DEHP 1,7 · 10 -2 P 666(14) BTA 3,1 10 -2 BMPyrr BTA 8,5 · 10- 1 OMA BTA 4,5 · 10 -3 T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis gelingt mit zweien der ILs ein signifikante Absenkung. Aufgrund der besseren Löslichkeit in niedrig viskosem PAO (18 mm 2 / s) und der höheren Ionenbeweglichkeit lässt sich der Widerstand durch den Einsatz von ionischen Flüssigkeiten deutlich besser absenken als in hochviskosem PAO (Bild 4). Mit einer hohen Konzentration an IL lassen sich hier Widerstände erreichen, die fast 4 Größenordnungen unter dem von PAO ohne IL liegen. Die anderen Ölparameter bleiben durch den Zusatz der IL praktisch unberührt. Exemplarisch ist dies für die Viskosität, das Tieftemperaturverhalten (Pour Point) und die Kupferkorrosion in Tabelle 3 dargestellt. Probe als eine Elektrode geschaltet (Arbeitselektrode). Zusätzlich tauchen in den Schmierstoff (Elektrolyt) eine Gegenelektrode (Platin) und eine Referenzelektrode (Ag/ AgCl) ein. Das elektrische Potenzial wird mit einem Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 41 Tabelle 3: Ausgewählte Öldaten für PAO-IL-Mischungen Viscosity Pour Cu-Corr. (40 °C) Point (100 °C, [mm 2 / s] [°C] 24 h) PAO +Additives 18 -75 1 + P666(14) DEHP 19 -75 1 + P666(14) 19 -72 1 Phosphinate + P666(14) DEHP 22 -75 1 (high conc.) + P666(14) 20 -72 1 Phosphinate (high conc.) AAA VVV Elektrolyt Gegen- Elektrode Referenz- Elektrode Potenziostat Arbeits- Electrode Elektr. Potenzial: E=U-U ref Bild 5: Prüfprinzip eines Reibversuchs mit elektrischer Potenzialbeaufschlagung 0.01 0.1 1 10 100 PA O + A dditive PA O + A dditive + P666(14) DEHP PA O + A dditive + P666(14) Phosphinat PA O + A dditive + P666(14) DEHP (high conc. ) PA O + A dditive + P666(14) Phosphinat (high conc. ) spez . W idersta nd [* 10^9 O hm* cm] Bild 4: Widerstand IL-PAO (18 mm 2 / s)-Mischungen 4 Methodenentwicklung zur Untersuchung von Potenzialeinflüssen Zur Untersuchung des Einflusses elektrischer Potenziale wurde eine Versuchsmethodik entwickelt, mit der verschiedene Reibkontakte und bewegungen unter definierten Potenzialen untersucht werden können (Bild 5). Diese Anordnungen bestehen aus einer tribologischen Prüfgeometrie, z. B. Stift-Scheibe, bei der zumindest der Reibkontakt in einen elektrisch leitfähigen Schmierstoff eintaucht (Bild 5). Probenhalter und Behälter sind aus elektrisch nichtleitendem Material. Elektrische Potenziale werden aufgebracht, indem ein elektrochemisches Drei-Elektroden-System eingerichtet wird. Dabei wird das Probenpaar über die nicht bewegte v v Bild 6: Elektrisch modifizierte Prüfanordnungen; links: SRV, rechts: Tribomesszelle T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis Potenziostaten eingestellt und kontrolliert. Bei Versuchen unter Potenzial wird der Stromfluss gemessen. Zudem kann im laufenden Versuch ohne Potenzial das Korrosionspotenzial gemessen werden. Nach diesem Versuchsprinzip wurden ein Stift-Scheibe-Versuch (TRM 1000, Wazau), ein reversierender Gleitversuch (SRV-IV, Optimol Instruments) und eine Tribomesszelle (Anton Paar) modifiziert (Bild 6). Tribologische Untersuchungen unter elektrischen Potenzialen wurden mit diesen Anordnungen durchgeführt, um die Einflussmöglichkeiten von elektrischen Potenzialen auf die Haft- und Gleitreibung und auf den Verschleiß zu beschreiben. Es wurden sowohl reine ionische Flüssigkeiten als auch Mischungen von ILs mit in Anteilen im höheren %-Bereich in verschiedenen Basisölen untersucht. Die untersuchten Fluide und Prüfbedingungen werden jeweils im Ergebnisteil genannt. 5 Ergebnisse und Diskussion der elektrotribologischen Untersuchungen Nachfolgend wird eine kleine Auswahl von Ergebnissen der tribologischen Untersuchungen unter elektrischen Potenzialen dargestellt. Als Probenmaterial wurde gehärteter Stahl 100Cr6 (HRC > 60) verwendet. Die Ergebnisauswahl beschränkt sich auf Ergebnisse zur ionischen Flüssigkeit [P666(14)][BTA]. Untersuchung der Reinsubstanzen Anhand eines experimentell bestimmten Ruhepotenzials im offenen Stromkreis (Open Circuit Potential, OCP) wurden relativ zu diesem elektro-tribologische Untersuchungen in einem Potenzialbereich von ± 500 mV versus OCP durchgeführt (Bild 7). Für alle sich vom OCP unterscheidenden Potentiale ist eine Beeinflussung der Reibung und des Verschleißes erreicht worden. Die Verwendung eines anodischen Potenzials (+500 mV) zeigte im Vergleich zum Referenzexperiment (OCP) die deutlichste Reibungsminimierung über den gesamten untersuchten Geschwindigkeitsbereich. Diese maximale Reibungsverringerung betrug 35 %. Somit ist der Einfluss elektrischer Potenziale auf die Reibung deutlich nachweisbar. Bezüglich der Mechanismen, die zu einer Verminderung der Reibung führen, gibt es folgende Hypothesen [7-9]: • Elektrokinetischer Effekt: Jede Oberfläche, die von einem elektrisch leitfähigen Medium umgeben ist, besitzt eine elektrochemische Doppelschicht, in der die Konzentration elektrischer Ladungen erhöht ist. Bei Scherung dieser Doppelschicht im Reibspalt werden elektrische Ladungen bewegt, wodurch letztendlich die oberflächennahe Viskosität erhöht wird. Dadurch erhöht sich in tribologischen Systemen unter Mischreibung der hydrodynamische Traganteil. • Anlagerung von ionischen Flüssigkeiten in mehreren Monolagen an die Oberfläche: Dadurch entsteht ein guter Schutz vor Festkörperkontakten. • Tribochemische Reaktionen: Dadurch werden tribologisch aktive Schutzschichten gebildet. Es ist anzunehmen, dass sich diese drei Mechanismen überlagern, wobei je nach Potenzial deren Wirkung verändert wird. Die Untersuchungen des Verschleißes ergaben, dass abhängig vom eingestellten Potenzial sowohl eine deutliche Erhöhung als auch eine deutliche Verminderung des Verschleißes möglich ist (Bild 8). Während bei anodischen Potentialen eher eine Verschleißerhöhung beobachtet wurde, war bei kathodischen Potenzialen der Verschleiß meist geringer als im potenzialfreien System. Es wurde 42 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Bild 7: Reibungskoeffizienten als Funktion der Gleitgeschwindigkeit unter verschiedenen Potenzialen (Stift-Scheibe, RT, Prüfkraft: 100 N) Bild 8: Verschleiß nach potenzialbeaufschlagten Versuchen (Stift-Scheibe, 100 N, 0,2 m/ s, RT, 3 Stunden) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis beobachtet, dass der Verschleiß umso niedriger ist, je geringer der Stromfluss während des Reibversuchs ist. In einem (hier nicht dargestellten) Versuchsmodus, in dem durch automatische Anpassung des Potenzials der Stromfluss minimiert wird, war der Verschleiß am niedrigsten. Um die aus der tribochemischen Beanspruchung unter elektrischen Potenzialen resultierenden chemischen Reaktionen zu beschreiben, wurden chemische Oberflächenanalysen mit der Röntgenphotoelektronenspektroskop (XPS) durchgeführt. Die Ergebnisse weisen bei unterschiedlichen elektrischen Potenzialen und bei gleichbleibenden tribologischen Parametern auf verschiedene Reaktionsprodukte und deren unterschiedliche Ausprägungen hin. Für den offenen Stromkreis (OCP) und die kathodischen Potenziale liegen nur geringfügige Veränderungen der chemischen Zusammensetzungen vor; für das anodische Potenzial +500 µV zeigt sich eine deutliche Veränderungen des karbidischen Kohlenstoffs und eine Härtezunahme von 35 %. Untersuchung der Mischungen Die Untersuchungen der Mischungen erfolgten überwiegend mit dem modifizierten SRV-Versuch. Nachfolgend sind Ergebnisse der Versuche an Mischungen von [P666(14)][BTA] mit Esteröl dargestellt. Der Verlauf der Reibungskoeffizienten ist für eine Mischung und verschiedene elektrische Potenziale dargestellt (Bild 9). Es ist deutlich zu erkennen, dass sowohl bei anodischer als auch bei kathodischer Potenzialbeaufschlagung die Reibung im Vergleich zum potenzialfreien System deutlich verringert ist. Die Messung des Verschleißes ergab, dass je nach Potenzial erhebliche Verschleißverminderungen möglich sind, wobei - im Unterschied zu den reinen ILs - positive (anodische) Potenziale zu den niedrigsten Verschleißraten führten. In Bild 10 ist die zeitliche Entwicklung des Verschleißes mit den daraus resultierende Flächenpressungen dargestellt. Aufgrund des Verschleißes bildet sich innerhalb kurzer Zeit aus dem ursprünglich Hertzschen Kontakt eine Kontaktfläche. Innerhalb von 10 Stunden nimmt dadurch die Flächenpressung auf etwa 1 GPa ab. Unter +500 mV Potenzial ist nach 5 Stunden Versuchsdauer ein deutlich niedrigerer Verschleiß erkennbar als beim Versuch ohne Potenzial. In Bild 11 sind die Verschleißwerte für Versuche unter verschiedenen Potenzialen dargestellt. Während bei ne- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 43 0 2 4 6 8 10 0 200 400 600 800 1000 1200 Verschleißtiefe, h [nm] Versuchsdauer, t [h] Potential vs OC P 0 mV +500 mV 1. 63 G Pa 1. 56 G Pa 1. 49 G Pa 1. 23 G Pa 1. 04 G Pa 0. 94 G Pa 1. 04 G Pa 1. 11 G Pa 1. 32 G Pa 1. 92 G Pa 1. 98 G Pa Bild 10: Zeitliche Entwicklung des Verschleißes bei Mischungen von Esteröl mit [P666(14)][BTA] (SRV, 200 N, 1 mm, RT) -2000 -1000 -500 OC 0A E corr 50010002000 0 1 2 3 4 5 6 7 8 Potential vs. OC P [mV] Verschleißvolumen [1* 10 4 µm³] Bild 11: Übersicht zu Verschleißwerten bei Mischungen von Esteröl mit [P666(14)] [BTA] (SRV, 200 N, 1 mm, RT, 10 h) 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 OC E corr 0 A - 500 mV vs. OC P +500 mV vs. OC P -1000 mV vs. OC P +1000 mV vs. OC P +2000 mV vs. OC P -2000 mV vs. OC P Reibungskoe! zient, µ [-] Versuchsdauer, t [h] Bild 9: Reibungskoeffizienten für Mischungen Esteröl mit [P666(14)][BTA] unter verschiedenen Potenzialen (200N, 20 Hz, RT, Schwingweite 1 mm) T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis gativem Potenzial nur geringe Änderungen bzw. sogar deutliche Verschlechterungen beobachtet wurden, waren bei Versuchen im Korrosionspotenzial und bei Potenzialen bis +1000 mV die Verschleißbeträge erheblich vermindert. Die niedrigsten Verschleißwerte wurden bei Potenzialen zwischen +500 mV und +1000 mV gemessen. Auch bei den Mischungen wurden durch die unterschiedlichen elektrischen Potenziale verschiedene tribochemische Reaktionen ausgelöst, die nach dem Versuch durch XPS gemessen wurden. Am auffälligsten waren hierbei die Bildung von Fe-Fluoriden bei kathodischer Beaufschlagung und ein erhöhter Oxidanteil sowie Kohlenstoffanteil im Fall der anodischen Beaufschlagung. 6 Schlussfolgerungen Ziel der Untersuchungen war die Entwicklung von elektrisch leitfähigen Schmierstoffen, mit denen Reibung und Verschleiß mithilfe von elektrischen Potenzialen erheblich gesenkt werden können. Hierfür wurden im Rahmen dieses Projekts geeignete ionische Flüssigkeiten und Modellschmierstoffe entwickelt. Es wurden außerdem Methoden entwickelt und angewendet, mit denen durch Beaufschlagung von elektrischen Oberflächenpotenzialen im Bereich zwischen ±2000 mV chemische (elektro-)chemische Wechselwirkungen im Reibkontakt gezielt beeinflusst werden können, um die Reibung und den Verschleiß zu senken. Es wurde gezeigt, dass durch Auswahl geeigneter Schmierstoffe und ionischer Flüssigkeiten sowohl mit den Reinsubstanzen als auch mit Basisölen mit IL-Additiven sehr deutliche Verringerungen der Reibungs- und Verschleißwerte erreicht werden können. Beispielhafte Ergebnisse zeigen, dass mit der IL [P666(14)][BTA] bei negativen Potenzialen bzw. bei elektrochemischer Hemmung tribochemischer Reaktionen Reibung und Verschleiß am geringsten waren, während bei den Mischungen dieser ILs mit Esteröl bei anodischer Potenzialbeaufschlagung die günstigsten Reibungs- und Verschleißresultate erzielt wurden. Mit diesen Ergebnissen kann in verschiedenen Anwendungen eine Verbesserung des tribologischen Verhaltens erreicht werden. Durch geeignete elektrochemische Maßnahmen kann im Vergleich zum heutigen Stand der Technik eine weitere deutliche Verringerung von Reibung und Verschleiß in Systemen, die unter Mischreibungsbedingungen betrieben werden, erreicht werden. An Konzepten zur Übertragung der im Labor erfolgreichen Methoden auf reale Anwendungen wird derzeit gearbeitet. Weitere Ergebnisse zur anwendungsnahen Untersuchung elektrisch leitfähiger Schmierstoffe werden in einer separaten Publikation dargestellt [1]. Danksagung Diese Arbeiten wurden im Rahmen des vom BMBF geförderten Projekts „SchmiRmaL - Schaltbare, intelligente Tribosysteme mit minimalen Reibverlusten und maximaler Lebensdauer“ [Förderkennzeichen 03X4009] durchgeführt. Literatur [1] G. Dornhöfer, U. 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In the recent years, the interest in oil-based condition monitoring systems (OCMs) for wind turbines as a complementary approach has increased. Several publications have shown, how the implementation of particle-counter sensors could give an indication of wear-related damage in the gearbox and of filtration problems [1] [2] [3] [4] [5]. One of the most important point related to OCMs is to assess the capability of the oil sensors to deliver reliable values in order to avoid costly repairs, unnecessary oil sampling or to extend the oil change intervals. Testing sensors before their installation on wind turbines can give the gearbox and wind turbine manufacturer the necessary confidence to implement OCMs, by providing a proven sensor functionality and interpretation of the output signals. Testing several types of oil sensors on a single test bench involves numerous challenges due to the different sensor measurement principles, installation Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 45 Oil-Sensors Test Bench: An Approach to Validate Oil Condition Monitoring Systems for Wind Turbine Applications D. Coronado, A. Bustamante, C. Kupferschmidt* Ziel dieser Studie ist es, die wichtigsten Aspekte für die Prüfung von Ölsensoren zur Zustandsüberwachung von Windenergieanlagengetrieben unter realistischen Bedingungen zu identifizieren. Die in den Getrieben von Windenergieanlagen herrschenden, variablen Betriebs- und Umgebungsbedingungen beeinflussen die Sensormessungen. Mittels geeigneter Testszenarien lässt sich in Funktionstests die grundsätzliche Eignung von Ölsensoren für die Zustandsüberwachung prüfen. Ein Prüfstand, der die wesentlichen Betriebsparameter in einem Getriebe nachbildet, ermöglicht die Untersuchung der Detektionsfähigkeit der Sensoren als Teil eines Öl-basierten Zustandsüberwachungssystems. Dieser Artikel widmet sich den Ergebnissen von Vorversuchen mit einem Öleigenschaftssensor unter dem Einfluss von Temperaturänderungen und Verunreinigung des Öls mit Wasser. Praktische Überlegungen zur Homogenisierung des Öls bei Wasser- oder Partikelzugabe werden beschrieben und die wichtigsten Herausforderungen und Verbesserungsansätze werden vorgestellt. Schlüsselwörter Ölsensorik, Püfstand, Windenergieanlagen, Getriebe, Schmierstoffe, Verunreinigungen, Wasser, Abriebpartikel The main objective of this paper is to identify the most relevant aspects for testing oil sensors for condition monitoring of wind turbine gearboxes under realistic conditions. In a wind turbine gearbox, several operating parameters and environmental conditions affect the sensor measurements. By means of suitable testing scenarios, functionality tests can be carried out to validate oil sensors for condition monitoring. A test bench that recreates the most important operating parameters in a gearbox will allow assessing the capability of the sensors to be used as a part of an oilbased condition monitoring system. This paper shows the results of preliminary tests carried out on an oilproperties sensor under influence of temperature variations and water contamination. Practical considerations for achieving homogenization of the oil in case of water or particle insertion are described and the most important challenges and improvement approaches are presented. Keywords Oil sensors, Test bench, wind turbine, gearbox, lubricants, contamination, water, particles Kurzfassung Abstract * MSc. Diego Coronado MSc. Augusto Bustamante Dr.-Ing. Claus Kupferschmidt Fraunhofer Institute for Wind Energy and Energy System Technology IWES Northwest, 27572, Bremerhaven, Germany T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis methods and measured parameters. Therefore, a previous suitability analysis of the testing methodology will improve the assessment of oil sensors for OCMs. This paper shows a methodology to test oil sensors including pre-tests to identify the main challenges to perform testing and assessment of OCMs. The paper is structured as follows: Section 2 describes the methodology implemented to test oil sensors under realistic conditions on a purpose-designed test bench. Based on the requirements from this purpose-designed test bench, initial tests carried out on an experimental setup with an oilproperties sensor are presented. These initial tests serve to identify possible challenges in the testing and assessment methodology. Section 3 shows the initial test results including the influence of temperature, different oil types and water contamination. The results obtained from oil sampling and online measurements for several testing scenarios are presented and discussed. Section 4 includes a discussion of the obtained results. Section 5 presents the conclusions from the experiments, the related challenges as well as suggestions for the improvement of testing oil sensors for wind turbines. 2 Test methodology In order to test oil sensors it is necessary to identify the main parameters that play an important role in the operating conditions of the wind turbine lubrication system. According to IEC 61400-4 [6], wind turbines with a rated capacity of more than 500 kW should be equipped with a pressure-fed lubrication system. Figure 1 illustrates the basic configuration of a wind turbine lubrication system. With the objective to recreate the operating conditions in the gearbox lubrication system, an oil-sensors test bench has been designed at Fraunhofer IWES. The layout is depicted in Figure 2. This oil-sensors test bench offers the possibility to install several types of sensor and to test them under various operating conditions. Typically not all parameters affecting the oil condition can be directly measured by single OCMs. However, some of these parameters can be correlated to oil degradation; therefore their identification is essential. Table 1 summarizes the most relevant sources of disturbances affecting the sensor output signals. The conditions that can be recreated in the oil-sensors test bench are also shown. The selection of the parameter to be emulated in the test bench has been chosen because there is a lack of procedures available for testing. Vibration and ambient temperature have been evaluated with another procedure in [8]. Concerning pressure, a special configuration is required to recreate the real pressure in the pipes, which is dependent on the size of the wind turbine. In the testbench, gearbox oils with different aging states will be used. It should be noted that oil aging will not take place 46 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Figure 2: Oil-sensors test bench layout Figure 1: Gearbox lubrication system [7] Table 1: Sensor disturbance parameters and related testing possibilities at the IWES oil-sensors test bench Parameters affecting sensor Emulation in the oiloutput signal sensors test bench Temperature YES Flow regime YES Pressure NO Particle content YES Water content YES Air content YES Oil aging NO Oil type YES Sensor positioning YES Ambient temperature NO Vibrations NO T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis in the test-bench. Instead, the oil is aged on a separate gear test rig. For further information concerning the IWES test bench the reader is referred to [9]. The monitoring of water and particles contained in the oil is a very important aspect due to the negative effect of these parameters on the oil condition. Additionally, water content sensors and particle counters should be tested in the IWES test bench. This means that a contamination unit performing an artificial water and particle oil mixture is essential to carry out these tests and to perform an appropriate assessment. In order to gain experience on the influence of water and particle contamination, some pre-tests for an oil-properties sensor have been carried out in a simplified laboratory set-up. The tests consist of: • Homogenization scenario: The oil mixing process with water and particles is evaluated. The main objective is to assess the effectiveness of the homogenization process for water, particles and bubbles production. • Temperature scenario: The oilproperties sensor is tested in the temperature range 40 - 90 °C to observe the influence of temperature variation in the sensor output signal. • Water contamination scenario: The oil-properties sensor is tested considering the influence of water in the oil. Two tests are performed: First, the water content remains constant and the temperature is increased from 40 - 90 °C. In the second test, the temperature is kept constant while the water content is increased. The purpose is to verify, if the sensor can detect the content of water by changes in the measured properties of the oil. The tests are carried out on a double-wall reservoir with a cover adapted to install the oil-properties sensor, a stirrer and a thermometer. The experimental setup is shown in Figure 3. The oil-properties sensor under test is designed to measure simultaneously the viscosity, density, dielectric constant and temperature. This multi-parameter sensor uses a tuning fork sensing element. The manufacturer of the oil-properties sensor states a wide range of applications (e. g. engine oil, hydraulic, transmission, fuel). For gearbox applications for example, the manufacturer states a typical dynamic viscosity of 35 mPa · s at an operational temperature of 50 °C. Moreover, the sensor manufacturer gives a measurement range for the dynamic viscosity between 0,5 mPa · s and 50 mPa · s with an accuracy of ± 5 %. The previous testing scenarios are carried out for three oils with an ISO viscosity grade (VG) of 320: • Oil-1: Mineral oil • Oil-2: Poly-alpha-olefin (PAO) • Oil-3: Polyalkylene glycol (PAG) Oil samples are taken before and after the test to analyze the difference between the quantity of water inserted into the oil and the quantity of water indicated by the laboratory report. 3 Results 3.1 Homogenization The homogenization is achieved by means of a stirrer. To verify the functionality of the mixing process, a sample of 0.5 l of oil and 1 ml of water were used. The behavior of the mixture oil - water at 40 °C is observed when the stirrer is rotating at different rotational speeds. The water is colored in order to have a better visualization of the homogenization process. The results are shown in Figure 4. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 47 Figure 4: Mixing process of oil and water by means of a stirrer When the stirrer starts to rotate, the water gathers around the rotor. After some minutes the homogenization is achieved. The temperature accelerates the mixing process, however, care should be taken to not increase the stirrer rotational speed to avoid bubbles generation. The same test has been carried out with particles. The results show that the particles are difficult to spread and therefore, agitation by means of the stirrer is not enough to achieve homogenization. In the process, the particles precipitate to the bottom of the reservoir where they adhere to the surface. An increase in the rotational speed of the stirrer is not effective to perform the particle mix in the oil. A more elaborated method is required to achieve a homogenization of the oil and the particles; therefore the effect of particles will not be included in the further analysis presented in this paper. 3.2 Temperature scenario In this scenario, the oil parameters have been recorded during 5 minutes at 40, 50, 60, 70, 80 and 90°C. A thermometer has been used as a reference for comparison with the temperature signals received from the oil-properties sensor. For all oils that have been tested, it was found that the deviations between temperatures measured by the thermometer and temperatures measured by the sensor are in the range of about +1 K. For the measurements of the viscosity of Oil-2, the sensor showed a high deviation for measurements at 40°C. Some variations were also observed at 50°C, but for fluid temperatures over 50°C the signal curves for the viscosity are nearly constant along the measured time, as it can be observed in Figure 5. The results indicate that the viscosity measurements by means of the oil-properties sensor under test is afflicted with a high error at temperatures lower than 50°C. Figure 5: Viscosity measurements for different temperatures With rising temperatures of the oil, the error in the viscosity measurements decreases and reaches values that are within the measurement range of the sensor, that is in maximum 50 mPa·s. In order to verify the accuracy of the viscosity measurements delivered by the sensor, a comparison with the oil manufacturer data was carried out. For comparing the results, the dynamic viscosity measured by the sensor was converted to kinematic viscosity based on the density given by the oil manufacturer. Both viscosity curves for Oil-2 are shown in Figure 6 and prove the previously given explanations about the measurement range of the sensor. Figure 6: Viscosity measurements in comparison with oil manufacturer's values For temperatures below 70°C the viscosity is out of the measurement range of the sensor and therefore the values show high deviations compared with the expected viscosity values. Concerning density, the measurements taken below 60°C show a high deviation from the oil manufacturer’s data, which is around 0.8 g/ cm 3 for Oil-2. The same result was given for the dielectric constant. Figure 4: Mixing process of oil and water by means of a stirrer concerning the IWES test bench the reader is referred to [9]. The monitoring of water and particles contained in the oil is a very important aspect due to the negative effect of these parameters on the oil condition. Additionally, water content sensors and particle counters should be tested in the IWES test bench. This means that a contamination unit performing an artificial water and particle oil mixture is essential to carry out these tests and to perform an appropriate assessment. In order to gain experience on the influence of water and particle contamination, some pre-tests for an oilproperties sensor have been carried out in a simplified laboratory set-up. The tests consist of: · Homogenization scenario: The oil mixing process with water and particles is evaluated. The main objective is to assess the effectiveness of the homogenization process for water, particles and bubbles production. · Temperature scenario: The oilproperties sensors is tested in the temperature range 40-90°C to observe the influence of temperature variation in the sensor output signal. · Water contamination scenario: The oil-properties sensor is tested considering the influence of water in the oil. Two tests are performed: First, the water content remains constant and the temperature is increased from 40-90°C. In the second test, the temperature is kept constant while the water content is increased. The purpose is to verify, if the sensor can detect the content of water by changes in the measured properties of the oil. The tests are carried out on a double-wall reservoir with a cover adapted to install the oil-properties sensor, a stirrer and a thermometer. The experimental setup is shown in Figure 3. The oil-properties sensor under test is designed to measure simultaneously the viscosity, density, dielectric constant and temperature. This multi-parameter sensor uses a tuning fork sensing element. The manufacturer of the oil-properties sensor states a wide range of applications (e.g. engine oil, hydraulic, transmission, fuel). Figure 3: Experimental setup for initial tests of temperature and water influence to oil For gearbox applications for example, the manufacturer states a typical dynamic viscosity of 35 mPa·s at an operational temperature of 50°C. Moreover, the sensor manufacturer gives a measurement range for the dynamic viscosity between 0,5 mPa·s and 50 mPa·s with an accuracy of ±5%. The previous testing scenarios are carried out for three oils with an ISO viscosity grade (VG) of 320: · Oil-1: Mineral oil · Oil-2: Poly-alpha-olefin (PAO) · Oil-3: Polyalkylene glycol (PAG) Oil samples are taken before and after the test to analyze the difference between the quantity of water inserted into the oil and the quantity of water indicated by the laboratory report. 3. Results 3.1 Homogenization The homogenization is achieved by means of a stirrer. To verify the functionality of the mixing process, a sample of 0.5 l of oil and 1 ml of water were used. The behavior of the mixture oil - water at 40°C is observed when the stirrer is rotating at different rotational speeds. The water is colored in order to have a better visualization of the homogenization process. The results are shown in Figure 4. Motor Stirrer Double wall reservoir Thermometer Oil-properties sensor Figure 3: Experimental setup for initial tests of temperature and water influence to the oil T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis When the stirrer starts to rotate, the water gathers around the rotor. After some minutes the homogenization is achieved. The temperature accelerates the mixing process, however, care should be taken to not increase the stirrer rotational speed to avoid bubbles generation. The same test has been carried out with particles. The results show that the particles are difficult to spread and therefore, agitation by means of the stirrer is not enough to achieve homogenization. In the process, the particles precipitate to the bottom of the reservoir where they adhere to the surface. An increase in the rotational speed of the stirrer is not effective to perform the particle mix in the oil. A more elaborated method is required to achieve a homogenization of the oil and the particles; therefore the effect of particles will not be included in the further analysis presented in this paper. 3.2 Temperature scenario In this scenario, the oil parameters have been recorded during 5 minutes at 40, 50, 60, 70, 80 and 90 °C. A thermometer has been used as a reference for comparison with the temperature signals received from the oil-properties sensor. For all oils that have been tested, it was found that the deviations between temperatures measured by the thermometer and temperatures measured by the sensor are in the range of about +1 K. For the measurements of the viscosity of Oil-2, the sensor showed a high deviation for measurements at 40 °C. Some variations were also observed at 50 °C, but for fluid temperatures over 50 °C the signal curves for the viscosity are nearly constant along the measured time, as it can be observed in Figure 5. The results indicate that the viscosity measurements by means of the oil-properties sensor under test is afflicted with a high error at temperatures lower than 50 °C. With rising temperatures of the oil, the error in the viscosity measurements decreases and reaches values that are within the measurement range of the sensor, that is in maximum 50 mPa · s. In order to verify the accuracy of the viscosity measurements delivered by the sensor, a comparison with the oil manufacturer data was carried out. For comparing the results, the dynamic viscosity measured by the sensor was converted to kinematic viscosity based on the density given by the oil manufacturer. Both viscosity curves for Oil-2 are shown in Figure 6 and prove the previously given explanations about the measurement range of the sensor. For temperatures below 70 °C the viscosity is out of the measurement range of the sensor and therefore the values show high deviations compared with the expected viscosity values. Concerning density, the measurements taken below 60 °C show a high deviation from the oil manufacturer’s data, which is around 0.8 g/ cm 3 for Oil-2. The same result was given for the dielectric constant. 3.3 Water contamination scenario For the water contamination scenario, a quantity of 0,375 ml water was mixed with the oil, resulting in a water content of 600ppm with respect to volume. Measurements were carried out for 40, 50, 60, 70, 80 and 90 °C. The results from this test were compared with the results obtained in the temperature scenario. The temperature 48 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Figure 5: Viscosity measurements for different temperatures Figure 6: Viscosity measurements in comparison with oil manufacturer’s values T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis measurements were not affected by the insertion of water. Moreover, slightly changes were detected in the viscosity and density. However, the density at higher temperatures showed a higher deviation. Concerning dielectric constant, it can be observed different values for the same temperature. For both cases the dielectric constant decreases with an increase in the temperature. The different sensor parameters as a function of temperature with water and without water are illustrated in Figure 7 for Oil-2. A second test was carried out at a constant temperature of 70 °C for different water contamination levels. Figure 8 illustrates the temperature as a function of the injected water. The results show that the water content does not have a significant influence on the temperature measurements. Concerning viscosity, no tendency could be clearly identified. For Oil-1, the viscosity tends to increase. The measurements show a standard deviation between 8 - 18 %. The viscosity measured by the oil-properties sensor without water showed a deviation of approximately 8 % in regard to the value stated by the oil manufacturer. The results are shown in Figure 9. For Oil-2, a slightly decrease in the viscosity was observed. The standard deviation of the measurements was between 1 - 6 %. The viscosity measured by the oil-properties sensor without water showed a deviation of approximately 6 % in regard to the value stated by the oil manufacturer. The results are shown in Figure 10. For Oil-3, the viscosity increased for water contents lower than 400 ppm. For higher water content, the viscosity decreased. The standard deviation of the measurements was between 6 - 15 %. The viscosity measured by the oil-properties sensor without water showed a deviation of approximately 61 % in regard to the value stated by the oil manufacturer. The results are shown in Figure 11. The sensor showed relatively stable signals for Oil-1 and Oil-2 with water content lower than 806 ppm. The measure- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 49 a) b) c) d) Figure 7: Sensor parameters under the influence of water as a function of the oil temperature. a) Temperature, b) Viscosity, c) Density, d) Dielectric constant T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis ments for Oil-3 exhibited a higher deviation especially for values higher than 806 ppm. The results show that the oilproperties sensor is sensitive to the type of oil. Furthermore, for high water content i. e. 1200 ppm, the sensor did not provide a stable signal oscillating constantly especially for Oil-3 as illustrated in Figure 12: The density measurements showed a different behavior for each oil type. In the case of Oil-1, the standard deviation in the measurements was approximately 8 %. For Oil-2 the maximum standard deviation was around 5 %. For Oil-3, the standard deviation oscillates between 4 -9 %. The variations of density due to water injection remained within the standard deviation limits; therefore no clearly indication of a change in the density due to the water content can be deducted from the sensor measurement signals. Figure 14 illustrates the density measurements. Oil samples were taken before and after the tests. The laboratory analysis was a standard analysis. After the tests, the total amount of water inserted into the oil was 1200 ppm. It was expected that the infrared spectrum analysis showed some indication of water contamination; however the results for the 3 oils concerning water contamination showed normal results. Slightly changes in the viscosity, not larger than 3 mm 2 / s where observed. This is within the range of the method’s accuracy therefore no change in the viscosity could indicate water contamination. For water content analysis of the test oils, a Karl Fischer analysis was performed to identify more exactly the real water content in the sample. Concerning additives, changes in phosphor and sulfur were observed in the 3 oils. Oil-1 and Oil-2 showed a slightly increase in the phosphor content. Oil-3 showed a phosphor decrease. Concerning sulfur, Oil-1 presented an increase. Oil-2 and Oil-3 showed a slightly decrease. It should be noted that this changes could be caused for two reasons. First the accuracy of the method and second the effect of water in Extreme Pressure (EP) additives like phosphor and sulfur. The change in percentage can be observed in Table 2. 50 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Figure 9: Influence of water on viscosity measurements for Oil-1 Figure 8: Influence of different water contamination levels on temperature measurements Figure 10: Influence of water on viscosity measurements for Oil-2 Figure 11: Influence of water on viscosity measurements for Oil-3 T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis 4 Discussion 4.1 Homogenization From the results of the test, we can conclude that a simple mechanical system is enough to achieve water homogenization and perform a test for oil sensors. However, the mixture of particles requires a more complex process. The particles stick together and cannot be easily separated. Previous spreading of the particles is required and a more efficient agitation method would be necessary. One recommendation would be to use ultrasonic agitation as suggested in [10]. However several aspects as bubble formation due to increased temperature, viscosity, adhesion and deposition of the particles need to be further analyzed. 4.2 Temperature influence For all measurements, it was found that the deviations between temperatures measured by the thermometer and temperatures measured by the sensor are in the range of about +1 K that is within the measurement accuracy of the oilproperties sensor. However the viscosity and density measurements showed a significant deviation from the value provided by the oil manufacturer. On the other hand, the sensor starts to deliver reliable values for temperatures higher than 60 °C that corresponds to the accuracy of the sensor specified by the manufacturer. The dielectric constant measurements could not be compared with oil manufacturer’s data, therefore only a trend analysis was carried out. From the test results it can be said that the dielectric constant exhibited a decrease of approximately 5 % with temperature. 4.3 Water Influence According to the results, water does not produce any changes in the temperature Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 51 Figure 12: Oil-3 viscosity measurements for water content of 1200 ppm and a temperature of 70 °C Figure 13: Influence of water on the dielectric constant measurements Figure 14: Influence of the water content on the density measurements Table 2: Percentage additive change for samples with water contamination Phosphor Sulfur Oil-1 +3,6% +2,6% Oil-2 +1,1% -2,8% Oil-3 -5,9% -3,6% T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis output signal of the sensor. During the test with constant water content and changing temperature, it could be observed that dielectric constant decreases as in the temperature test. This could be explained as the saturation level of the oil changes with temperature, which could affect the output signal of the sensor, which is also sensitive to temperature changes. However, when the temperature was kept constant at 70 °C, the dielectric constant increased. The correlation between dielectric constant and water content has been already observed in [11]. This correlation or cross-effect could cause difficulties to assess the changes in the dielectric constant due to water ingress. Density changes due to water contamination were not possible to detect as the variation of the density was within the standard deviation of the measurement. Even if common practice in CMS is to perform trend analysis, it is necessary to know the interaction of the measured parameters and carry out a correlation analysis for a measurement value correction. According to the laboratory report on the oil-sample analysis, Oil-1 and Oil-2 needed a second sampling to verify their condition; however for Oil-3, the status of the sample was normal. This is expected as the Oil-3 is a PAG and it can dissolve more water than mineral and PAO oils: Alarms levels for a PAO and mineral oil are around 600 ppm and around 15 000 ppm for a PAG [12]. From the oil samples, slight changes in the oil additives were identified. However, it is not possible to draw definite conclusions about these changes as the accuracy of the method does not allow to associate these changes to water contamination. Nevertheless, water diminishes the oil lubrication capabilites affecting EP additives e. g. phosphore and sulfur, which usually act to minimize friction under high pressure and high temperature conditions as occurs in gearboxes [13]. Therefore, a correlation between water ingress and EP changes should not be completely discarded. 5 Conclusion Testing oil sensors involves numerous challenges from the testing procedures to the assessment of the results. From the experiments executed in this study it can be concluded that: • Water homogenization is possible with a simple mechanical system, however particle homogenization requires a special procedure to distribute the particles uniformly and inject them in a measurement pipe. The particles should not be added to the walls of the reservoir or pipes. Proper materials, sealing systems, exhaustive cleaning and filtering will be necessary to ensure the creation of realistic conditions being present in wind turbine gearboxes. • The sensor under test did not provide accurate viscosity and density measurements for temperatures lower than 60 °C. This inaccuracy can be problematic for wind turbines which also operate at oil temperatures lower than 60 °C. • The influence of water was identified by an increase in the dielectric constant, however as the temperature has counter effect decreasing the dielectric constant, it is necessary to have a temperature correction of the measurement values of the dielectric constant in order to isolate the pure effect of water contamination. • The accuracy of the sensor is dependent on the type of oil. The sensor showed a better performance for the mineral and the PAO oil as for the PAG oil. • The water content in the oil was not clearly identified by the sensor. Standard laboratory analysis give the water content based on infrared spectroscopy which only identify the water content larger than 1000 ppm, which in a gearbox with PAO or mineral oils is in the alert range. Therefore a Karl Fischer analysis needs to be performed to identify the water content in the oil samples. • Changes in the additives caused by water could not be identified in the standard oil-sample analysis in the present study; however it is known from the literature that water can affect EP additives. A more accurate measurement could help to identify more precisely the correlation between these two parameters. References [1] S. Sheng, „Investigation of oil conditioning, real-time monitoring and oil sample analysis for wind turbine gearboxes,“ in AWEA Project Performance and Reliability Workshop, San Diego, 2011. [2] J. Stover and C. Jensen, „The Road Map to Effective Contamination Control in Wind Turbines,“ in Condition Monitoring Workshop, 2011. [3] J. Ukonsaari and H. Moller, „Oil Cleanliness in Wind Power Gearboxes,“ ELFORSK, Stockholm, 2012. [4] T. 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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 von 7 184,- Inland bzw. 7 198,- Ausland. 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 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 Telefon (0 71 59) 92 65-0 · Telefax (0 71 59) 92 65-20 Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen E-Mail expert@expertverlag.de Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Internet www.expertverlag.de T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction Water occurs as a contaminant in virtually all petroleum products. It reduces lubricant properties, promotes microbial oil degradation and promotes corrosion of ferrous and nonferrous metals. While at higher temperatures water boils and contributes to a partial degreasing, temperatures below freezing point lead to the formation of ice crystals and a rapid decrease in lubricity. In view of this, knowledge of the water content in petroleum products is of prime importance. Karl Fischer titration, owing to its excellent reproducibility and accuracy as well as its ease of use, numbers amongst the most important water determination methods and accordingly figures in numerous international standards. Measurement can occur by volumetric or coulometric Karl Fischer titration. Because of the low water content in petroleum products, KF coulometry is usually applied. 54 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 * Dr. Christian Haider, Manager Competence Center Titration, Metrohm International Headquarters, CH-9100 Herisau Andreas Trinkle, Deutsche METROHM GmbH & Co. KG, 70794 Filderstadt Determination of the water content in lubrication oils, greases, and polyol-based hydraulic oils C. Haider, A. Trinkle* Die Karl-Fischer Titration ist aufgrund ihrer hervorragenden Reproduzierbarkeit und Präzision wie auch der einfachen Anwendung eine der wichtigsten Methoden zur Bestimmung des Wassergehaltes und deswegen auch in vielen internationalen Normen und Standards erwähnt. Selbst schwierige Proben wie Getriebeöle und Schmierfette können mit der sogenannten Gasextraktionstechnik bequem und zuverlässig analysiert werden. Nebenreaktionen durch Additive und Anwendungsfehler infolge der hohen Viskosität der Proben werden eliminiert. Für flüssige Proben mit hohem Wassergehalt lässt sich die Analyse mit einem Pipettiersystem für die automatische Probeninjektion stark vereinfachen. Schlüsselwörter Karl-Fischer-Titration, Gasextraktion, Ofentechnik, Coulometrie, Volumetrie, Getriebeöle, Motoröle, Schmierfette Karl Fischer titration, owing to its excellent reproducibility and accuracy as well as its ease of use, numbers amongst the most important water determination methods and accordingly figures in numerous international standards. Even difficult samples such as lubrication oils and greases can be analysed in a very convenient and reliable way by using the gas extraction technique. Side reactions caused by additives or handling problems due to the high viscosity of the samples can be eliminated. Liquid samples with high water content can be analysed by using a proper pipetting equipment for automated sample injection, thus avoiding handling errors. Keywords Karl Fischer titration, Gas extraction, KF oven, Coulometry, Volumetry, Lubricants, Greases Kurzfassung Abstract ) ) ) ! "#$%& '#()&& *(+,-(##%-& .-/ 0+1&2(3#%4& 5$%+&)0,6&4"78#%& 9'&: 0,-"; (+& <"--0%-&1"4& Figure 1: Setup and carrier gas flow for the KF oven technique T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis 2 Water in lubrication oils and greases using the vial technique and gas extraction The additives frequently present in oil samples can react with KF reagents and falsify the result. If a KF drying oven is used, the sample is applied into a sealed vial. A stream of dry carrier gas transfers the expelled water into the titration cell. Since the sample itself does not come into contact with the KF reagent, interfering side reactions and matrix effects can be excluded (Figure 1). This method will also be considered in the upcoming revision of DIN 51777. The correct heating temperature lies below the decomposition temperature of the sample and is determined in preliminary tests. Advantages of the gas extraction and vial technique are: • Stand alone and fully automated determinations • No cross contamination due to disposable vials • No distortion of the water content thanks to sealed vials • On-site sampling • Temperature ramp to find the ideal heating temperature (Figure 2) • Minimized consumption of KF reagents • No contamination of the KF reagents 2.1. Greases Greases are very difficult to handle for direct sample injection. The inhomogeneity of the sample, the high melting point, and the clumpy structure prevent a fast and homogenous release of the water from the sample matrix. This can be improved by increasing the sample surface. The compact sample shows a very slow water release; the sample string the fastest (Figure 3, Figure. 4). In short: the much easier handling of the applicated sample is the most economic procedure. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 55 Figure 3: Compact sample (left), applicated sample (center), sample string (right) Figure 2: Temperature gradient for Hydranal ® Standard Sodiumtartrate-2hydrate, water release at 120 °C, decomposition above 240 °C Figure 4: Even though the applicated sample shows a slightly slower water release, it is the more economic procedure T+S_3_16 05.04.16 09: 01 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis Another option to speed up the water extraction is to dissolve the sample in n-heptane (Figure 5). Since the lipophilic fraction of the grease is dissolved, the release of water is much faster and occurs at lower temperatures compared to the undissolved sample. 2.2. Engine oils, lubricating oils Since gear and engine oils contain additives, they are not suited for direct injection. The additives would cause side reactions that result in too high results. Using the gas extraction technique, side reactions can be avoided (Table 1). Thus, the gas extraction technique also makes solubilizers (e. g., chloroform, trichloroethylene) obsolete. Due to the very low water content, a higher sample volume is required. This calls for a correction of the blank value, which is usually determined with an empty vial. The blank value for the gas extraction is usually determined by measuring the water content of the entrapped air in an empty vial. However, since the vials are partly filled with sample, only the remaining volume of air should be considered for the blank value. 3 Water in polyol-based hydraulic oil Due to the high water content of up to 40 %, polyolbased hydraulic fluids are usually determined by volumetric Karl Fischer titration. Using a fully automated KF titration setup, the sample is sealed in a 20 mL vial and is automatically pipetted via an 800 Dosino to the external titration vessel. The larger sample volume is required since the aspiration tube and injection capillary are rinsed with the sample instead of KF solvent. The full titration procedure is described in Figure 6 and includes: 56 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Figure 5: Water release of compact, applicated, and dissolved sample ! ! "#$%&! '()$%)$! *+&%'$! +),%'-()! ./ / 01! "#$%&! '()$%)$! 2#3! %4$&#'-()! ! ! ! ! ! ./ / 01! 567! ! *+&%'$! +),%'-()! .81! 567! ! 2#3! %4$&#'-()! .81! 9#3+'! (+: ! ; <! ; =! >? ; ! @? >! A)3B: #-)2! (+: ! CD! C=! @? E! <? C! F&#)3G(&0%&! (+: ! ! ; H? C! CI? =! C? D! ; ? E! J)2+)%! (+: ! KELM<IK! ; D>I! C>; ! D? ; ! <? <! N%#&! (+: ! K=ELMHIK! ; I<@! DI; ! I? D! C? @! Table 1: Comparison of direct injection and gas extraction technique for various oils. The engine and the gear oil (in red) contain high additive contents. Figure 6: Schematic display of the sample transfer with the 800 Dosino T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis • Aspirate sample in buret cylinder • Rinse injection capillary with new sample • Empty titration vessel / refill with methanol • Inject defined amount of sample • Start KF titration The system provides a high reproducibility and excellent correlation with manual titrations (Figure 7, Figure 8). Thanks to an optimized rinsing procedure, cross-contamination can be eliminated. 4 Summary With the gas extraction and the automated sample pipetting technique, Metrohm offers two strong Karl Fischer options that beyond simplifying the analytical tasks notably improve the reproducibility and suppress interferences from the sample matrix. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 57 Figure 7: Water content and reproducibility for three different polyol samples Figure 8: Water content and reproducibility, determined with Formamid/ PEG test sample Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! Wenn auch Sie die Leser von T + S über Ihre aktuellen Broschüren und Kataloge informieren möchten, empfehlen wir Ihnen, diese Werbemöglichkeit zu nutzen. Für weitere Informationen - wie Gestaltung, Platzierung, Kosten - wenden Sie sich bitte an Frau Sigrid Hackenberg, die Ihnen jederzeit gerne mit Rat und Tat zur Verfügung steht. 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_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 57 Firmenportrait 58 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Als gemeinnützige Forschungseinrichtung entwickelt die IVW GmbH neue Anwendungen für Verbundwerkstoffe in zahlreichen Joint Ventures mit Industriekunden und in öffentlich geförderten Forschungsprogrammen. Neue Werkstoffe, weiterentwickelte Bauweisen und Fertigungsprozesse werden untersucht und - nach der Erarbeitung des nötigen Grundlagenverständnisses - für die jeweiligen Produktanforderungen maßgeschneidert. Speziell im Kompetenzfeld Tribologie entwickelt die IVW GmbH Verbundwerkstoffe, Prüftechnologien und -methoden, die die individuellen Anforderungen unserer Kunden erfüllen, beispielsweise neue und verbesserte Werkstoffformulierungen für Hochtemperaturbeschichtungen. Systemgerechte tribologische Prüfmethoden und die Werkstoffanalytik sind für das Verständnis der Reibungs- und Verschleißmechanismen und der Zusammenhänge zwischen Werkstoffstrukturen und Eigenschaften wichtig. Die Charakterisierung und Bewertung von Materialien erfolgt durch eigens entwickelte und mit Präzisionssensorik ausgerüstete Modell- und Bauteilprüfstände. Typische Anwendungen der neuen Werkstoffe finden sich beispielsweise in Gleitlagern, in denen geringer Verschleiß, niedrige Reibung, hohe thermische Stabilität und lange Lebensdauer gefordert sind. Die Forschungsaktivitäten decken die gesamte Wertschöpfungskette ab, angefangen von den wissenschaftlichen Grundlagen bis hin zur Herstellung von Prototypen in einer realistischen Umgebung. Dazu arbeiten alle Kompetenzfelder der IVW GmbH eng zusammen. Dies sind - Bauweisenentwicklung - Prozesssimulation - Crash & Energieabsorption (Modellierung, Simulation und Prüfung) - Ermüdung & Lebensdaueranalyse - Tailored & Smart Composites - Tailored Thermosets & Biomaterials - Werkstoffanalytik - Press- & Fügetechnologien - Roving- & Tape-Verarbeitung - Imprägnier- & Preformtechnologien Institut für Verbundwerkstoffe GmbH (IVW) Erwin-Schrödinger-Str., Geb. 58 67663 Kaiserslautern www.ivw.uni-kl.de, Deutschland Luftfahrt Aeronautics Medizintechnik Medical Engineering Maschinenbau Engineering Windkraft Wind Energy Sport und Freizeit Sports and Recreation Institut für Verbundwerkstoffe GmbH (IVW) (Siehe auch Beitrag rechts) T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 59 Einleitung In den letzten zwei Jahrzehnten wurden immer mehr polymere Gleitlacke mit dem Funktionsprinzip der Trockenschmierung für die unterschiedlichsten Anwendungen in vielen Technikbereichen eingesetzt. Festschmierstoffe werden üblicherweise eingesetzt, wenn die Nutzung von Schmierölen bzw. Schmierfetten unter gegebenen Betriebsbedingungen bzw. Konstruktionsbedingungen nicht möglich ist oder nicht optimal angewandt werden kann, z. B. bei sehr niedrigen oder hohen Temperaturen, unter Vakuum, aber auch bei Einsatz aggressiver Medien. Ziel dieser Arbeit war die Entwicklung neuer Gleitlacksysteme, die über eine intelligente Zusammensetzung ein breites Anwendungsspektrum in der Tribotechnik, insbesondere in der Automobilindustrie finden sollen. Dafür wurden ölgefüllte Nanokapseln entwickelt, die sowohl als Dispersion, als auch eingemischt in Gleitlacke sehr gute tribologische Eigenschaften aufweisen. Die Idee ist, ein verkapseltes Schmieröl in das Bindemittel zu integrieren. Die Schale lässt sich ideal im Bindemittel aufgrund ihrer einstellbaren Hydrophilie verteilen, wodurch Inhomogenitäten vermieden werden können. Der Kern der Kapsel beinhaltet das Öl, das aufgrund der Kapselung nicht mehr über Diffusion aus dem Bindemittel heraustreten kann. Durch den Einsatz dieser Art von ölgefüllten Kapseln wurden Gleitlacke hergestellt, die sowohl dauerhaft als trockene Schmierstoffschichten agieren können (d. h. solange die Kapsel nicht zerstört wird), aber auch im Falle einer Zerstörung der Kapsel ein flüssiges Schmiermittel im Kontaktbereich freisetzen. * Dipl.-Chem. Gabriela-Margareta Florescu Dr. Ing. Bernd Wetzel Joachim Stephan Institut für Verbundwerkstoffe GmbH 67663 Kaiserslautern Extrinsische und intrinsische Schmierung von Tribosystemen mit Dispersionen von ölgefüllten Nanokapseln G.-M. Florescu, J. Stephan, B. Wetzel* Neuartige wässrige Dispersionen ölgefüllter Nanokapseln mit Kern-Schale-Morphologie wurden hergestellt, um als innovative Schmierstoffe mit sehr guten tribologischen Eigenschaften zu dienen. Sie bieten vielfältige industrielle Anwendungsmöglichkeiten, z. B. im Maschinenbau und der Automobilindustrie. Der Kern der Nanokapseln besteht aus schmierenden Ölen und die Schale aus organischen oder anorganischen Polymeren. Die neuentwickelten ölgefüllten Nanokapseln können zu einer signifikanten Reduktion des Reibungskoeffizienten führen und lassen sich sowohl als extrinsischer Schmierstoff in Dispersionsform, als auch in polymerbasierten Gleitlacken als intrinsischer Schmierstoff einsetzen. Schlüsselwörter Kern-Schale-Partikel; schmierstoffgefüllte Kapseln; intrinsische Schmierwirkung; Reibungskoeffizient; Gleitlack Novel aqueous dispersions of oil-filled nanocapsules with core-shell morphology were produced to serve as innovative lubricants with very good tribological properties. They offer potential to be used in a variety of industrial applications, e.g. in mechanical engineering and the automotive industry. The newly developed oil-filled nanocapsules can lead to a significant reduction of the friction coefficient, and they can be used as both extrinsic lubricant in form of dispersion, as well as intrinsic lubricant in polymer-based antifriction coatings. Keywords Core-shell particles; lubricant-filled particles; intrinsic lubrication; coefficient of friction; antifriction coatings Kurzfassung Abstract T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis 60 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Synthese und Charakterisierung von ölgefüllten Kern-Schale Nanopartikel Nanopartikel mit einem Kern aus Öl (rein oder additiviert) und einer Schale aus Polysiloxan/ Silicat wurden in Form von wässrigen Dispersionen synthetisiert. Die Synthesemethode wird bereits im Medizinbereich eingesetzt und wurde in dieser Arbeit für die Anwendung in Verbundwerkstoffen übertragen. Die Weiterentwicklung und Optimierung der Partikelsynthese hinsichtlich Größe, Kern/ Schale-Verhältnissen und Zusammensetzungen erfolgte parallel zur Weiterentwicklung der Beschichtungsformulierung und -technologie nach jeder Zwischenevaluierung der technischen Leistungsfähigkeit eines Gleitlackes. Des Weiteren wurde unter Variation von Ölen mit verschleißmindernden Additiven die Rezeptur zur Herstellung von Nanokapseln weiterentwickelt. Dafür wurden jeweils neue Öle und in Öl lösliche Additive, ein herkömmliches Motoröl sowie Hexadecan (p. a.) eingesetzt. Da die Beschichtungsformulierungen aus einer Mischung zweier wässriger Dispersionen bestehen, wurden sowohl die Polymerdispersionen, als auch die dispergierten, ölgefüllten Kapseln zuerst charakterisiert. Die Partikelgröße und Partikelgrößenverteilung wurden mittels eines Zetasizers „Nano ZS“ von Malvern gemessen. Der Feststoffgehalt der Dispersionen wurde gravimetrisch bestimmt. Die eingesetzten Nanokapseln zeigen, je nach Reaktionsbedingungen und/ oder Art des eingekapselten Öls, eine Partikelgröße zwischen 50 und 250 nm und sind polydispers (PDI ≥ 0,2). Der Feststoffgehalt der entsprechenden Dispersionen liegt bei 30-33 %. Um das Beschichtungsformulieren und somit den Beschichtungsprozess zu vereinfachen, wurden verschiedene Partikeldispersionen gefriergetrocknet. Die liophilisierten Partikel zeigten nahezu unveränderte Eigenschaften (Bild1) und waren einfach in Wasser, bzw. Polymerdispersionen zu redispergieren. Die Untersuchungen haben gezeigt, dass sich die besten tribologischen Ergebnisse durch den Einsatz von polydispersen Partikeln mit Partikelgrößen zwischen 150 und 250 nm, welche stabilisierte Bioöle enthalten, ergeben. Die Polymerdispersionen und die Beschichtungsformulierungen wurden rheologisch getestet, um die richtige Beschichtungsmethode (nötige Viskosität der Formulierung, Geschwindigkeit des Beschichtens etc.) herauszufinden. Des Weiteren wurden die getrockneten ölgefüllten Kapseln mittels Infrarotspektroskopie (FT-IR), dem Rasterelektronenmikroskop (REM) sowie durch tribologische Prüfungen untersucht. Herstellung und Charakterisierung der Beschichtungen Zur Herstellung der Gleitlacke wurden mehrere Polymerdispersionen eingesetzt, wovon die besten Eigenschaften hinsichtlich Substratadhäsion, Kratzfestigkeit und Tribologie die UV-auszuhärtenden Dispersionen D1 und D2 zeigten. Weiterhin wurden die Einflüsse von verschiedenen Additiven auf die jeweilige Formulierung getestet. Diese waren ein Netzmittel, welches zur Verbesserung der Polymerpartikelverteilung an der Stahloberfläche dienen sollte, ein Verdickungsmittel, sowie ein wasserlösliches verschleißminderndes Additiv (AW15, Schäfer-Additivsysteme). Die Beschichtungsformulierungen entstanden somit aus einer Polymerdispersion, einer Nanokapsel-Dispersion und einem oder mehreren Additiven mit unterschiedlichen Gewichtsverhältnissen. Aus verschiedenen Beschichtungsmethoden (Spin Coating, Dip Coating, automatisches Filmziehen, bzw. Rakeln, Sprühen etc.) wurde für diese Arbeit das automatische Filmziehen als das am besten geeignete für die Systeme (Lack und Substrat) ausgewählt. Weiterhin wurden die Beschichtungen im Ofen bei verschiedenen Temperaturen getrocknet. Wenn diese einen Photoinitiator beinhalteten, wurden sie anschließend zur Aushärtung mit UV-Licht bestrahlt. 0 5 10 15 20 25 30 35 40 1 1 0 100 1000 Intensity (% ) Size (d.nm ) Size Distribution by Intensity Bild 1: Partikelgröße und -verteilung für dispergierte (blau), bzw. liofilisierte (redispergierte) bioölgefüllte Kapseln (lila) T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 61 Um die Haftung des Gleitlacks am Substrat zu verbessern, wurden Stahl-Substrate mittels Sandbestrahlung vorbehandelt (Bild 2). Die Schichtdicke wurde mittels Lichtmikroskop und/ oder Weißlichtprofilometer und die Struktur des Lackes mittels REM untersucht. Tribologische Untersuchungen Die Beschichtungen wurden mittels des SRV-Testsystems, einer Scratch-4-Machine und des Ring-auf-Platte Prüfstands tribologisch geprüft [12]. a) SRV-Testsystem (Fretting) SRV-Testsysteme können Reibungs- und Verschleiß-Untersuchungen an Ölen, Materialien und Beschichtungen durchführen. Sie funktionieren nach standardisierten Tests entsprechend DIN 51834 (Teil 1 und 2), ASTM D 5706 und D 5707. Für diese Prüfungsart wurden zwei Probekörper, die in der Testkammer installiert sind, aufeinander gepresst. Die obere Probe wurde auf die untere Probe gedrückt und entsprechend vorprogrammierten Parametern (Frequenz, Hub und Last) oszillierend bewegt. Der Kontaktpunkt zwischen den Proben kann geschmiert oder nicht geschmiert sein. Der Reibungskoeffizient wurde automatisch als eine Funktion der Last berechnet und während des gesamten Tests aufgezeichnet. Das Verschleißvolumen und der Gesamtreibungsweg wurden nach dem Test berechnet. Das schematische Funktionsprinzip des SRV-Testsystems ist in Bild 3 dargestellt. Öle und Partikeldispersionen Die Reibwerte der Ausgangsöle (Hexadecan HD, herkömmliches Motoröl MÖ, Basisöl Ö1, additiviertes Basisöl Ö1add., Bioöle BÖ1 und BÖ2) und der entsprechenden ölgefüllten Partikeldispersionen wurden mittels der von den Herstellern empfohlenen Methode (F N = 50 N; A = 1,0 mm; ʋ = 50 Hz; t = 7200 s; Kugel als Gegenkörper) bestimmt. Mit dem SRV-System wurde zunächst der Effekt der Zugabe von 1 Gew.% jedes getesteten Additivs auf den Reibungskoeffizient des Öls Ö1 ermittelt und eine Reduktion um 30 % von µ = 0,16 auf 0,11 nachgewiesen. Da es das Ziel war, Beschichtungen mit Reibkoeffizienten unter 0,1 herzustellen, wurden die Bioöle und das Additiv AW15 als die bestgeeignetsten gewählt, weil sie sich als die einzigen mit Reibwerten unter 0,09 erwiesen. Allerdings haben die weiteren Untersuchungen gezeigt, dass die Einkapselung in eine Polysiloxan/ Silicat-Schale den Reibwert signifikant senkt. Alle Partikeldispersionen haben nach 2 Stunden Messzeit Reibungskoeffizienten unter 0,1 ge- Bild 2: Verteilung der ölgefüllten Kapseln in einem Polyacrylatbasierten (D1) Gleitlack (Abbildung aus dem Rasterelektronenmikroskop) Bild 3: Funktionsprinzip des SRV-Testsystems 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14 0,16 0,18 0,2 MÖ MÖ-PD HD HD-PD Ö1add. Ö1add.-PD BÖ2 BÖ2-PD Reibungskoe! zient Bild 4: Vergleich der Reibungskoeffizienten von Ölen und Dispersionen mit ölgefüllten Kapseln T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 61 Aus der Praxis für die Praxis 62 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 zeigt. Langzeituntersuchungen (72000 s) zeigten sogar im Falle von eigekapseltem Hexadecan sowie dem Öl BÖ2 Reibwerte von 0,03, obwohl für reines Hexadecan ein Reibwert von µ = 0,18 gemessen wurde (Bild 4). Beschichtungen Verschiedene Beschichtungen, basierend auf den Dispersionen D1 und D2 mit unterschiedlichen ölgefüllten Partikelarten und -mengen (10-30 Gew.%) wurden unter Lasten von 10 bis 30 N und Frequenzen von 0,5 und 1 Hz mit einem Stahlzylinder als Gegenkörper geprüft. Allgemein wurde beobachtet, dass der Reibungskoeffizient jedes Gleitlacks mit der Erhöhung der Menge an ölgefüllten Kapseln bis 20 Gew% kontinuierlich sinkt (Bilder 5, 6). Bei einigen Beschichtungen mit 30 Gew.% Partikel verschlechtert sich der Reibwert, vermutlich wegen der bei diesem hohen Gehalt recht niedrigen Härte des Lacks. Beispielsweise wurde der Reibwert von Dispersion D1 mit Zugabe von 10 Gew.% bioölgefüllten Partikeln von 0,8 auf 0,09 reduziert; durch die Erhöhung der Kapselmenge auf 20 Gew.% sank der Reibwert auf 0,07 und verblieb über mehr als 20 Stunden auf diesem Niveau (Bild 6). b) Kratzversuche Statische und dynamische Kratzversuche wurden mittels einer „Scratch-4-Machine“ (Fa. Surface Machine Systems, USA) durchgeführt, um die kritische Last (critical load) und den Kratzreibungskoeffizienten (Scratch friction coefficient, SFC) unter einer geeigneten Last zu ermitteln [12]. Die kritische Last sank für den Lack D1 mit 10 Gew.% MÖP geringfügig von 49 auf 46 N mit der Erhöhung des Partikelgehalts im Lack. Die statischen Kratzversuche unter einer konstanten Last von 20 N und einer Geschwindigkeit von 1 mm/ s zeigten allerdings eine deutliche Reduktion des Kratzreibungskoeffizienten von 0,3 auf 0,13 schon bei Zugabe von 10 Gew.% ölgefüllten Partikeln. Eine Erhöhung des Partikelgehalts führte zur Reduktion des Kratzreibungskoeffizienten. c) Ring-auf-Plate-Prüfung Untersuchungen mit dem Ring-auf-Plate-Prüfstand bestätigten die Ergebnisse der Fretting-Messungen (SRV- System). Sowohl die Verschleißraten, als auch die Reibungskoeffizienten sanken mit der Erhöhung des Anteils an ölgefüllten Partikeln im Gleitlack. Die beste Ergebnisse zeigten die Gleitlacke mit 20 Gew.% liofilisierten, bioölgefüllten Kapseln. Zusammenfassung und Ausblick Ölgefüllte Nanokapseln wurden mit verschiedenen Ausgangmaterialien hergestellt und in Gleitlacke eingebracht, um die tribologischen Eigenschaften der Polymermatrix zu verbessern. Es wurde gezeigt, dass selbst 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 D1 (Referenz) D1+10 % MÖP D1+20 % MÖP D1+30 % MÖP Reibungskoe"zient Bild 5: Reibungskoeffizienten von Gleitlacken mit unterschiedlichen Mengen an mit Motoröl gefüllten Kapseln 0 0 , 1 0 , 2 0 , 3 0 , 4 0 , 5 0 , 6 0 , 7 0 , 8 F L R 1 F L R 2 D 1 ( R e f e r e n z ) D 1 + 1 0 % S B Ö P D 1 + 2 0 % S B Ö P . D 1 + 3 0 % S B Ö P Reibungskoe"zient Bild 6: Reibungskoeffizienten von herkömmlichen und neu entwickelten Gleitlacken T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 62 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 63 bei einem Gehalt von 10 Gew.% an Nanokapseln im Polymer eine deutliche Reduktion der Reibungskoeffizienten erzielt werden kann. Alle ölgefüllten Partikeldispersionen zeigten niedrigere Reibwerte als die enthaltenen Öle, vermutlich aufgrund eines synergetischen Effekts zwischen der weichen Silica-Schale und dem Öl. Zwei herkömmliche Gleitlacke (Bild 6, FLR1, FLR2) wurden zum Vergleich untersucht und zeigten viel höhere Reibwerte (0,38, bzw. 0,12) als die neu entwickelten Beschichtungen, was die neuen Systeme für eine industrielle Produktentwicklung empfiehlt. Danksagung Die Autoren danken dem Bundesministerium für Wirtschaft und Technologie (BMWi) für die Förderung der Arbeiten im Rahmen des Programms „Zentrales Innovationsprogramm Mittelstand (ZIM)“ (Förderkennzeichen KF2088323MF2), sowie dem Industriepartner Schäfer-Additivsysteme GmbH, Ludwigshafen, für die gute Zusammenarbeit. Literatur [1] Pohmer, K. 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Jahrgang, 2/ 2015 [13] Florescu,G-M., Wetzel, B., Oil-filled nanocapsules as intrinsic lubricants for tribological applications, Beitrag zu „Fourth International Conference on Multifunctional, Hybrid and Nanomaterials“, Sitges ,Spain, 9 - 13 March 2015 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_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 63 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction One of the major designs in steel rolling mills is the chock Bearing ** type, where bearings are housed inside a special housing called a chock, typically four raw radial tapered bearings are used on the drive side and four raw tapered plus a thrust bearing on the free side. Grease is by far the most common form of bearing lubrication; in fact about 90 % of all rolling element bearings are greaselubricated [2]. Due to steel treatment requirement during rolling process, and to avoid over expansion of the steel rollers due to the extreme temperatures of steel during hot rolling (1050-1200 °C), water is used lavishly for cooling (see Figure 1), but during this process, water attacks grease 64 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Synthetic Complex Lithium Grease for increased Steel Rolling Mills Productivity & Reliability M. A. Abdel Shafy, G. Delafargue* Figure 2: Diluted Grease Steel Rolling Mills typically use conventional mineral lithium greases for their mill stands’ chock bearings. In this application, large quantities of grease need to be pumped into the bearings to counter the severe water contamination and high temperatures typically experienced, with the aim to increase bearings reliability and avoid unnecessary bearing failures, and hence maintain the mill productivity. This paper is intended to describe and discuss a project conducted in a Steel Rolling Mill in Egypt, to replace conventional mineral lithium grease with advanced synthetic complex lithium grease (Mobilith SHC 460). This paper will document the results of reduction in grease consumption and improved bearings operating temperatures, reflecting better protection of the bearings and less failure rates. The overall result was decreased maintenance costs. The paper will also present lab test results, together with grease consumption calculations, bearings temperature records using thermoghraphic imaging, comparative bearings failure rates, and photos showing bearings condition. Improved Productivity, Reliability and Sustainability are hence expected to be achieved in Steel Rolling Mills by using advanced synthetic complex lithium grease. Keywords Synthetic Greases, Lithium Complex, Steel Mills, Productivity, Extended Regreasing, Grease Softening, Water Washout, Chock Bearings Abstract * Bsc. Mohamoud A. Abdel Shafy ExxonMobil Egypt (S.A.E.) 1097 Cornich El Nil, Garden City, Cairo, Egypt ZIP Code 22111 Gilles Delafargue ESSO S.A.F, France ** [chock] noun: a wedge or block of wood, metal, or the like, for filling in a space, holding an object steady, etc. chock bearing: a bearing supporting the end of a rolling mill [1] (which besides lubricating bearings, act as sealant for water and other environmental contamination ingress) inside the chock bearings. As a way to prevent rust and hence bearing failure due to water ingress, fresh grease is pumped into chock bearings (Centralized systems) to replenish the diluted grease inside with fresh grease to protect the bearings (see Figure 2), or in Figure 1: Water Attack to Chock Bearings T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 64 Aus der Praxis für die Praxis case of manual greasing, the whole rolling set has to be dismantled to perform the regreasing manually (usually in a roll shop). This of course results in increased grease consumption, waste grease, and lost productivity. 2 Synthetic Complex Lithium Grease Solution In 2012 a field trial to replace conventional mineral lithium grease with synthetic complex lithium grease (Mobilith SHC 460) was carried out in a centralized greasing system steel rolling mill in Egypt. This was done in an attempt to increase the re-greasing intervals, and resulted in decreased grease consumption, and better protection of bearings, for increased bearings reliability and increased steel mill productivity. 3 Benefit Driving Factors The two main driving factors for the decreased greasing and improved bearing protection were: water wash-out characteristics inherited from complex lithium soap, and high temperature characteristics inherited from both synthetic oil base and complex lithium soap. 3.1 Water Wash-out Characteristics Good water tolerance helps maintain consistency of grease, which can lead to grease consumption decrease, bearing life increase, and reduces corrosion related failures. Water wash-out test [ASTM D1264]: A standard test bearing is packed with 4 grams of the grease to be tested. The bearing is rotated at 600 rpm in the water spray chamber at 80 °C for one hour, 300 ml of water per minute are sprayed at the bearing assembly. The percent weight loss of the grease carried away with the water is reported. This test is a relative measure of grease’s ability to resist removal by water (see Figure 3). When compared to conventional mineral lithium grease, synthetic complex lithium grease offers 3 times better water washout performance (as shown in Figure 4) resulting in less amount of grease washed out by water, and in turn decrease of grease consumption and extension of re-greasing intervals . 3.2 High Temperature Characteristics Higher operating temperature (150 ˚C) of synthetic complex lithium grease compared to 130 ˚C of conventional mineral lithium grease, combined with the huge difference in dropping points (265 ˚C vs. 190 ˚C) also contributed to the extension of re-greasing intervals leading to reduced grease consumption (see Figure 5). 4 Field Trial Results Trial was arranged on two phases; Phase 1 was to select individual rolling mill stands and disconnect them from the centralized greasing system that is running on conventional mineral lithium grease, and start greasing them manually using the synthetic complex lithium grease to measure the change in grease consumption and bearing protection effects. Phase 2 was to document the use of synthetic complex lithium grease in the centralized greasing system of Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 65 Figure 4: Water Wash-out Results Figure 5: High Temperature Characteristics Figure 3: Water Wash-out Test T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 65 Aus der Praxis für die Praxis the whole mill to measure the overall effects and benefits. Following are the results measured on the mill’s bearings running temperatures, grease consumption, grease stability and bearing protection. 4.1 Chock Bearings Reduced Running Temperatures Before changing the grease type, some reference thermoghraphic images were captured for further comparison purposes. Results evidenced a decrease in the running temperatures of the mill’s bearings (both high load low speed bearings in the roughing stage, as well as low load high speed bearings in the finishing stage) as shown in following Figures 6-9 (59,4 °C versus 76,1 °C and 63,3 °C versus 74,4 °C respectively) . This documents the longer grease life and better protecting oil film thickness for longer bearings life. But we should bear in mind that the practical method to measure temperature of a bearing is by reading the temperature outside of the housing, so it is important to remember that the temperature at the bearing housing surface is 10 °F to 15 °F (about 5 °C to 8 °C) lower than bearing temperature [3]. From the housing temperatures shown in the original greasing pattern, which is in the range of 75 °C (167 °F) and which is actually translated to 177-182 °F (80 °C to 83 °C) actual bearing temperature, will lead to a shortened bearing life and grease life. When the lubricant is exposed to constant operating temperatures above 70 °C, the calculated values for re-lubricating intervals are halved for each 15 °C (27 °F) increase in operating temperature [4], this effect was shown on the actual consumptions as detailed in the following subsection 4.2. 4.2 Reduced Chock Bearings Grease Consumption Actual consumption of conventional mineral lithium grease per stand (4 chock bearings) was 8.7 kg grease per day, i. e. 69.6 Kg each 8 days , plus the initial filling of all 4 chock bearings in the roll shop with 10 kg grease once each 8 days (summing up to 79.6 kg per stand for each rolling campaign). In Phase 1 of the trial (where synthetic complex lithium grease was applied manually) and based on reference greasing volumes, grease consumption was gradually reduced in volume. At the same time a starvation protocol was followed of greasing once every 2 days, then 4, then 6 and finally every 8 days (once every full rolling campaign), this was intended to measure grease’s ability to withstand a similar condition of greasing system failure without being noticed by the operators. 66 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Figure 6: Vertical Roughing Stand Bearing with conventional mineral lithium grease Figure 7: Same Vertical Roughing Stand Bearing in Figure 6 but with s ynthetic complex lithium grease Figure 8: Horizontal Finishing Stand Bearing with conventional mineral lithium grease Figure 9: Same Horizontal Finishing Stand Bearing in Figure 8 but with synthetic complex lithium grease T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 66 Aus der Praxis für die Praxis During this phase, daily regreasing amount was reduced to 0.25 kg grease per stand (summing up to 12 kg per stand for each rolling campaign; 8 x 0,25 Kg for the 4 chock bearings + 10 kg initial filling). Comparison between grease consumption of both types is illustrated in (Figure 10) below. Also during this phase, systematic grease starvation regime was followed in the first finishing stage stands for its lower temperature than the final stage stands in the examples discussed before, to have more safety margins during the starvation phase, this regime was done by greasing the bearing subject to the trial every 48 hours (completely no grease every other day) then extended to greasing once every 96 hours, then once every 144 hours, and finally no regreasing was done for during the full rolling campaign (8 days = 192 hours). During this starvation regime, temperatures were kept under control indicating proper bearing protection with minimum grease amount (see Figures 11-14). 4.3 Grease Stability under Water Attack During the trial, grease samples were collected to measure water ingress and grease stability under such conditions, the Synthetic Complex Lithium Grease has shown almost no change in consistency even under extreme high water contamination (up to 56 % water) as shown in (Figure 15). Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 67 Figure 11: Finishing Stand at Day 0 of Rolling Campaign Figure 12: Finishing Stand at Day 2 of Rolling Campaign (48 hours with no regreasing) Figure 13: Finishing Stand at Day 6 of Rolling Campaign (144 hours with no regreasing) Figure 14: Finishing Stand at Day 8 of Rolling Campaign (196 hours with no regreasing) Figure 10: Comparison of Grease Consumption per Stand per 8-day Rolling Campaign Figure 15: Grease Penetration Change % from Reference T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 67 Aus der Praxis für die Praxis Meanwhile, roll shop operators reported that, at cleaning inspection and re-greasing after each rolling campaign, the synthetic complex lithium grease remaining inside the chock bearings was harder to remove than the conventional mineral lithium grease (see Figure 16 for physical appearance of synthetic complex lithium grease and compare to diluted conventional mineral lithium grease in Figure 2). 4.4 Bearing Protection During the whole trial Phase 1 described above, and Phase 2 (when synthetic complex lithium grease replaced conventional mineral lithium grease in the steel mill centralized greasing system) customer had reported no bearing failure related to grease, and physical examination of bearings at the roll shop showed bearings are in excellent condition even during the extreme grease starvation regime described in subsection 4.2 earlier. See (Figure 17). 5 Conclusion Replacing conventional mineral lithium grease with synthetic complex lithium grease in steel rolling mills chock bearings, may enable steel mills achieve grease consumption reduction by up to 84 %, and improved bearings operating temperatures by 5-15 °C (9-27 °F) on average, reflecting better protection of the bearings and less failure rates. In addition, reduced bearings running temperatures, means potentially less energy consumption, yet more investigation needs to be done on quantifying this effect. Furthermore, significant potential for reduced waste grease by more than 80 % adds to the improved green foot print of steel mills. In conclusion, using advanced synthetic complex lithium grease will result to decreased maintenance costs, Improved Productivity, Reliability and Sustainability in Steel Rolling Mills. 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T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 68 Nachrichten Der erstmals im Rahmen der Tribologie-Fachtagung 2015 gezeigte Ausstellungstand der Gesellschaft für Tribologie e. V. diente auf weiteren Events dazu, Aufmerksamkeit und Interesse auf die GfT zu lenken. Am 5. und 6. November 2015 gab es dazu auf der Fachtagung „Sensitive Fertigungstechnik“ an der Hochschule Magdeburg-Stendal die Gelegenheit und vom 11. bis 13. Januar 2016 konnte sich die GfT in der Fachausstellung zum dem „20 th International Colloquium Tribology - Industrial and Automotive Lubrication“ der Technischen Akademie Esslingen präsentieren (siehe Foto). Das Interesse war hoch und die Ansprache vielfältig. Insbesondere zeigte sich, wie hilfreich es ist, mit dem Tagungsstand einen festen Anlaufpunkt für Treffen mit Fachkollegen zu haben. So nutzte auch der Arbeitskreis der Jungen Tribologen die Möglichkeit, Kontakte zu knüpfen und weitere Mitglieder zu gewinnen. Am 9. und 10. März war der GfT-Stand auf der GetLube in Würzburg zu sehen und am 12. und 13. April im Rahmen der Bearing World. Tribologie-Fachtagung 2016 Extra für Nachwuchswissenschaftler: Kurzvorträge in Englisch Im Rahmen der Tribologie-Fachtagung 2016, die vom 26. bis 28. September in Göttingen stattfindet, wird erstmalig eine eigene Session mit Kurzvorträgen in englischer Sprache angeboten werden (siehe auch nebenstehenden Aufruf). Diese ist für alle Themenbereiche offen und richtet sich in erster Linie an Masterstudenten, Doktoranden und Postdocs. In dieser Personengruppe gibt es inzwischen viele Gastwissenschaftler aus verschiedensten Nationen, denen die Gelegenheit gegeben werden soll, ihre Arbeiten in einem englischsprachigen Umfeld vorzustellen. Aber auch junge deutschsprachige Kollegen haben hier die Möglichkeit, erste Erfahrungen mit Vorträgen in Englisch zu sammeln. Unabhängig von diesem Angebot bleibt es dabei, dass auch Vortrage in Englisch in das reguläre Programms aufgenommen werden. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 69 Mitteilungen der GfT Öffentlichkeitsarbeit der GfT T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 69 Nachrichten 70 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Im Exzellenzzentrum für Tribologie in Wiener Neustadt, Österreich, mit ca. 150 MitarbeiterInnen erfolgreiche private Forschungstochter der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft, mit internationaler Ausrichtung im Fachgebiet Tribologie und mit einem innovativen F&E-Leistungsportfolio im B2B-Bereich gelangt im Rahmen der Planung der Nachfolge die Position Wissenschaftliche Leitung zur Ausschreibung. Gesucht wird eine Persönlichkeit mit ausgeprägten Fähigkeiten, Forschungsbereichs- und ProjektleiterInnen zu führen und das Erreichen von wissenschaftlichen Zielen und Zielgrößen (z. B. Internationale Wahrnehmung, Publikationen) zu forcieren. Aufgabe der Wissenschaftlichen Leitung ist es weiters, das Leistungsangebot des Exzellenzzentrums in wissenschaftlichen Fragestellungen nach außen zu vertreten und die Qualität von F&E-Ergebnissen zu verantworten. Ebenso fällt die maßgebliche Mitgestaltung von Forschungsprojekten zur Einreichung bei nationalen und internationalen Förderstellen sowie der internationalen wissenschaftlichen Netzwerkbildung in die Verantwortung der Wissenschaftlichen Leitung. Die BewerberInnen sollen - aufbauend auf einer technischen/ naturwissenschaftlichen Promotion - ihre Karriere vorangetrieben und eventuell vor wenigen Jahren die Habilitation (oder eine gleichzuhaltende Qualifikation) erreicht haben, somit als Expertin/ Experte in Ihrem Fachgebiet ausgewiesen sein. Erwartet werden eine mehrjährige Erfahrung in internationalen F&E-Projekten, das Bestreben, Visionen in der gesamten fachlichen Breite der Tribologie umzusetzen, sowie der von der persönlichen wissenschaftlichen Erfolgsbilanz getragene Einsatz für das Einwerben von F&E-Aufträgen. Das sichere Kommunizieren in englischer Sprache wird vorausgesetzt. Das Exzellenzzentrum für Tribologie bietet mit mehr als 100 wissenschaftlich tätigen Personen ein außergewöhnliches Aufgabengebiet, ein dynamisches Betriebsklima, rasche Entscheidungsfindung und ein angemessenes Vergütungspaket. Geboten wird ein All-In-Jahresbruttogehalt ab € 84.000, wobei eine Bereitschaft zur Überzahlung gegeben ist (abhängig von der Qualifikation und Erfahrung). Erfolgsabhängig besteht die Möglichkeit, die Position „Geschäftsführer“ bzw. eine ergänzende Beteiligung am Gesellschaftskapital des Unternehmens erlangen.Vom Exzellenzzentrum für Tribologie wird eine Erhöhung des Frauenanteils angestrebt, demzufolge wird bei gleicher Qualifikation vorrangig eine Frau ausgewählt. Bewerbungen interessierter Personen werden per E- Mail an jobs@ac2t.at bis spätestens 31.05.2016 erwartet. 22.02.2016 / FRA Mitteilungen der ÖTG ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT Professionelle Herausforderung im Bereich Tribologie Österreichische Tribologische Gesellschaft Viktor-Kaplan-Straße 2/ C 2700 Wiener Neustadt, Austria Telefon: +43 676 845162300 E-Mail: office@oetg.at Web: www.oetg.at T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 70 Patentumschau Thermal or catalytic cracking process for hydrocarbon feedstocks and corresponding system. Konopka, Miroslaw, Maciukiewicz-Sosnowska, Lilia; Chrapek, Tadeusz; Packowski, Zbigniew; Kempinski, Roman; Fila, Wieslawa; Szumacher, Slawomir (Osrodek Badawczo- Rozwojowy Przenysli Rafineryjnego, Pol.) Eur. Pat. Appl. EP 1,707,614 (Cl. C10G1/ 10), 04.10.2006 (145: 380056d) Perfluoropolyether-thioether corrosion inhibitors and Lewis acid-resistant lubricants. Di Meo, Antonella; Tonelli, Claudio (Solvay Solexis S.pA, Italy) Eur. Pat. Appl. EP 1,710,267 (Cl. C08G65/ 00), 11.10.2006 (145: 398254b) Aromatic polyester resin compositions to improve low volatile properties at high temperature and surface properties thereby being suitably applicable to headlamp bezel in car and uncoated parts. Jung, Young Kyum; Lee, Chang Min; Park, Eun Ha (Kolon Industries, Inc., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 25,216 (Cl. C08L67/ 02), 14.03.2005 (145: 398261 b) Polyamide/ lubricant compositions with good moldability. 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Kokai Tokkyo Koho JP 2006 265,493 (Cl. C10M169/ 04), 05.10.2006 (145: 400522h) Solid additive composition and method therof. Burrington, James D.; George, Herman F.; Byfleet, William D.; Baker, Mark R.; Hurley, Susie; Sumiejski, James L.; Ineman, Jennifer M. (The Lubrizol Corporation, USA) PCT Int. Appl. WO 2006 105,025 (Cl. C10M169/ 00), 05.10.2006 (145: 400523j) Engine oils for racing applications and method of making same. Bastien, Paul F.; Kushner, David J.; Sant, Peter (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 223,718 (Cl. 508- 365; C10M141/ 10), 05.10.2006 (145: 400524k) Lubricating oil composition with reduced phosphorus levels. Gatto, Vincent, James; Moehle, William, Emil (Albemarle Corporation, USA) PCT Int. Appl. WO 2006 105,267 (Cl. C10M141/ 06), 05.10.2006 (145: 400525m) Lubricating oil composition for hydraulic pump or tractors. Ishimaru, Mitsuaki; Shirahama, Shinichi; Aoki, Toru; Hashimoto, Koji (Nippon Oil Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 274,209 (Cl. C10M169/ 04), 12.10.2006 (145: 400526n) Rolling device comprising grease with controlled volume intrinsic resistance. Iso, Kenichi (Nsk Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 266,298 (Cl. F16C33/ 66), 05.10.2006 (145: 402093t) Grease-filled rolling bearing. Tsujimoto, Takashi (Ntn Corp., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 266,408 (Cl. F16C33/ 62), 05.10.2006 (145: 402095v) Method for preparing anti-wear self-lubricating sliding bearing with polytetrafluoroethylene composite material. Cheng, Xianhua; Bao, Dandan; Shangguan, Qianqian; Liang, Muzi (Shanghai Jiao Tong University, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,712,749 (Cl. F16C33/ 14), 28.12.2005 (145: 455928a) Lubricating oil composition for roller bearing, spindle motor and magnetic disk derive. Shiraishi, Takanori; Ono, Hideaki, Hirata, Katsushi (Matsushita Electric Industrial Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 291,042 (Cl. C10M169/ 04), 26.10.2006 (145: 457321w) Additive for detecting the leakage of lubricant-coolant in air conditioners. Oshio, Shigetoshi (Maruenu Hanbai K. K., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 291,112 (Cl. C10M107/ 34), 26.10.2006 (145: 457323y) A use of a polyalkylmetharcylate polymer. Placek, Douglas G.; Neveu, Christian D.; Schweder, Roland; Simko, Robert P.; Hyndman Charles W. (Rohmax Additives GmbH, Germany) PCT Int. Appl. WO 2006 111,211 (Cl. C10M145/ 14), 26.10.2006 (145: 457324z) Grease composition, bearing prelubricated with grease, and rotation-transmitting apparatus with built-in oneway clutch. et al. (NTN Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 112,502 (Cl. C10M125/ 04), 26.10.2006 (145: 457325a) Corrosion protection for lubricants. Sullivan, William; Wu, Shi-Ming; Brandes, Ellen B. (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 240,998 (Cl. 508-269; C10M135/ 32), 26.10.2006 (145: 457326b) Lubricating oil composition for compressor or internal combustion engine crankcase. Sugahara, Atsuki; miura, Yukio (Sun Corporation Co., Ltd., Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 112,082 (Cl. C10M137/ 10), 26.10.2006 (145: 457327c) Patentumschau T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 72 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 73 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 - Außenring eines Kugellagers 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: Verschleiß / Heißlaufschaden Unterbegriff: Riffelbildung der Krater Beschreibung des Schadensbildes Dunkelbraune oder grau-schwarze Riffel oder Krater auf den Laufbahnen oder Wälzkörpern. In Kugellagern manchmal sinusförmige Einbrennungen. Dies gilt für rotierende Lager. Lokale Einbrennungs-Krater auf den Laufbahnen und den Wälzkörpern bei nicht-rotierenden Lagern. Schadensursache Stromdurchgang infolge mangelhafter oder schadhafter Isolierung. Im vorliegenden Fall Einbrennungen im Außenring eines selbsteinstellenden Kugellagers. T+S_3_16 05.04.16 09: 07 Seite 73 Hinweise für unsere Autoren 74 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 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_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 74 Vorsicht: Bildrahmen mit Bild darunter Bildrahmen ohne Bild und Schlagschatten Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 75 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 3.10 Gebrauchtschmierstoffanalyse 3.10.1 Gebrauchtölanalyse Verunreinigungen Während des betrieblichen Einsatzes kann das Öl durch öleigene Produkte verunreinigt werden, etwa durch Alterungsprodukte. Aber auch ölfremde Stoffe können das Öl verunreinigen. Hierzu gehören die - festen Verunreinigungen, wie Verschleiß-, Rost- und Rußpartikel sowie - flüssige Verunreinigungen und - gasförmige Verunreinigungen. Öleigene Verunreinigungen durch Alterungsprodukte: Durch Wechselwirkungen zwischen den Ölmolekülen und dem Sauerstoff der Luft entstehen vor allem bei höheren Temperaturen sauer wirkende Reaktionsprodukte. Nach einer Daumenregel verdoppelt sich bei Temperaturen über 60 °C die Oxidationsgeschwindigkeit. Bei bestimmten Anlagen neigen diese Produkte zu Ablagerungen in Form von Lack. Dieser Prozess wird schematisch anhand von Bild 3.78 verdeutlicht. Ölfremde Verunreinigungen: Bei den ölfremden Verunreinigungen ist zwischen festen und flüssigen Verunreinigungen zu unterscheiden. Auch Luft im Öl gehört zu den Verunreinigungen. Die Bedeutung fester Partikel wie Verschleiß wurde bereits erörtert. Aber auch Rußpartikel sind feste Verunreinigungen. Bereits wenige Zehntel Prozent Ruß verursachen einen erheblichen Vikositätsanstsieg. Als Genzwert gilt: 2 % Ruß bei Motorenölen oder das Erreichen der nächst höheren Viskositätsklasse. Zu den flüssigen Verunreinigungen gehören Kraftstoff und Wasser. Bei Motorenölen ist auf die Verdünnung durch Kraftstoff zu achten, da bereits wenige Prozent eine merkliche Viskositätsverringerung verursachen. Die Bestimmung kann indirekt über die Messung des Flammpunktes erfolgen. Als Grenzwert gilt: Unterschreiten der unteren Viskositätslage. Durch Wasser im Öl kommt es zu physikalischen, reversiblen, und chemischen, irreversiblen, Effekten. Physikalische Effekte: Bei Normbedingungen werden bis zu 100 mg/ kg Wasser im Öl klar gelöst. Größere Mengen werden dispergiert und setzen sich mehr oder weniger schnell ab. Bei detergierenden Ölen entstehen Wasserin-Öl-Emulsionen. Es gelten folgende Hinweise: Viskositätsanstieg: 10 Vol-% Wasser in Öl ergeben einen Anstieg um etwa 10 %. Messung: Bestimmung des Wasserabscheidevermögens nicht emulgierender Öle. Demulgierverhalten, Spratztest, Infrarot-Spektroskopie, Titration nach Karl-Fischer Grenzwert: 0,2 bis 1,0 % je nach Anwendung. Bild 3.78: Lackbildung durch Ablagerungen in Turbinen T+S_3_16 19.04.16 15: 02 Seite 75 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 76 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Chemische Eeffkte: Durch chemische Umsetzung mit Wasser bei höheren Temperaturen werden viele organische Stoffe gespalten (Hydrolyse). Zu den hydrolyseempfindlichen Stoffen gehören manche Additive und synthetische Öle, wie z. B. Ester. Entstehende Produkte: - Ölunlösliche Spaltprodukte, siehe Verunreinigungen - Korrosive Reaktionsprodukte, siehe Korrosionsinhibitoren - Umwandlung von Wirkstoffen in wirkungslose Produkte, siehe Additiv-Erschöpfung. Luftabscheidevermögen: Durch intensiven Kontakt mit Luft können folgende negative Effekte eintreten: - Luft verbleibt gelöst im Öl - Luft verbleibt dispergiert im Öl - Auf der Oberfläche bildet sich Öl-Luft-Schaum - Schmierstoff reagiert vor allem bei höheren Temperaturen mit Luft, siehe Alterung. Gelöste Luft im Öl: Unter Normbedingungen lösen sich bestimmte Luftmengen im Öl. Diese hängen vom Öltyp ab (Tabelle 3.50). Bild 3.79 zeigt den Einfluss der Temperatur auf das Luftabscheideverhalten verschiedenen Grundöle. Mit steigender Viskosität, d. h. mit zunehmendem Molekulargewicht, nimmt die Löslichkeit von Luft ab, mit steigendem Druck nimmt sie zu. Daraus folgt bei Entspannung ein Ausscheiden von Luftblasen (Kavitationsgefahr), und zwar schneller als die Luftaufnahme bei einem Druckanstieg. Mit den folgenden nachteiligen Auswirkungen von Luft im Öl muss man rechnen: - Kavitation - Kraftübertragungsschwierigkeiten - Temperaturanstieg - Alterungsbeschleunigung - Filterverstopfung - Verringerung der Ölfilmdicke. Tabelle 3.50: Gelöste Luft in Schmierstoffen Bild 3.79: Einfluss der Temperatur auf das Luftabscheideverhalten verschiedener Grundöle (nach W. D. Phillips, 2006) T+S_3_16 19.04.16 14: 58 Seite 76 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN EN ISO 4259-1: 2016-02 Print: 174,70 EUR/ Download: 160,60 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-1: 2016); Deutsche und Englische Fassung prEN 4259-1: 2016 Petroleum products - Precision of measurement methods and results - Part 1: Determination of precision data in relation to methods of test (ISO/ DIS 4259-1: 2016); German and English version prEN 4259-1: 2016 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-03-08 Gegenüber DIN EN ISO 4259: 2006-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aufteilung dieser Norm in 2 Teile; b) umfassende Überarbeitung der früheren Abschnitte 1 bis 6 sowie der Anhänge A bis G. Diese Internationale Norm umfasst die Methodik für die Auslegung einer Laborvergleichsuntersuchung und die Berechnung von Schätzwerten für die Präzision eines durch die Untersuchung festgelegten Prüfverfahrens. E DIN EN ISO 4259-2: 2016-02 Print: 109,80 EUR/ Download: 101,00 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-2: 2016); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 4259-2: 2016 Petroleum products - Precision of measurement methods and results - Part 2: Application of precision data in relation to methods of test (ISO/ DIS 4259-2: 2016); German and English version prEN ISO 4259-2: 2016 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-03-08 Gegenüber DIN EN ISO 4259: 2006-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aufteilung dieser Norm in 2 Teile; b) umfassende Überarbeitung der früheren Abschnitte 7 bis 10 sowie der Anhänge H bis I. Diese Internationale Norm behandelt die Methodik für die Anwendung von Schätzwerten für die Präzision eines Prüfverfahrens nach ISO 4259-1. E DIN 51819-1: 2016-02 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 1: Allgemeine Arbeitsgrundlagen Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 1: General working principles Vorgesehen als Ersatz für DIN 51819-1: 1999-12 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-05-08 Gegenüber DIN 51819-1: 1999-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Definition des Reibungsmomentes bei Beharrung entfällt, Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) Alternative Lastaufbringung über Kraftmessdose beschrieben; c) Alternative Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser beschrieben; d) Bilder aktualisiert; e) Anhang A, Wartung und Funktionstoleranzen, überarbeitet; f) Anhang B, Literaturhinweise, entfällt. Das Dokument beschreibt die allgemeinen Arbeitsgrundlagen für die mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8. E DIN 51819-2: 2016-02 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 2: Verfahren für Schmierfette, einzusetzende Prüflager, Schrägkugellager oder Kegelrollenlager Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 2: Test method for lubricating greases, oblique ball bearing or tapered roller bearing Vorgesehen als Ersatz für DIN 51819-2: 1999-12 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-05-08 Gegenüber DIN 51819-2: 1999-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) Abschnitt Reinigung der Prüflager vollständig überarbeitet; c) Alternative Montage bei Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser aufgenommen; d) Verwendung von Montagepaste untersagt; e) Grafische Auswertung mittels Weibull-Diagramm ersetzt durch softwaregestützte Weibull-Auswertung; f) Auswertung des Reibungsmomentes entfällt; g) Bewertung des Käfigverschleißes entfällt; h) Definition der Wiederholbarkeit aufgenommen; i) Definition der Vergleichbarkeit überarbeitet; j) Tabelle 1, Prüfpunkte, überarbeitet; k) Bild 1, Schemaskizze, aktualisiert; l) Darstellung der Montage des Kegelrollenlagers entfällt (ehemals Bild 2). Das Verfahren dient der mechanisch-dynamischen Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 von Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 77 Normen T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Schmierfetten, einzusetzenden Prüflagern, Schrägkugellagern oder Kegelrollenlagern. E DIN 51819-3: 2016-02 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 3: Verfahren für Schmieröl, einzusetzende Prüflager, Axialzylinderrollenlager Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 3: Test method for lubricating oils, axial cylindrical roller bearing Vorgesehen als Ersatz für DIN 51819-3: 2005-03 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-05-08 Gegenüber DIN 51819-3: 2005-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) Abschnitt Reinigung der Prüflager vollständig überarbeitet; c) Alternative Montage bei Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser aufgenommen; d) Verwendung von Montagepaste untersagt; e) Grafische Auswertung mittels Weibull-Diagramm ersetzt durch softwaregestützte Weibull-Auswertung; f) Auswertung des Reibungsmomentes entfällt; g) Bewertung des Käfigverschleißes entfällt; h) Definition der Wiederholbarkeit aufgenommen; i) Definition der Vergleichbarkeit überarbeitet; j) Tabelle 1, Prüfpunkte, eingefügt; k) Bild 1, Schemaskizze, aktualisiert; l) Bild 2 und Bild 3 entfällt. Das Verfahren dient der mechanisch-dynamischen Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 von Schmierölen im Bereich der Mischreibung. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN 15199-4: 2015-12 Print: 109,90 EUR/ Download: 101,10 EUR Petroleum products - Determination of boiling range distribution by gas chromatography method - Part 4: Light fractions of crude oil Mineralölerzeugnisse - Gaschromatographische Bestimmung des Siedeverlaufes - Teil 4: Leichte Fraktionen des Rohöls 1.1.2 Stahl-Eisen-Prüfbla tter (SEB) SEB 181223: 2013-03 Tribotechnik Druckflüssigkeiten - Schwer entflammbare Druckflüssigkeiten HFDU für Hydrauliksysteme mit möglicher Fremdwasserbelastung SEB 181224: 2013-03 Tribotechnik Druckflüssigkeiten - Schwer entflammbare Druckflüssigkeiten HFDU für Hydrauliksysteme ohne mögliche Fremdwasserbelastung SEB 181248: 2014-11 Bestimmung der Einsatzkonzentration von wassermischbaren Kühlschmierstoffen mittels Handrefraktometer 1.1.3 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL A-0068: 2012-08 Technische Lieferbedingungen - Kennzeichnung von Betriebsstoffgebinden und deren Packungen Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL A-0068: 2015-11 BAAINBw TL A-0068: 2015-11 Technische Lieferbedingungen - Kennzeichnung von Betriebsstoffgebinden und deren Packungen Ersatz für BAAINBw TL A-0068: 2012-08 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen Z EN ISO 4263-3: 2010-10 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 4263-3: 2010) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 4263-3: 2015-12 ZE 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) EN ISO 4263-3: 2015-12 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 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 4263-3: 2015) Ersatz für EN ISO 4263-3: 2010-10 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 4263-3: 2010-10 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 4263-3: 2015-11 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 78 Normen ZE ISO/ FDIS 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 4263-3: 2015-11 134,00 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 Ersatz für ISO 4263-3: 2010-10 E ISO/ DIS 13357-1: 2015-10 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 1: Verfahren für Öle in Gegenwart von Wasser Petroleum products - Determination of the filterability of lubricating oils - Part 1: Procedure for oils in the presence of water Vorgesehen als Ersatz für ISO 13357-1: 2002-04 Einsprüche bis 2016-01-29 E ISO/ DIS 13357-2: 2015-10 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 2: Verfahren für Trockenöle Petroleum products - Determination of the filterability of lubricating oils - Part 2: Procedure for dry oils Vorgesehen als Ersatz für ISO 13357-2: 2005-10 Einsprüche bis 2016-01-29 E ISO/ DIS 19291: 2015-11 65,90 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung in einem translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Bestimmung tribologischer Eigenschaften von Ölen und Fetten in einem translatorischen Oszillations-Prüfgerät Testing of lubricants - Tribological test in the translatory oscillation apparatus - Determination of tribological quantities for oils and greases in the translatory oscillation apparatus Einsprüche bis 2016-02-05 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen B DIN 3761-1: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Begriffe; Maßbuchstaben, zulässige Abweichungen, Radialkraft Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-2: 1983-11 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Anwendungshinweise Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-3: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Werkstoffanforderungen und Prüfung Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-4: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Sichtbare Unregelmäßigkeiten Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. B DIN 3761-5: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Meßbedingungen und Meßmittel Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-6: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Außendurchmesser-Meßgerät Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. B DIN 3761-7: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Kegelmeßdorn Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-8: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Ausführung der Achsenschnitte Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-9: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Radialkraft-Meßgerät-Digital Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-10: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Funktionsprüfung; Prüfstand und Prüfbedingungen Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-11: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Funktionsprüfung; Leckage-Beurteilung Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-12: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 79 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Bestimmung der Kugeldruckhärte von Elastomeren (IRHD); Mikrohärteprüfung Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-13: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung des Vulkanisationszustandes von Elastomeren Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-14: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Infrarotspektroskopische Analyse von Elastomeren Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN 3761-15: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Bestimmung des Kälteverhaltens von Elastomeren; Differential-Thermoanalyse Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-03-31 B DIN ISO 10076: 2001-01 Metallpulver - Ermittlung der Teilchengrößenverteilung durch Schwerkraftsedimentation in einer Flüssigkeit und Messung der Abschwächung (ISO 10076: 1991) Zurückziehung beabsichtigt; Internationale Norm ISO 10076 zurückgezogen Einsprüche bis 2016-03-31 E DIN EN ISO 14232-1: 2016-02 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Thermisches Spritzen - Pulver - Teil 1: Zusammensetzung und technische Lieferbedingungen (ISO/ DIS 14232-1: 2016); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 14232-1: 2016 Thermal spraying - Powders - Part 1: Characterisation and technical supply conditions (ISO/ DIS 14232- 1: 2016); German and English version prEN ISO 14232- 1: 2016 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 1274: 2005-02 Erscheinungsdatum: 2016-01-08 Einsprüche bis 2016-03-08 Gegenüber DIN EN 1274: 2005-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen im Abschnitt 2 aktualisiert und Abschnitt Literaturhinweise eingefügt; b) Bild 1 zur Korngrößenverteilung gestrichen; c) Tabelle 1 bis Tabelle 12 bezüglich der chemischen Zusammensetzung der Pulver gestrichen. Dieses Dokument gilt für Pulver, die gegenwärtig aufgrund ihrer physikalischen und chemischen Eigenschaften beim thermischen Spritzen verwendet werden. Dieses Dokument legt die Messverfahren zur Charakterisierung von Pulvern und deren technische Lieferbedingungen fest. B DIN 30912-5: 1990-10 Sintermetalle; Sint-Richtlinien (SR); Fügen von Sinterteilen Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2016-02-29 2.1.1.1 Übersetzungen DIN ISO 3547-3: 2015-12 Print: 91,10 EUR/ Download: 83,80 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 3: Lubrication holes, grooves and indentations (ISO 3547-3: 2006) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen (ISO 3547-3: 2006) DIN ISO 3547-4: 2015-12 Print: 63,60 EUR/ Download: 58,40 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 4: Materials (ISO 3547-4: 2006) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe (ISO 3547-4: 2006) DIN ISO 3547-6: 2015-12 Print: 73,10 EUR/ Download: 67,20 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 6: Checking the inside diameter (ISO 3547-6: 2007) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 6: Prüfung des Innendurchmessers (ISO 3547-6: 2007) DIN ISO 3547-7: 2015-12 Print: 63,60 EUR/ Download: 58,40 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 7: Measurement of wall thickness of thin-walled bushes (ISO 3547- 7: 2007) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 7: Messung der Wanddicke von dünnwandigen Lagerbuchsen (ISO 3547-7: 2007) DIN ISO 23519: 2015-12 Print: 54,20 EUR/ Download: 50,00 EUR Sintered metal materials, excluding hardmetals - Measurement of surface roughness (ISO 23519: 2010) Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle - Messung der Oberflächenrauheit (ISO 23519: 2010) 2.1.2 VDI-Richtlinien VDI 2736 Blatt 4: 2016-01 76,30 EUR Thermoplastische Zahnräder - Ermittlung von Tragfähigkeitskennwerten an Zahnrädern Thermoplastic gear wheels - Determination of strength parameters on gears B VDI 3333: 1977-09 Wälzfräsen von Stirnrädern mit Evolventenprofil Zurückziehung beabsichtigt; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-02-29 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 80 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 81 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 464: 1995-05 Wälzlager - Radiallager mit Sprengringbefestigung - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 464: 2015-11 ZE ISO/ FDIS 464: 2015-01 ISO 464 - Wälzlager - Radiallager mit Sprengring - Maße und Geometrische Toleranzen (GPS) ISO 464: 2015-11 100,00 EUR ISO 464 - Wälzlager - Radiallager mit Sprengring - Maße und Geometrische Toleranzen (GPS) Rolling bearings - Radial bearings with locating snap ring - Dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 464: 1995-05 Z ISO 3245: 2007-12 Nadellager - Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3245: 2015-12 ZE ISO/ DIS 3245: 2015-03 Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße und Toleranzen ISO 3245: 2015-12 65,90 EUR Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearings with drawn cup and without inner ring - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 3245: 2007-12 E ISO/ DIS 3928: 2015-11 65,90 EUR Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces Vorgesehen als Ersatz für ISO 3928: 1999-11 Einsprüche bis 2016-02-05 ZE ISO/ DIS 4548-14: 2014-06 Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 14: Cold start simulation and hydraulic pulse durability for composite filter housings Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4548-14: 2015- 11 E ISO/ FDIS 4548-14: 2015-11 43,20 EUR Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 14: Cold start simulation and hydraulic pulse durability for composite filter housings Ersatz für ISO/ DIS 4548-14: 2014-06 ZE ISO/ DIS 6624-2: 2012-03 Internal combustion engines - Piston rings - Part 2: Half keystone rings made of cast iron Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 6624-2: 2015- 11 E ISO/ FDIS 6624-2: 2015-11 100,00 EUR Internal combustion engines - Piston rings - Part 2: Half keystone rings made of cast iron Vorgesehen als Ersatz für ISO 6624-2: 2003-10; Ersatz für ISO/ DIS 6624-2: 2012-03 ZE ISO/ DIS 6624-4: 2012-03 Internal combustion engines - Piston rings - Part 4: Half keystone rings made of steel Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 6624-4: 2015- 11 E ISO/ FDIS 6624-4: 2015-11 134,00 EUR Internal combustion engines - Piston rings - Part 4: Half keystone rings made of steel Vorgesehen als Ersatz für ISO 6624-4: 2003-10; Ersatz für ISO/ DIS 6624-4: 2012-03 Z ISO 8178-5: 2008-10 Hubkolben - Verbrennungsmotoren - Abgasmessung - Teil 5: Testkraftstoffe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8178-5: 2015-11 ZE ISO/ FDIS 8178-5: 2015-06 Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 5: Test fuels ISO 8178-5: 2015-11 179,50 EUR Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 5: Test fuels Ersatz für ISO 8178-5: 2008-10 ZE ISO/ DIS 8528-8: 2014-05 Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 8: Generating sets Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 8528-8: 2015- 10 E ISO/ FDIS 8528-8: 2015-10 65,90 EUR Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 8: Generating sets Vorgesehen mit ISO/ FDIS 8528-13: 2015-10 als Ersatz für ISO 8528-8: 1995-12; Ersatz für ISO/ DIS 8528-8: 2014-05 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 Z ISO 10076: 1991-12 Metallpulver; Ermittlung der Teilchengrößenverteilung durch Schwerkraftsedimentation in einer Flüssigkeit und Schwächungsmessung Z ISO 15242-1: 2004-05 Wälzlager - Verfahren für die Vibrationsmessung - Teil 1: Grundlagen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15242-1: 2015-12 ZE ISO/ DIS 15242-1: 2015-04 Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen ISO 15242-1: 2015-12 100,00 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 1: Fundamentals Ersatz für ISO 15242-1: 2004-05 Z ISO 15242-2: 2004-10 Wälzlager - Schwingungsmessverfahren - Teil 2: Radial- Kugellager mit zylindrischer Bohrung und Außendurchmesser Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15242-2: 2015-12 ZE ISO/ DIS 15242-2: 2015-04 Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche ISO 15242-2: 2015-12 65,90 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 2: Radial ball bearings with cylindrical bore and outside surface Ersatz für ISO 15242-2: 2004-10 und ISO 15242-2 Technical Corrigendum 1: 2010-01 Z ISO 15242-2 Technical Corrigendum 1: 2010-01 Wälzlager - Schwingungsmessverfahren - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und Außendurchmesser; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15242-2: 2015-12 Z ISO 21107: 2004-05 Wälzlager und Gelenklager - Suchstruktur für elektronische Medien - Merkmale und Leistungskriterien, Identifizierung mit Attribut-Glossar Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 21107: 2015-12 ZE ISO/ FDIS 21107: 2015-08 Wälzlager und Gelenklager - Suchstruktur für elektronische Medien - Merkmale und Leistungskriterien, Identifizierung mit Attribut-Glossar ISO 21107: 2015-12 56,70 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 Ersatz für ISO 21107: 2004-05 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Fahrweg und Schienenfahrzeuge (FSF) Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Produktanforderungen; Deutsche Fassung EN 13260: 2009+A1: 2010/ prA2; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 087-00-02 AA <08700909> Die vorliegende Europäische Norm legt die Eigenschaften für neue Radsätze, die im europäischen Schienennetz eingesetzt werden, fest. Diese Norm gilt für Radsätze, die aus Teilen bestehen, die in folgenden Europäischen Normen definiert werden: - EN 13262 für Räder; - EN 13261 für Radsatzwellen. Diese Norm gilt nicht gänzlich für instandgesetzte Radsätze. Einige Kenndaten werden nach Kategorie 1 oder Kategorie 2 festgelegt. Kategorie 2 enthält Unterteilungen (2a und 2b), um bestimmte Eigenschaften präzisieren zu können. Die Kategorie 1 ist generell dann zu wählen, wenn die Zuggeschwindigkeit über 200 km/ h liegt. In diesem Fall setzt sich der Radsatz aus Rädern und Radsatzwelle der Kategorie 1, nach EN 13262 für die Räder und EN 13261 für die Radsatzwellen, zusammen. 3.2 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung im translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Teil 2: Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle; (DIN 51834-2: 2010-11); NA 062-06-61 AA <06234913> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Prüfung von Schmierölen mit Wirkstoffen P nach DIN 51502, international auch EP-Schmieröle genannt, bei translatorischen oszillierenden Relativbewegungen, fest. Schmierstoffe - Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL - Einteilung und Anforderungen; (DIN 51506: 2013-12); NA 062-06-51 AA <06234926> Die Norm enthält eine Einteilung der festgelegten Mindestanforderungen für Schmieröle VB und VC mit und ohne Zusätze und Schmieröle VDL. Festgelegt sind die Einteilung und die Anforderungen an die Eigenschaften kinematischer Viskosität bei 40 °C und 100 °C, Flammpunkt im offenen Tiegel nach Cleveland, Pourpoint, Neu- T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 82 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 83 tralisationszahl, Wassergehalt und Alterungsverhalten von Schmierölen einschließlich der Prüfverfahren. 3.3 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager - Zylinderrollenlager - Teil 1: Einreihig, mit Käfig, Winkelringe; (DIN 5412-1: 2005-08); NA 118- 01-05 AA <11800488> Diese Norm legt Haupt- und Anschlußmaße, Gewichte und Kurzzeichen für einreihige zerlegbare Zylinderrollenlager mit Käfig und für Winkelringe fest. Wälzlager - Prüfbedingungen zur versuchstechnischen Verifikation der dynamischen Tragzahl von linearen Wälzführungen mit profilierten Schienen und Wälzkörperumlauf; (DIN 631: 2010-04); NA 118-01-11 AA <11800491> Dieses Dokument legt die versuchstechnischen Parameter zur Verifikation der dynamischen Tragzahl einer Linearführung nach ISO 14728-1 fest. 3.4 DIN-Normenausschuss Werkstofftechnologie (NWT) Sintermetalle - Werkstoff-Leistungsblätter (WLB) - Teil 4: Sintermetalle für Formteile; (DIN 30910-4: 2010-03); NA 145-01-03 AA <14500111> Die Norm gilt für Sintermetalle auf Eisenbasis, Sintermetalle auf Kupferbasis (Bronze) und Sintermetalle auf Aluminiumbasis, die vorwiegend für Formteile angewandt werden. Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO 3252: 1999) - Deutsche Fassung EN ISO 3252: 2000; (DIN EN ISO 3252: 2001-02); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-01 AA <14500113> Das Dokument legt Definitionen für pulvermetallurgische Begriffe fest. Die Benennungen werden eingeteilt nach folgenden Hauptthemen: Pulver, Formgebung, Sintern, Nachbehandlungen und pulvermetallurgische Werkstoffe. Ein alphabetisches Verzeichnis der definierten Begriffe ist ebenfalls vorhanden. 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 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 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 83 84 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 3/ 2016 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 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 T+S_3_16 05.04.16 09: 02 Seite 84