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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 1 5 J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer, H. Schwarze Technisch-mathematischer Ansatz zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste am Kegelrollenlager 14 G. Knoll, A. Boucke, A. Winijsart, A. Stapelmann, P. Auerbach Reduction of Friction Losses in Journal Bearings of Valve Train Shaft by Application of Running-in Profile 22 C. Kaiser, D. Frölich, B. Sauer Systematische Untersuchung von schmutzbeaufschlagten Wellenabdichtungen 30 T. Hoffmann, A. Drechsler, D. Lehmann Einflüsse der Oberflächenrauheit auf den Verschleißschutz von Schmierstoffen 38 S. Karpinski, D. Salz, D. Paulkowski From steel to plastics: friction reducing diamond-like carbon films 44 P. Turner China: The Road to Lubricant Efficiency 50 C. Baumann Hydraulic Oil - Increase Of The Energy Efficiency Of Industrial Plants 55 A. S. Ibrahim, M. I. Khashaba, W. Y. Ali Friction of High Density Polyethylene Filled by Vegetable Oils Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Nachruf Professor Peter Jost 4 Produktion von Ölen und Fetten 61 Impressum 62 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 68 Patentumschau 69 Schadensanalyse / Schadenskatalog Gleitlager 70 Hinweise für Autoren / Checkliste 71 Handbuch der T+S 3.10.1 Gebrauchtölanalyse 73 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 4 16 E 6133 63. Jahrgang www.expertverlag.de Technisch-mathematischer Ansatz zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste am Kegelrollenlager Reduction of Friction Losses in Journal Bearings of Valve Train Shaft by Application of Running-in Profile Systematische Untersuchung von schmutzbeaufschlagten Wellenabdichtungen Einflüsse der Oberflächenrauheit auf den Verschleißschutz von Schmierstoffen From steel to plastics: friction reducing diamond-like carbon films China: The Road to Lubricant Efficiency Hydraulic Oil - Increase Of The Energy Efficiency Of Industrial Plants Friction of High Density Polyethylene Filled by Vegetable Oils T Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 63. Jahrgang, Heft 4 Juli / August 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 61) 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 70). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 70 for formatting guidelines). T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  11.07. - 13.07.16 Brannenburg Erfolgreiches Schmierstoff-Management im Betrieb - proaktiv & nachhaltig https: / / de.oildoc.com/ oildoc-fortbildungen  24.07. - 28.07.16 Porto (Portugal) 5 th International Conference Integrity-Reliability-Failure http: / / paginas.fe.up.pt/ clme/ IRF2016/ index.htm  08.08. - 13.08.16 Kyoto, Japan 17 th International Congress on Rheology http: / / icr2016.com/  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  13.09. - 14.09.16 Karlsruhe Grundlagenwissen Tribologie im Antriebsstrang https: / / www.vdi-wissensforum.de  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  03.10. - 07.10.16 Miskolc-Lillafüred, 4 th International Conference on Competitive Materials Ungarn and Technology Processes http: / / www.ic-cmtp4.eu/  04.10. - 06.1016 Ostfildern Grundlagen der Tribologie TAE*  04.10. - 25.11.16 Ostfildern Praktische Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  10.10. - 11.10.16 Ostfildern Condition Monitoring tribologischer Systeme TAE*  11.10. - 13.10.16 Stuttgart Seminar Tribologie s. Seite 81 / www.tribologieinanwendungundpraxis.de  19.10. - 20.10.16 Ostfildern Moderne Turboaufladung TAE*  20.10. - 21.10.16 Ostfildern Tribologische Aspekte von Verbrennungskraftmaschinen TAE*  24.10. - 26.1016 Ostfildern Schmierstoffe in technischen Anwendungen TAE*  25.10. - 26.10.16 Ostfildern Einführung in die tribologische Funktionalisierung von Oberflächen TAE*  23.11.16 Linz ÖTG Jahressymposium 2016 ÖTG* GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter 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_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 2 Nachruf Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 3 Trauer um Peter Jost, den Vater der Tribologie chischen Wort „tribos“ (reiben). Deshalb darf man Peter Jost durchaus als Gründungsvater der Tribologie bezeichnen. Zu seinen Ehren wurden das Jost Institute of Tribotechnology an der University of Central Lancashire und der Jost Chair of Engineering Tribology an der University of Leeds nach ihm benannt. Im Jahr 1969 wurde er zum „Commander of the British Empire“ ernannt und durfte sich fortan Sir Peter Jost nennen. Im Jahre 1992 erhielt er das Bundesverdienstkreuz 1. Klasse. Später folgten entsprechende Auszeichnungen in den Ländern Österreich, Frankreich und Polen. Das 50ste Jubiläum der Tribologie war auch Anlass eines Empfangs im Buckingham Palace am 2. März, zu dem Prinz Philip im Namen des International Tribology Council (ITC) geladen hatte und bei dem ca. 140 Vertreter tribologischer Gesellschaften und Institutionen zugegen waren. Für Prof. Jost, der bis zuletzt Präsident des ITC war, stellte der Empfang sicher die Krönung seines Lebenswerks dar und sein letztes Geschenk an die Gemeinschaft der Tribologen. Wer ihm begegnet ist, weiß um seine nimmermüde, ansteckende Begeisterung für die Tribologie. In Hochachtung und Dankbarkeit verneigen wir uns vor Peter Jost. Professor Dr. Wilfried J. Bartz, Herausgeber T+S Dr. Thomas Gradt, GfT Mit Trauer und Bestürzung hat die weltweite Gemeinschaft der Tribologen die Nachricht aufgenommen, dass Professor Peter Jost, der Namensgeber des Fachgebiets Tribologie, am 7. Juni im Alter von 95 Jahren nach kurzer schwerer Krankheit verstorben ist. Für jeden Menschen ist es natürlich eine Gnade, ein so hohes Alter zu erreichen. Für Peter Jost gilt das jedoch in besonderem Maße, konnte er doch das 50ste Jubiläum der Tribologie in diesem Jahr noch bei guter Gesundheit erleben. Am 09. März 2016 jährte sich die Veröffentlichung des „Jost-Reports“ [1] durch die britische Regierung zum 50sten Mal. Dieser Report, in dem zum ersten Mal der Begriff Tribologie verwendet wurde, war das Ergebnis von Untersuchungen einer von Prof. Jost geleiteten Expertenkommission, die den damaligen Stand der Ausbildung und Forschung auf dem Gebiet der Schmierungstechnik sowie den Bedarf der Industrie daran untersuchen sollte. Der Jost-Report bezifferte erstmals die Höhe der volkswirtschaftlichen Verluste durch verschleißbedingte Schäden und zeigte auf, dass die Probleme nicht allein durch Schmierung zu lösen sind, sondern eine interdisziplinäre Herangehensweise erfordern. Der Report fand weltweit Beachtung und führte in Lehre und Forschung zur Entstehung einer eigenständigen Fachrichtung. Um diese in einem Wort zu beschreiben, wurde nach Konsultation mit dem Herausgeber des Oxford Dictionary of English Language das Wort „Tribologie“ geschaffen, abgeleitet aus dem grie- [1] Jost, P.: Lubrication (Tribology): education and research: a report on the present position and industry’s needs. Her Majesty’s Stationary Office, London (1966) T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 3 4 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Produktion von Ölen und Fetten Produktion von Ölen und Fetten T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 4 Erzeugnis 2015 2016 2015 2016 Motorenöle 21.520 t 22.456 t 24.746 t 25.956 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.533 t 3.779 t 3.650 t 3.903 t Getriebeöl Industrie 2.729 t 2.150 t 3.010 t 2.002 t Turbinen-, Kompressorenöle 758 t 916 t 1.197 t 1.235 t Maschinenöle 2.421 t 3.299 t 6.442 t 3.514 t Hydrauliköl 10.243 t 8.093 t 11.192 t 10.358 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 2.327 t 4.238 t 2.251 t 3.364 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.435 t 2.571 t 1.505 t 2.052 t Weißöle (technische und medizinische) 6.052 t 6.308 t 6.481 t 5.123 t Schmierfette 2.519 t 2.542 t 2.762 t 2.735 t Basisöle 10.818 t 14.303 t 15.298 t 4.890 t März Februar Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts. für die Monate Februar und März 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 500 800 1.100 1.400 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 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Öle f. d. Metallbearbeitung (wmb.) 3.000 4.000 5.000 6.000 7.000 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 4.000 8.000 12.000 16.000 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 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Einleitung Es gibt eine Vielzahl von technischen Systemen in denen Wälzlager zum Einsatz kommen. Eine der wichtigsten Anforderungen, die an solche Systeme gestellt werden, ist eine möglichst hohe Effizienz. Um diese Anforderung erfüllen zu können, muss der Konstrukteur unter anderem auch die Verluste, die der Einsatz von Wälzlagern mit sich bringt bereits im Vorfeld möglichst genau berechnen können. Bei der Berechnung der mechanischen Verluste infolge der Reibung, z. B. in den Wälzkontakten zwischen den Wälzkörpern und deren Laufbahn und in Kontaktflächen zwischen den Wälzkörpern und dem Käfig, bietet sich die Möglichkeit auf verschiedene Berechnungsansätze und -verfahren zurückzugreifen (z. B. [1], [2]). Außerdem stellen Wälzlagerhersteller eigenentwickelte Verfahren oder Berechnungswerkzeuge zur Berechnung des Roll- und Gleitreibungsmomentes zur Verfügung (z. B. [3], [4]). Einen weiteren wichtigen Anteil des Gesamtreibmoments eines Wälzlagers bilden die Verluste, die auf die rotationsbedingte Verdrängung des Schmierstoffes aus der Lagerkammer zurückzuführen sind. Diese schmierstoffbedingten Verluste lassen sich * Dipl.-Ing. Jürgen Liebrecht Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) / TU Kaiserslautern, 67663 Kaiserslautern Dr.-Ing. Xiaojiang Si Prof. Dr.-Ing. Hubert Schwarze Institut für Tribologie und Energiewandlungsmaschinen (ITR) / TU Clausthal-Zellerfeld, 38678 Clausthal-Zellerfeld Technisch-mathematischer Ansatz zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste am Kegelrollenlager J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer, H. Schwarze* Eingereicht: 12. 2. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 2 .2016 In diesem Beitrag wird die Vorgehensweise zur Ableitung eines technisch-mathematischen Modells zur Bestimmung der hydraulischen Verluste eines Kegelrollenlagers vorgestellt. Das Modell basiert auf experimentellen und simulativen Untersuchungen eines Kegelrollenlagers 32208 mit vertikal ausgerichteter Drehachse. Die vertikale Lageranordnung hat rotationssymmetrische Betriebsbedingungen hinsichtlich der Schmierstoff- und Lastverteilung zum Ziel. Die durchgeführten CFD-Simulationen liefern eine eindeutige Aussage über die Größe und die Art der Verluste, die durch einzelne Wälzlagerkomponenten verursacht werden. Auf diese Weise kann zwischen Strömungs- (Schlepp-) und Planschverlusten differenziert werden. Das in diesem Beitrag vorgestellte technischmathematische Modell (CoDaC-Calculation of Drag and Churning) baut auf dieser Unterteilung der Verluste auf. Anhand von vorliegenden Ergebnissen und unter Verwendung von verschiedenen dimensionslosen Berechnungsgrößen werden Gleichungen zur Bestimmung der Strömungs- und der Planschverluste abgeleitet. Schlüsselwörter Kegelrollenlager, CFD, Experiment, Planschverluste, Schleppverluste This paper focuses on a technical-mathematical model to determine hydraulic losses in tapered roller bearings. The model is based on experimental and simulative experiments of a tapered roller bearing 32208 with a vertical aligned axis of rotation. The vertical alignment of the bearing is used to achieve rotationally symmetrical distribution of lubricant and load. The CFD simulations are used to give a definitive answer on the magnitude and type of losses which are caused by each bearing component. This enables a differentiation between the flow (drag) and the churning losses. The technical-mathematical model (CoDaC-Calculation of Drag and Churning) presented in this paper is also based on the differentiation of hydraulic losses. Using existing results and different dimensionless parameters equations to determine the drag and churing losses are derived. Keywords Tapered roller bearings, CFD, experiment, churning losses, drag losses Kurzfassung Abstract T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 in Plansch- und Strömungsverluste (Schleppverluste) unterteilen [5], [6], [7]. Der Grund für die Entstehung der Schleppverluste ist der Strömungswiderstand, den der Schmierstoff dem Wälzkörpersatz während seiner Bewegung durch das Ölbad entgegensetzt. Die Planschverluste resultieren dagegen aus der Scherung des Schmierstoffes an den freien Oberflächen der Lagerringe, des Käfigs und der Wälzkörper. Zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste eines Wälzlagers existieren keine allgemeingültigen Verfahren, sondern nur empirische Gleichungen (z. B. [8]) oder Berechnungsansätze, die auf klassischen Theorien der Strömungsmechanik basieren und nur eine grobe Abschätzung dieser hydraulischen Verluste erlauben [9]. Zudem liefern große Wälzlagerhersteller Black-Box-Lösungen in Form von analytischen Gleichungen zur Bestimmung der hydraulischen Verluste, die allerdings keine eindeutigen Aussagen über die signifikanten Einflussgrößen bzw. Wälzlagerelemente zulassen [3]. Um die Entstehung der Strömungs- und Planschverluste zu verstehen und diese fundiert berechnen zu können, wurden im Rahmen eines durch die DFG finanzierten Forschungsprojektes am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) der TU Kaiserslautern sowie am Institut für Tribologie und Energiewandlungsmaschinen (ITR) der TU Clausthal experimentelle und simulative Untersuchungen durchgeführt. Das Ziel dieser Untersuchungen ist unter anderem die Ableitung eines technisch-mathematischen Modells zur näherungsweisen Berechnung der hydraulischen Verluste eines ölbadgeschmierten Kegelrollenlagers. Der Rahmen der Untersuchungen und die Gültigkeit des Modells sind auf vertikal ausgerichtete Kegelrollenlager mit stehendem Außen- und rotierendem Innenring sowie rotationssymmetrische Betriebsbedingungen hinsichtlich der Schmierstoff- und Lastverteilung begrenzt. 2 Stand der Forschung Das Ziel der bisher durchgeführten Arbeiten bestand darin durch ein Zusammenwirken von experimentellen und numerischen Untersuchungen ein Simulationsmodell zu entwickeln, mit dem Plansch- und Strömungsverluste in einem Kegelrollenlager nachgebildet werden können. Zu diesem Zweck wurde am MEGT ein neuer Prüfstand mit vertikal ausgerichteter Prüfwelle entwickelt und konstruiert. Parallel dazu erfolgte am ITR basierend auf verschiedenen Methoden zur Strömungsbzw. Fluidsimulation der Aufbau eines entsprechenden Simulationsmodells bzw. eines Rechengitters, welches eine genaue Nachbildung des Prüflagers und des Prüfraums darstellt [5], [6]. Im nächsten Schritt erfolgten die Verifikation des Simulationsmodells anhand von experimentellen Ergebnissen und die Untersuchungen der Einflussgrößen auf die hydraulischen Verluste. Die experimentelle Erfassung der Verluste wurde durch Messung des Gesamtreibmoments unter Variation des Ölstands realisiert. Mit Hilfe der durchgeführten Untersuchungen wurde gezeigt, dass die Strömungs- und Planschverluste von der Viskosität, der Drehzahl und dem Ölstand maßgebend beeinflusst werden. Des Weiteren hat sich im Rahmen experimenteller Untersuchungen der mit zunehmender Drehzahl ansteigende Luftgehalt (Verschäumungsgrad) als weitere wichtige Einflussgröße herausgestellt. Dieser wirkt sich insbesondere bei höheren Drehzahlen auf die Schmierstoffdichte aus und muss in den Simulationen entsprechend berücksichtigt werden. Dies kann beispielsweise durch die Vorgabe der dynamischen Viskosität als Funktion der Drehzahl erfolgen [6]. Untersuchungen weiterer Wälzlagerbauformen zeigen zudem den Einfluss der Wälzkörpergeometrie. Diese bestimmt die aus der Lagerkammer zu verdrängende Schmierstoffmenge und wirkt sich dadurch signifikant auf die Plansch- und Strömungsverluste aus [7]. 3 Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) Die durchgeführten Untersuchungen mittels CFD-Simulationen liefern zahlreiche Erkenntnisse und konkrete Hinweise zum Ableiten eines technisch-mathematischen Modells. Diese Berechnungsansätze basieren auf klassischen Theorien der Strömungsmechanik und einer separaten Betrachtung einzelner Verlustanteile, welche durch die Verwendung entsprechender CFD-Berechnungswerkzeuge möglich wird. Diese Ansätze werden im Folgenden genauer beschrieben. 3.1 Hydraulische Verluste eines Kegelrollenlagers CFD-Berechnungswerkzeuge bieten die Möglichkeit die in einem Wälzlager entstehenden Plansch- und Schleppverluste einzeln zu bestimmen. Diese auf die Schmierstoffscherung und Schmierstoffverdrängung zurückzuführenden Verluste können in Form von Kraft oder Moment (Schleppbzw. Planschmoment) für jedes einzelne Wälzlagerelement ermittelt werden. Auf diese Weise können kritische Verlustanteile identifiziert und bei der Ableitung des technisch-mathematischen Modells entsprechend berücksichtigt werden [7]. Bild 1 zeigt am Beispiel des untersuchten Kegelrollenlagers 32208 die Zusammensetzung der Plansch- und Strömungsverluste in Abhängigkeit von den Wälzlagerelementen. Es ist ersichtlich, dass die Wälzkörper bzw. der Wälzkörpersatz den größten Teil an Verlusten mit sich bringt. Dabei überwiegen die aus der Schmierstoffverdrängung resultierenden Schleppverluste an den Wälzkörpermantelflächen die Planschverluste. Des Weiteren verursacht die Scherung des Schmierstoffes an den Laufbahnflächen des Innen- und Außenrings einen weiteren nicht zu Aus Wissenschaft und Forschung T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 vernachlässigenden Anteil am Planschmoment. Die Planschverluste durch den Käfig und die Wälzkörperstirnflächen fallen bei diesem Lagertyp sehr gering aus. Dabei ist allerdings zu berücksichtigen, dass das hier untersuchte Kegelrollenlager mit einem Standardkäfig aus Stahlblech ausgestattet ist. Somit lassen diese Ergebnisse keine eindeutige Aussage über die Verluste zu, die der Einsatz eines Käfigs mit abweichender Geometrie mit sich bringen würde. Der Grund hierfür liegt darin, dass signifikante Abweichungen sich auf die Strömungsausbildung in der Lagerkammer und dadurch auch auf die Plansch- und die Schleppverluste auswirken würden. Unter Berücksichtigung der in Bild 1 dargestellten Ergebnisse sind bei der Ableitung eines technisch-mathematischen Modells die Schlepp- und Planschverluste an den Wälzkörpermantelflächen sowie die Planschverluste am Innen- und dem Außenring zu berücksichtigen. Die resultierenden Schleppmomente am Käfig und den Wälzkörperstirnflächen können dagegen unberücksichtigt bleiben. 3.2 Schleppverluste - Wälzkörpersatz Der Ansatz zur Bestimmung des Schleppmomentes, das durch den Wälzkörpersatz verursacht wird, wurde bereits in [7] vorgestellt. Demnach kann das Schleppmoment eines Wälzkörpers nach [9] mit der Widerstandskraft F S , dem mittleren Wälzlagerdurchmesser d m , dem Widerstandsbeiwert C W , der projizierten Wälzkörperfläche A, der Strömungsgeschwindigkeit u sowie der Schmierstoffdichte ρ* nach Gl. (1) berechnet werden. Dabei muss berücksichtigt werden, dass die Dichte ρ* bei der Berechnung von C W nicht konstant angenommen wird, sondern mit zunehmender Umlaufgeschwindigkeit abfällt. Der Grund hierfür ist der mit zunehmender Drehzahl ansteigender Luftgehalt im Schmierstoff. Dieser Effekt wurde im Rahmen experimenteller Untersuchungen festgestellt und in CFD-Simulationen entsprechend berücksichtigt [6]. (1) Der Widerstandsbeiwert C W eines Wälzkörpers stellt in diesem Fall eine unbekannte Größe dar. Diese lässt sich allerdings mit Hilfe aller vorliegenden Ergebnisse für das Schleppmoment M Schlepp aus den Untersuchungen am vollgefluteten Kegelrollenlager (Ölstandstand h = 3 x Lagerbreite) unter Variation der Drehzahl und der Viskosität des verwendeten Schmierstoffes berechnen. Die Strömungsgeschwindigkeit u entspricht der Umlaufgeschwindigkeit des Wälzkörpersatzes. Werden alle nach Gl. (1) berechneten Werte für C W auf die Reynolds-Zahl R e bezogen, ist ein Zusammenhang beider Größen festzustellen (siehe Bild 2). Die Reynolds-Zahl ist analog zum Widerstandsbeiwert eine dimensionslose Größe, die sich mit der Strömungsgeschwindigkeit u, dem mittleren Wälzkörperdurchmesser d WK und der kinematischen Viskosität v wie folgt bestimmen lässt. (2) Aufgrund der Tatsache, dass die Reynolds-Zahl R e 7 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Plansch- und Schleppverluste eines Kegelrollenlagers 32208 in Abhängigkeit der Drehzahl (CFD-Simulation) Bild 2: Widerstandsbeiwert C W eines Wälzkörpers in Abhängigkeit der Reynolds- Zahl R e T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 eine Kennzahl der Ähnlichkeitsmechanik darstellt, ist die Anwendbarkeit des in Bild 2 dargestellten C W (R e )- Verlaufs auch bei Wälzlagern anderer Baugrößen denkbar. Nach Berücksichtigung des in Bild 2 dargestellten Zusammenhangs C W = f (R e ) in Gl. (1) und der Umrechnung der Umlaufgeschwindigkeit u in Drehzahl des Käfigs n K lässt sich das Schleppmoment M Schlepp eines Wälzkörpers des hier untersuchten Kegelrollenlagers wie folgt berechnen: (3) 3.3 Planschverluste - Innenbzw. Außenring Die Ursache für die Entstehung der Planschverluste am Innenbzw. dem Außenring ist die Scherung des Schmierstoffes an deren freien Oberflächen [7]. Diese Scherung lässt sich nach [10] bestimmen. Das mit ihr einhergehende Planschmoment kann durch Berücksichtigung der Abstände der Laufbahnflächen des Innensowie Außenrings zur Rotationsachse wie folgt näherungsweise berechnet werden: (4) Als Eingangsgrößen gehen die dynamische Viskosität η, das Schergefälle du iRL / dy iRL , die Wirkfläche A iRL sowie der Abstand zur Drehachse d iRL / 2 in die Berechnung ein. Die Indizes iRL stehen für die Außenbzw. Innenringlaufbahn. Bis auf das Schergefälle du iRL / dy iRL können alle benötigten Größen durch Erfassung der Lagergeometrie und das Hinzuziehen von Schmierstoff-Datenblättern ermittelt werden. Das Schergefälle, welches sich aus dem Geschwindigkeitsunterschied du iRL zwischen benachbarten Schmierstoffschichten und dem Abstand dy iRL zwischen diesen Schichten zusammensetzt, kann allerdings nicht ohne weiteres bestimmt werden. Eine Möglichkeit um die Schichtstärke zwischen dem ruhenden und dem sich bewegenden Fluid zu bestimmen, bietet die Auswertung der zweidimensionalen Visualisierung der Strömung im Prüflager [7]. Dieser Ansatz liefert zwar gute Übereinstimmung zwischen den Simulationsergebnissen und dem technisch-mathematischen Modell, setzt jedoch für eine einfache Anwendbarkeit die Verfügbarkeit von simulativen Ergebnissen zur Erstellung eines Kennfeldes mit Schichtstärken in Abhängigkeit von Betriebsbedingungen und Wälzlagerbaugröße voraus. Die Erstellung eines solchen Kennfeldes ist somit mit einem enormen Rechenaufwand und entsprechenden Kosten verbunden. Eine weitere Möglichkeit die Schichtstärke y iRL zu bestimmen, bietet die Einbeziehung der Reynolds-Zahl R e . Analog zur Vorgehensweise bei der Berechnung des Widerstandsbeiwerts C W in Abschnitt 3.2 können auch in diesem Fall mittels Gl. (4) und den vorliegenden Simulationsergebnissen die Schichtstärken für jeden Betriebspunkt berechnet werden. Werden die berechneten Werte auf den mittleren Laufbahndurchmesser d iRL des Innenbzw. Außenrings bezogen, ergibt sich mit der bezogenen Schichtstärke Y iRL = y iRL / d iRL eine weitere dimensionslose Größe, die eine Funktion der Reynolds-Zahl R e* darstellt. Bild 3 zeigt den Zusammenhang zwischen der bezogenen Schichtstärke Y iRL und der Reynolds-Zahl R e* . Die Berechnung von R e* erfolgt entsprechend Gl. (2). Allerdings wird im Gegensatz dazu, statt dem Laufbahndurchmesser d iRL des betrachten Lagerrings dessen Umfang U iRL in die Berechnung einbezogen. Als Geschwindigkeit u iRL geht für den Außenring die Umlaufgeschwindigkeit des Wälzkörpersatzes u ARL = u K in die Berechnung ein. Beim Innenring muss die Differenz der Umlaufgeschwindigkeiten des Wälzkörpersatzes und des Innenrings u IRL = u K -u IR berücksichtigt werden. Die bezogene Schichtstärke Y iRL lässt sich nun in Abhängigkeit der Reynolds-Zahl R e* in Gl. (4) angeben und die Planschverluste am Innenbzw. Außenring unter Berücksichtigung der Käfigbzw. Innenringdrehzahl mit Gl. (5) und Gl. (6) berechnen. Als Eingangsgrößen für die Berechnung der Planschverluste werden somit die Laufbahnfläche des Innen- A IRL bzw. Außenrings A ARL , die Dichte des Schmierstoffes ρ*, die kinematische Viskosität ν, die mittleren Laufbahndurchmesser des Innend IRL bzw. Außenrings d ARL , der mittlere Wälzlagerdurchmesser d m sowie die Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Bezogene Schichtstärke am Innenbzw. am Außenring in Abhängigkeit der Reynolds-Zahl R e* T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Käfign K und Innenringdrehzahl n IR benötigt. (5) (6) 3.4 Planschverluste - Wälzkörper Um die Planschverluste an Wälzkörpern bestimmen zu können, wird der Zusammenhang zwischen dem Plansch- M Pl,WK und Schleppmoment M Schlepp näher betrachtet. Tabelle 1 zeigt das Verhältnis zwischen dem Schlepp- und dem Planschmoment in Abhängigkeit von der kinematischen Viskosität ν, der Drehzahl n IR und dem Ölstand h. Der Ölstand wird dabei dimensionslos als Vielfaches der Lagerbreite angegeben (vgl. Bild 2). Es ist ersichtlich, dass das Plansch- und das Schleppmoment der Wälzkörper mit dem Ölstand proportional ansteigen. Die Viskosität und die Drehzahl scheinen auf deren Verhältnis keinen signifikanten Einfluss zu haben. Die geringfügigen Abweichungen im Falle der niedrigen Viskosität ν = 8,5 mm 2 / s und hoher Drehzahl n IR = 6300 min -1 können aufgrund sehr niedriger Werte des Schlepp- und des Planschmomentes vernachlässigt werden. Mit den Ergebnissen lässt sich ableiten, dass im Falle eines halbgefluteten Kegelrollenlagers (h = 0,5) das Planschmoment eines Wälzkörpers ≈ 13 % seines Schleppmomentes beträgt. Beim vollgefluteten Lager (h = 3) beträgt dieses entsprechend ≈ 21 %. 3.5 Einflussgröße - Ölstand Die bisher abgeleiteten Gleichungen ermöglichen die Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste für ein vollgeflutetes Prüflager mit dem Ölstand h = 3 entsprechend Bild 2. Um den Einfluss des Ölstands im technisch-mathematischen Modell berücksichtigen zu können, wird folgende Vereinfachung getroffen: Es wird angenommen, dass Planschmomente im untersuchten Bereich hinsichtlich der Ölstände (0,5 ≤ h ≤ 3) linear ansteigen. Der Grund für diese Annahme sind experimentelle Ergebnisse, die diese Tendenz andeuten. Bild 4 zeigt exemplarisch die mit dem Ölstand ansteigenden hydraulischen Verluste in Abhängigkeit der Drehzahl. Unabhängig von der Drehzahl ist im Bereich 0,5 ≤ h ≤ 3 ein nahezu linearer Anstieg der Verluste zu verzeichnen. Da der zur Verfügung stehende Prüfstand aufgrund seiner Baugröße keine Un- 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Hydraulische Verluste in Abhängigkeit des Ölstands und Drehzahl (Experiment) Tabelle 1: Ergebnisse für M Pl,WK / M Schlepp in Abhängigkeit von Ölstand h, Drehzahl n IR und kinematischer Viskosität ν kin. Viskosität ν Drehzahl n IR M Pl,WK / M Schlepp M Pl,WK / M Schlepp [mm 2 / s] [min -1 ] (Ölstand: h = 0,5) (Ölstand: h = 3) [%] [%] 2000 13 20 3150 13 20 38 4500 13 20 6300 12 20 2000 12 20 3150 12 21 18,7 4500 11 20 6300 13 22 2000 12 20 3150 12 22 15,2 4500 14 22 6300 13 23 2000 13 21 3150 13 21 8,5 4500 15 22 6300 19 24 T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 tersuchungen mit Ölständen h > 3 zulässt, liegen keine Ergebnisse vor, die eine eindeutige Aussage über die Tendenz außerhalb des untersuchten Bereichs zulassen würden. Ausgehend von einem linearen Anstieg der Planschverluste lassen sich mit Hilfe der Simulationsergebnisse für die vorliegenden Ölstände (h = 0,5 und h = 3) die Verluste z. B. für ein vollgeflutetes Kegelrollenlager mit h = 1 bestimmen. Bild 5 zeigt das exemplarisch am Beispiel der Planschverluste am Innenring. Durch Bilden des Quotienten aus dem Planschmoment für h = 3 und h = 0,5 für alle verfügbaren Werte ist festzustellen, dass diese trotz unterschiedlicher Drehzahlen und Viskositäten annähernd die gleiche Größenordnung aufweisen (siehe Tabelle 2). Der arithmetische Mittelwert der berechneten Werte liefert einen Korrekturfaktor k IR ≈ 3,18, der zusammen mit der Gleichung (5) die Berechnung der Planschverluste für den Ölstand h = 0,5 ermöglicht. Auf die gleiche Art und Weise lassen sich auch die Planschverluste am Außenring sowie an Wälzkörpern berechnen. Während bei der Berechnung der Planschverluste in Bezug auf den Ölstand ein linearer Zusammenhang angenommen wurde, ist beim Vergleich der Schleppverluste keine eindeutige Tendenz zu erkennen, die eine solche Annahme zulassen würde. Betrachtet man allerdings das Verhältnis zwischen dem Planschmoment des Wälzkörpers M Pl,WK und seinem Schleppmoment M Schlepp in Tabelle 1, ist festzustellen, dass die berechneten Quotienten M Pl,WK / M Schlepp = m Pl/ Schlepp bei einer Erhöhung des Ölstands von h = 0,5 auf h = 3 unabhängig von der Drehzahl und Viskosität um einen vergleichbaren Faktor ansteigen. Aus diesem Grund wird analog zur Berechnung der Planschverluste auch in diesem Fall die Annahme eines linearen Anstiegs von m Pl/ Schlepp mit dem Ölstand getroffen (Bild 6). Aufgrund des angenommenen linearen Zusammenhangs zwischen den Planschbzw. den Schleppverlusten und dem Ölstand im Bereich 0,5 ≤ h ≤3, können die einzelnen Verlustanteile aus Bild 1 mit dem technischmathematischen Berechnungsmodell (CoDaC) nach Bild 7 berechnet werden. Der Ölstand h ist dabei immer als vielfaches der Lagerbreite anzugeben. Zur Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Angenommener linearer Anstieg der Planschmomente am Außenring mit dem Ölstand (Simulation) Bild 6: Verhältnis aus dem Planschmoment M Pl,WK und Schleppmoment M Schlepp unter der Annahme eines linearen Anstiegs mit dem Ölstand (Simulation) Tabelle 2: Ergebnisse für M Pl,IR (h = 3) / M Pl,IR (h = 0,5) in Abhängigkeit von Drehzahl n IR und kin. Viskosität ν kin. Viskosität ν M Pl,IR (h = 3) / M Pl,IR (h = 0,5) bei Drehzahl n IR 2000 min -1 3150 min -1 4500 min -1 6300 min -1 38 mm 2 / s 2,9 2,8 3,0 3,0 18,7 mm 2 / s 2,8 3,2 3,6 3,4 15,2 mm 2 / s 3,0 3,1 3,1 4,0 8,5 mm 2 / s 2,9 3,5 3,3 3,1 T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Berechnung der Verluste im Falle eines Ölstands h ≤ 0,5 sind die Verluste für das halbgeflutete Lager (h = 0,5) zu berechnen und diese um den Faktor, der sich aus dem Verhältnis der gefluteten Lagerbreite zur gesamten Lagerbreite berechnen lässt, zu reduzieren. Des Weiteren ist nicht ausgeschlossen, dass diese Gleichungen auch im Bereich h > 3 ihre Gültigkeit haben. Diese Annahme muss allerdings durch weitere Untersuchungen überprüft werden. 4 Abgleich des Modells Den Vergleich zwischen dem abgeleiteten technisch-mathematischen Modell (CoDaC), den Simulationssowie experimentellen Ergebnissen zeigen exemplarisch Bild 8 und Bild 9. In beiden Abbildungen sind Ergebnisse für das vollgeflutete (h = 3) und das halbgeflutete (h = 0,5) Kegelrollenlager 32208 dargestellt. Das Modell gibt die Simulationsergebnisse in guter Näherung wieder. Insbesondere ist bei einer niedrigen Viskosität des Schmierstoffes eine gute Übereinstimmung zwischen berechneten und Simulationsergebnissen festzustellen. Die Abweichungen zwischen Experiment und Simulation sind wahrscheinlich darauf zurückzuführen, dass der im Versuch gemessene Luftgehalt bzw. Verschäumungsgrad, der in Simulationen durch die Vorgabe der Dichte des Schmierstoffes berücksichtigt wird, von dem tatsächlichen Wert abweicht (siehe [6]). Durch diese Abweichung lässt sich auch die Diskrepanz zwischen Simulation und Berechnungsergebnissen bei höheren Drehzahlen erklären, weil für die in Bild 8 und Bild 9 dargestellten Berechnungsergebnisse für den gesamten Drehzahlbereich eine konstante Dichte angenommen wird. Bei Berücksichtigung des mit zunehmender Drehzahl ansteigenden Luftgehalts und der daraus resultierenden Dichte ist festzustellen, dass das Modell geringere Werte liefert als die Simulation (siehe Bild 10). Das lässt sich dadurch erklären, dass im Modell, im Gegensatz zur Simulation, die Verluste, welche außerhalb der Lagerkammer entstehen nicht berücksichtigt werden. Zur Berechnung der in Bild 10 dargestellten Ergebnisse wird entsprechend der Simulation beispielsweise für die Drehzahl n = 6300 min -1 eine um ca. 20 % reduzierte Dichte vorgegeben. Die in den Simulationen angenommenen Dichten sowie entsprechende Messungen zur Erfassung des Luftgehalts und der Dichte sind in [6] beschrieben. Die Verwendung der dimensionslosen Reynolds-Zahl R e bei der Herleitung der Gleichungen zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste lässt die Annahme der Anwendbarkeit dieser Berechnungsansätze auch bei Kegelrollenlagern anderer Baugrößen zu. Um dies zu überprüfen wurden die hydraulischen Verluste eines Kegelrollenlagers 32216 berechnet und mit den Ergebnissen der Berechnungsansätze aus [3] und [8] verglichen. Dabei ist allerdings zu beachten, dass diese Ansätze zur Berechnung von horizontal ausgerichteten Lagerungen gedacht sind. Aus diesem Grund ist ein Vergleich zwischen den Modellen nur bei vollgefluteten Lagern möglich. Des Weiteren wird nach [8] ein lastunabhängiges Reibmoment in Abhängigkeit vom Ölstand bestimmt. In die- 11 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 7: Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) zur Berechnung der Plansch- und Schleppverluste am Kegelrollenlager T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 sem Fall bedeutet das, dass hier im Ergebnis nicht nur die hydraulischen sondern auch die mechanischen Verluste infolge der Mindestlast berücksichtigt werden. Aus diesem Grund muss, um die hydraulischen Verluste von den mechanischen trennen zu können, die Differenz zwischen den Ergebnissen für ein vollgeflutetes und ein Kegelrollenlager unter Minimalmengenschmierung betrachtet werden. Der Ölstand der in diesem Fall der Minimalmengenschmierung entsprechen soll, entspricht der Hälfte des untersten Wälzkörpers. Bild 11 zeigt exemplarisch die mittels des technischmathematischen Modells (CoDaC) sowie die nach [3] und [8] berechneten hydraulischen Verluste. Dabei sind Ergebnisse bei einer höheren und einer niedrigeren Viskosität dargestellt. Es ist ersichtlich, dass in dem hier vorgestellten Modell die Viskosität neben der Drehzahl eine wichtige Einflussgröße darstellt. Die hydraulischen Verluste steigen mit der Viskosität, im Vergleich zu Berechnungsansätzen nach [3] und [8], viel stärker an. Während beim Vergleich mit den Ergebnissen nach [3] bei der höheren Viskosität (ν = 95 mm 2 / s) eine gute Übereinstimmung festzustellen ist, liegt bei der niedrigeren Viskosität (ν = 11 mm 2 / s) eine größere Diskrepanz vor. Der Unterschied zwischen dem Modell und dem Berechnungsansatz nach [8] ist dagegen im unteren Viskositäts- und hohen Drehzahlbereich deutlich geringer. Somit ist festzustellen, dass das Modell im Viskositätsbereich ν ≤ 95 mm 2 / s mit dem Berechnungsansatz nach [3] und im Bereich ν ≥ 11 mm 2 / s mit dem Berechnungsansatz nach [8] besser korreliert. Allerdings muss hier noch einmal betont werden, dass diese Ansätze zur Berechnung der Verluste an horizontal ausgerichteten Lagerungen gedacht sind und dadurch womöglich nicht alle Effekte einer vertikalen Lageranordnung berücksichtigen. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 8: Vergleich der Versuchs-, Simulations- und Berechnungsergebnisse für ν = 38 mm 2 / s Bild 9: Vergleich der Versuchs-. Simulations- und Berechnungsergebnisse für ν = 18,7 mm 2 / s Bild 10: Vergleich der Simulations- und Berechnungsergebnisse unter Berücksichtigung des Verschäumungsgrades T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 5 Zusammenfassung und Ausblick Dieser Beitrag zeigt die Vorgehensweise bei der Ableitung eines technisch -mathematischen Berechnungsmodells (CoDaC - Calculation of Drag and Churning) zur Berechnung der Plansch- und Strömungsverluste eines Kegelrollenlagers mit vertikaler Rotationsachse. Die Grundlage für die Berechnung bilden die konventionellen Ansätze der Strömungsmechanik zur Berechnung von Strömungswiderständen umströmter Körper und der damit verbundenen Schubspannungen. Um diese Ansätze anwenden zu können werden die mittels CFD-Simulationen berechneten hydraulischen Verluste mit Hilfe entsprechender CFD-Programme in Plansch- und Schleppverluste unterteilt und ausgewertet. Die Berechnung dieser schmierstoffbedingten Verluste setzt die Kenntnis des Schergefälles d uiR / d yiR bzw. des Widerstandsbeiwertes C W voraus. Durch entsprechende Darstellung der Simulationsergebnisse wird der Zusammenhang zwischen der Reynolds-Zahl R e und diesen Größen aufgezeigt. Dadurch kann sowohl der Widerstandsbeiwert als auch das Schergefälle bestimmt werden. Das ermöglicht wiederum die Anwendung der gewählten Berechnungsansätze bei der Herleitung von Gleichungen zur Berechnung einzelner Verlustanteile. Diese Gleichungen basieren auf der Annahme eines linearen Anstiegs der Plansch- und Schleppverluste mit dem Ölstand. Der Vergleich zwischen den mit Hilfe des abgeleiteten technisch-mathematischen Modells (CoDaC) berechneten und experimentellen Ergebnissen zeigt eine gute Übereinstimmung. Diese setzt allerdings die richtige Angabe der Schmierstoffdichte voraus. Der Grund hierfür ist der Verschäumungsgrad des Schmierstoffes, der mit zunehmender Drehzahl ansteigt und seine Dichte verringert. Über die Anwendbarkeit des Modells auf Kegelrollenlager anderer Baugrößen kann keine eindeutige Aussage getroffen werden. Der Grund hierfür liegt darin, dass ein Abgleich mit verfügbaren Berechnungsmodellen nur bedingt möglich ist, weil diese im Hinblick auf die hydraulischen Verluste in der Regel nur die Berechnung von horizontal ausgerichteten Lagerungen abdecken. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die Förderung im Rahmen des Projektes „Entwicklung eines analytischen Modells zur Berechnung von Gesamtreibmomenten an Wälzlagerungen unter Ölschmierung“ (DFG-SA898/ 12-1 sowie DFG-SCHW826/ 9-1). Literatur [1] KIEKBUSCH, T.; AUL, V.; MARQUART, M.; SAUER, B.: Experimental and Simulative Studies of Friction Torque in Roller Bearings with Minimum Amount of Lubrication. 18 th International Colloquium Tribology (TAE), 2012, Ostfildern [2] AUL, V.: Kontaktmodelle zur dynamischen Simulation vollrolliger Zylinderrollenlager. Dissertation, TU Kaiserslautern, 2014. ISBN: 978-3-943995-55-8 [3] SKF GRUPPE. Wälzlager-Katalog. PUB BU/ P1 10000/ 2 DE, 2014 [4] SCHAEFFLER TECHNOLOGIES AG&CO.KG. Wälzlagerkatalog, 2012 [5] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Untersuchungen von hydraulischen Verlusten an Kegelrollenlagern. In: Tribologie und Schmierungstechnik, 3 / 2015, S. 14-21 [6] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Investigation of Drag and Churning Losses on Tapered Roller Bearings. In: Strojniški vestnik - Journal of Mechanical Engineering (2015), Nr. 6, S. 399-408 [7] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Wälzlagerungen - Plansch- und Strömungsverluste. In: Tagungsband: 56 Tribologie-Fachtagung (2015), Band II, 54/ 1-11 [8] KORYCIAK, J.: Einfluss der Ölmenge auf das Reibmoment von Wälzlagern mit Linienberührung. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 2007. ISBN: 3-89194-178-1 [9] GUPTA, PRADDEP K.: Advanced Dynamics of Rolling Elements. New York-Springer, 1984. ISBN: 978-1-4612- 5276-4. S. 100-105 [10] KALIDE, W.: Einführung in die technische Strömungslehre. München: Hanser, 1990. S. 39-41 13 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 11: Vergleich des entwickelten technisch-mathematischen Modells (CoDaC) mit Berechnungsmodellen nach [3] und [8] T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 1 Numerical simulation of tribological systems considering wear Numerical simulation of multi body systems with hydrodynamic coupling requires the interaction of three computational domains • non-linear multi-body dynamics • highly non-linear elasto-hydro-dynamics with mixed friction • linear elastic structural dynamics using a robust and time accurate integration scheme. Figure 1 shows the basic steps that need to be performed in the fully coupled simulation algorithm. In the first step the Newtonian equations of movement are solved, with all local and global forces acting on elastic bodies. The resulting local and global accelerations are integrated to deformations and displacements for the following time step. Mechanical or tribological couplings between bodies are represented as forces. The hydrodynamics require the determination of gap heights and their derivatives for the solution of the Reynolds equations. The resulting forces from the calculated pressure distribution are then applied to the structures. Aus Wissenschaft und Forschung * Prof. Dr.-Ing. habil. Gunter Knoll Dr. rer.-nat. Alexander Boucke MSc Arthit Winijsart IST GmbH, Aachen, Germany Dipl.-Ing. Andreas Stapelmann Dr.-Ing. Peter Auerbach ThyssenKrupp Presta Chemnitz GmbH, Germany Reduction of Friction Losses in Journal Bearings of Valve Train Shaft by Application of Running-in Profile G. Knoll, A. Boucke, A. Winijsart, A. Stapelmann, P. Auerbach* Eingereicht: 13. 12. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 3. 2016 Die Reduktion von Reibungsverlusten zu Gunsten verbesserter Effizienz ist von immer größerer Bedeutung, im Ventiltrieb insbesondere an der Nockenwelle. Ein bei ThyssenKrupp Presta zusammen mit der Westsächsischen Hochschule Zwickau entwickelter Prüfstand wurde erfolgreich eingesetzt, um die Bedeutung des Einlaufverschleiß an Nockenwellen im Vergleich zu Oberflächenfinish oder -beschichtung zu zeigen. Um die gleichen Effekte per numerischer Simulation nachweisen zu können, wurde das Mehrkörpersimulationsprogramm First von IST GmbH um eine Verschleißsimulation nach dem energetischen Modell von Fleischer erweitert und an den Versuchen erfolgreich validiert. Schlüsselwörter Nockenwellen, Gleitlager, Reibungsreduzierung, Einlaufverschleiß, Verschleißsimulation, EHD-Simulation, Oberflächenrauheit, Prüfstand Increasing requirements for improved efficiency of internal combustion engines necessitate the reduction of friction losses. 10 to 30 % of the total friction of the engine occur in the valve train varying with load and speed. The journal bearings of the camshaft create up to 40 % of these losses and are therefore a good target for optimisation. ThyssenKrupp Presta, leading manufacturer of assembled camshafts, sees raised interest from customers for surface treatments like super-finishing, nitrating or different coatings. A special test stand to produce precise friction measure-ments of camshaft bearings under realistic conditions has been developed and successfully used to show that running in with initial wear is of similar significance for optimal camshaft bearings as e. g. surface quality when new. IST GmbH have extended their multi-body and hydrodynamics program FIRST with the energy based wear-model from Fleischer, to be able to simulate changes in roughness and contour due to running-in in hydrodynamic bearings. The numerical results will be validated using the measured data and it will be shown that friction reduction due to wear and running-in times can be predicted. Keywords Camshaft, plain bearing, friction reduction, runningin, wear-simulation, EHD-simulation, surface roughness, test stand Kurzfassung Abstract T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 A special variant of the Reynolds equation is used to calculate the hydrodynamic loads onto an elastic surface, which includes the effect of surface roughness onto the flow. The implementation, based on [1] uses so called flow factors, which have been determined using a representative patch of surface roughness. The flow factors contain the effects of shear and pressure on fluid between rough surfaces at different gap heights (compare figure 2). In addition the local contact pressure is calculated as soon as the first contact between roughness peaks is established. If no detailed surface data is given, a simplified approach can be used, where the surface roughness is characterised by stochastic information. This too has proved to deliver a robust prediction of mixed friction. The total friction losses in a journal bearing are the sum of hydrodynamic friction and contact friction between rough surfaces. For the latter a Coulomb friction coefficient will be defined, which depends on the properties of both surfaces, e. g. material, temperature, manufacturing process and lubricants. The high lateral loads on cam shaft bearings and the alignment of bearing brackets are a challenging problem, typically creating contact at edges resulting in mixed friction with marked friction losses and possibly wear. Runningin can significantly reduce friction losses, a fact that conventional elasto-hydrodynamic (EHD) simulations can not take into account. The EHD simulations in FIRST have therefore been extended with a wear-simulation based on the energetic model from Fleischer [2]. This model is based on the assumption, that in a tribological contact, consisting of a soft and a hard material, the accumulated energy from friction needs to raise to a certain level, before material will be removed from the soft side of the contact. The volume of wear V V = W R / e R* is formulated as quotient of work of friction W R and apparent frictional energy density e R* . The latter is a system specific quantity and a measure for the critical energy level necessary to be reached before wear will develop. e R* needs to be identified through experiments. This model for wear makes wear volume proportional to work of contact friction, making it suitable for the regime of linear wear. The EHD simulation delivers the necessary local work from contact friction W R . For the implementation of the wear model in FIRST it is necessary to simulate a representative load-cycle before the relevant quantities like work of friction, nominal contact area, slip distance etc. can be evaluated. For 15 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 2: Influence of rough surfaces on hydrodynamic flow factors Figure 1: Schematic workflow of multi-body-dynamics calculation incorporating EHD bearings Figure 3: Illustration of steps in wear iteration T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 every node of the bearing surface where the critical contact dissipation is reached, the local wear volume will be calculated and the surface contour modified accordingly. The contact pressure factors are adapted to the average wear per bearing surface. The next step is to repeat the simulation of the load cycle with the updated input. The iteration can be stopped if the local contact dissipation falls under a given value. The sequence of the weariteration is illustrated in figure 3. 2 Analysis of Friction and Wear on Camshafts with Journal Bearings 2.1 Experimental Setup The plain bearings of a camshaft has to pass through stages of dry friction and mixed friction during engine start and generally at low revolution speeds. Many engine manufacturers consider friction reducing surface treatments or coatings to positively influence friction and wear under these running conditions. Measuring the frictional moment on externally driven, but otherwise complete cylinder head assemblies to verify the modification does not always deliver satisfying results, as the large number of friction contacts largely increase scatter. The result will also be specific to a particular type of engine or manufacturer. To improve the experimental capabilities a test stand was developed by ThyssenKrupp Presta in cooperation with Westsächsische Hochschule Zwickau, that allows the measurement of friction in camshaft bearings while applying realistic loads onto the camshaft (figure 4), producing precise, repeatable and comparable results. The test setup consists of an electric motor driving a test-shaft without lobes that runs in four journal bearings. The bearing pedestals can be precisely located in the mounting plate using alignment dowels, creating a straight bearing channel with very low tolerances. The transient forces through the cams of a real valve train are simulated by two piezo electric actuators, which act through plungers onto roller bearings located between the bearings 1 and 2, respectively 2 and 3. The actuators require a stiff load transfer, but do on the other hand allow for transient load curves up to 4 kN with very steep gradients. And additional pneumatic actuator is used to emulate the preloading of timing chain or belt, which is assumed to be constant in the experiments. The resulting bending line of the shaft in the test rig equals one from a real camshaft in an engine. The friction losses are recorded as torsional moment on a measuring shaft inserted between motor and test shaft. The friction losses from the roller bearings have been recorded in advance and will be compensated during data acquisition. The test control unit allows the transient force curves to be dependent on the rotational speed thus creating realistic load conditions on the camshaft. Pressure and temperature of the oil feed to the bearings are controlled within close tolerances (5W30, 90 °C). Tests can be run from standstill through to a maximal speed of 2300 rpm, the quickly responding drive and oil pressure control even allow a simulated engine start. Heater elements and thermal insulation enable the test item to keep temperatures close to working conditions inside an engine. 2.2 Running-in Cycle A test cycle adjusting the shaft speed in the range of mixed friction from 200 rpm in steps up to 800 rpm and back down again (figure 5) including the simulated cam Aus Wissenschaft und Forschung Figure 4: Photograph of complete test stand assembly Figure 5: Cycles of camshaft rotational speed during running-in Figure 6: Change of Stribeck diagrams during the run-ning-in process T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 loads will be repeated until the resulting friction moments will have mostly stabilised at all speeds. The biggest change due to running in is seen at shaft speeds less than 400 rpm. The speed of transition in the Stribeck diagram is also shifted towards 400 rpm, with respective changes depending on the pairing of materials in mixed friction. Within the first few hours of the test, the running-in process starts very quickly (figure 6) and getting to a nearly steady state after about 100 h. After the running in process is finished a Stribeck diagram is recorded for speeds from 200 rpm to 1600 rpm. 2.3 Results Three different friction pairings will be used to show the influence of roughness, hardness and friction coefficient of the test shafts on the running in process and friction losses over time. Using the same bearing pedestals from cast AlSi9Cu3 material with a bore finished to Rz 3.2 the following set of steel E355 shafts have been tested: • ground to Rz 2 (“reference”), ca. 150HBW • ground and super-finished to Rz 0.5 • ground to Rz 2, DLC coated with Graphit-IC™, 355 HV0,5 Figure 7 shows the Stribeck-diagram of the three shafts at begin of the runningin process. Both, the fine finish and particularly the DLC coated shaft show a distinctive advantage compared to the reference model. The reduced roughness on the super-finished shaft reduces elastic/ plastic and abrasive friction and allows a smaller effective oil film height, improving the change from mixed friction to hydrodynamic running conditions. The advantage of the coated shaft can be assumed to be a result from the lower friction coefficient of the pairing DLC-AlSi9Cu3 in new condition, as the roughness itself is hardly changed by the coating. Due to wear during the running-in time the amount of mixed friction changes significantly, as can be seen in figure 8 for a shaft speed of 250 rpm. Both tests with the uncoated shafts show a much stronger reduction in overall friction compared to using the coated shaft within the first 24 hours. After this comparatively short time the initial advantage of the DLC coated shaft is already lost, and the difference between ground and superfinished shaft is strongly reduced. For each material pairing two sets of samples have been examined. Figure 9 shows Stribeck diagrams of the finished tests, averaging over results from identical configurations. The results for each set of tests had a deviation between 0.001and 0.007 Nm, showing the excellent reproducibility of the experiments. The differences between the friction moments after running in are close to being insignificant in some areas. But the conclusion that both noncoated shafts result in a virtually identical amount of friction, with the indication of being better than the DLC coated shaft, is slightly surprising. 2.4 Analysis of Test Samples Dimensions, roughness and tolerances in shape and position of all test samples have been exactly measured before and after the experiments. This allows to compare the mechanical effects of the runningin wear on the dif- 17 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 7: Stribeck diagram taken at the start of the running-in process Figure 8: Friction moment at 250 rpm during runningin Figure 9: Stribeck diagram after completion of running-in process T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 ferent surfaces with the initial condition. Figure 10 shows confocal microscopy scans of the surfaces in new condition. Superfinishing changes several surface characteristics compared to the original ground condition: All bearing pedestals have the same surface finish with Rz 3.2 before the experiments (figure 11). Studying the surfaces of the shafts after completion of the tests, there are more or less distinctive smoothed areas showing at the bearing positions. Due to the constant load of the simulated camshaft drive the wear in bearing 1 is the most pronounced. The transient cam forces result in smooth patches only in certain parts of the circumference. A close analysis reveals that the ground reference shaft is significantly smoothed, while the super-finished one retains the already low roughness with occasional gauging due to particles. The DLC coated shaft shows significantly less smoothing (s. figure 12). This is a good indication for the wear resistance of the coating, but hinders smoothing effects, and as such effectively the reduced friction that was expected. Creating a finer finished surface before applying Aus Wissenschaft und Forschung Figure 10: Shaft surfaces before testing Figure 11: Exemplary bearing surface of pedestal before test Figure 12: Shaft surfaces at position of bearing 1 after test Reference Rz 2 Superfinish Rz 0,5 DLC-Coated Rz 2 Reference Superfinish DLC-Coated ground super-finished Rpk 0.1141 µm 0.0505 µm Rvk 0.3931 µm 0.1271 µm Rk 0.5270 µm 0.1600 µm Rmr (0.5µm) 82.31% 99.94% T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 the coating would be a possible option, but cause a further increase in costs. The analysis of the bearing surfaces in the pedestals shows an overall similar result, where in addition to opened porosities and gauges the smoothing in some areas was so significant, that the original structure of the machined surface is not visible any more (s. figure13). These effects are characteristic and have been found in all three material pairings to a similar extent. Primary profiles across a large selection of worn surfaces show a typical crowning in the scale of 1 µm near the edges. Results from further experiments with different approaches to friction reduction, e. g. nitrated shafts, PEEKcoated shafts or PTFE bushings, all support the conclusion that for similar initial roughness smoothing and a modified micro-contour through running-in is most important to reach a low friction induced driving moment. If the wear through the running-in process is limited to one body, e. g. by using very hard surface layers (DLC, nitrated shaft) or particularly distinct hard/ soft combinations (PTFE/ Steel or PEEK/ AlSi9Cu3), the initially better friction characteristics cannot be kept up compared to Steel/ AlSi9Cu3. In conclusion the wear through running-in is at least as significant in search for friction-optimised camshaft bearings, as is the initial friction coefficient and individual tribo-chemical processes, which currently are under investigation. 3 Validation of Numerical Simulation using the Experimental Results As has been seen from the results of the experiments, a suitable wear simulation model will be essential for the application and validity of EHD-simulations for camshafts and similar configurations with significant mixed friction and edge loads, validity of computational results in cases less dominated by wear has been shown before, e. g. in [3]. The currently implemented wear model allows wear to appear only on one of the surfaces in a bearing. For this reason the test with super-finished steel shaft was chosen as reference for the numerical simulation. As was shown above, the wear was mostly limited to the bearings in this case. The simulation model consists of an elastic shaft and the four elastic bearing pedestals. The stiff load transmission including the roller bearings can safely be ignored and the loads added directly onto the camshaft. All four bearings are modelled as EHD-bearings, but only the bearings No. 1, 2 and 3 are subjected to wear. No mixed friction was detected in bearing 4 during simulations at any speed from 200 to 1600 rpm. To keep the amount of necessary simulations at a minimum, the following sequence was defined to simulate the full running-in process: 1. Wear simulation at a speed of 500 rpm until the wear algorithm converges. The approximately linear section of the Stribeck diagram for speeds above 500 rpm after running-in suggests that mixed friction is insignificant at these speeds. 2. Further wear simulations will be run at the lower speed limit of 200 rpm while monitoring the Stribeck diagram. The measured data for this speed indicate that wear has not fully completed, as the moment is still falling when the tests were finished (compare figure 8) Further simplifications have been introduced into hydrodynamic bearings and the mixed friction. The flow factors for the hydrodynamics have been calculated using the machined surface of the bearings when new, the surface of the shaft was considered smooth due to the very low roughness in comparison. The contact pressure characteristics are calculated using the statistical model by Greenwood Tripp and the average roughness extracted from measured data. Depending in the average wear depth on a bearing, the roughness is reduced accordingly, so that the gap height in the bearing can be reduced before mixed friction starts. In figure 14 the calculated total friction moment for the speed of 500 rpm is plotted in comparison to the experimental data. As the wear simulation does not calculate 19 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 13: Smoothed area in bearing 1 after test, right: primary profile across full width T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 15: Stribeck diagram of the experiment after running in (black crosses) and different steps of the wear simulation between reaching convergence for 500 rpm (step 25, green line) and total stop of simulated wear (step 50, orange line). The arrow indicates the progression of wear at 200 rpm Figure 16: Comparison of calculated wear area in bearing 1 compared to a photograph showing the smoothed region Figure 17: Comparison of profile across wear in bearing 2 between simulation (top) and experiment (bottom) fixed time steps, but determines the time that is necessary to achieve a defined increase of wear at each step, the steps at the begin of the simulation appear in quick order. Even though the apparent frictional energy density e R* was not known exactly for the materials involved, and the regime in the experiment involved changing rotational speeds, it can be seen that the calculated running-in time is close to reality. The slightly lower overall moment compared to the experiment is partly due to being limited to a constant roughness per bearing. To slow down wear the roughness needs to be reduced, but this also affects friction losses in the remaining area of the bearing. The idealised conditions of the simulation should generally deliver less friction compared to reality anyway. After switching to the lower speed of 200 rpm after 25 steps with 500 rpm the wear simulation was continued. Stribeck diagrams have been plotted at each step, to compare these with the experimental data. Like before, the reduction of friction at speeds between 200 and 500 rpm is very quick initially. figure 15 shows a good agreement between the measured data at the end of the test and the simulation step 29 (light blue line). Continuing the wear simulation will eventually result in a state where mixed friction is not significant any more and no further wear occurs. The Stribeck diagram is showing a nearly proportional increase of friction moment with shaft speed at this point at simulation step 50. No direct measurement of the wear volume was taken, but a comparison of the additional contour due to wear at simulation step 29 with a photograph of the smoothed area in bearing 1 is in very good agreement in both size and position (s. figure 16). Similarly the primary roughness plot of bearing 2 has a good analogy to the calculated wear depth along the same line (s. figure 17). Figure 14: Friction moment from wear simulation at 500 rpm compared to data at 500 rpm extracted from running-in test T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 4 Conclusion The experimental study of surface treatments and coatings in camshaft journal bearings has confirmed, that it is not enough to improve single factors like coefficient of friction, hardness or surface roughness of newly manufactured parts. Rather, a good pairing and interplay of the various tribological properties of both shaft and journal is required for optimal friction reduction during running-in. Complex tribo-chemical processes in the boundary layers and their effect on boundary friction won’t eliminate the need for experimental tests in the near future. Nevertheless, the implementation of a wear model is a very important measure for increasing the conclusiveness of EHD-simulations for similar applications. For the numerical simulation of wear using the software FIRST the experiments show that realistic calculations of friction reduction due to running-in can be achieved. Wear depth, location and running-in times also show favourable agreements. The results also give hints for future developments to increase robustness of application and results of the simulation process, i. e. for more efficient simulation of wear at different engine speeds. References [1] Patir, N. und Cheng, H.S.: An Average Flow Model for Determening Effects of Threedimensional Roughness on Partial Hydrodynamic Lubrication. Transactions of the ASME, Series F, Journal of Lubrication Technology, Vol.100, 1978, S. 12-17 [2] Knoll, G., Lang, J., Winijsart, A., Umbach, S., Wolf, C.: EHD/ MKS-Simulationstechnik mit integriertem energetischen Verschleißmodell - Fallstudie dynamisch belastete Motorengleitlager [3] Tuzcu, S. ; Knoll, G. ; Meusel, J. ; Muller, T.: Tribologische Optimierung einer Leichtbaunockenwelle durch EHD-Simulation und deren experimentelle Validierung; VDI BE- RICHTE; 2115; 37-48; VDI-Verlag, Düsseldorf, 2010 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bestellcoupon Tribologie und Schmierungstechnik „Richtungsweisende Informationen aus Forschung und Entwicklung“ Getriebeschmierung - Motorenschmierung - Schmierfette und Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Schmierung in der Umformtechnik - Tribologisches Verhalten von Werkstoffen - Minimalmengenschmierung - Gebrauchtölanalyse - Mikro- und Nanotribologie - Ökologische Aspekte der Schmierstoffe - Tribologische Prüfverfahren Bestellcoupon Ich möchte Tribologie und Schmierungstechnik näher kennen lernen. 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Jahrgang 4/ 2016 1 Einleitung Die Hauptfunktion eines Radial-Wellendichtrings besteht darin das Öl im Ölraum zu behalten und Substanzen (Partikel, Wasser, etc…) von außen aus dem Ölraum fernzuhalten. Verunreinigungen wie z. B. Partikel, können in einer Maschine dafür sorgen, dass beispielsweise Zahnräder, Gleitlager, Wälzlager usw., einem viel höheren Verschleiß unterliegen als in „sauberem“ Öl. Dichtringe die von außen einer hohen Schmutzbeaufschlagung ausgesetzt sind, müssen daher besonders ausgelegt sein bzw. getestet werden um eine ausreichende Dichtfunktion zu gewährleisten. Im Rahmen dieser Arbeit wurden systematische Prüfstandsversuche und Simulationen zur Untersuchung von Radial-Wellendichtringen unter Schmutzeinwirkung von außen durchgeführt. Als Hauptzielgröße der Untersuchungen wurde dabei der Verschleiß an der Dichtkante und an der Schutzlippe analysiert. 2 Prüfstandsaufbau und Versuchsparameter 2.1 Prüfzelle Um eine Dichtung von außen mit Schmutz zu beaufschlagen, musste ein Konzept erarbeitet werden, bei dem die Dichtung gut zugänglich ist. In Bild 1 ist die Konstruktion der neuen Prüfzellen abgebildet. Dieser Aufbau ermöglicht es, die Beaufschlagungseinheit an der vorderen Seite der Prüfzelle zu montieren und die Prüfdichtung mit dem Prüfmedium zu beaufschlagen. Am hinteren Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.-Ing. Christian Kaiser Dipl.-Ing. Daniel Frölich Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT), TU Kaiserslautern 67663 Kaiserslautern Bild 1: Schnittansicht mit Beaufschlagungseinheit Systematische Untersuchung von schmutzbeaufschlagten Wellenabdichtungen C. Kaiser, D. Frölich, B. Sauer* Eingereicht: 17. 9. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 20. 10. 2015 Radial-Wellendichtringe unterliegen im realen Einsatz vielseitigen Belastungen. Neben mechanischen, chemischen und thermischen Belastungen werden Dichtsysteme durch Schmutzbeaufschlagung belastet. In diesem Beitrag werden experimentelle und simulative Untersuchungen aufgezeigt, die den Einfluss einer Schmutzbeaufschlagung auf den Verschleiß der Schutzlippe und Hauptdichtlippe aufzeigen. Schlüsselwörter Radial-Wellendichtring, Schmutzbeaufschlagung, Verschleiß, FE-Simulation Rotary shaft lip seals are exposed to several loads during their service life. The sealing systems have not to resist against mechanical, chemical and thermic loads only. This paper presents experimental and simulative studies, which illustrate the influence of a dust application on the wear of the dust and main lip. Keywords Rotary shaft lip seal, dust application, wear, FEA Kurzfassung Abstract T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Ende der Prüfzelle befindet sich eine Sekundärdichtung die zur Aufgabe hat, den Ölraum nach hinten abzudichten. Die Prüfzelle ist auf ein Ölvolumen von ca. 750 ml bei Ölstand auf Höhe Wellenmitte ausgelegt. Die Prüfzelle ist entlüftet und es werden zum Heizen des Versuchsöls Heizpatronen eingesetzt. Die Temperaturerfassung erfolgt über einen PT100-Temperatursensor (nicht abgebildet). Die Beaufschlagungseinheit verfügt über 8 über dem Umfang verteilte Düsen, die so platziert sind, dass das Medium direkt auf den Dichtkontakt der Schutzlippe gefördert wird. Die Düsen haben einen Innendurchmesser von ca. 4 mm. 2.2 Die Beaufschlagungsvarianten Um die Prüfdichtung definiert mit dem Prüfmedium zu beaufschlagen mussten die entsprechenden Aggregate aufgebaut werden. Im Rahmen dieser Arbeit wurde die Prüfsubstanz mit Trägermedium Wasser und Luft an den Dichtkontakt der Schutzlippe herangefördert. In Bild 2 ist der Bürstendosierer dargestellt. Durch die rotierende Bürste wird eine definierte Menge an Partikelsubstanz aus der Füllung entnommen und an den vorbeiströmenden Luftstrom abgegeben. Die Partikelmenge kann dabei über die Vorschubgeschwindigkeit des Dosierkolbens variiert werden. Die Bürstendrehzahl bleibt dabei stets konstant. Über ein Drosselventil kann der Volumenstrom eingestellt und am Volumenstrommesser (Rotameter) abgelesen werden. Der kontaminierte Luftstrom wird anschließend an das Verteilerrohr am Dauerlaufprüfstand angeschlossen und von da aus an die Magnetventile, die einen Radial-Wellendichtring nacheinander beaufschlagen, weitergeleitet (nicht abgebildet in Bild 2). Die zweite Beaufschlagungseinheit stellt ein Schmutzwasseraggregat dar. Dieses besteht aus einem Schmutzwasserbehälter mit einem Fassungsvermögen von 10 l. In diesem Behälter befindet sich ein Rührer welcher mit einem Getriebemotor über ein Riemengetriebe angetrieben wird. Der Rührer soll sicherstellen, dass sich während des Betriebes die Partikelsubstanz nicht am Behälterboden absetzen kann. Das Schmutzwasser wird dann über eine Förderpumpe angesaugt und von da aus über die Verteilereinheit an die Prüfzellen weitergeleitet. 2.3 Versuchsparameter In Tabelle 1 sind sämtliche Randbedingungen der experimentellen Versuche abgebildet. Als Prüfmedium für die Schmutzbeaufschlagung wurde Arizona-Dust verwendet. Ari- 23 Aus Wissenschaft und Forschung Parameter Einstellung RWDR-Werkstoff 72 NBR 902 RWDR-Typ Form AS nach [DIN3761-1] RWDR-Abmessungen Innen-Ø: 80 mm, Außen-Ø: 100 mm, Breite: 12 mm Fett Petamo GHY133N Wellenmaterial 42CrMo4-gehärtet 55 HRC Wellenoberfläche Nach [DIN3760] Versuchsöl Synthetisches FVA-Referenzöl PAO2 Versuchsdauer 5.000 km Reibweg ≈ 232 h Versuchszeit Öltemperatur 70 °C Ölschmierung Öl anstehend bis Wellenmitte Umfangsgeschwindigkeit 6 m/ s Statistik: 6 Versuche pro Parameterkonfiguration Bild 2: Bürstendosierer mit Prinzipskizze Tabelle 1: Versuchsrandbedingungen T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 zona-Dust ist in DIN EN ISO 12103-1 genormt und hat deswegen eine breite Akzeptanz bei Verschmutzungsprüfungen gefunden. Es wurden bei den Untersuchungen Arizona-Test-Dust A2 und A4 verwendet, welche sich in der Partikelgrößenverteilungen unterscheiden (vgl. Bild 3). In Tabelle 2 sind die Einstellungsparameter für die Schmutzbeaufschlagung dargestellt. Bei Wasser als Trägermedium wird zyklisch mit 5 und 30 g/ l Arizona-Dust A2 oder A4 alle 5 h für 10 s dosiert. Bei der intensiveren Beaufschlagung wird das Intervall zwischen zwei Beaufschlagungszyklen halbiert von 5 h auf 2,5 h und die Dosierungsdauer von 10 s auf 30 s erhöht. Der Durchfluss beträgt dabei ca. 3,6 l/ min für jede Prüfzelle. Der mit Luft als Trägermedium durchgeführte Versuch wurde mit A2 durchgeführt bei einem Durchfluss von 6 m 3 / h und mit einer Menge von 0,5 g/ min (ca. 5 g/ m 3 ). Die Dosierung der Beaufschlagung wurde ebenfalls auf 5 h für 10 s eingestellt. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: gemessene Volumenverteilungssumme Q3 von Arizona-Dust A2 und A4 Bild 4: Simulationsmodell bestehend aus inkrementeller Struktur zur Verschleißsimulation und Kopplung mechanischer und thermischer Simulationsschritte zur Berücksichtigung des temperaturabhängigen Elastomerverhaltens Tabelle 2: Einstellungsparameter für die Schmutzbeaufschlagung T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 3 Modellaufbau Zur Simulation von schmutzbeaufschlagten Radial-Wellendichtringen wurde ein am MEGT vorhandener Modellierungsansatz erweitert und angepasst. Das Modell ist mit der Programmiersprache Python parametrisch in der FE-Umgebung ABAQUS aufgebaut. Das Ausgangsmodell umfasst eine Kombination von untereinander gekoppelten mechanischen und thermischen Lastschritten zur Simulation von Verschleiß an Dichtlippe und Welle, von Kontakttemperatur und Reibmoment. Die Basis des Simulationsmodells bildet ein in der Softwareumgebung Abaqus FEA entwickeltes vollparametrisches FE-Modell. Dieses bietet über einen inkrementellen Verschleißansatz die Möglichkeit den Materialverlust im Tribokontakt des Dichtrings zu simulieren (vgl. Bild 4). Ausgehend vom Neuzustand werden in einer benutzerdefinierten Anzahl an Zwischenschritten verschiedene mechanische und thermische Simulationsschritte durchlaufen. Ein vom Nutzer zuvor festgelegter Gesamtgleitweg dient als Abbruchkriterium für die Simulation. Dem Nutzer stehen jetzt detaillierte Ergebnisse zum Verschleiß an Dichtlippe und Schutzlippe, zum Verlauf der Kontakttemperatur, zur Verteilung der Temperatur über dem Dichtringquerschnitt und zum Reibmomentverlauf zur Verfügung. Detaillierte Informationen zur Modellstruktur und zum Modellierungsumfang können z. B. folgenden ausgewählten Literaturstellen entnommen werden: [FKJ12], [MFS13], [FMS14a], [FMS14b]. Zur Erweiterung des Modells wurden Änderungen und Ergänzungen durchgeführt, die in folgenden Abschnitten beschrieben werden. 3.1 Anpassung der Geometrie Ein Radial-Wellendichtring mit berührender Schutzlippe wurde in Kunstharz eingegossen und der Querschnitt unter dem Mikroskop vermessen. Daraus wurden die zum modellseitigen Geometrieaufbau benötigten Eingabeparameter ausgewertet. Das Simulationsmodell wurde wie in Bild 5 dargestellt angepasst und um die dargestellte Schutzlippe erweitert. Sowohl auf der Welle als auch im Dichtring wurden die kontaktnahen Bereiche als Vorbereitung auf die Verschleißsimulation sehr fein vernetzt. 3.2 Erweiterung der Verschleißsimulation Der Verschleiß wird in Form einer Verschiebung der Kontaktknoten in Richtung der Kontaktnormale modelliert. Basierend auf dem Verschleißgesetz von Archard werden die pressungsbehafteten Randknoten um den Betrag d verschoben. (3.1) k ist der experimentell ermittelte k-Faktor, p die Pressung und s der Reibweg. Der experimentelle k-Faktor wird dabei über folgende Formel ermittelt: (3.2) Dabei handelt es sich um das Verschleißvolumen W v , um die Radialkraft F r und um den Reibweg s. Der k- Faktor wurde für die Hauptdichtlippe und die Schutzlippe experimentell ermittelt. Dazu wurde das Verschleißvolumen W v durch Multiplikation des gemessenen planimetrischen Verschleißbetrags mit dem Umfang (π∙80 mm) ermittelt. Der k-Faktor liegt für die Hauptdichtlippe im Bereich von ca. 4 - 6 ∙ 10 -6 und für die Schutzlippe im Bereich von ca. 3 -5∙10 -5 . Zwischen den k-Faktoren der Hauptdichtlippe und der Schutzlippe liegt ca. der Faktor 10. Um einen ausreichend großen Materialabtrag simulieren zu können, ohne Spannungen im Inneren des Radial- Wellendichtrings zu erzeugen und mit dem Ziel Verzerrungen im FE-Netz auf ein Minimum zu beschränken wurde in den Kontaktbereichen eine adaptive Vernetzung umgesetzt. 3.3 Erweiterung der Reibmoment- und Kontakttemperatursimulation Die iterative Simulation von Kontakttemperatur und Reibmoment erfolgt mit dem Modell von Engelke [Eng11]. Dieser empirische Ansatz basiert auf einer Vielzahl von Experimenten und unterscheidet einen nichtviskosen und einen viskosen Anteil des Reibmoments: (3.3) μ 0 ist der Grenzreibungskoeffizient, F r die Radialkraft, d der RWDR-Nenndurchmesser, ɳ(ϑ) die temperaturabhängige Schmierstoffviskosität, b die Berührbreite, ∑R p mm 3 ----- N∙km 25 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: FE-Modell des Dichtrings mit feiner Vernetzung der Kontaktbereiche für Hauptdichtlippe und Schutzlippe 3 3 3 3 T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 ist die Summe der Rauheitsspitzen im Kontakt, die als erste Näherung für die Schmierfilmdicke verwendet wird und n die Wellendrehzahl. Die Formel zur Ermittlung des Reibmoments ist abhängig von der Schmierstoffviskosität und nur für die Hauptlippe entwickelt worden. In diesem Modell wird die Reibmomentberechnung auch für die Berechnung der Schutzlippentemperatur getestet. Dabei ist zu beachten, dass die Kontaktstelle der Schutzlippe fettgeschmiert ist und dementsprechend die Viskosität des Grundöls berücksichtigt werden muss. Inwiefern diese für die Hauptlippe entwickelte Temperaturberechnung für die Schutzlippe angewendet werden kann, wird anhand von experimentellen Reibmomentuntersuchungen analysiert. Ein beispielhaftes Ergebnis in Bild 6 zeigt, dass die reibungsbedingte Temperaturerhöhung durch Schutzlippe und Hauptlippe die Temperaturverteilung im RWDR-Querschnitt beeinflussen. 4 Experimentelle Ergebnisse und Modellvalidierung im Neuzustand Zur Validierung des Modells wurden experimentelle Radialkraft- und Berührbreitenmessungen im Neuzustand bei 20 °C mit Ergebnissen des Simulationsmodells verglichen. Die Ergebnisse der Berührbreitenuntersuchung sind in Bild 7 dargestellt. Die Messung der Berührbreite erfolgte unter dem Mikroskop anhand eines auf eine Plexiglashohlwelle montierten RWDRs. Diese Messung ist bei Raumtemperatur durchgeführt worden. Die Übereinstimmung von Messung und Simulation ist sehr gut. Auch beim Vergleich von gemessener und simulierter Radialkraft zeigt sich eine gute Übereinstimmung (vgl. Bild 8 links). Die größte Abweichung ist beim Radialkraftanteil der Schutzlippe vorhanden. Ein Grund könnte darin zu finden sein, dass die Schutzlippe bei der experimentellen Ermittlung der Radialkraft abgestochen wurde und sich dadurch leicht modifizierte Kontaktbedingungen an der Hauptdichtlippe im Vergleich zur Simulation ergeben. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Temperaturverteilung über den RWDR-Querschnitt, reibungsbedingte Kontakttemperaturerhöhung im Bereich von Schutzlippe und Hauptlippe Bild 7: Vergleich von gemessener und simulierter Berührbreite an Hauptlippe und Schutzlippe Bild 8: Links: Vergleich von gemessener und simulierter Radialkraft bei Raumtemperatur für Hauptlippe und Schutzlippe; rechts: Vergleich von gemessener und simulierter Radialkraft bei 70 °C für Hauptlippe und Schutzlippe T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Um einen Abgleich auch bei praxisnahen thermischen Bedingungen durchführen zu können, wurden die Radialkraftuntersuchungen bei 70 °C wiederholt. Die Ergebnisse zeigen eine sehr gute Übereinstimmung von Experiment und Simulation (vgl. Bild 8 rechts). Insbesondere der Radialkraftanteil der Schutzlippe hat im Vergleich zur Messung stark abgenommen. Der Radialkraftanteil der Hauptlippe hat sich nicht ganz so stark reduziert, da die Wurmfeder den Steifigkeitsverlust auch bei höheren Temperaturen teilweise kompensiert. Zusammenfassend lässt sich feststellen, dass sowohl die simulierte Berührbreite als auch die Radialkraft bei Raumtemperatur und einer Betriebstemperatur von 70 °C sehr gut mit den experimentellen Ergebnissen übereinstimmt. 5 Experimentelle Ergebnisse und Modellvalidierung im gelaufenen Zustand In diesem Kapitel werden die experimentellen und simulierten Ergebnisse gegenüber gestellt. In Bild 9 sind die experimentell und simulativ ermittelten planimetrischen Verschleißbeträge in µm² für die Versuchsparameter (vgl. Kapitel 2.3) dargestellt. Beim experimentell ermittelten Verschleiß der Schutzlippe ist deutlich zu erkennen wie der Verschleiß mit steigender Schmutzbeaufschlagung kontinuierlich zunimmt. Der Verschleiß an der Hauptdichtlippe zeigt dagegen ein ganz anderes Bild. Der Verschleiß bleibt ungefähr gleich unabhängig von der Beaufschlagungsmenge (5 oder 30 g/ l) und der Intensität (5 h/ 10 s oder 2,5 h/ 30 s). Somit scheint die Schutzlippe einen sehr effektiven Schutz für die Hauptdichtlippe und den dahinter befindlichen Ölraum darzustellen. Die Ergebnisse der Simulationen zeigen, dass das entwickelte Simulationsmodell den Verschleiß an der Hauptdichtlippe und der Schutzlippe sehr gut nachbildet. In Bild 10 sind die experimentell und simulativ ermittelte Berührbreite der Hauptdichtlippe und der Schutzlippe abgebildet. Bei der Berührbreite einer Dichtlippe handelt es sich um eine wichtige Größe, die einerseits die Ergebnisse der Verschleißauswertung bestätigen kann und andererseits in die Verlustleistung eingeht. Wie in der Abbildung zu erkennen ist, spiegeln die experimentellen Ergebnisse der Berührbreite die Verschleißergebnisse der beiden Schutzlippen sehr gut wider. Bei der Schutzlippe ist eine ähnliche Entwicklung 27 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Oben: Vergleich von experimentellem und simuliertem Verschleiß der Hauptdichtlippe in µm 2 ; unten: Vergleich von experimentellem und simuliertem Verschleiß der Schutzlippe in µm 2 T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 zu erkennen wie beim Verschleiß. Mit steigender Beaufschlagungsmenge und -intensität nimmt die Berührbreite, wie zu erwarten, zu. Bei der Hauptdichtlippe ist es sehr ähnlich, die Berührbreite schwankt wie der Verschleiß in einem recht kleinen Bereich. Die simulierten Ergebnisse stimmen auch hier mit den experimentell ermittelten Werten sehr gut überein. In Bild 11 sind der simulierte Verschleißfortschritt an der Hauptdichtlippe und der Schutzlippe für den Betriebspunkt 5 g/ l A4 dargestellt. Somit lässt sich der Verschleißfortschritt über dem Reibweg verdeutlichen. Am Anfang ist aufgrund des Einlaufverschleißes deutlich zu erkennen, dass die Sprünge des Dichtlippenverschleißes deutlich größer sind als nach der Einlaufphase. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 10: Oben: Vergleich von experimenteller und simulierter Berührbreite der Hauptdichtlippe in µm; unten: Vergleich von experimenteller und simulierter Berührbreite der Schutzlippe in µm. Bild 11: Links: Simulierter Verschleißfortschritt an der Hauptdichtlippe; rechts: Simulierter Verschleißfortschritt an der Schutzlippe T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 6 Zusammenfassung und Ausblick In diesem Beitrag wurden erste Ergebnisse vorgestellt zu experimentellen und simulativen Untersuchungen eines Radial-Wellendichtrings unter Schmutzbeaufschlagung. Es konnte verdeutlicht werden, dass mit steigender Partikelmenge und Erhöhung der Beaufschlagungsintensität der Verschleiß an der Schutzlippe zum Teil deutlich ansteigt. Der Verschleiß an der Hauptdichtlippe scheint unabhängig vom Medium, der Menge und der Intensität konstant zu sein. Die Ergebnisse der Berührbreitenmessung bestätigen nochmal die Ergebnisse der Verschleißauswertung. Es konnte ebenfalls gezeigt werden, dass das entwickelte Simulationsmodell in der Lage ist, den sich einstellenden Verschleiß und die Berührbreite der beiden Dichtkanten ziemlich genau abzubilden. In Zukunft werden weitere Untersuchungen mit weiteren Prüfsubstanzen wie z. B. Quarzsand, Korund, Glaskugeln und Salzwasser (chemisch korrosive Wirkung) durchgeführt. Des Weiteren werden weitere Ergebnisse erwartet zur Partikelmigration, d.h. Untersuchungen des Fetts und des Öls um Aufschluss zu erhalten, in welchen Mengen die Dichtlippen Partikel „durchgelassen“ haben. Danksagung Die Autoren bedanken sich bei der DFG für die freundliche Unterstützung des SFB 926, Teilprojekt C01. Ein ebenso großer Dank geht an die FVA für die tatkräftige Unterstützung im Rahmen des Forschungsvorhabens 551-II „Prüfsystematik Schmutzbeaufschlagung“ (IGF- Vorhaben 18144 N). Literatur [DIN3760] DIN 3760: 1996-09, Radial-Wellendichtringe. [DIN3761-1] DIN 3761 Teil 1: 1984-01, Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge - Begriffe, Maßbuchstaben, zulässige Abweichungen, Radialkraft. [Eng11] ENGELKE, T.: Einfluss der Elastomer-Schmierstoff-Kombination auf das Betriebsverhalten von Radialwellendichtringen. Dissertation, Gottfried Wilhelm Leibniz Universität Hannover, 2011. [FKJ12] FRÖLICH, D.; KAISER, C.; JENNEWEIN, B.; SAUER, B.: Kopplung von thermischer und mechanischer Simulation zur RWDR Verschleißberechnung. 53. Tribologie-Fachtagung (GfT) 2012, Göttingen. [FMS14a] FRÖLICH, D.; MAGYAR, B.; SAUER, B.: A comprehensive model of wear, friction and contact temperature in radial shaft seals. In: Wear, Volume 311, Issues 1-2, 2014, S. 71-80 [FMS14b] FRÖLICH, D.; MAGYAR, B.; SAUER, B.: Semi-Analytical Model for the Contact Temperature Calculation in Radial Shaft Seals. STLE Annual Meeting 2014, Lake Buena Vista, Florida [MFS13] MAGYAR, B.; FRÖLICH, D.; SAUER, B.: Temperaturberechnung im RWDR-Dichtkontakt. 54. Tribologie-Fachtagung (GfT) 2013, Göttingen. 29 Aus Wissenschaft und Forschung 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_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 1 Einleitung Durch strahlenchemische Modifizierung von Polytetrafluorethylen (PTFE) wird chemisch aktiviertes PTFE- Mikropulver mit für den Einsatzzweck abgestimmten Eigenschaften hergestellt [1-3]. Die strahlenchemische Modifizierung von PTFE in Gegenwart von Luftsauer- Aus Wissenschaft und Forschung * Dr. Thorsten Hoffmann Dr. Astrid Drechsler Dr. Dieter Lehmann Leibniz-Institut für Polymerforschung Dresden e.V. 01069 Dresden Einflüsse der Oberflächenrauheit auf den Verschleißschutz von Schmierstoffen T. Hoffmann, A. Drechsler, D. Lehmann* Eingereicht: 15. 2. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 17. 4. 2016 Anhand der Methode zur Bestimmung des Verschleißschutzes nach B RUGGER wurde der Einfluss der Oberflächenrauheit und der Benetzbarkeit auf den Verschleißschutz von Schmierstoffen untersucht. Dazu wurden Prüfringe eingesetzt, die auf unterschiedliche Weise durch Schleifen vorbehandelt wurden. Als Testflüssigkeiten/ Schmierstoffe fanden Poly-α-olefin (Synfluid ® PAO 6) und eine PAO/ CHE ® -LUB- P1635-PTFE-cg-Dispersion (cg = chemisch gekoppelt) Anwendung. Die Dispersion wurde aus strahlenchemisch modifiziertem PTFE-Mikropulver in Gegenwart der phosphorhaltigen Verbindung CHE ® - LUB-P1635 (AW-Additiv) hergestellt. Auf der Grundlage der Ergebnisse kann geschlossen werden, dass das Schleifen mit Schleifpapier (nicht gemäß DIN 51347) eine Vorzugsrichtung von Vertiefungen auf dem Prüfring erzeugt. Dies führt zu einer starken Veränderung des B RUGGER -Wertes für die PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion. Der B RUGGER -Wert des Basisöls PAO wird durch die verschiedenen Vorbehandlungsverfahren nicht beeinflusst. Die resultierende Oberflächenrauheit und die unterschiedlich starke Wechselwirkung zwischen den Substanzen und der Metalloberfläche bestimmen das Benetzungsverhalten und damit auch den sich ergebenden Verschleißschutz im Sinne eines hohen B RUGGER -Wertes (= hoher Verschleißschutz). Schlüsselwörter Oberflächenrauheit, Verschleißschutz, Öl-PTFE-cg- Dispersion Based on the method to determine the protection against wear (B RUGGER test), the influence of surface roughness and the wettability on the wear protection of lubricants was evaluated. Two test rings were applied which were pretreated in different ways by grinding. As lubricants poly-α-olefin (PAO Synfluid ® 6) and a PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-based dispersion (cg = chemically grafted) were used. The dispersion was prepared from radiation modified PTFE (polytetrafluoroethylene) micropowder in presence of the phosphorus containing compound CHE ® -LUB- P1635 (AW additive). Based on the findings it can be concluded that a preferred direction was induced in the test ring by grinding with abrasive paper. This results in strong alterations of the B RUGGER value for the PAO/ CHE ® - LUB-P1635-PTFE-cg dispersion. The B RUGGER value of the base oil PAO is not affected by the different pretreatment methods. The resulting surface roughness and the different degrees of interaction between the substances and the metal surface determine the wetting behavior and hence the resultant wear protection in terms of high-value B RUGGER values (= higher wear protection). Keywords surface roughness, wear protection, oil-PTFE-cg dispersion Kurzfassung Abstract T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 stoff bewirkt neben der Verringerung des Molekulargewichts die Bildung von Perfluoralkyl(peroxy)-Radikalen und funktionellen Gruppen (-COF, -COOH) [1]. Die Perfluoralkyl(peroxy)-Radikale im PTFE-Mikropulver ermöglichen die chemische Kopplung und Kompatibilisierung durch eine Radikalübertragungsreaktion mit Ölen, die olefinisch ungesättigte Gruppen besitzen. Daraus resultieren stabile Öl-PTFE-cg-Dispersionen, in denen Ölmoleküle kovalent an PTFE-Partikel gebunden vorliegen [4]. Diese Kompatibilisierungsreaktion tritt bevorzugt bei Scherbeanspruchung in einem Dispergierprozess ein. Im Dispergierprozess werden die PTFE- Partikel elektrostatisch aufgeladen, wodurch eine stabile Dispersion durch Abstoßung der negativ geladenen PTFE-Partikel entsteht (elektrosterische Abstoßung) [5- 7]. Mit Hilfe der FTIR-Spektroskopie ist die Verfolgung der chemischen Kopplungsreaktion zwischen Öl und/ oder geeigneten Additiven mit PTFE-Mikropulver indirekt möglich [6]. Auf die Herstellung und Eigenschaften derartiger Dispersionen wurde bereits ausführlich in [8] eingegangen. In diesem Beitrag wird der Einfluss der Vorbehandlungsmethode auf den Verschleißschutz beschrieben. Zur Entfernung von Verschleißrestprodukten auf dem Prüfring ist gemäß der Norm DIN 51347 eine Schleifprozedur festgelegt. In Anlehnung an die Referenz [9] wurde eine veränderte Schleifprozedur sowie deren Wirkung auf den Verschleißschutz vergleichend untersucht. 2 Experimentelles Das Prüfgerät zur Messung der Verschleißfestigkeit (Belastbarkeit nach B RUGGER ) von Schmierstoffen im Mischreibungsbereich und die Messanordnung zwischen rotierendem Prüfring (960 min -1 ) und Prüfzylinder sind in Bild 1 aufgeführt. Die Achsen beider rotationssymmetrischer Prüfkörper sind um 90° zueinander versetzt angeordnet. Der Prüfring ist aus Werkzeugstahl (X210CrW12) und der Prüfzylinder aus Wälzlagerstahl (100Cr6), s. DIN 51347 [10]. In Abhängigkeit von den Schmierungseigenschaften werden auf dem fixierten Prüfzylinder verschieden große Verschleißmuster erzeugt. Aufgrund der Anordnung von Prüfring und Prüfzylinder besitzen diese Verschleißmuster auf dem Prüfzylinder die Form einer Ellipse. Zur Bewertung der Verschleißfestigkeit werden die Hauptachsen der Ellipse gemessen und die Projektionsfläche der Verschleißspur berechnet (s. Gl. 1). Der Quotient aus der Kraft (400 N), mit der der Prüfzylinder auf den Prüfring gedrückt wird, und dem projizierten Verschleißbild ist das Lasttragevermögen des Schmiermittels, der sogenannte B RUGGER -Wert (B) (N/ mm 2 ). 4 ∙ 400 B = -------- (1) (a ∙ b) ∙ π Der relative Fehler der B RUGGER -Wert-Bestimmung beträgt ± 10 %. Schwingungen des statischen Gewichts, welches auf dem Hebelarm aufliegt, können die Dimension der Verschleißzone beeinflussen. Zusätzlich kann eine Längsbewegung des Prüfzylinders, verursacht durch das Lagerspiel des Hebels der Prüfzylinderbefestigung, zu einer größeren Verschleißzone führen. Zur Entfernung der Verschleißprodukte aus vorhergehenden B RUGGER -Testläufen wurden zwei Vorbehandlungsmethoden eingesetzt, um deren Einfluss auf den Verschleißschutz (= B RUGGER -Wert) zu vergleichen [10]. Der erste Prüfring wurde mit einem SiC-Schleifstein mit der Körnung P120 geschliffen. Das Schleifen erfolgt entsprechend der Norm nach jeder Messung. Dazu wird der Schleifstein gerade und mit leichtem Druck auf den rotierenden Prüfring gehalten, bis keine Verschleißprodukte des vorangegangenen Versuches mehr auf der Oberfläche des Schleifsteins zu sehen sind (Bild 2 (a)). Für den zweiten Prüfring wurde eine Schleifvorrichtung zum Schleifen verwendet. Dabei wird ein Korund-Schleifpapier der gleichen Körnung auf einem Stahlblech fixiert und auf den Prüfring mit einer Druckkraft von 120 N gedrückt (Bild 2 (b)). Der Abrieb des vorangegangenen Versuches wird entfernt, indem der Prüfring zweimal 30 Sekunden rotiert. Die MOHS-Härte beider Materialien ist nach [11] mit 9,6 bzw. 9 [12] ungefähr gleich. Zur Bestimmung des B RUGGER -Wertes auf den unterschiedlich vorbehandelten Prüfringen erfolgten je drei Einzelmessungen mit dem Basisöl Poly-α-olefin (Synfluid ® PAO 6, geliefert von Lehmann & Voss & Co. KG) und mit der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion. Die Dispersion enthält neben dem PAO 18 Gew.- % PTFE-Mikropulver und 1 Gew.-% eines phosphorhaltigen AW-Additivs (CHE ® -LUB-P1635). Dieses AW- Additiv (Phosphorsäureester mit Oleyl-/ Cetyl-Gruppen) verbessert die Performance typischer Industrieöle und wurde durch C.H. Erbslöh GmbH & Co. KG bereitgestellt. 31 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Prüfgerät nach B RUGGER und Mess-Anordnung von Zylinder und rotierendem Ring für die Prüfung von Schmierstoffen im Mischreibungsgebiet gemäß DIN 51347 [10] T+S_4_16 02.06.16 12: 26 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Aufschluss über die Oberflächenbeschaffenheit der zwei Prüfringe wird durch die Betrachtung mit einem Konfokalmikroskop (µSurf Explorer, NanoFocus AG Deutschland) gewonnen. Das Gerät erfasst, welche Bildpunkte für die eingestellte Höhe im Fokus sind und berechnet daraus ein Höhenbild sowie die Rauheitsparameter. Zur Bestimmung des Kontaktwinkels wurde das Gerät Attension der Fa. Biolin Scientific (US) verwendet. Als Testflüssigkeiten wurden neben Wasser das Basisöl PAO und die PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion verwendet. Dazu wird je Prüfung ein Tropfen mit 1 µl Volumen auf die Probe gesetzt. Die Kontaktwinkel der Einzelmessungen werden nach der „Tangenten-Methode“ bei Raumtemperatur bestimmt und die resultierenden Kontaktwinkel der linken und der rechten Seite des Tropfens pro Messung gemittelt. Der mittlere Kontaktwinkel wird sowohl quer zur Laufrichtung als auch längs in Laufrichtung der Prüfringe aus jeweils drei Einzelmessungen berechnet. Der Messfehler des Gerätes zur Kontaktwinkelbestimmung beträgt ± 1°. Mit den Prüfmedien Wasser und PAO blieben nach ca. 1 Sekunde die Kontaktwinkel über die weitere Prüfzeit von 10 Sekunden nahezu unverändert Dies gilt jedoch nicht für die Versuche mit der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg- Dispersion als Prüfflüssigkeit, in welcher die Kontaktwinkel bereits nach 5 Sekunden ausgewertet werden mussten. Außerdem war es beim Test der PAO/ CHE ® - LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion nicht möglich ein genaues Volumen des Tropfens zu bestimmen. Aufgrund einer starken Affinität des Tropfens zu dem Material der Kanüle, aus welcher der Tropfen auf die Probe gesetzt wurde, zog sich der Tropfen an der Außenseite der Kanüle weit nach oben. Aus diesem Grund sind die Ergebnisse der Kontaktwinkelmessung mit der PAO/ CHE ® - LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion mit einem von 1 µl abweichenden Volumen entstanden, da der Tropfen so lange vergrößert wurde, bis er von der Kanüle gefallen ist. Die Definition der Messrichtung auf den Prüfringen sowie die Laufrichtung des Prüfringes verdeutlicht Bild 3. Längs in Laufrichtung beschreibt die tatsächliche Anordnung des Prüfringes im Gerät entlang der Schleifriefen (vgl. mit Bild 2), wohingegen quer zur Laufrichtung die Sichtweise auf eine um 90° verdrehte Position des Prüfrings, d. h. senkrecht zu den Schleifriefen, beschreibt. 3 Ergebnisse und Diskussion 3.1 Einflüsse der Oberflächenrauheit Der Einfluss der Rauheit auf den B RUGGER -Wert und daraus abgeleitet die Verschleißfestigkeit von Schmierstoffen durch den Einsatz der beschriebenen Vorbehandlungsmethoden (s. Experimentelles) stehen im Mittelpunkt dieser Untersuchungen. Zur Reinigung der Oberfläche des Prüfringes von Verschleißprodukten des vorangegangen Testlaufes ist in der DIN 51347 die Nutzung eines Schleifsteines auf SiC-Basis vorgeschrieben. Die Nutzung von Korund-Schleifpapier in der gleichen Körnung wie des SiC-Schleifsteins von 120 µm stellt ein alternatives Vorbehandlungskonzept dar. Der Vorteil dieser Vorbehandlungsroutine liegt in einem reproduzierbaren Ergebnis. Jedoch wird auch eine Vorzugsrichtung der Oberflächentextur/ Oberflächenrauheit erreicht. Es wird erwartet, dass das Benetzungsverhalten durch die Bildung unterschiedlicher Schleifriefen, die ein Reservoir mit Schmierstoff bilden können, und folglich auch der B RUGGER -Wert bzw. die „scheinbare“ Höhe der Verschleißfestigkeit beeinflusst werden. Die mittleren B RUGGER -Werte dieser Messungen sind in Bild 4 dargestellt. Aus den B RUGGER -Werten von PAO wird sichtbar, dass die Variation der Vorbehandlungsmethode des Prüfringes keinen Einfluss auf das Verschleißverhalten ausübt. Die Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Vorbehandlung/ Reinigung des Prüfringes mit einem Schleifstein (SiC) (Bild 2a) gemäß DIN 51347 [10] sowie mit Schleifpapier (Korund) (Bild 2b) in Anlehnung an Referenz [9] (1: Gegengewicht (120 N); 2: Stahlblech mit Schleifpapier) Bild 3: Definition der Messrichtung auf den Prüfringen T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion hingegen reagiert deutlich auf die veränderte Vorbehandlungsmethode der Prüfringe. Auf dem nach DIN 51347 vorbehandelten Prüfring wird ein B RUGGER -Wert von 145 ± 4 N/ mm 2 bestimmt. Bei der Messung auf dem mit Schleifpapier geschliffenem Prüfring ergibt sich ein B RUGGER -Wert von 270 ± 12 N/ mm 2 , mit einer etwas höheren Streuung der Einzelmesswerte, was auf das Vermessen der sehr kleinen Kalotte zurückzuführen ist. Weiterhin wurde der B RUGGER -Wert des reinen AW- Additivs (CHE ® -LUB-P1635) nach DIN 51347 mit 106 ± 4 N/ mm 2 bestimmt. Dreidimensionale Bilder von der Oberfläche der geschliffenen Prüfringe werden in Bild 5 vergleichend dargestellt. Die Blickrichtung entspricht dabei der Laufrichtung der Prüfringe. Zur Verdeutlichung der Rauheit wurde die Zylinderform der Ringe subtrahiert. In der 3D-Darstellung sind die starken Rillen in Laufrichtung des Prüfringes und geringer ausgeprägte Unebenheiten sichtbar. Diese Vorzugsrichtung ist durch das Schleifen mit Schleifpapier stärker ausgeprägt (Bild 5, rechts). Es wurde neben den vorbehandelten Prüfringen auch ein neuer unbehandelter Prüfring untersucht. Auch auf diesem sind Oberflächenprofile in Form von Rillen in Laufrichtung zu erkennen. In den folgenden Bildern 6 bis 8 sind Rauheitsprofilschnitte des unbehandelten Prüfringes und der auf unterschiedliche Weise geschliffenen Prüfringe angegeben. Daraus erfolgte die Berechnung der Rauheitsparameter in Abhängigkeit zur Messrichtung. Die berechneten quadratischen Mittenrauwerte (R q ) sind in der Tabelle 1 zusammengefasst. Der quadratische Mittenrauwert R q ist der quadratische Mittelwert der Profilabweichung. R q ist ähnlich definiert wie R a , reagiert aber empfindlicher auf einzelne Spitzen und Riefen. Quer zur Laufrichtung der Prüfringe sind die Rauheiten höher als längs in Laufrichtung. Die Intensität der Rauheitsprofile quer zur Laufrichtung nimmt durch das Schleifen der Prüfringe zu und ist am stärksten auf dem mit Schleifpapier behandelten Prüfring ausgebildet. Längs in Laufrichtung wird ein anderes, weitaus weicheres Rauheitsprofil erzeugt. Die Unter- 33 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Ergebnisse der Verschleißschutz-Prüfung nach B RUGGER an Prüfringen, die mit unterschiedlichen Schleifmedien vorbehandelt wurden (Basisöl = PAO, Dispersion = PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion) Bild 5: 3D-Darstellung der Oberfläche von zwei Prüfringen, Größe: 800 x 800 µm 2 (links mit dem SiC- Schleifstein und rechts mit Korund-Schleifpapier geschliffen) Bild 6: Rauheitsprofilschnitt des ungeschliffenen Prüfringes in Abhängigkeit zur Prüfrichtung Bild 7: Rauheitsprofilschnitt des mit dem SiC-Schleifstein geschliffenen Prüfringes in Abhängigkeit zur Prüfrichtung T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 schiede zwischen den Schleifmethoden sind deutlich zu erkennen. Die Rauheit der Oberfläche des unbehandelten Prüfringes liegt in Laufrichtung im Bereich der laut DIN- Norm vorgegebenen Oberflächenrauheit von R a ≤ 0,2 µm (Bild 6, oben). Die in Laufrichtung betrachteten Höhenunterschiede in den Rauheitsprofilen des unbehandelten und des mit Schleifpapier geschliffenen Prüfringes sind nahezu gleich (Bilder 6 und 8, jeweils unten). Der mit dem Schleifstein geschliffene Prüfring weist quer zur Laufrichtung die stärker gefurchten Schleifriefen auf (Bild 7, oben). Die Tiefe bzw. Höhe dieser Riefen variiert über den Querschnitt (von ca. +1 µm bis ca. -2,5 µm). In Laufrichtung sind die Höhenunterschiede in der Oberfläche geringer. Das bedeutet, dass hier die durch das Schleifen hervorgerufenen Rauheiten im Mittel geringer ausfallen. Trotzdem sind auch in Laufrichtung eindeutig Vertiefungen bzw. Erhöhungen sichtbar. Diese befinden sich zwischen +1 und -1 µm und rühren von Schleifspuren her, die leicht schräg zum Rand verlaufen (vgl. Bild 5, links). Die Rauheit der Oberfläche in Laufrichtung ist in Bild 7 unten dargestellt. Im Profil quer zur Laufrichtung weist der mit Schleifpapier geschliffene Prüfring die stärksten Schleifriefen auf, deren Tiefe bzw. Höhe über den Querschnitt zwischen ca. +2 µm bis ≥ -3,0 µm stark variiert (Bild 8, oben). Im Fall des mit Schleifpapier vorbehandelten Prüfrings in Bild 8 ist aus dem Vergleich der Rauheitsprofile eine Vorzugstextur zu erkennen. Wenn die Rauheitsprofile nur in Laufrichtung betrachtet werden, ist das Rauheitsprofil des unbehandelten Prüfringes dem des mit Schleifpapier vorbehandelten Prüfringes ähnlich. Jedoch spiegelt diese Bewertung nicht die quer zur Laufrichtung erzeugte Vorzugstextur wider, die in der 3D-Darstellung der Prüfringoberfläche neben dem Fehlen von Unebenheiten erkennbar ist. Der mit dem Schleifstein vorbehandelte Prüfring zeigt hingegen, wie auch anhand von Oberflächentopographie-Bestimmungen ermittelt wurde, eine geringere orientierte Textur/ Rauheit mit feineren Riefen. Durch das Schleifen mit dem Schleifpapier wurden in den Prüfring „kompakte“ Riefen mit breiten Stegen und einer Vorzugsrichtung eingebracht. Diese „kompakten“ Riefen werden im Testlauf weniger schnell eingeebnet/ abgeplattet und bilden unserer Ansicht nach „Schmiermittelreservoire“. Dies führt zu deutlichen Veränderungen der B RUGGER -Werte für die PAO/ CHE ® - LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion, d. h., die durch Schleifen mit Schleifpapier bedingte stärker ausgeprägte Oberflächentextur erzeugt eine scheinbare Erhöhung des Verschleißschutzes, wie Bild 4 zeigt. Die stärker gefurchten Schleifriefen werden auch durch den Abrieb von Korund-Partikeln des Schleifpapiers begünstigt. 3.2 Einflüsse des Benetzungsverhaltens Zur Überprüfung des Einflusses der Oberflächenrauheit auf die Benetzung einer Oberfläche werden Kontaktwinkelmessungen durchgeführt. Diese Messungen sollen Aufschluss über die Benetzbarkeit zweier unterschiedlich geschliffener Prüfringe des B RUGGER -Tests geben. Im Vergleich zum ungeschliffenen Prüfring können diese Ergebnisse, d. h. der Einfluss der Rauheit auf die Benetzung, besser bewertet werden. Auch wenn die Methode der Kontaktwinkelmessung für raue Oberflächen nur bedingt anwendbar ist, so werden doch orientierende Aussagen erhalten. Bei der Benetzung strukturierter Oberflächen werden zwei Benetzungs-Regime diskutiert: ein homogenes Regime (W ENZEL [13]) mit einer Zwei-Phasen-Feststoff-Wasser-Grenzfläche, und ein heterogenes Regime mit einer Dreiphasen-Feststoff-Wasser-Luft- Grenzfläche (C ASSIE -B AXTER [14]). Bei der homogenen Benetzung dringt die Flüssigkeit zwischen die Oberflächenstrukturen ein und benetzt die komplette Festkörperoberfläche. Bei der heterogenen Benetzung kommt es besonders auf hydrophoben Oberflächen zur Bildung von Lufteinschlüssen in den Vertiefungen zwischen den Oberflächenstrukturen. Die Oberfläche der Aus Wissenschaft und Forschung Bild 8: Rauheitsprofilschnitt des mit dem Korund- Schleifpapier geschliffenen Prüfringes in Abhängigkeit zur Prüfrichtung Tabelle 1: Quadratische Mittenrauheitswerte als Rauheitsparameter für die Oberflächenrauheit der Prüfringe in Abhängigkeit von der Messrichtung im Konfokalmikroskop (Mittelwert aus 5 Schnitten) Prüfring Rauheit (R q ) (µm) quer zur längs in Laufrichtung Laufrichtung unbehandelt 0,53 ± 0,04 0,36 ± 0,12 SiC-Schleifstein 0,60 ± 0,03 0,48 ± 0,10 Korund- Schleifpapier 1,15 ± 0,12 0,29 ± 0,23 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Flüssigkeit liegt in diesem Fall teilweise auf einer Festkörper-Gas-Grenzschicht auf. Durch die Zunahme der Rauheit nimmt der Kontaktwinkel auf einer hydrophilen Festkörperoberfläche ab. Auf einer rauen, hydrophoben Oberfläche ist der gegenteilige Effekt zu erkennen. Die Wechselwirkungen zwischen Festkörperoberflächen und der Testflüssigkeit werden daher komplex überlagert von Rauheit und chemischer Zusammensetzung beeinflusst. Zunächst wurde die Oberflächenspannung der Testflüssigkeiten mittels der Methode Axisymmetric Drop Shape Analysis-Profile (ADSA-P) bestimmt. Hierzu werden aus den experimentell ermittelten Bildern des hängenden Tropfens Profile extrahiert und jeweils theoretische Profile durch Variation verschiedener Parameter angepasst, die auf der Basis der LAPLACE-Gleichung der Kapillarität berechnet wurden. Für eine detaillierte Beschreibung der zugrundeliegenden Prinzipien sei auf die Literatur verwiesen [15]. Die Ergebnisse aus Tabelle 2 zeigen bei den Testflüssigkeiten PAO, CHE ® -LUB-P1635 und PAO/ CHE ® -LUB- P1635-PTFE-cg-Dispersion den durch die Alkylketten verursachten unpolaren Charakter der Testflüssigkeiten. Der höhere Wert der Dispersion wird auf die im PTFE- Mikropulver anwesenden funktionellen Gruppen (-COF, -COOH) und die gekoppelte Phosphorverbindung in der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion zurückgeführt. Die Ergebnisse der Einzelmessungen der Dispersion liegen zwischen 25 und 31 mJ/ m 2 und tendieren mit zunehmender Anzahl an Wiederholungen (pro Messung wird ein neuer Tropfen erzeugt) zu höheren Werten. Diskutiert wird eine Anreicherung von PTFE-Mikropulver an der Tropfenoberfläche der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFEcg-Dispersion. In dieser Dispersion liegen am PTFE-Mikropulverpartikel chemisch gebunden AW-Additiv Moleküle (CHE ® -LUB-P1635) vor und können sich dadurch schneller an Oberflächen anlagern, z. B. in der Grenzfläche zwischen Metall und Schmierstoffdispersion. Die Bestimmung der Oberflächenspannung von Wasser diente als Vergleich. Die Ergebnisse der Kontaktwinkelmessungen an unterschiedlich geschliffenen Prüfringen im Vergleich zu einem ungeschliffenen Prüfring sind in der Tabelle 3 aufgeführt. Als Testflüssigkeiten wurden Wasser, PAO und die PAO/ CHE ® -LUB- P1635-PTFE-cg-Dispersion eingesetzt. Die Kontaktwinkelmessungen erfolgten jeweils in Laufrichtung und quer zur Laufrichtung der Prüfringe. Quer zur Laufrichtung bedeutet, dass der Tropfen die als Barriere wirkenden Schleifriefen überwinden muss, wohingegen sich der Tropfen längs in Laufrichtung zwischen den Schleifriefen leichter ausbreiten kann. Eine Skizze zur Anordnung der Prüfringe für die Kontaktwinkelmessung zeigt Bild 3. 35 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Unterschied zwischen homogenem und heterogenem Benetzungsverhalten Tabelle 2: Experimentelle Bestimmung der Oberflächenspannung der Testflüssigkeiten mit der Methode des „hängenden Tropfens“ Tabelle 3: Ergebnisse der Kontaktwinkelmessungen des Flüssigkeitstropfens an einem ungeschliffenen und an unterschiedlich geschliffenen Prüfringen (längs = längs in Laufrichtung, quer = quer zur Laufrichtung) Testflüssigkeit Dichte 1) Oberflächenspannung 1) , γ (g/ cm 3 ) (mJ/ m 2 ) Wasser 0,997 72,9 ± 0,7 PAO 0,821 20,5 ± 0,4 CHE ® -LUB-P1635 1,038 23,2 ± 0,2 PAO/ CHE ® -LUB-P1635- PTFE-cg-Dispersion 0,972 28,5 ± 1,8 1) Bestimmung der Dichte und der Oberflächenspannung erfolgten jeweils bei 23 °C ungeschliffen Schleifstein Schleifpapier (-) (SiC) (Korund) Testflüssigkeit längs quer längs quer längs quer (°) (°) (°) (°) (°) (°) Wasser 100 ± 5 96 ± 6 105 108 ± 4 90 ± 1 107 ± 1 PAO - 15 ± 2 - 10 - 12 PAO/ CHE ® -LUB-P1635- PTFE-cg-Dispersion 32 ± 1 36 ± 7 44 45 ± 1 36 ± 1 36 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 35 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Im Vergleich zum ungeschliffenen Prüfring besitzt Wasser auf den geschliffenen Prüfringen quer zur Laufrichtung einen um ca. 10° höheren Kontaktwinkel, unabhängig von der Schleifmethode. Dies ist gleichbedeutend mit einer Verschlechterung der Benetzbarkeit. Längs in Laufrichtung verbessert sich die Benetzbarkeit infolge der Rauheitseinflüsse (insbesondere nach dem Schleifen mit Schleifpapier). Der gemessene Kontaktwinkel ist sogar um ca. 11° geringer als auf der unbehandelten Prüfringoberfläche und ca. 17° niedriger als quer zur Schleifrichtung. Mit Wasser als Testflüssigkeit wird der Einfluss der Messrichtung und somit auch der durch das Schleifen mit Schleifpapier erreichten Vorzugstextur sichtbar. Quer zur Laufrichtung (aufgrund des höheren Rauheitsprofils) erfährt der abgesetzte Wasser-Tropfen einen höheren Widerstand als längs in Laufrichtung, wenn mit Schleifpapier eine Vorzugstextur auf der Prüfringoberfläche geschaffen wurde (kapillarähnliche Ausbreitung entlang der Schleifspuren). Daher sind die Kontaktwinkel quer zur Laufrichtung höher (~ 107°), was stärker den Modellvorstellungen nach CASSIE-BAXTER entsprechen würde (Bild 9 rechts). Der Einfluss der Schleifrichtung auf den Kontaktwinkel ist auf dem mit dem Schleifstein behandelten Prüfring kaum zu erkennen (Δ ~ 3°). Mit PAO als unpolare Flüssigkeit/ Öl erfolgt eine deutlich bessere Benetzung und längs in Laufrichtung sogar eine Spreitung (= 0°). Eine Erklärung für dieses Verhalten liefert die Eigenschaft unpolarer Flüssigkeiten. Sie besitzen eine niedrige Oberflächenspannung und benetzen daher grundsätzlich besser. Als dritte Flüssigkeit wurde eine PAO/ CHE ® -LUB- P1635-PTFE-cg-Dispersion eingesetzt, in der das PTFE- Mikropulver mit funktionellen und Phosphorsäure-gruppen chemisch modifiziert vorliegt und dadurch polarer ist als das PAO selbst. In der Bewertung der Benetzbarkeit der Prüfringoberflächen mit der PAO/ CHE ® -LUB- P1635-PTFE-cg-Dispersion sind kaum richtungsabhängige Unterschiede zu erkennen. Ein Unterschied von ca. 8° ist nur zwischen den Vorbehandlungsmethoden zu sehen. Öl-PTFE-cg-Dispersionen besitzen die Eigenschaft rheologisch messbare Strukturen zu bilden (Strukturviskosität). Diese haben eine verdickende Wirkung und beeinflussen somit die Fließeigenschaften deutlich [7]. Ein weiterer Einfluss wird durch die chemische Kopplung zwischen oberflächenaktiven Additiven, wie z. B. CHE ® - LUB-P1635, und PTFE-Mikropartikeln erzeugt. Es wird angenommen, dass die Benetzungsmessungen durch beide Effekte beeinflusst wurden. Die unterschiedlich starken Wechselwirkungen zwischen dem Öl bzw. der Öl-PTFE-cg-Dispersion und der Metall-Oberfläche sowie das durch die Oberflächenrauheit bestimmte unterschiedliche Kontaktverhalten spiegelt sich auch in den Ergebnissen des B RUGGER -Tests wieder (PAO: 18 N/ mm 2 , PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg: 145 N/ mm 2 ). Das Adsorptionsvermögen an die oxidische Metalloberfläche sollte durch die funktionellen Gruppen am PTFE und den gekoppelten Phosphorsäuregruppen höher sein, da ionische bzw. Lewis-Säure-Base-Wechselwirkungen zwischen dem modifizierten PTFE-Mikropulverpartikel und der Chromoxid-/ Eisenoxid-Oberfläche des Prüfringes auftreten. Dadurch können PTFE-Mikropulverpartikel, an denen Phosphorsäuregruppen gekoppelt vorliegen, an die Metall-Oberfläche fixiert werden [16]. Dies führt aufgrund der Partikelgröße des PTFE-Primärpartikels (~ 0,2 µm) zu Einlagerungen bzw. zum Verfüllen des Rauheitsprofils. In diesem Fall ist der Einfluss der Orientierung der Schleifriefen zum Tropfen zu vernachlässigen (s. Ergebnisse in Tabelle 3, längs in Laufrichtung). Die durch das Schleifen mit Schleifpapier erzeugte Vorzugstextur beeinflusst den B RUGGER -Wert der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion deutlich (SiC-Schleifstein: 145 N/ mm 2 , Korund-Schleifpapier: 270 N/ mm 2 ). Ein Modell zu den möglichen Wechselwirkungen zwischen dem AW-Additiv und der X210CrW12-Oberfläche wird in Bild 10 vorgeschlagen. Die veränderten Fließeigenschaften durch das PTFE- Mikropulver in der Dispersion im Vergleich zum Basisöl auf den B RUGGER -Wert unterstützt unserer Ansicht nach diese Schlussfolgerung. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 10: Modell zu den Wechselwirkungen zwischen einem Additiv und einer oxidischen/ hydroxidischen Metalloberfläche (Annahme: X210CrW12), in Anlehnung an die Literaturstellen [17, 18] T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 4 Zusammenfassung - Die Modifizierung von Polytetrafluorethylen (PTFE) durch Bestrahlung ist ein effektiver Weg, um chemisch aktivierte PTFE-Mikropulver zu erhalten. - Öl-PTFE-cg-Dispersionen tragen als Additiv in Schmierstoffen vorrangig zur Erhöhung des Verschleißschutzes (AW-Additiv) bei. - Aussagen zum Einfluss der Rauheit von zwei unterschiedlich vorbehandelten Prüfringen im B RUGGER - Test wurden beschrieben (Verwendung unterschiedlicher Schleifmethoden zur Entfernung von Verschleißrestprodukten auf dem Prüfring). - Obwohl das Schleifen des Prüfringes mit Schleifpapier reproduzierbare Ergebnisse zeigt, wird eine Vorzugstextur auf dem Prüfring erzeugt, die zu einer „scheinbaren“ Erhöhung des Verschleißschutzes im Fall der PAO/ CHE ® -LUB-P1635-PTFE-cg-Dispersion führt. Die stärker gefurchten Schleifriefen werden auch durch den Abrieb von Korund-Partikeln des Schleifpapiers begünstigt. Der B RUGGER -Wert vom PAO- Basisöl bleibt dagegen unverändert. - Damit werden durch den Einsatz von Additiven mit zusätzlichen funktionellen Gruppen, die als Haftgruppen auf der Metalloberfläche wirken und somit Öl- PTFE-cg-Partikel an der Stahloberfläche fixieren, verbesserte AW-Eigenschaften erzielt, die über die AW- Eigenschaften des reinen Additivs sowie der physikalischen Mischung aus PAO + CHE ® -LUB-P1635 und PTFE hinausgehen. Danksagung Die Autoren danken dem Bundesministerium für Bildung und Forschung für die Förderung der Forschungsarbeiten im Rahmen der Innovationsinitiative Neue Länder (Nr. 03FO2172), dem BMWi für die Förderung im Rahmen des EXIST-Forschungstransfer Forschungsvorhabens (Nr. 03EFT8SN34) sowie der AiF für die Förderung im Rahmen des ZIM-KF Kooperationsprojektes (Nr. KF2954202SL3). Weiterhin danken die Autoren den Mitarbeitern des Leibniz-Instituts für Polymerforschung Dresden e.V. sowie der Fa. C.H. Erbslöh GmbH & Co KG für die Bereitstellung von CHE ® -LUB-P1635. Literatur [1] LUNKWITZ, K., LAPPAN, U., SCHELER, U.: Modification of perfluorinated polymers by high-energy irradiation. Journal of Fluorine Chemistry 125 (2004), 863-873 [2] HOFFMANN, T., HELLER, M., JEHNICHEN, D., EN- GELHARDT, T., LEHMANN, D.: Influence of absorbing materials on the functionalization of poly(tetrafluoroethylene) during γ-irradiation, Journal of Applied Polymer Science 130 (2013), 1787-1793 [3] BUCKMASTER, M.D., FOSS, R.V., MORGAN, R.A.: Melt-processible tetrafluoroethylene/ perfluoroolefin copolymers and processes for preparing them, EP 0222 945 B1 (1987) [4] Langzeitstabile Öl-PTFE-Dispersion und Verfahren zu ihrer Herstellung, EP 2 227 528 B1 (2010) [5] HOFFMANN, T., BELLMANN, C., CASPARI, A., GEIß- LER, U., LEHMANN, D.: Stability of oil-based dispersions containing micropowder of poly(tetrafluoroethylene), Colloids and Surfaces A: Physicochemical and Engineering Aspects 457 (2014), 297-306 [6] BELLMANN, C.: Stability of Dispersions, Chemical Engineering & Technology 27 (2004), 937-942 [7] HOFFMANN, T., LEHMANN, D.: Chemisch modifiziertes PTFE als EP/ AW-Additiv in Schmierstoffen, Tribologie + Schmierungstechnik 61 (2014) 6, 11-16 [8] BRÜCK, R.: Die triboelektrische Reihe von Kunststoffen, Kunststoffe 71 (1981), 234 [9] GIESLER, S.: Weiterentwicklung der B RUGGER -Prüfung zur Beurteilung der Schmierfähigkeit von KSS, Mercedes-Benz, Vortrag, 05.12.2007 [10] DIN 51347, Testing of lubricants - Testing under boundary lubricating conditions with the B RUGGER lubricant tester [11] Wikipedia: https: / / de.wikipedia.org/ wiki/ Härte, online, Stand 27. November 2015 [12] Wikipedia: https: / / de.wikipedia.org/ wiki/ Siliciumcarbid, online, Stand 08. Januar 2016 [13] WENZEL, R.N.: Resistance of Solid Surfaces to Wetting by Water. In: Industrial & Engineering Chemistry Research 28 (1936) 8, 988-994 [14] CASSIE, A.B.D., BAXTER, S.: Wettability of Porous Surfaces. In: Transactions of the Faraday Society 40 (1944), 546-551 [15] NEUMANN, A.W., Spelt, J.K.: Applied Surface Thermodynamics, Surface Science Series, 63 Marcel Dekker, N.Y. (1996) [16] LEHMANN, D., KLÜPFEL, B., MARTENS, S., LINKE, H., RÖHMHILD, I.: Modifizierte PTFE-Mikropulver für Anwendung in Ölen und Fetten, GfT-Tagung, proceedings No. 54 (2006) [17] SCHULZ, J., HUESMANN-CORDES, A.G., GEBERT, K., MEYER, D., BRINKSMEIER, E.: Wechselwirkungen von Verschleißschutzadditiven mit Metalloberflächen, Tribologie + Schmierungstechnik 61 (2014) 5, 42-52 [18] MATSUMOTO, K.: Diss. ETH Zurich No. 15150, Surface chemical and tribological investigations of phosphoruscontaining lubricant additives (2003) 37 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction The tribological properties of plastics are of crucial interest for numerous industries because plastics are used in many applications. Reduced friction and wear are important to enhance the lifetime of components. Applying diamond-like carbon coatings to reduce friction and wear on metal substrates is used since several years for applications [1]. Nowadays the deposition on plastics is in the focus of research, too. Using friction and wear reducing coatings on plastics components, for example gears, would make it possible to use plastics gears with improved wear resistance instead of steel components. In this article the authors present the transfer of DLC coatings from metal to plastics substrates. The low coefficient of friction was maintained. Regarding deposition of diamond-like carbon (DLC) coatings on plastics it is important to consider the glass transition temperature of plastics. The glass transition temperature of the investigated polyamide (Ultramid A4H PA66) is approximately 65 °C. Due to the low glass transition temperature of the polyamide, a process which is carried out at temperatures below 65 °C is necessary. Therefore the coatings were applied using a plasma-enhanced chemical vapor deposition (PECVD) process. With this method coatings with hardness up to 30 GPa [2] could be applied at temperatures below 60 °C. 2 Experimental details 2.1 Substrate preparation The tribological investigations were done on stainless steel 1.4301 and on Ultramid A4H (PA66) substrates. The Ultramid substrates were produced using an injection molding machine and the samples had a size of 75 mm x 25 mm x 3 mm. The dielectric constant depends on the water content and is in the range of 3.2 to 5.0. For analytical investigations regarding the hardness of the coatings silicon substrates with a size of approximately 10 x 10 mm were used. 2.2 Film preparation The steel and plastics substrates were coated with a diamond-like carbon (DLC) coating using PECVD processes. The deposited diamond-like carbon films are amorphous hydrocarbon (a-C: H) coatings. The PECVD processes were carried out in a vacuum chamber at a pressure of about 2*10 -2 mbar. Due to the high deposition rate toluene [3] (C 7 H 8 ) with a purity of 99.9 % was used as precursor. The coatings were deposited using different bias voltages. For a good adhesion on the metal substrates sputtered chromium and plasma polymerized SiC x H y from a tetramethylsilane precursor were used as adhesion layer. For the application on Ultramid substrates only SiC was used. 2.3 Experimental setup The coefficient of friction of the uncoated and coated substrates was measured using Universal Material Tester (UMT1 and UMT3) systems [4] with oscillating pin-onplate contact geometry (Figure 1). 38 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 * Stefanie Karpinski (M.Sc.) Dr. Dirk Salz Dr. Dominik Paulkowski Fraunhofer IFAM, 28359 Bremen From steel to plastics: friction reducing diamond-like carbon films S. Karpinski, D. Salz, D. Paulkowski* Ball Holder Coating Substrate Steel plate Figure 1: Schematic of the pin-on-plate contact geometry The tribological tests were run dry under ambient conditions for five minutes with velocities of 10 mm/ s or 200 mm/ s and a stroke length of 11 mm. As counterpart an uncoated 100Cr6 steel ball with a diameter of 10 mm was used. For specific tests the counterpart was coated with a diamond-like carbon film as well. The steel and polyamide substrates were glued on a steel plate to be fixed in the UMT system. The directions of tool traces on the samples regarding manufacturing process were in line with oscillating movement. Different normal forces were used and are named when the results were discussed. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 39 Kunststoffe werden in vielen Anwendungen eingesetzt. Ihre tribologischen Eigenschaften sind von großem Interesse, um Reibung und Verschleiß zu reduzieren. Dadurch kann die Lebensdauer der Komponenten verlängert werden. Dies sind beispielsweise Anwendungen mit Zahnrädern. Die Reibung von Kunststoffen kann durch eine Beschichtung mit diamantartigen Kohlenstoffschichten (DLC, diamond-like carbon) reduziert werden. Die Schichten werden mittels plasmaunterstützter chemischer Gasphasenabscheidung (PECVD) auf die Bauteile abgeschieden. Die tribologischen Eigenschaften der unbeschichteten und beschichteten Substrate wurden mit Hilfe von Universal Material Tester (UMT1 und UMT3) Systemen in oszillierender Pinon-Plate Kontaktgeometrie untersucht. Die tribologischen Untersuchungen wurden trocken bei Umgebungsbedingungen mit Geschwindigkeiten von 10 mm/ s oder 200 mm/ s und einem Hub von 11 mm für fünf Minuten durchgeführt. Als Gegenkörper wurde eine unbeschichtete 100Cr6 Stahlkugel mit einem Durchmesser von 10 mm verwendet. Für einige Untersuchungen wurde auch der Gegenkörper mit einer diamantartigen Kohlenstoffschicht beschichtet. Zunächst wurde eine Grundcharakterisierung der Beschichtung auf Stahlsubstraten durchgeführt. Dazu wurden Schichten bei einer Biasspannung zwischen -400 V und -1200 V in Schritten von 200 V abgeschieden. Alle beschichteten Substrate zeigten eine reduzierte Reibung im Vergleich zum unbeschichteten Substrat, wobei die besten Plastics are used in a wide field of applications. Their tribological properties are of crucial interest to reduce friction and wear. Thereby the lifetime of the components can be enhanced, for example at applications using gears. The friction of plastics can be reduced by applying diamond-like carbon (DLC) coatings using a plasma-enhanced chemical vapor deposition (PECVD) process. The tribological properties of the coated and uncoated substrates were investigated using Universal Material Tester (UMT1 and UMT3) systems with oscillating pin-on-plate contact geometry. The tribological tests were run dry under ambient conditions with velocities of 10 mm/ s or 200 mm/ s and a stroke length of 11 mm for five minutes. As counterpart an uncoated 100Cr6 steel ball with a diameter of 10 mm was used. For specific tests the counterpart was coated with a diamond-like carbon film as well. In the first instance a basic characterization of the coating was done on steel substrates. Therefore the bias voltage was varied between -400 V and -1200 V in steps of 200 V. All coated substrates showed a reduced friction compared to the uncoated one, achieving the best results with the highest bias voltage. At a normal force of 2 N and a ve- Kurzfassung Abstract Ergebnisse mit der größten Biasspannung erzielt wurden. Bei einer Normalkraft von 2 N und einer Geschwindigkeit von 200 mm/ s wurde bei Verwendung eines unbeschichteten Gegenkörpers der Reibungskoeffizient um 57 % von 0,53 auf 0,23 reduziert. Eine weitere Reduzierung des Reibungskoeffizienten um bis zu 61 % von 0,16 auf 0,06 wurde bei Verwendung eines beschichteten Gegenkörpers erzielt. Zusätzlich zur reduzierten Reibung konnte bei Anwendung von beschichteten Substraten und Gegenkörpern keine Verschleißspur beobachtet werden. Bei der Abscheidung der a-C: H Schichten auf Kunststoffsubstrate (Ultramid A4H PA66) konnte der Effekt der Reibungsreduzierung ebenfalls gezeigt werden. Die tribologischen Messungen mit einer Normalkraft von 2 N und einer Geschwindigkeit von 10 mm/ s zeigten eine Reibungsreduzierung um 25 % von 0,24 auf 0,18. Tests zur verbesserten Tragfähigkeit mit Kräften zwischen 2 N und 25 N, entsprechend initialen Hertz’schen Flächenpressungen zwischen 69 MPa und 160 MPa wurden mit beschichteten Ultramidsubstraten und beschichteten Stahlkugeln als Gegenkörper durchgeführt. Mit steigender Normalkraft stieg der Reibungskoeffizient nur leicht von 0,04 auf 0,07 an. Schlüsselwörter DLC, a-C: H Beschichtung, Kunststoffe, Reibungsreduzierung, Verschleißschutz locity of 200 mm/ s the coefficient of friction was reduced by 57 % from 0.53 to 0.23 using an uncoated counterpart. Further reduction of the coefficient of friction up to 61 % from 0.16 to 0.06 was achieved by using a coated counterpart. Additionally to the reduced friction no wear track could be observed using coatings on substrate and counterpart.Applying the a-C: H coatings on plastics substrates (Ultramid A4H PA66), the effect of the friction reduction could be observed as well. The tribological tests using a normal force of 2 N and a velocity of 10 mm/ s showed a reduced friction by 25 % from 0.24 to 0.18. Improved loading capacity tests with varied forces between 2 N and 25 N, representing initial Hertzian pressures between 69 MPa and 160 MPa, were performed using a coated Ultramid substrate and a coated steel ball as counterpart. With increasing force the coefficient of friction was only slightly increasing from 0.04 to 0.07. Keywords DLC, a-C: H coating, plastics, friction reduction, wear resistance T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis The hardness of the coatings was measured using nanoindentation experiments. Therefore the UMT1 system was used in a vibration as well as thermal and acoustic isolation enclosure with a Nanohead2 module. The obtained force versus indentation depth curves were analyzed using the model of Oliver and Pharr [5]. The indentations were done on coated silicon substrates. 3 Theory The applied diamond-like carbon films are a-C: H coatings and consists of carbon and hydrogen. From a theoretical point of view a voltage of -100 V per C-Atom in the precursor molecule has to be applied on the substrate to prepare hard coatings [6]. Generally carbon has three different hybridizations, namely sp 1 , sp 2 , and sp 3 [7]. In a DLC coating the ratio between the sp 2 and sp 3 part dominates the properties of the coating. The strong sp 3 bonding part is responsible for the name diamond-like. A simple structural model for a DLC coating is a stochastic mixture of sp 2 and sp 3 bonds. The more sp 3 bonding the more hardness is resulting. Depositing the DLC coating out of a gas phase using hydrocarbon (toluene) as a precursor, the coating will have parts of hydrogen. Hydrogen is only able to build one bond, so there will be no cross-linking incorporating hydrogen in the coating. A high hydrogen part reduces the hardness of the coating but can lead to a reduced friction. The challenge for the deposition on plastics is to deposit the film-forming particles with high kinetic energy without heating up the coating and thereby the substrate itself. 4 Results and discussion 4.1 Diamond-like carbon films on steel For a basic characterization of the coatings steel substrates were used. In a first step the bias voltage for the deposition process was varied between -400 V and -1200 V in steps of -200 V. The resulting five coatings were analyzed regarding the hardness and coefficient of friction. With increasing bias voltage the hardness of the films on silicon wafers was increasing in the investigated bias regime (Figure 2). It is expected that the hardness would be decreasing above a critical bias voltage due to film growth mechanisms [6] of ion bombardment and therewith again decreasing sp 3 content. Regarding friction of the coated steel substrates the coefficient of friction was decreasing with increasing bias voltage resp. hardness in comparison with the uncoated reference (Figure 3a). The coefficient of friction decreased linear with increasing bias voltage. For the uncoated reference the coefficient of friction after five minutes tribological measuring time was 0.53. Applying the DLC coating on the steel substrates leaded to a reduced coefficient of friction of 0.23 at the highest bias voltage of -1200 V. 40 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Figure 2: Hardness of the DLC coatings in dependence of the applied self bias voltage 2 0 0 4 0 0 6 0 0 8 0 0 1 0 0 0 1 2 0 0 5 1 0 1 5 2 0 h a r d n e s s hardness [GPa] b i a s v o l t a g e [ V ] Figure 3: Coefficient of friction of uncoated and with different bias voltages coated steel substrates after five minutes of tribological measuring time with a) an uncoated and b) a coated 100Cr6 ball. Normal force 2 N (initial Hertzian pressure 652 MPa), 200 mm/ s uncoated 400 600 800 1000 1200 0 . 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 . 6 0 . 7 b i a s v o l t a g e o n s a m p l e s [ V ] coefficient of friction c o u n t e r p a r t u n c o a t e d uncoated 400 600 800 1000 1200 0 . 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 . 6 0 . 7 b i a s v o l t a g e o n s a m p l e s [ V ] coefficient of friction c o u n t e r p a r t c o a t e d a) b) T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis DLC coatings are well known to reach low friction. Therefore further tribological tests were performed using a coated steel ball as counterpart to achieve lower coefficients of friction. The results using a coated steel ball as counterpart revealed further reduced friction for all samples (Figure 3b). As expected the highest friction occurred for the uncoated reference. In that case the coefficient of friction was 0.16. In accord with the measurements done with the uncoated counterpart, the measurements showed a decreasing coefficient of friction down to 0.06 with increasing bias voltage. Significant lower values are not expected with DLC coatings [8]. In addition to the friction wear is an important factor for industrial applications and the lifetime enhancement of components. Therefore the samples of the tribological tests were examined under an optical microscope. For the uncoated steel references wear tracks could be seen using uncoated as well as coated counterpart (Figure 4). Using the uncoated counterpart the trace is much broader and deeper comparing with the result obtained against a coated counterpart. The wear of the uncoated steel substrate was reduced using a DLC coated counterpart. A further improvement appeared on the coated steel substrates (Figure 5). A wear track appeared only at the tribological test against the uncoated counterpart. The wear of the DLC coated steel substrate was reduced using a DLC coated counterpart. With regard to Kovalev et al. [9] it is possible to speak about ‘zero wear’. Kovalev et al. described a model for ‘zero wear’ on DLC coated steel substrates in which asperities underwent plastic deformation on a nanometer scale, but were not destroyed and no particles were formed. The wear results seen in the microscope pictures (Figure 4 and Figure 5) correspond to the measured coefficients of friction. The highest value of 0.53 occurred for the uncoated steel substrate with the uncoated counterpart. The lowest value of 0.06 was determined for the coated substrate with the coated counterpart. The result on dry running steel substrates is: Introducing DLC coatings a significant reduction of friction and wear Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 41 Figure 4: Microscope pictures of the wear tracks of uncoated steel substrates after five minutes tribological measuring time against an a) uncoated and b) DLC coated 100Cr6 ball (compare Figure 3) a) b) Figure 5: Microscope pictures of the wear tracks of DLC coated steel substrates (-1000 V, compare Figure 3) after five minutes tribological measuring time against an a) uncoated and b) DLC coated 100Cr6 ball a) b) T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis occurs. The more components were coated the more is the effect. An analogue result was found by Scholz et al. [10] for the lubricated case with improvement using coatings on both parts and a ‘zero wear’ reaction in the best combination. 4.2 Diamond-like carbon films on polyamide As next step the coatings were tested on plastics substrates. In this article Ultramid was used as polyamide substrate. At first a coating thickness variation in the range of 1 µm to 4 µm in steps of approximately 1 µm was done. As can be seen in the photograph (Figure 6), there were no flaking or cracks in the coatings at all thicknesses. Regarding the ongoing tribological tests that mean that the coating adhesion on the Ultramid was very well. The coated substrates were rubbed with nonwoven web to figure out the necessary thickness for a sufficient load bearing capacity. At film thicknesses of 1 µm and 2 µm the load bearing capacity of the coating was not satisfactory, the substrate under the coating was pressed in due to the mechanical load. Above a film thickness of 3 µm the films withstood this test. The necessary load bearing capacity was achieved. Resulting from the tests on steel substrates a coating with a hardness of 18.6 GPa measured on a silicon substrate was applied on the plastics substrates. Moreover it is possible to run this process economical. According to the tribological measurements done on the steel substrates the first tests on plastics were performed with an uncoated counterpart (Figure 7a). Comparing the results of the uncoated and coated substrates a reduced friction by 25 % from 0.24 down to 0.18 was achieved. Further tribological tests were performed using a coated Ultramid substrate and a coated counterpart as a conclusion from the tests done with the steel substrates. This time the tribological tests were done with different normal forces between 2 N and 25 N, representing initial Hertzian pressures between 69 MPa and 160 MPa. With increasing normal force the coefficient of friction was only slightly increasing from 0.04 to 0.07 (Figure 7b). This means, that the coefficient of friction of this coating was independent of the substrate material, because the coefficient of friction was in the same region as for the contact between coated steel substrate and coated counterpart (compare Figure 3b). Furthermore these tests demonstrate that the load bearing capacity of the DLC coating was sufficient enough for the Ultramid substrate. The investigated initial Hertzian pressures exceed the occurring pressures in gear applications. That means the DLC coating is suitable for gear applications using plastics gear wheels for example. 5 Conclusion The tribological measurements on steel substrates showed a reduced friction for all DLC coated substrates using different bias voltages. With increasing bias voltage the coefficient of friction was decreasing. The best value of 0.06 was achieved using DLC coatings on substrate and 42 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Figure 6: DLC coated Ultramid substrates with different film thicknesses Figure 7: a) Coefficient of friction of uncoated and DLC coated Ultramid substrates against an uncoated counterpart. 2 N, 10 mm/ s. b) Coefficient of friction at different normal forces of a DLC coated sample against a DLC coated 100Cr6 ball. 10 mm/ s uncoated coated 0 . 0 0 0 . 0 5 0 . 1 0 0 . 1 5 0 . 2 0 0 . 2 5 0 . 3 0 0 . 3 5 s a m p l e s coefficient of friction c o u n t e r p a r t u n c o a t e d 0 5 1 0 1 5 2 0 2 5 0 . 0 0 0 . 0 2 0 . 0 4 0 . 0 6 0 . 0 8 0 . 1 0 c o u n t e r p a r t c o a t e d coefficient of friction n o r m a l f o r c e [ N ] a) b) T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis counterpart. Moreover no wear track could be observed using a coated counterpart against a coated substrate. The friction reducing diamond-like carbon coatings could be transferred successfully to Ultramid substrates maintaining the same low coefficient of friction. Moreover the load bearing capacity of the DLC coating is sufficient enough for that kind of PA66 substrate. In summary one can conclude that it is possible to use diamond-like carbon coatings on plastics to reduce friction and wear of the components and thereby enhance the lifetime. Acknowledgement The authors acknowledge the financial support of the Bundesministerium für Wirtschaft und Energie (BMWi) and the participating companies. The support code was 03ET1187 B. References [1] A. Erdemir, C. Donnet, ‘Tribology of diamond-like carbon films: recent progress and future prospects’, J. Phys. D: Appl. Phys. 39 (2006) R311-R327. [2] C. Donnet, A. Erdemir, ‘Tribology of Diamond-Like Carbon Films’, Springer 2008, ISBN 978-0-387-30264-5. [3] S. Meier, M. König, C. Hormann, ‘Deposition of in situ surface structured DLC-coatings’, Surface and Coatings Technology 202 (2007) 1267-1271. [4] Universal Material Tester (UMT 1 and UMT3), Bruker AXS S.A.S., 4, allée Lorentz, Champs Sur Marne, 77447 Marne la Vallee Cedex 2, France, formerly Center for Tribology Inc., 1717 Dell Ave., Campell, CA 95008. [5] W. C. Oliver, G. M. Pharr, ‘An improved technique for determining hardness and elastic modulus using load and displacement sensing experiments’, J. Materials Res. (1992) Vol. 7, No. 6, 1564-1583. [6] J. Robertson, ‘Diamond-like amorphous carbon’, Mater. Sci. Eng. R, 37 (2002) 129-281. [7] J. Robertson, ‘Amorphous carbon’, Advances in Physics (1986) 35: 4, 317-374. [8] A. Grill, ‘Tribology of diamondlike carbon and related materials: an updated review’, Surf. Coat. Technol. 94- 95(1-3) (1997) 507. [9] A. Kovalev, M. Hartelt, D. Spaltmann, R. Wäsche, M. Woydt, ‘Zero Wear (Null Verschleiß)’, Proceedings of Tribologie Fachtagung 2012, Göttingen, Germany, 43/ 1- 43/ 13. [10] C. Scholz, T. Tamura, S. Hosohata, T. Nakase, S. Kato, M. Woydt, ‘Null-Verschleiß an Hochleistungs-DLC-Schichten’, Proceedings of Tribologie Fachtagung 2012, Göttingen, Germany, 44/ 1-44/ 15. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 43 Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis Introduction I would say a vast majority of people reading this were born before 1980 and most of us well before then. I was just about to start High School in Australia. Australia was and still is an industrialized nation, has mature industries, banking institutions, a well educated workforce and for a high school student looking towards the future there was a linear line and choices for a number of careers if I applied myself. And it would have been the case for most if not all of you. A great life in retrospect. The simplest of lives. No struggle for food. Education a right for all citizens. When sick saw a qualified doctor. Slept when tired. Ate when hungy. Drank when thirsty. Schools and resources barely existed in China in 1980. In 1980 China was an exhausted and impoverished nation. From 1840 with the first Opium War against the British China stumbled and fell into the 20 th century as the one kicked around by the then current various masters of the world. World War 2 which began in 1937 with the invasion of Japan this once leading tecnological for the past 2000 years was brought to it knees. Civil war and independence followed after a century of being kicked around. And kicked around is how the Chinese see it. When the communists took over government in 1949 China’s population was 400,000 million. In 2000 1 billion. 50 years. Today it is 1.3 billion. An extraordinary growth and one that has provided the basis of the last 30 years enormous growth via the labor market and also the many headaches for the Chinese government. But in 1980 the education system had just started again after coming to a complete standstill the decade previously. Banking and capital institutions were moribund and weak. No one owned property, no one owned a business, no one had an avenue to capital with the chance to be able to get product to market and for customers to buy. China was weak, fragile and essentially a basket-case. The entrepreneurial spirit extinguished. Perhaps Chinese’s most famous aphorism is that each journey begins with the first step. And China took it. Within our lifetimes China went from peasant farmers, extreme poverty, divided politically, a dilapidated education system to a sophisticated, diverse, multiple institutions in manufacturing, finance, automobiles, education, tourism, and big enough to get the world out of its Financial crisis in 2007-8 . Today it is the world’s second largest economy in and will soon be it’s largest and it won’t stop there not by a long shot. 200-300 million people have a lifestyle equivalent to the West’s middle class. China has a billion to go before it will be satisfied. The Chinese see the last 200 years as a bit of bad luck and it is now time to take its rightful position at the top of the heap of world countries. I am not here to give a generic economic history of China since 1980 but I will try and give some insight into one industry, the lubricant industry that was affected by all of the changes that happened in China in the last 35 years and what the future may hold. That is socially, economically and politically. See table of OECD projections. By 2030 China will be almost double the size of the USA in economic terms. I think everyone in reading this needs to be fully aware the impact this will have on every industry. We have watched China, we have read about it, we have been amazed about it but I am not sure large and middle companies and governments were doing enough about it. It is a behemoth like no other. It is the elephant in the room. Many still believe in Europe and the USA that China cannot be sustainable. That there will somehow come a day when this juggernaut will falter or political turmoil will cease development and it will all come crashing down. I don’t see any evidence for that. If anything the Chinese see it as the reverse to be more likely. That European and other industrialized nations are the ones that are the most fragile. China has no government debt. After all many industries worldwide are being propped up by Chinese capital, Chinese investment and Chinese consumer sales. What would GM be today without its Chinese market I wonder? In 1980 China had two good things going for it. It had an enormous pool of labor and potential. Initial reforms started with farms as they were no longer “communed” which meant that extra produce could be sold. This meant income, savings and capital albeit on a small scale. It was a deliberate policy from Deng Xiao Ping to promote 44 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 * Paul Turner, olmzhoukan@gmail.com, paul.turner@olmzhoukan.com OLM Group, Shanghai, China China: The Road to Lubricant Efficiency P. Turner* T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis farmers first, as they were and still are the largest constituent. Banks were created for various industries and lending capabilities began for state owned businesses to allow them to expand. Urban dwellers had to wait their turn until the nineties and 2000s for reforms that helped them. It came via housing and ownership. There was no such thing as a mortgage in China until 1998. Prior to 1998 urban dwellers were essentially given the houses they lived in and owned by the state via the state owned company they worked for, for a small amount of rent in which they could live forever. They ate together in the same canteens, dressed the same, read the same, and watched the same movies in community centers. They received the more or less the same pay and celebrated the festivals without fuss centered around food which of course remains a vital and important part of Chinese culture. A dull life but better than it was. You were eating well. Your teeth were looked after. Protein via pork and chicken was no longer an issue. These were the good times compared to the 150 years that proceeded it. Colors bloomed and girls grew their hair long and boys wrote poetry. But it then went up a level. It got real interesting. After 1998 China changed direction. From 1998 you could buy the house you lived in, remarkably cheaply and own outright, which set off the housing market, slowly at first as people got used to this peculiar thing called personal ownership. This inadvertently set off divorce rates. It meant the state had to find another unit or house usually unit and in turn you could buy that, essentially setting up a family with two properties. When the government caught up with this little trick (or perhaps encouraged it) the clever ones mostly in Shanghai and Beijing simply remarried and used the houses as basis for credit and mortgages. It set off the housing boom that has gone unabated since but also allowed entrepreneurs to utilize this new capital and in the early 2000s China went boom. Along with the easing of foreign investment regulations, a banking system becoming more dynamic and learning how to make money via lending and investing inclusive and willing to lend as they too sought to profit from deregulation … to a point. Hong Kong and Taiwan played enormous roles in providing capital and setting up property and businesses throughout China mirroring their own mature banking, legal and corporate systems. There were enormous setbacks as China was still embracing change or at least wondering whether change was a good thing. The events in Tiananmen Square in 1989 slowed the government’s process but didn’t stop. The world saw the ugly part of China’s transformation. More a reaction to change than a demand for democracy but I am not sure anyone in the west at the time saw it that way. China was isolated again. Sydney beat Beijing for the 2000 Olympics, companies that were looking at investing in China baulked and waited. But to Deng Xiao Ping’s credit he forced China forward. They kept investing and they kept changing. Eventually the Chinese themselves saw change as normal and importantly embraced it. There was a growing middle class who aspired to grander things, farmers saved and invested in their children’s futures, the slowly building middle class became aspirational and the few rich even started playing golf. When I arrived in Shanghai in 2000 there was one subway line that cut beneath the city west to east. By 2010 there were 16 lines as Shanghai showed itself off to the world by holding the International Expo. But it took effort and it took pain and inconvenience. Inconvenience is something China knows well and knows how to tolerate it. The 2000s Shanghai and Beijing were under construction continually 24 hours a day. Each street had something being pulled down or being built. Every single one it seemed. These now shining metropolises were noisy, dusty and polluted. They are still polluted but getting better and it is now government policy to clean them up. But they pulled it off and by 2008 when Beijing had held the Olympics the rest of the world was screaming towards a financial crisis and a growth paralysis it seemed China would also fall prey to the International financial stresses it was now wholeheartedly a part of. Not China. China saw it and banked for it. It had all the equipment it needed, all the technology it needed or if it didn’t it could invest in it and create it. Trillions of dollars in foreign savings and all of a sudden it was the rest of the world that turned to China for help. That is a turnaround of just 35 years. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 45 It seemed that no one noticed this change in global politics and economics until about 2005. All of a sudden everyone clamored to get on the China bandwagon but it was China that dictated terms on how you could invest in China. For foreign investors the future for China is no longer just its large manufacturing base for making cheaper products but its many varied industries, services, banking, transport, tourism and education. And of course the lubricant industry is one of them. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis Li Jia In 1980 the lubricant industry consisted of industrial yard productions in woks to produce lubricants. No quality control, no technology, no brands and no market besides keeping whatever machinery there was going. Mainly bicycles! By the nineties large scale manufacturing had arrived, foreign brands poured into China with technology, money and know-how and the world was buying cheap products from China keeping inflation down for nearly two decades for the beneficiaries of these products. The West. components for everything and obviously an area where there is a demand and need for lubricants. Lia Jia’s product was called Monarch and with a financial backer got on the road to sell the product. The dusty roads of north eastern China were unforgiving places in the nineties. Competition was fierce but due to the consistency of the product he was getting popularity and notoriety and more than once escaped knife fights, countless threats and eventually, surely a sign of success, counterfeiters. He said he had to constantly change the branding and packaging of his product because within 13 days of putting a new product or brand out it would be copied and distributed. (WD40 picture) 46 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 The Chinese lapped it up, and kept on growing their own manufacturing plants and brands. Li Jia armed with an architecture degree and a failed venture in the dog food market (The Beijing government banned dogs as pets for a couple of years in the early nineties) saw an opportunity in the lubricants industry and jumped into the market with profound ignorance. But he learned and learned quickly. His first step was to make various lubricants with consistency. In a Beijing factory space he had a series of enormous woks 12 feet across and 3 feet deep (That’s a lot of fried rice) trying to get a consistent heat and getting the right additives with whatever was available. North and eastern China was and still is the heart of heavy industry. Beijing, Tianjin, Shenyang, Changchun, Jinan were ugly cities in the nineties but busy. Steel makers, car makers, fleet manufacturers, car parts, metal T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis Obviously the copies were of inferior quality but it was a constant battle for market share as it still is. Despite the obvious concerns with fake products that are still an issue, it does show that there was a growing market, a demand for quality and a strong entrepreneurial spirit. Something that the Chinese government always had to catch up on as its people ran ahead of them both legislatively and in policy. More often than not the government quickly caught up to open more opportunities and provide better safeguards for brands and quality issues. But it still needs to be policed and fines harsher to make a bigger impact. The main problem with a country the size of China that is developing is that there is so much to do. Not only is this behemoth changing it needs to legislate for those changes without backlash. Back to Li Jia. After 11 years from making lubricants in giant woks, walking through the Dickensian streets of industrial China selling his wares and setting up (most importantly) distribution networks in 2 d and 3 rd tiers cities his brand Monarch via his company Beijing Tongyi Petroleum Chemical Co was turning over 260 million USD per year. In 2006 he sold a 75 % share to Shell that was a major strategic move making Shell the leading foreign brand for market share in China. In every industry and every market there are thousands like Li Jia working their guts out and getting their piece of the pie. Not bad for an architect. Lubricant Market today One of the most frustrating things for lubricant producers such as Mobil, Fuchs and Shell is the inability to get into the Chinese market the latest developments and improvements in lubricants. I hinted at it before. There is strict regulation about what chemicals and additives can be allowed for market. The lag between product ready for distribution and the legislation to be approved and allowed to go into the market can be years. It may be a deliberate policy for the Chinese brands to catch up. The winter of 2012-2013 was a fulcrum for the government. The extraordinary pictures out of Beijing and other northern cities was literally breath taking. The government realized that the best lubricants will play a part in curbing emissions and creating efficiencies. Hence the government is concerned of the quality of lubricants used and who is making them. There are currently about 4,000 lubricant producers throughout China of varying quality and the government wants these to be reduced dramatically and SOEs will need to use premium lubricants and the inferior ones dismantled and banned via legislation and market demand. This is where the foreign brands can get a foothold. All of the majors have joint venture deals with SOEs or private companies but China obviously promotes its own. This is the China method. It learns what it needs to know and then goes ahead and makes it itself. In 2004 BP, Shell, ExxonMobil, Fuchs had 80 % of the market for industrial lubricants. Today they hold about 30 % of the industrial lubricant market albeit a much larger market at approximately 60bnUSD. Joint ventures for Chinese companies mean capital, expertise and knowledge. For foreign companies it means access to the great Chinese market and all that potential so they have to share the spoils. They don’t have a choice. Sinopec via Great Wall lubricants and PetroChina with Kunlun (52 % with these two brands). Both dominate the market as was always Beijing’s intention. Only recently has a foreign brand been able to own gas stations. If you enter a gas station you don’t have to get out of the car. There is always a number of attendants that will do everything. Most do not have a shop and if there is they rarely sell anything besides instant noodles and chocolate. There are no lines of engine oil products, car accessories, food, toys etcetera as is normal in western petrol stations. So there is potential there and there are nearly 200,000 of them. But if the majors want to make money with petroleum at the pump they must do so via exploration and joint ventures with Chinese companies. Oil Analysis The analysis industry is probably the last cab of the rank to start developing. The nineties that roared for China meant that machinery was simply run into the ground until they stopped. The common business practice was simply to buy another machine. Maintenance was not a top priority for most. Profits were high and growth exponential. The machinery bought from the US or Germany, the maintenance brochures were not in Chinese! Tankers transporting diesel the day before would the following day be filled with water and something else the day after. No one was testing or overseeing what was placed in machinery, lubricants were lubricants and would simply be used across multiple machinery components without checking if there is a need for a different type of lubricant. Mechanics would use the same engine oils for cars, motorbikes, scooters and trucks. And the lubricant they used may or may not have been a fake or a copy. The result was inefficiency and waste. Industrial accidents due to poor maintenance were a tragic consequence of the expansion of the Chinese economy in the 1990s and 2000s. I don’t know the actual figure but China due to most living in high rises in their urban centers would have more elevators/ lifts than anywhere else. The cables for lifts need a particular lubricant and the amount of stories that are in the papers about lift shafts collapsing, causing injury and death were numerous and still is the case today albeit on a smaller scale. I have tried on many Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 47 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis occasions to talk to companies that make lifts about maintenance procedures and all are reticent to speak out in case it creates a business backlash. Again regulations and organizations need to be created to oversee these issues and the Chinese are doing just that. We run a website in China www.olmzhoukan.com that sends out weekly tips and a newsletter that concentrate on lubricants, oil analysis and maintenance procedures. I believe we are unique to have articles about oil analysis in China. It is not widespread and most would have no idea what you were talking about. I have yet to hear a taxi driver that knows anything about engine oil analysis. Of course it exists and has done for quite a while. It is an industry that will grow exponentially over the coming years and decades. Certainly ExxonMobil is counting on it as they set up their 60million USD laboratory for oil analysis in Shanghai, their largest in the world. It is enormous. Caterpillar, Fuchs, Shell, Volvo all have inhouse laboratories that over see their industrial aftersales services. There are many private laboratories that are now opening up but the volumes are small for now but the long term goal is that it will grow and grow it must. Samples that do arrive can sometimes be in Coke bottles but this is changing as we ourselves make bottles for laboratories throughout China that is the equivalent of those we produce for western laboratories. But every major analysis player is in China. Bureau Veritas, Inspectorate, Intertek, Analysis Inc, Oelcheck, ALS and others. They of course have their own networks as they have industries from their respective nations and regions that have set up in China and use the same maintenance practices. Again this will simply grow into the future. Media In 2000 there was no such thing as social media in China nor anywhere else for that matter. The iPhone, You Tube, Google, E Bay, Twitter were still to be born and spread. The internet was essentially new, some had mobile phones. By 2014 and China has the most mobile phones in the world, China’s E-Bay equivalent Alibaba is 5 times the size of E-Bay. They have all the equivalent social media that exists in western countries just bigger. Weibo, QQ, Wechat, Baidu, Youku etc. With change being normal the Chinese fell in love with new technology and transformed their businesses. It also meant intense competition between companies via outright fighting on blogs and forums. Chinese love forums. It also the conduit for nationalism and that certainly filters its way into the lubricant industry. There are many lubricant blogs that are employees of SOEs or private lubricant companies that spend their time defending, ridiculing competitors’ products and promoting their company’s products and their nation’s products. It is a daily ritual to find comments like -Only Chinese lubricants work in Chinese machines and that foreign lubricants are not suitable and can damage machinery. The Japanese receive the most invective but the rest cop it as well. Is this a sign of increasing nationalism or just the naivety of a very large but immature market? We at OLM spend a lot of time dispelling myths and putting forward practical information from reputable sources. There is a great deal of respect for certain brands, worldwide brands, many I have mentioned already that are now heavily invested in China. Germany has an unprecedented reputation in China due to its phenomenal industrial and automotive machinery. Almost every factory I visit has a piece of German machinery if not exclusively German. 48 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Analysis and maintenance has huge potential. Companies are desperate for trained people and the education around maintenance, conferences and training programs will become more and more the norm for companies to keep their employees up to date with practices. Certification from the world’s leading organizations and companies are now offering these. I have spoken over the last couple of years with Ed Salek and Bob Gresham from STLE about their steps getting into China and I know they are very excited about the potential for their organization. And so thry should be. Australian mining companies have made great inroads into mining safety after thousands upon thousands have died over the last 3 decades. Such growth brings with it high risk and cutting corners has brought too much tragedy to this sector. Factories are cleaner and more worker friendly than they were just 5 years ago due to training and being in joint ventures with foreign companies that have standard workplace regulations as we would know them in the west that are now filtering through the Chinese industrial complex. Opportunities galore and many more to come in the maintenance, workplace training and analysis industries. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis Summary All politics is domestic. I didn’t want to end with a cliché Chinese proverb, aphorism, expression, or whatever you want to call it. There was no need not to. They are wonderful and insightful. I thought. A profound one. A wise one. Perhaps a well known one. I thought maybe the one about the 3 blind men feeling an elephant and asked to describe it. One feels the trunk and thinks it a hose, the other the tail and says it is a whip and third feeling its side and thinking it is a wall and that would describe China quite well. Large, complicated and interesting. But I like change as well and the modern aphorisms are gems. But my favorite is 不容脱裤子放屁 - Bùróng tuō kùzi fàngpì “There is no need take your pants off to fart”. Which essentially means keep it simple. Don’t make things complicated for no reason. I think we need to take that attitude to China. Don’t complicate a relationship with China via the baggage it comes with and the baggage the West brings with it in regards to China. China will do what it wants and will get what it wants to ensure its domestic well being is looked after. Everything else is a distraction and is not priority. Many of you I would suggest would not know the name of the Foreign Minister for China. For a country so large and having to deal with international issues you would think his name would roll trippingly off the tongue. But the foreign minister and international issues are not priority. Wang Yi who is the foreign minister sits in the Central Committee who reports to the Politburo who in turn report to the Politburo Standing Committee where you can be sure when they sit down to discuss policy the top 100 issues to deal with will all be domestic. Clinton Dines who ran BHP Billiton in China during the 2000s recalled the story of Wen Jia Bao, the former Premier, when the European finance ministers bailed him up in Brussels complaining about the strength of the Renmenbi (China’s currency). They nagged him about how it affected trade balances with Europe. He simply turned to them and said uncharateristically vehemently, -we will move the currency when we think we should and not when you tell us to. We have bigger priorities. China will be an engine for growth for the rest of our lifetimes as it will be for future generations. It’s not going anywhere and will be the biggest economy ever known in human history very soon. According to the Kline and Company, global lubricant demand is estimated at 39.5 million tons in 2013, up slightly from 38.8 million tons in 2012, with the Asia-Pacific region accounting for 43 %. What percentage of that is exactly contributed to China is never easy to pin point as figures are rarely released as an overview as companies are very protective of such figures. Lubricants is just one of the many industries that will be on the ride that is the unstoppable force that is China and energy and its dependents like lubricants will be the centrepiece of its future. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 49 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_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis 1 Increase of the energy efficiency of industrial plants Forced by increasing competitions manufacturing companies have to reduce their production costs permanently. According to ISO 50001 they are looking for energy savings projects. During the last 7 years there was an increase of electricity prices of about 50 %! Simply about 18 % during the last 2 years! And forecasts will show also rising prices in future (Figure 1). 50 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 * Christoph Baumann Hermann Mogler Mineralölgroßhandlung GmbH 74078 Heilbronn Hydraulic Oil - Increase Of The Energy Efficiency Of Industrial Plants C. Baumann* Figure 1: Overview of the electricity prices [1] Source: Statistisches Bundesamt, Wiesbaden www.destatis.de Durch die Verwendung von Hochleistungshydraulikölen können Einsparungen erzielt werden. Diese resultieren aus einer besseren Energieeffizienz sowie einer Steigerung der Produktivität. Weitere Vorteile sind die längere Lebensdauer des Öls und ein besserer Schutz der Komponenten. Bei der Auswahl des richtigen Öls ist es wichtig, speziell entwickelte Hydrauliköle entsprechend der Anwendung zu wählen. Unser Feldversuch hat gezeigt, dass die PAO basierende Formulierung nur ein Aspekt der Zusammensetzung ist. Das Auswahlkriterium muss die Leistungsperformance des Hydrauliköls sein. In einem Feldversuch in einer Blechbiegemaschine haben wir neben einer Energieeinsparung von 6,4 % eine Steigerung der Produktivität von 3 %, nachgewiesen. Schlüsselwörter Hydrauliköl PAO-Basis, Energieeffizienz, Produktivitätssteigerung, Feldversuch, Anlagenschutz, Ölstandzeit In summary it can be said that the usage of high performance hydraulic oil can achieve savings. The customer’s most serious arguments are energy efficiency and increased productivity. Additional benefits are the longer oil life and the better protection of the components. During the selection of the right oil, it is important to choose special designed hydraulic oil according to the application. Our field trial has shown that the PAO based formulation is only one aspect of the composition. But most important is the comprehensive performance of the lubricant. It should be the first choice for customers, due to the additional benefits. Such as system protection, longer oil drain intervals and the increase of the productivity. In the meantime the PAO based hydraulic oils have become a design element to the engineers. Smaller storage tanks in conjunction with longer oil drain intervals and higher pressure show them the need of such oils and the advantage that PAOs can handle higher oil temperatures. Keywords PAO based hydraulic oil, energy efficiency, increased productivity, Field trial, system protection, oil drain intervals Kurzfassung Abstract € / kWh T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis 2 Our Project - Energy saving by another hydraulic oil 2.1 The aim of the energy efficiency by selecting another hydraulic oil We had the aim to demonstrate the increase of the energy efficiency of industrial plants by selecting another hydraulic oil. To save energy with a synthetic based hydraulic oil. ► Better fluid performance ► Better viscosity index ► Less weight (see Figure 2, 3, 4) ► Better fluid performance Conventional hydraulic oils are a mixture of naphthenicand paraffinic-base-oils. PAO based hydraulic oils are characterized by a clean, wax-free structure. This molecular structure in connection with a special additive technology reduces the internal friction of these fluids. ► Better viscosity index In the past, multigrade hydraulic oils were sold as energy saving oils. This effect was achieved by increasing the VI, in conjunction with a reduction of the viscosity. Due to the used VI-Improver, this effect cannot be achieved over the entire oil life (shear stability). And VI-Improvers can reduce the air release of the hydraulic oil. ► Less weight The direct comparison shows about 50 gram per litre less weight of the PAO based Hydraulic oil (PAO density: about 830 kg/ m 3 ⇔ conventional oil 880 kg/ m 3 ). In the first instance, this is not much. But according to the machine pump capacity you have to pump much less weight of the oil! For example a bending machine has an all over pump capacity of round about 100 litres per minute (high pressure 22 litres per minute, low pressure 36 litres per minute and cooling circuit 47 litres per minute). An injection moulding machine has about 270 litres per minute. So you can see the following reductions of the weight you have to pump (Figure 5). Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 51 Figure 3: oil samples Figure 2: Overview of a hydraulic system [2] Source: SHELL www.shell.de Mineral based HLP PAO based HLP Figure 4: VT-Diagram Shell Tellus S2 M 46 and Shell Tellus S4 ME 46 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis 2.2 Our field trial to demonstrate the energy efficiency by selecting another hydraulic oil The first step in our field trial was to organize a data logger. Here we used the Kyoritsu KEW 6305 (Figure 6). The power consumption is measured at industrial plants permanently. The evaluation of the measurement can be done with the corresponding program KEW Windows (Figure 7). 52 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Figure: 5 Pump capacities - less weight during work Figure 7: Kyoritsu KEW Windows program Figure 6: Kyoritsu KEW 6305 Data Logger There are also existing test to demonstrate the benefit of Oils: ► Single Tests / Simulation Tests Air release, filterability, TOST, … A single test only cannot evaluate the performance of hydraulic oil. ► OEM Tests / Test series Demonstrate the performance of the oil in an experimental environment. ► EUROMAP 60 Demonstrate the performance of the oil in an experimental environment. But the general conditions are nearly to the production conditions. - Consumption comparison of injection moulding machines regardless of the type of drive systems - Determination of energy consumption decoupled from tools and processes - The creation of opportunities to represent the energy consumption value of injection moulding machine as brochure worth. ► Field trials The best trial to show the performance of the products! Our experience shows that we have to prove the savings in the customers system by field trials. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis It is very important that the connection of the data logger is not interrupted during the complete test. The interruption could cause false results! The next step is to find a customer where you can do the test. That sounds easy but you have to solve several problems: ► Automatized production ► Same conditions during the complete test ► Identical work pieces ► Logging of the production and manufacturing defects Then you have to persuade the customer to get the machine. The very good connection from the distributor’s sales manager to the customer supports this. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 53 Figure 9: Result of the field trial Figure 10: Extract of the result of the field trial Figure 8: Work piece of the automatized bending process You can argument as follows: ► The selection of Hydraulic oil is generally based on DIN 51524 or ISO 11158. Both represent a minimum requirement of industrial standards. ► You have to explain the benefits of the high performance Shell Tellus S4 ME 46. In this case, we used the technical data sheet with the several approvals. 2.3 First test run - not automatized bending machine The first results we could get in a not automatized bending machine! So we did the measurement only by a collection of the data of the stood consumption. According to the not automatized process it was not possible to compare production data’s. In this process we demonstrated a reduction of the power consumption of 1,25 % (conventional hydraulic oil ISO VG 46: 2.569 W ⇔ Shell Tellus S4 ME 46: 2.537 W) The customer’s subjective opinion had been a quieter running of the machine! We explain this quieter running with the extremely good air release of the Tellus S4 ME. By this result we got the permission to test again in an automatized machine. 2.4 Second test run - automatized bending machine The second test run we had in an automatized bending machine. The customer produces boxes (steel sheet: 1DC01) (Figure 8): An important factor to the test run is the flawless production. In this system we had a perfect process of 50 boxes. The work process starts when a robot takes the sheet to the bending machine. The robot holds and moves the sheet during the bending process. And finally places the finished box on a pallet. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis Our first steps of the field trial were as follows: 1. Measurement with the OEM’s hydraulic oil 2. Change of the oil and no change of the filters! By using the old filters, we had the same conditions in the test machine during both trials. 3. Measurement with the Shell Tellus S4 ME 46 PAO based hydraulic oil. (see Figure 9, 10) The results: We demonstrated an energy saving of 1,51 % and an increase of the productivity of 1,91 %! Due to the change of the oil this customer confirmed an annual saving of 4.072 EUR. 3 Evaluation of the results 3.1 Energy savings According to the loss of weight and the better fluid performance of the Shell Tellus S4 ME 46 we felt sure to demonstrate this energy savings. By the evaluation of this result, we recognized that the customers benefit in EUR is only small in this machine. Because the electricity demands for this working process is very low. 3.2 Increase of productivity At the beginning of our field trial we had not observed this benefit. But for the customer this is the more economical item. This can help to optimize working processes. 3.3 Results According to several information’s we wanted to demonstrate a better result. ► Shell product information (117320): - Energy savings: up to 6,4 % - Productivity increase: up to 3 % [3] Source: SHELL www.shell.de So we asked the OEM of the bending machine and got the information that they use a full synthetic PAO based UTTO with a VI > 160. According to the IR of an Oel- Check analysis it seems to be the OEM’s UTTO. One significant deviation has been tested: the used oil’s VI is only 150. r Related to this application we have demonstrated a better performance with SHELL Tellus S4 ME 46 against the OEM’s PAO based UTTO! The most important factor for the selection of the right oil is the comprehensive performance of the lubricant. The Shell Tellus S4 ME 46 is developed for industrial hydraulic applications. References [1] Source: Statistisches Bundesamt, Wiesbaden www.destatis.de Daten zur Energiepreisentwicklung - Lange Reihen von Januar 2000 bis Oktober 2014 [2] Source: SHELL www.shell.de Shell Tellus S4 ME [3] Source: SHELL www.shell.de product information Shell Tellus S4 ME (117320) 54 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Anzeige Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis Introduction Many efforts have been exerted to introduce new selflubricating polymeric materials for bearing applications, where external lubricant such as oil or grease can be excluded and the design can be simplified and maintenance cost can be reduced. Polymeric composites consisting of polyamide (PA6) filled by different types of vegetables oils such as (almond oil, camphor oil, castor oil, cress oil, flax seed oil, black seed oil, lettuce oil, olive oil, sesame oil, and sun flower oil) in concentration up to 10 wt.%, were tested, [1]. It was found that, as the oil content increased friction coefficient decreased. It seems that friction decrease was displayed due to oil transfer from the specimen to the counterface forming a thin layer which was responsible for the friction decrease. The minimum value of friction coefficient (0.15) was observed for flax seed oil specimens, at 10 wt.% oil content and 30 N normal load. Proposed polymeric composites consisting of high density polyethylene (PE), polypropylene (PP) and polystyrene (PS) and filled by fibres of polytetrafluoroethylene (PTFE) in concentration up to 25 wt.% as well as different types of vegetables oils such as corn oil, olive oil, paraffin oil, glycerin oil, castor oil and sun flower oil in concentration up to 10 wt.% were tested, [2]. PP composites filled by corn oil showed slight friction increase. Besides, friction coefficient displayed by PS and PE specimens filled by glycerin oil decreased with increasing oil content, while friction coefficient displayed by PP specimens showed consistent trend. It was noted that, PE filled with 7.5 % glycerin oil and 20 wt.% PTFE displayed the minimum value of friction coefficient (0.07). This friction coefficient values recommend those composites to be used as bearing materials. PE filled by glycerin oil displayed relatively lower friction values due its common known good lubricating property. PP composites showed the lowest wear values. Among the self-lubricating materials the so-called engineering polymers have increasing importance, [4]. Dry sliding and lubricated friction and wear behaviors of polyamide (PA) and ultra-high molecular weight high density polyethylene (UHMWPE) blend were studied, [2]. It was observed that, PA specimen demonstrated highest friction coefficient, while UHMWPE displayed the lowest in both dry-sliding and lubricated sliding test. The friction of PA could be sufficiently decreased by blending with UHMWPE. The friction and wear properties of polyamide 66 (PA66), polyphenylene sulfide (PPS) and polytetrafluoroethylene (PTFE) sliding against themselves under dry sliding and oil-lubricated conditions were studied, [5]. Experimental results showed that friction properties of the three sliding combina- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 55 * Ing. Ayman Solyman Ibrahim Prof. Dr. Ing. Medhat Ibrahim Khashaba Prof. Dr. Ing. Waheed Yosry Ali Faculty of Engineering, Minia University P. N. 61111, El-Minia, EGYPT Friction of High Density Polyethylene Filled by Vegetable Oils A. S. Ibrahim, M. I. Khashaba, W. Y. Ali* The aim of the present work is to introduce new selflubricating polymeric materials for bearing applications. The proposed polymeric composites are consisting of high density polyethylene (HDPE) filled by different types of vegetables oils such as almond oil, camphor oil, castor oil, cress oil, flax seed oil, black seed oil, lettuce oil, olive oil, sesame oil and sun flower oil in content up to 10 wt.%. The friction coefficient and wear resistance displayed by the proposed composites are investigated at different values of applied load when sliding against steel. Experiments showed drastic friction decrease for HDPE filled by oil up to 1 wt.% followed by slight decrease with further increase of oil content. The oils that displayed the lowest values of friction coefficient are ranked as follows: lettuce, olive, sun flower, flax seed, sesame, black seed, cress, camphor, almond, and castor oils. The friction decrease was attributed to the presence of pores inside the HDPE matrix filled by oil which during friction leaked out to the sliding surface forming oil film. The ranking of the tested oils depended on their lubricating properties which were influenced by the adhesion of their molecules to the sliding surfaces, where their adhesion depends on their polarity. Polar molecules will form multilayers, which strengthen the adhesion of oil into the contact surfaces. Polarity of oil molecules influenced the thickness of oil film. Besides, friction coefficient decreased with increasing normal load. Keywords Friction coefficient, high density polyethylene, vegetables oils, carbon steel Abstract T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis tions could be greatly improved by oil lubrication, where the antiwear properties of PTFE and PPS were improved by oil lubrication. An investigation of the tribology of three thermoplastic polymer composites based on polytetrafluorethylene, polyethylene terephthalate and polyamide, that are considered to be used as sliding bearings in nanopositioning, was carried out, [6]. It was observed that, the high Young’s modulus was found to be beneficial for the formation of a thin transfer film responsible of a low and stable coefficient of friction. Novel poly(phthalazinone ether sulfone ketone) (PPESK) resins have become of great interest in applications such as bearing and slider materials. Dry sliding wear, of polytetrafluoroethylene (PTFE) and graphite-filled PPESK composites against polished steel counter parts, was investigated, [7]. It was found that friction coefficient and wear rate of the PPESK composites decreased gradually with addition of fillers. Results showed the excellent dry tribological characteristics of the modified UHMWPE/ steel rubbing pair compared with the pure UHMWPE/ steel rubbing pair, [8]. It was suggested that the modified UHMWPE could be used in dry friction conditions with a relatively high sliding velocity. The influence of sea water composition on the tribological behavior of PTFE was studied, [9]. Results show that the friction process in sea water was relatively stable, the friction coefficient and the wear rate of PTFE were slightly lower and a little larger than those in distilled water, respectively. Wear and friction simulator with metal cylinder on flat polymer was developed to analyze the tribological behavior of tibial insert used in Total Knee Replacement (TKR), [10]. Tests were first carried out with polymethyl methacrylate polymer (PMMA) for which the tribological behavior has been well developed. High density polyethylene (HDPE) was also characterized. In fact HDPE has been firstly used in the tibial insert before the use of ultrahigh molecular weight polyethylene (UHMWPE). High performance engineering polymers ensure desired properties for journal bearings and give good tribological results, [11]. Tribological behaviors of polymer based PE, PA, POM, PTFE, and Bakelite bearings were investigated and evaluated. As a result, the highest wear resistance had occurred in PA and POM bearings, [12]. It was observed that the average friction coefficient showed that the PA46 + 15 % aramid fibres generally had the lowest values compared to the other types of samples. The friction and wear properties of the polyimide (PI) composites filled with differently surface-treated carbon fibers (20 vol.%), sliding against GCr15 steel under oillubricated condition, were investigated, [13]. Experimental results revealed that the treatment largely reduced the friction and wear of CF reinforced PI (CF/ PI) composites. The friction and wear behavior of carbon nanotube reinforced polyamide 6 (PA6/ CNT) composites under dry sliding and water lubricated condition was comparatively investigated, [14]. The results showed that CNTs could improve the wear resistance and reduce the friction coefficient of PA6 considerably under both sliding conditions, due to the effective reinforcing and self-lubricating effects of CNTs on the PA6 matrix. The friction and wear behaviour for polyoxymethylene homopolymers (POM-H) and polyethylene terephthalate with teflon additives (PET/ PTFE) was compared, [15]. An extensive investigation, of polymer gear (acetal and nylon) friction and wear behavior, was carried out, [16]. It was found that the surface temperature was the dominant factor influencing the wear rate and an initial relationship between gear surface temperature and gear load capacity has been established and further developed. The effects of resin content on the wear of woven roving glass fibreepoxy resin and glass fibre-polyester resin composite materials were examined, [17]. Glass fibre-epoxy resin composites generally showed higher strength and minimum wear when compared with glass fibre-polyester resin composites materials. The better adherence of a polymer transfer film onto a steel counterface was explained by higher attractive forces resulting from its high surface energy, while there was little adherence on stainless steel counterfaces in accordance with its lower surface energy and lower friction, [18]. After sliding of UHMWPE/ carbon, no wear debris was observed as its higher toughness allows for tearing of the surface without particle detachment. In the present work, the friction coefficient displayed by HDPE filled by different types of vegetables oils in content up to 10 wt.% when sliding against steel was investigated. Experimental Experiments were carried out using pin-on-disc wear tester. It consists of a rotary horizontal steel disc driven by variable speed motor. The details of the wear tester are shown in Figure 1. The pin made of the tested composites is held in the specimen holder that fastened to the loading lever. Friction force can be measured by means of the load cell, fastened to the rotating carbon steel disc of 3.2 µm, Ra surface roughness. Friction tests were carried out under constant sliding velocity of 2.0 m/ s. Friction test was carried out under normal applied loads of 10, 20 and 30 N and lasted for 600 seconds. Friction coefficient was calculated as the average of the friction force divided by normal load. All measurements were performed at 25 ± 5 ºC and 30 ± 10 % humidity. The test specimen, in the form of a cylinder, was 10 mm diameter and 30 mm height. The diameter was reduced to 5 mm to contact the friction disc, Figure 2. The polymer used in the present work was high density polyethylene (HDPE). The polymer granulates, of 30 - 50 µm particle size, were mixed with different types of veget- 56 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 56 mal load. At 10 N load, friction coefficient slightly decreased with increasing oil content. At 20 and 30 N load, friction coefficient drastically decreased to minimum then showed slight increase with increasing oil content. It seems that friction was influenced by the HDPE transfer into steel surface, where the contact was partially polymer/ polymer. This behavior indicated that the adhesion of the molecules of almond oil was not enough strong to prevent polymer transfer into steel surface. The minimum value of friction coefficient (0.23) was observed at 1 wt.% oil content and 30 N load. Aus der Praxis für die Praxis ables oils in contents of 1, 2, 4, 6, 8, and 10 wt.%. The vegetables oils were almond, camphor, castor, cress, flax seed, black seed, lettuce, olive, sesame and sun flower oils. The mixture was compressed in the die and heated up to 110 °C by using hydraulic jack, Figure 3. Results and Discussion Friction coefficient displayed by HDPE filled by almond oil specimens, Figure 4, decreased with increasing nor- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 57 Figure 2: Dimensions of the tested composites Figure 3: Preparation of the tested composites 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 4: Friction coefficient displayed by HDPE filled by almond oil 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0 2 4 6 8 10 12 Friction Coecient Oil Content, wt. % 10 N 20 N 30 N Figure 5: Friction coefficient displayed by HDPE filled by camphor oil Figure 1: Arrangement of friction test rig Friction coefficient displayed by HDPE filled by camphor oil slightly decreased with increasing oil content, Figure 5. It seems that friction decrease was displayed due to the oil transfer from the specimen to the counterface forming thin layer that was responsible for the friction decrease. The photomicrograph of the HDPE matrix, Figure 6, shows that the oil was trapped in pores after solidification of the HDPE. Those pores were working as reservoirs feeding oil into HDPE surface. A sketch is shown in Figure 7 illustrates the formation of oil film on the sliding surfaces. The film was fed by the oil stored inside the pores stored in the HDPE matrix. The strong adhesion of the oil molecules, known for vegetables oils, T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis experienced boundary lubricating film in which a low shear interfacial layer was formed on the sliding surfaces and easily removed by the shear instead of the contacting asperities. Figure 8 shows the relationship between friction coefficient displayed by HDPE filled by castor oil and oil content. It can be seen that friction coefficient decreased with increasing castor oil content. Values of friction coefficient were approaching that observed for almond and camphor oils filled composites. It is well known that when HDPE and steel surfaces are pressed or rubbed together, the surface of steel usually becomes positively charged, while HDPE becomes negatively charged due to triboelectrification. The intensity of the generated charge depends on the pressure and velocity of rubbing. Once charged, the two surfaces attract each other in dry contact. In the presence of polar molecules of vegetables oils, steel and HDPE attract the oil to their surfaces forming multilayers of the oil molecules separating the two materials, Figures 9 and 10. This behavior would affect the contact and change it from dry 58 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Figure 10: Details of HDPE/ steel contact 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 11: Friction coefficient displayed by HDPE filled by cress oil Figure 6: Photomicrograph of the PE matrix filled by oil Figure 7: Sliding of PE filled by vegetables oils against steel 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0 2 4 6 8 10 12 Friction Coecient Oil Content, wt. % 10 N 20 N 30 N Figure 8: Friction coefficient displayed by HDPE filled by castor oil Figure 9: Illustration of HDPE/ steel contact T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis to mixed lubrication. The oil molecules are stuck strongly to the charged steel and HDPE surfaces due to the electric bond. Besides, the generation of the electric static charges on the sliding surfaces homogeneously distributes the oil molecules over the contact area. Based on that behavior, friction coefficient decreased in values depending on the adhesion force of the molecules to the sliding surfaces which control the thickness of the oil film formed during sliding. HDPE filled by cress oil showed slight friction decrease, Figure 11, where friction coefficient decreased with increasing cress oil content. The load had significant effect in reducing friction coefficient, where it drastically decreased with increasing the load. The effect of filling HDPE by flax seed oil on friction coefficient is shown in Figure 12. At 10 N normal load the effect of oil content on friction coefficient was insignificant. At 20 N and 30 N normal loads, friction coefficient slightly decreased with increasing flax seed oil content, while friction values displayed at 10 N showed consistent values. It seems that at relatively higher loads, HDPE was compressed squeezing the oil into the surface. Slight friction decrease was observed for HDPE filled by black seed oil specimens with increasing oil content, Figure 13. The minimum value of friction coefficient (0.25) was observed at 10 wt.% oil and 30 N normal load. The dependency of friction coefficient on the load can be explained on the basis that as the load increased, the trapped oil inside the pores was forced to be fed to the surface forming an oil film on the contact area leading to significant friction decrease. HDPE filled by lettuce oil specimens displayed relatively lower friction values than that observed for the above mentioned oils, Figure 14, which confirmed the good lubricating properties of lettuce oil due to the relatively stronger adhesion of their molecules into the sliding surfaces. The same trend was observed for the friction coefficient displayed by HDPE filled by olive oil, Figure 15. Like all the tested composites, friction coefficient drastically decreased for oil content up to 1 wt.% then consistent trend was prevailing for further oil increase. The decrease in friction might be from the presence of pores inside the HDPE matrix filled by oil which during friction leaked out to the sliding surface forming oil film, which would prevent HDPE transfer into the steel counterface. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 59 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0 2 4 6 8 10 12 Friction Coecient Oil Content, wt. % 10 N 20 N 30 N Figure 12: Friction coefficient displayed by HDPE filled by flax seed oil 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 13: Friction coefficient displayed by HDPE filled by black seed oil 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 14: Friction coefficient displayed by HDPE filled by lettuce oil 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0 2 4 6 8 10 12 Friction Coecient Oil Content, wt. % 10 N 20 N 30 N Figure 15: Friction coefficient displayed by HDPE filled by olive oil T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis Friction coefficient of HDPE filled by sesame oil showed relatively higher values, Figure 16. It is seen that, increasing oil content was insignificant. The minimum value of friction coefficient (0.24) was detected at 10 wt.% oil content and 30 N normal load. Friction coefficient of HDPE filled by sesame oil showed relatively higher values, Figure 16. It is seen that, increasing oil content was insignificant. The minimum value of friction coefficient (0.24) was detected at 10 wt.% oil content and 30 N load. Slight friction decrease was observed for HDPE filled by sun flower oil specimens, Figure 17. At 10 and 20 N the friction coefficient slightly decreased with increasing sun flower oil content. The minimum value of friction coefficient (0.23) was observed at 4 wt.% oil content and 30 N load. Conclusions 1. The tested composites showed drastic friction decrease when the oil was added to HDPE matrix up to 1 wt.%, followed by slight decrease with further oil increase. 2. Friction coefficient displayed by HDPE filled by almond oil specimens decreased with increasing almond oil content at 10 N load, while at 20 and 30 N load, friction coefficient decreased to minimum then slightly increased with increasing oil content. 3. HDPE filled by lettuce oil specimens displayed relatively lower friction values than that observed for the tested oils which confirmed the good lubricating properties of lettuce oil. It seems that the lubricating properties of lettuce oil are due to the relatively stronger adhesion of the oil molecules into the sliding surfaces. The same trend was observed for the friction coefficient displayed by HDPE filled by olive oil. References [1] Ibrahim A. S., Khashaba M. I., Ali W. Y., “Friction coefficient displayed by polyamide filled by vegetables oils”, Journal of the Egyptian Society of Tribology, Vol. 11, No. 3, July 2014, pp. 34 - 44, (2014). [2] Khashaba M. I., Eatemad H. S., Youssef M. M., Ali Y. A., “Tribological Behaviour of Proposed Polymeric Bearing Materials”, Mat.-wiss. u.Werkstofftech. 2013, 44, No. 1, pp. 29 - 35, (2013). [3] Zsidai L., De Baets P., Samyn P., Kalacska g., Van Peteghem A. P., Van Parrys A., “The tribological behaviour of engineering plastics during sliding friction investigated with small-scale specimens”, Wear, Vol. 253, pp. 673 - 688, (2002). [4] Liu C. Z., Wu J. Q., Li J. Q., Ren L. Q., Tong J., Arnell A. D., “Tribological behaviours of PA/ UHMWPE blend under dry and lubricating condition”, Wear, Vol. 260, pp. 109 - 115, (2006). [5] Jia B., Li T., Liu X., Cong P.‚ “Tribological behaviors of several polymer-polymer sliding combinations under dry friction and oil-lubricated conditions”‚ Wear, Vol. 262‚ pp. 1353 - 1359‚ (2007). [6] Liu Y., Schaefer J. A., “The sliding friction of thermoplastic polymer composites tested at low speeds”, Wear, Vol. 261‚ pp. 568 - 577‚ (2006). [7] Zhang X., Liao G., Jin Q., Feng X., Jian X., “On dry sliding friction and wear behavior of PPESK filled with PTFE and graphite”, Tribology International, Vol. 41, No. 3, March 2008, pp. 195 - 201, (2008). [8] Gao X., Hua M., Li J., Gao W., “Study of the tribological properties of ultra-high molecular weight polyethylene modified with a Schiff base complex”, Materials & Design, Vol. 31, No. 1, January 2010, pp. 254 - 259, (2010). [9] Jianzhang Wang, Fengyuan Yan, Qunji Xue., “Tribological behavior of PTFE sliding against steel in sea water”, Wear, Vol. 267, pp. 1634 - 1641, (2009). [10] Dhouibi S, Boujelbene M, Kharrat M, Dammak M, Maalej A., “Effects of sliding kinematics and normal load on the tribological behavior of metal/ polymer contact”, Materials Science and Engineering, Vol. 29, pp. 1521 - 1526, (2009). [11] Ünlü B., Atik E., Köksal S., “Tribological properties of polymer-based journal bearings”, Materials and Design, Vol. 30, pp. 2618-2622, (2009). [12] Gordon D. H., Kukureka S. N., “The wear and friction of polyamide 46 and polyamide 46/ aramid-fibre composites 60 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 16: Friction coefficient displayed by HDPE filled by sesame oil 0 0 . 1 0 . 2 0 . 3 0 . 4 0 . 5 0 2 4 6 8 1 0 1 2 Friction Coecient O i l C o n t e n t , w t . % 1 0 N 2 0 N 3 0 N Figure 17: Friction coefficient displayed by HDPE filled by sun flower oil T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis in sliding-rolling contact”, Wear, Vol. 267, No. 1 - 4, 15 June 2009, pp. 669-678, (2009). [13] Cheng X. H., “Friction and wear properties of surfacetreated carbon fiber-reinforced thermoplastic polyimide composites under oil-lubricated condition”, “Materials Chemistry and Physics”, Vol. 108, No. 1, 15 March 2008, pp. 67 - 72, (2008). [14] Meng H., Sui G. X., Xie G. Y., Yang R., “Friction and wear behavior of carbon nanotubes reinforced polyamide 6 composites under dry sliding and water lubricated condition”, Composites Science and Technology, Vol. 69, No. 5, April 2009, pp. 606 - 611, (2009). [15] Samyn P., Schoukens G., “Experimental extrapolation model for friction and wear of polymers on different testing scales”, International Journal of Mechanical Sciences, Vol. 50, No. 9, September 2008, pp. 1390 - 1403, (2008). [16] Mao K., Li W., Hooke C. J., Walton D., “Friction and wear behaviour of acetal and nylon gears”, Wear, Vol. 267, No. 1 - 4, 15 June 2009, pp. 639 - 645, (2009). [17] Nirmal U., Yousif B. F., Rilling D., Brevern P. V., “An experimental investigation of wear of glass fibre-epoxy resin and glass fibre-polyester resin composite materials”, Wear, 16 February 2010, (2010). [18] Samyn P., De Baets P., Schoukens G., Van Peteghem A. P., “Large-scale tests on friction and wear of engineering polymers for material selection in highly loaded sliding systems”, Materials and Design, Vol. 27, pp. 535 - 555, (2006). Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 61 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. 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Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 4/ 16 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 4 Juli/ August 2016 63. Jahrgang Herausgeber und Schriftleiter: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstr. 91, 73770 Denkendorf Tel./ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner, Bonn Tel. (02 28) 9 61 61 36 E-Mail esantner@arcor.de Redaktionssekretariat: expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum Impressum T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 61 Die Gesellschaft für Tribologie e.V. freut sich, in diesem Jahr erstmals einen von der Firma Werner Stehr Tribologie gestifteten Preis vergeben zu können. Er richtet sich an jüngere Wissenschaftler und soll für eine Arbeit vergeben werden, welche in besonderem Maße tribologische Phänomene behandelt, die jeder von uns aus dem Alltag kennt, jedoch nicht unmittelbar mit der Tribologie in Verbindung bringt. Beispiele finden sich in dem Buch „Tribologie ist überall - Von der Bratwurst bis zum Lagerschaden“ von Werner Stehr und Klaus Dobler, das den meisten von Ihnen sicher bekannt ist und trotz streng wissenschaftlichem Hintergrund gelegentlich zum Schmunzeln anregt. Der Preisträger darf sich nicht nur über ein Preisgeld von 250,- € freuen, sondern auch über ein tribologisches Objekt. Was das genau ist, wird noch nicht verraten. Fest steht jedoch, dass ihm dies auf der Abschlussveranstaltung der Tribologie-Fachtagung, die vom 26. bis 28. September 2016 in Göttingen stattfindet, überreicht wird. Der Abschlussvortrag wird im Übrigen in diesem Jahr ebenfalls von Herrn Stehr gehalten. Falls Ihnen, liebe Leser, eine entsprechende Bachelor- oder Masterarbeit, eine Dissertation oder auch eine sehr originelle Veröffentlichung aus diesem oder dem vergangenen Jahr bekannt sein sollte, melden Sie diese bitte bis zum 31. Juli 2016 der Geschäftsstelle. Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35, 52064 Aachen E-Mail: tribologie@gft-ev.de Telefon: 0241 - 400 66 55 Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Bitte um Einreichung von Vorschlägen für den Werner-Stehr-Preis für Tribologie im Alltag Am 12. April 2016 fand an der Bundesanstalt für Materialforschung und -prüfung (BAM) das 74. Tribologie- Kolloquium des GfT-Arbeitskreises Berlin-Brandenburg statt. Der Vortrag unter dem Titel „Essay Concerning the Understanding of Elastomer Friction in Lubricated Condition” wurde von Dr. Ravindrakumar Bactavatchalou von Freudenberg New Technologies SE & Co. KG gehalten. Gegenstand des Vortrags war das Reibverhalten von Elastomeren gegen Metallflächen im Bereich zwischen trockener und geschmierter Reibung. Dieses wird in komplizierter Weise von den Eigenschaften der beteiligten Werkstoffe, der Geometrie und dem Schmierstoff beeinflusst und ist für die Auslegung von Dichtungen von großem Interesse. Mittels Modelluntersuchungen bei reversierender Reibung wurde die Geschwindigkeitsabhängigkeit der Reibungszahl bei verschiedenen Temperaturen ermittelt, welche als erweiterte Stribeck-Kurve dargestellt werden kann. Um die Reibung des Tribosystems zu verringern, können einige neue Technologien wie Beschichtungen, Oberflächenbehandlungen oder Additive eingesetzt werden. Einige von diesen wurden in dem guten und anschaulichen Vortrag dargestellt. Dies war seit längerer Zeit wieder eine Veranstaltung des GfT-Arbeitskreises Berlin-Brandenburg. Dennoch war er überdurchschnittlich gut besucht, woraus man schließen kann, dass durch eine Beschränkung auf wenige, außergewöhnliche Themen das Interesse durchaus gesteigert werden kann. Das nächste Tribologie-Kolloquium ist für den Herbst dieses Jahres geplant. Thomas Gradt 74. Tribologie-Kolloquium des GfT-Arbeitskreises Berlin-Brandenburg Mitteilungen der GfT T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 62 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 63 Mitteilungen der GfT Die Tribologie feiert ihren 50sten Geburtstag - seine königliche Hoheit Prinz Philip lud zum Empfang in den Buckingham Palast Prof. Peter Jost† und Dr.-Ing. Christoph Wincierz während des Empfangs im Buckingham Palace Prof. Duncan Dowson im Gespräch mit Prinz Philip und Prof. Peter Jost† Fotos von John Deehan erfordern. Der Report bestätigte zudem, dass es einen direkten Zusammenhang zwischen Ausbildung und Forschung auf diesem Gebiet und Effizienz und Fortschritt in der Industrie gibt. Zu dem Empfang hatte seine königliche Hoheit Prinz Philip im Namen des International Tribology Council (ITC) geladen. Insgesamt waren 140 Vertreter tribologischer Gesellschaften und Institutionen der Einladung gefolgt. Für die GfT nahm der stellvertretende Vorsitzende des Vorstandes Dr.-Ing. Christoph Wincierz an dem Empfang teil. Auf dem Foto unten links ist er neben Prof. Peter Jost zu sehen. Zu den anwesenden Trägern der Tribology Gold Medal gehörte Prof. Duncan Dowson, der von 1964 bis 1966 ebenfalls der Jost-Kommission angehörte. Dass Prinz Philip auch persönlich an dem Fachgebiet interessiert ist, verdeutlicht das rechte Bild, das bei einem Gespräch zwischen ihm, Prof. Jost und Prof. Dowson aufgenommen wurde. Acht Persönlichkeiten, die sich besondere Verdienste um die Tribologie erworben haben, wurden Prinz Philip persönlich vorgestellt. Zu diesem Kreis gehörte auch Prof. Bartz, der ehemalige Direktor und wissenschaftliche Leiter der Technischen Akademie Esslingen und Initiator des International Colloquium Tribology, der größten internationalen Tribologie-Tagung in Europa. In der vorherigen Ausgabe von Tribologie und Schmierungstechnik war über den Empfang im Buckingham Palace, aus Anlass des 50sten Jahrestags der Veröffentlichung des „Jost-Reports“ durch die britische Regierung, berichtet worden. Inzwischen hat uns die traurige Nachricht erreicht, dass Prof. Peter Jost, der Präsident des International Tribology Council und Namensgeber des Fachgebiets Tribologie, am 7. Juni verstorben ist. Aus diesem Anlass finden Sie auf Seite 3 des aktuellen Hefts einen Nachruf auf diese außergewöhnliche Persönlicheit. Der in Fachkreisen als „Jost-Report“ bekannte Bericht, in dem zum ersten Mal der Begriff Tribologie verwendet wurde, war von einer Expertenkommission unter der Leitung von Prof. Jost erstellt worden, die im Auftrag des britischen Ministeriums für Bildung und Wissenschaft den damaligen Stand der Ausbildung und Forschung auf dem Gebiet der Schmierungstechnik sowie den Bedarf der Industrie daran untersuchen sollte. Ausgangspunkt war der steile Anstieg der verschleißbedingten Schäden Anfang der 60er Jahre. Der Jost-Report bezifferte erstmals die Höhe dieser volkswirtschaftlichen Verluste und zeigte auf, dass die Probleme nicht allein durch Schmierung zu lösen sind, sondern eine interdisziplinäre Herangehensweise unter Berücksichtigung des Maschinenbaus, der Werkstoffe, der Physik und Chemie T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 63 Nachrichten 64 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Mitteilungen der GfT Tribologie Fachtagung 2016: Kurzprogramm Montag, 26.09. / Dienstag 27.09. Montag, 26.09.2016, 13: 00 Uhr Begleitendes Seminar Tribologische Schichten I: PVD/ PECVD-Dünnschichten und thermisch gespritzte Schichten T. Brögelmann, RWTH Aachen, Institut für Oberflächentechnik 18: 00 Uhr Tribo-Talk: Impulsvortrag: O. Zysk, QualityPark AviationCenter, Hamburg Anschließend Diskussion Dienstag, 27.09.2016, 09: 30 Uhr Plenarveranstaltung Begrüßung, Ehrungen : GfT-Förderpreise, Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen 50 Jahre Tribologie C. Wincierz, Evonik Industries AG Plenarvortrag "On the way to Additive P. Sander, Airbus Emerging Technologies & Concepts Germany Dienstag 27.09 . Saal A Saal B Saal C Saal D Saal E Tribologische Systeme Zerspanungs- und Umformtechnik Tribometrie Maschinenelemente und Antriebstechnik Maschinenelemente und Antriebstechnik 13: 30 Der Einlauf als Steuergröße der Zuverlässigkeit tribologischer Systeme Scherge M., Linsler D. Fraunhofer IWM Freiburg Vortrag zum GfT - Förderpreis: Dissertation Tribometrie eine unterschätzte Wissenschaft Grebe M., HS Mannheim Causes for premature bearing failures and the role of white etching cracks Stadler, K., Vegter, R., Ersson, M., Vaes, D. SKF GmbH, Schweinfurt / Nl / S / B Einsatz von generativen Fertigungsverfahren zur Variation von Nutbildgeometrien in nasslaufenden Lamellenkupplungen zur Untersuchung von Schleppverlusten Denda C. u.a., KIT IPEK/ ISTM Karlsruhe 14: 00 Untersuchung des Einlauf-Verschleißverhaltens von geschmierten Kontakten mit der Finite Elemente Methode Reichert S., Albers A. KIT IPEK, Karlsruhe Untersuchungen zu Schwefel-Additiven und deren Wechselwirkungen mit Metalloberflächen Schulz J., Meyer D., Hohenäcker D., Rehbein W., Rossrucker T. Fuchs Wisura, Bremen Vergleich standardisierter Schmierstoffprüfungen an verschiedenen Tribometern Rigo J., P. Steinbeis Transferzentrum Mannheim, Slovak University of Technology Bratislava Einfluss von Schmierstoffen auf die Bildung von WEC Marquart M., Schürmann T., Braun J., Seyfert S. Fuchs Schmierstoffe Mannheim Empirische Bewertung von Zusammenhängen zwischen Endbearbeitungsparametern und Reibungsverhalten von Lamellenreibpaarungen im Mikroschlupfbetrieb Bäse M., Dzimko, M., Deters L., HS Magdeburg 14: 30 Bildung verschleißschützender Grenzschichten in Wälzlagern und ihr Einfluss auf Reibungsverluste Burghardt G., Berninger S., Jacobs G., Stratmann A. RWTH Aachen, IME Entwicklung von Werkzeugbeschichtungen für die Hochtemperatur-Titanumformung Abraham T., Weber M., Keunecke M., Stein C., Weirauch R., Grahs M., Bräuer G. Fraunhofer IST Braunschweig Modellversuche zur Evaluierung des Reibungs- und Verschleißverhalten von Additiven unter Online- Variation der Konzentrationsverhältnisse im Additiv- Basisöl-Gemisch (SRV®) Patzer G., Welz F., Ebrecht J., Optimol München Highspeed Aufnahmen an drehenden Wälzlagern zur kinematischen Untersuchung des WEC- Wälzlagerschadens Zürcher M., u.a. FAU Erlangen / Schaeffler / TUNAP Methode zur Ermittlung der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze trockenlaufender Reibpaarungen Schepanski N., Albers A., Ott S. KIT IPEK Karlsruhe 15: 00 -Pause - Tribologische Systeme Zerspanungs- und Umformtechnik Tribometrie Maschinenelemente und Antriebstechnik Dichtungstechnik 15: 15 Schwingungsbasierte Verfahren zur Fixierung und Manipulation von Nanoobjekten Popov V., Wetter R. TU Berlin Substituting Tungsten Carbide (WC) as cutting tools and for wear protection by Niobium Carbide (NbC) Woydt M., Mohrbacher H., Vleugels J., Huang S. BAM Berlin, NiobelCon Schilde Belgium, KU Leuven Belgium Tribologische Bewertung von praxisrelevanten Beschichtungen mit dem Mikro-Ritz-Testgerät Bäse, M., u.a. HS Magdeburg Investigation of the temperature influence on the formation of boundary layers on bearings Pape F., Möbes G., Lipinsky D., Muhmann C., Arlinghaus H., Poll G. IMKT Hannover, Uni Münster Correlation between visco-elastic and tribological behavior of differently filled sealing rubber materials Frick A., u.a. HS Aalen 15: 45 Beitrag zur analytischen Ermittlung der reibungsbedingten Wärmeleistungsgrenzen von Trapezgewindetrieben als Alternative zum empirischen pv-Wert Jung S., Quaß M., HS Hannover Identification of friction and material model parameters for finite element simulation of TiAl6V4 Peng B., Klocke F., Lakner T., Döbbeler B. RWTH Aachen WZL Vorstellung einer neuen Prüfstandsgruppe zur Untersuchung des Fliehkrafteinflusses auf das Reibungsmoment von Wälzlagern Hochrein, D; Graf-Goller, O; Wartzack, S; Tremmel, S Lehrstuhl f. Konstruktionstechnik, FAU Erlangen Wasserstoffinduzierte Wälzkontaktermüdung Kürten D., Kailer A., Scherge M. Fraunhofer IWM Freiburg Tribologisches Einsatzpotential von DLC/ MoS 2 beschichteten Dichtungswerkstoffen Wang, C; Hausberger, A; Lackner, J; Schwarz, T Polymer Competence Center Leoben GmbH 16: 15 Simulation des thermischen Haushalts von Kunststoff/ Metall-Gleitpaarungen mit anwendernahen Geometrien mit Hilfe von Finite Element Methoden Schott M., Schlarb A., Uni Kaiserlautern Ergebnisse zu Forschungsarbeiten hinsichtlich der Kühl- und Schmierwirkung von Kühlmedien bei der Bearbeitung von aluminiumhaltigen Leichtbaustählen Weidle A. IFW Uni Hannover Daimler A, Ulm Online-Messtechnik für Blasen und Verschäumung in Schmierölen von Motoren und Getrieben Martin P., Martin C., Woldert T. Innosiris, Hamburg Berücksichtigung des Größeneinflusses bei der Berechnung der Plansch- und Schleppverluste an Wälzlagern Liebrecht J., Sauer S., Si X., Schwarze H. -Zellerfeld Tribology behavior of surface contact friction test with water lubricated at elevated temperatures Jin L., Scheerer H., Andersohn G., Oechsner M. TU Darmstadt Dienstag, 27.09.2016, 17: 30 Uhr GfT-Mitgliederversammlung / 19: 30 Uhr Abendveranstaltung Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35 52064 Aachen - Telefon: (0241) 400 66 55 Telefax: (0241) 400 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de Internet: www.gft-ev.de ->>>> Umseitig: Programm für Mittwoch, 28.09. ->>>> 01 02 Berninger S., Jacobs G., Stratmann A. Abraham T., We 03 04 05 Geometrien mit Hilfe von Finite Element Methoden 06 S1 er D., Hohenäcker D., Rehbein W., 63 Basisöl Patzer G., Welz F., Ebrecht J., Optimol München 64 BAM Berlin, NiobelCon Schilde Belgium, KU Leuven 65 Reibungsmoment von Wälzlagern Hochrein, D; Graf Lehrstuhl f. Konstruktionstechnik, FAU Erlangen 66 67 46 47 Patzer G., Welz F., Ebrecht J., Optimol München 48 Arlinghaus H., IMKT Hannover, Uni Münster 49 Goller, O; Wartzack, S; Tremmel, S Lehrstuhl f. Konstruktionstechnik, FAU Erlangen 50 Wälzlagern Liebrecht J., Sauer S., Si X., Schwarze H. 51 Schleppverlusten Denda C. u.a., KIT IPEK/ ISTM Karlsruhe 12 13 KIT IPEK Karlsruhe 14 15 16 17 24 Reibungsverhalten von Lamellenreibpaarungen im L., HS Magdeburg 25 26 35 erger, A; Lackner, J; Schwarz, T 36 37 Änderungen vorbehalten; das jeweils aktualisierte Programm finden Sie auf der GfT-Webseite www.gft-ev.de T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 64 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 65 Mitteilungen der GfT Tribologie Fachtagung 2016: Kurzprogramm Mittwoch 28.09. Saal A Saal B Saal C Saal D Saal E Saal F Werkstoffe Fahrzeugtechnik Dünne Schichten und Oberflächentechnologien Maschinenelemente und Antriebstechnik Schmierstoffe und Schmierungstechnik Short Sessions 09: 00 Gleitverhalten von PEEK-Kompositwerkstoffen in Wasserstoffumgebung Theiler G., Gradt T. BAM Berlin Optische Untersuchung der Schmierungsverhältnisse im Reibkontakt Kolbenhemd / Zylinderlaufbahn mittels LIF Technik Müller T., Wigger S., Füßer H.-J., Kaiser S.A. Daimler AG, Ulm Tribologische Untersuchungen auf ta-C- Schichten bei Schmierung mit mehrwertigen Alkoholen und C18-Fettsäuren Bachmann S., Schnagl J., Krell L., Schulze M. Narayan S., Stark R. BMW AG, München, TU Darmstadt Tribologische Einflussfaktoren auf die Entstehung von Graufleckigkeit an einsatzgehärteten Zahnrädern König J., Felbermaier M., Tobie T., Stahl C. TU München Ermittlung der Schmierfettgebrauchsdauer mit zeitraffender Prüfmethode und Übertragbarkeit auf reales Temperaturkollektiv Dornhöfer G. Robert Bosch GmbH, Renningen Vorstellung der GfT - Förderpreise: 09: 00 Bachelorarbeit 09: 20 Masterarbeit 09: 40- 09: 50 Pause 09: 50 Quality Control of gear oils by diverse NMR methods Förster E., u.a. KIT 10: 10 Potential of Engineering Ceramics Modified by Laser Surface Texturing in Gasoline Lubricated High Pressure Fuel Pumps Schreiber P., u.a.. KIT 09: 30 Tribologische Eigenschaften von Nanokompositen aus Polytetrafluorethylen und funktionalisiertem Graphen Padenko E., van Rooyen L., Karger-Kocsis J., Wetzel B. TU Kaiserslautern Einfluss von Oberflächenmessungen auf deterministische Simulationen der hydrodynamischen Reibung im System Kolbenring-Zylinderlaufbahn von Verbrennungsmotoren Simon M. u.a., Daimler AG, Ulm Friction reduction due to plasmapolymeric coating in spite of lubrication deficiency Karpinski S., Paulkowski D., Vissing K. Fraunhofer IFAM, Bremen Charakterisierung von triboinduzierten Reaktionsschichten in Abhängigkeit der Schmierstoffadditivierung bei Zahnradpaarungen Emrich S., Lohner T., Ziegeltrum A., Brodyanski A., Stahl K., Kopnarski M. TU Kaiserslautern, TU München Energetische Situation tribologische beanspruchter Schmierfette Kuhn E. HAW Hamburg 10: 00 Bildungs- und Funktionsmechanismen von Transferfilmen bei polymeren Nanokompositen Jim B., Zhang G., Österle W., Häusler I., Dmitriev A., Wetzel B. TU Kaiserslautern Potentiale am Kolbenring-Zylinderlaufbahn Kontakt Einfluss des Schmierstoffs hinsichtlich Reibungsminimierung Rausch J., Luther R., Marquart M. Fuchs Schmierstoffe Mannheim Wasserschmierung: Neue Perspektiven mit tetraedrisch amorphen Kohlenstoffschichten Makowski S., Schwan M., Schaller F., Weihnacht V., Leson A. Fraunhofer IWS, Dresden Experimentelle Bestimmung des Reibungsverhaltens von Schrägverzahnungen mit Flankenmodifikationen Jurkschat T., Lohner T., Michaelis K., Stahl K. TU München Maßgeschneiderte Viskositätsindexverbesserer für Leichtlauföle im Antriebsstrang Shakhvorostov D., Smirnov A., Wincierz C. Evonik Industries AG, Darmstadt 10: 30 -Pause - Tribologische Systeme Fahrzeugtechnik Dünne Schichten und Oberflächentechnologien Maschinenelemente und Antriebstechnik Schmierstoffe und Schmierungstechnik Short Sessions 10: 45 Analyse der Reibtemperatur von thermoplastischen Gleitkontakten am Beispiel von POM-PE Paarungen Bartsch R., Sumpf J., Bergmann A. TU Chemnitz Bewertung des Verschleißverhaltens von Stahlproben aus Modellversuchen unter Dieselschmierung Koch V., Kopp J., Bartel D. R. Bosch GmbH, Stuttgart, Otto-von-Guericke Uni Magdeburg Reibungs- und Verschleißverhalten von Polymerbeschichtungen im Kontakt mit rauen Oberflächen unter Mangelschmierung in CO2 Atmosphäre Velkavrh I. u.a. V-Research / Obrist, Österreich, Linde Gases Gekoppelte tribologische und thermische Analyse von Schneckengetrieben Oehler M., Magyar B., Sauer B. TU Kaiserslautern Untersuchung des Reibungsverhaltens und der Schmierfilmausbildung von Getriebeölen mit Bartel D., Bobach L., Beilicke R. Otto-von-Guericke Uni Magdeburg 10: 45 Sliding wear of martensitic steels in hydrogen X30CrMoN15-1 und 100Cr6 The role of water traces Gräning, D., u.a. BAM 11: 05 Investigation of the influence of coatings metallurgy on tribological properties of hybrid tungsten carbide and Ni alloy coatings Schneider S., u.a HS Schmalkalden 11: 25 Metal sulphides as friction stabiliser under variable humidity Wolter C., u.a BAM 11: 15 Einfluss der Materialparameter auf Adhäsionskräfte Nitzsche S., Kröger M. TU Bergakademie Freiberg Tribologische Untersuchungen an 2-Scheiben- Wälzproben mit Wöppermann, M.; Müller, K.; Hermes, J. SEW Eurodrive, Bruchsal Charakterisierung von DLC-Beschichtungen in hochbelasteten tribologischem Kontakt mit VKA und Mikrostruktur-Analytik Lutz T., OssipovJ., Silmy K., Bucher V., Dreher W. Furtwangen Universität Uni Tübingen Reutlingen EHD Simulation eines Kettengelenkes Magyar B., Thielen S., Löwenstein M., Becker A., Sauer B. TU Kaiserslautern Influence of friction modifiers on performance of lubricating fluids in power transmission systems used on vehicles Jisheng E., Guo J., Kharaghani A., Berlingen J. Otto-von-Guericke Uni Magdeburg GKN Lohmar 11: 45 Methode zur Pressungsberechnung mit gemessenen Oberflächenstrukturen Renkens D., Brecher C., Löpenhau, C. WZL der RWTH Aachen Effect of Compressibility and Surface Roughness of Brake Friction Materials on Vibration Occurrence Nouby M.G., Abdel-Jaber G.T. South Valley University Qena, Egypt 3D-TEHD-Simulation einer DLC-beschichteten Schrägverzahnung unter Berücksichtigung der Grenzschubspannung des Schmierstoffs Beilicke R., Bobach L., Bartel D. Otto-von-Guericke Uni Magdeburg Analyse der Spindellagerbelastung hinsichtlich des False-Brinelling-Effekts beim maschinellen Oberflächenhämmern Mannens, R, Klocke, F, Trauth, D., Falker, J., Mattfeld, P, RWTH Aachen, WZL New High Temperature Soluble Additives for Perfluoropolyethers Howell J. Johnston S., Walther H., Bossler S., Blunt T., Siegfried E. Chemours Company 12: 15 -Pause - Tribologische Systeme Fahrzeugtechnik Dünne Schichten und Oberflächentechnologien Zerspanungs- und Umformtechnik Schmierstoffe und Schmierungstechnik 13: 30 Die tribologischen Eigenschaften von elektrischen Kontakten Gleß M. Ingenierbüro Gleß Stuttgart Tribologischer Einsatz eisenbasierter Wärmedämmbeschichtungen in Verbrennungsmotoren Königstein T. u.a. RWTH Aachen Entwicklung triboaktiver (Cr,Al)N- Beschichtungen im dcMS/ HPPMS- Hybridprozess für Maschinenelemente Kalscheuer C., Bobzin K., Brögelmann T. RWTH Aachen Nanopartikelhaltige Beschichtungssysteme zur Zunderkonditionierung am Beispiel einer verringerten Zunderbildung und optimierter tribologischer Eigenschaften Sartor M. und andere VDEh Betriebsforschungsinstitut, Düsseldorf Gekapselte Schmierstoffe mit ionischen Flüssigkeiten zur Reduktion von Reibung und Verschleiß in Gleitsystemen Florescu G., Wetzel M. TU Kaiserslautern 14: 00 Kontaktanordnung und Lebensdauer von elektrischen Kontaktoberflächen Song J., Schinow V., Yuan H. HS Ostwestfalen-Lippe Einfluss tribologischer Grenzschichten auf das Reibungs- und Verschleißverhalten von Gleitlagerungen im Start-Stopp-Betrieb König F., Jacobs G., Burghardt G. RWTH Aachen Ein Beitrag zum tribologischen Verhalten alternativer Zylinderlaufbahnwerkstoffe mit Keramikverstärkung Dudás A., Demmler M., Bartel D., Schintzel K. Széchenyi István Universität / Audi Ungarn Otto-von-Guericke Uni Magdeburg Untersuchungen zum Verschleiß von Hartmetallen bei der Zerspanung von duro- und thermoplastischen CFK-Werkstoffen Buse H., Feinle P. HS Mannheim Sinterlager mit minimalen Reibverlusten und maximaler Lebensdauer durch infiltrierte flüssigkristalline Schmierstoffe Beyer-Faiß, S. Dr. Tillwich GmbH Werner Stehr, Horb 14: 30 Abschlussveranstaltung: Thermographisch ein Experimentalvortrag / Verleihung des Werner-Stehr-Preises / Schlusswort Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35 52064 Aachen - Telefon: (0241) 400 66 55 Telefax: (0241) 400 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de Internet: www.gft-ev.de 60 Kocsis J., Kolbenring Verbrennungsmotoren Simon M. u.a., Daimler 61 62 29 28 Kaiser S.A. 27 Bachmann S., Schnagl J., Krell L., Schulze M. 52 53 54 Schreiber 40 39 38 18 A., 19 20 07 08 09 32 31 30 Gases 55 Dreher W. 56 57 23 22 21 und 100Cr6 water traces Gräning 41 properties of hybrid tungsten carbide and Ni alloy coatings J. 42 43 10 11 34 33 58 / Audi Ungarn 59 69 68 44 45 S3 S2 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 T+S_4_16 15.06.16 11: 24 Seite 65 Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Am 9. März 1966 wurde der „Jost-Report“ im Britischen Parlament offiziell vorgestellt. Dieses Datum gilt als Geburtstag des Begriffes Tribologie. Die Prägung des Begriffes „Tribologie“ war zugleich Signal und Auftrag, im Zusammenhang mit den Wirkungen von Reibung und Verschleiß Zusammenhänge neu zu überdenken, Erkenntnisse zu erschließen, Erfahrungen in ihrer Gewichtung neu zu strukturieren und Fachgebiete zu integrieren. Aufgrund der bedeutenden (volks-)wirtschaftlichen Auswirkungen hat die Tribologie in den vergangenen 50 Jahren vielfältige Forschungsinitiativen ausgelöst und war auch in Österreich treibende Kraft für entsprechende Aktivitäten - nicht zuletzt für die Etablierung eines der weltweit größten privatwirtschaftlich tätigen Tribologiezentren am Standort „Technopol Wiener Neustadt“. Im Herbst 1976 - also vor 40 Jahren - wurde die Österreichische Tribologische Gesellschaft (ÖTG) offiziell gegründet. Es liegt nahe, diese Jubiläen heuer bei diversen Veranstaltungen (so auch beim traditionellen ÖTG- Symposium heuer im Herbst) gebührend zu feiern. Den Auftakt bildete der VIP-Tribo-Treff am 9. März 2016, zu dem die Österreichische Tribologische Gesellschaft - in Kooperation mit AC 2 T research GmbH, dem Österreichischen Exzellenzzentrum für Tribologie - zum ins Technologie- und Forschungszentrum (TFZ) Wiener Neustadt eingeladen hatte. Zur Einstimmung wurde den Gästen eine Besichtigung der Laborräumlichkeiten des Exzellenzzentrums für Tribologie und der Aerospace & Advanced Composites GmbH geboten. Zum offiziellen Teil der Veranstaltung konnte Univ.-Prof. DI Dr. Friedrich F RANEK über 70 Gäste begrüßen. Dr. Petra B OHUSLAV , Niederösterreichs Landesrätin für Wirtschaft, Tourismus und Sport, hieß die Teilnehmer seitens des „Technopollandes Niederösterreich“ herzlich willkommen. Unter der Moderation von Mag. Michael K ÖTTRITSCH (Zeitung „Die Presse“) wurden anschließend in Themengesprächen, bei denen auch der Humor nicht zu kurz kam, erinnerte man an die Vergangenheit und machte sich Gedanken über Gegenwart und Zukunft der Tribologie: Em. O.Univ.-Prof. DI DDr. Helmut D ETTER , der ÖTG- Gründungspräsident, sprach über die schwierigen Anfänge der Tribologie in Österreich. Prof. Friedrich F RA- NEK (übrigens heuer bereits seit 30 Jahren ÖTG-Präsident - ein weiteres Jubiläum! ) erzählte von den Stationen österreichischer Tribologie-Forschung auf dem Weg zur internationalen Sichtbarkeit. Anschließend berichteten Univ.-Doz. DI Dr. Theodor S AMS (AVL List GmbH, Graz), DI Wolfgang C HRI- STANDL (Klüber Lubrication Austria Ges.m.b.H., Salzburg) und das langjährige ÖTG-Vorstandsmitglied DI Mitteilungen der ÖTG 2016 - Jubiläumsjahr für Österreichs Tribologen v.l.n.r.: Gemeinderat Dr. Michael K LOSTERER (in Vertretung des Bügermeisters der Stadt Wiener Neustadt Mag. S CHNEEBERGER ), Em. O. Univ.-Prof. Helmut D ETTER , Dr. Andreas P AUSCHITZ (Geschäftsführer der AC 2 T research GmbH), Landesrätin Dr. Petra B OHUSLAV , ÖTG- Präsident Univ.-Prof. Friedrich F RANEK und DI Franz V IEHBÖCK (Mitglied des Vorstandes der Berndorf AG, ehemaliger A(u)stronaut) Foto: COPYRIGHT: NLK REINBERGER v.l.n.r.: DI Hubert K ÖTTRITSCH (etc - engineering, training, consulting), Mag. Michael K ÖTTRITSCH (Die Presse), Univ.-Doz. DI Dr. Theodor S AMS (AVL List GmbH), DI Wolfgang C HRISTANDL (Klüber Lubrication Austria Ges.m.b.H.), Foto: ÖTG Hubert K ÖTTRITSCH (vormals SKF Österreich AG, nunmehr unter etc - engineering, training, consulting als Konsulent tätig) über die industrielle Relevanz international konkurrenzfähiger Tribologie-Forschung. Zum Abschluss referierten DI Dr. Andreas P AUSCHITZ (Geschäftsführer AC 2 T research GmbH und DI Dr.mont. Ewald B ADISCH (Stv. Wissenschaftlicher Leiter, AC 2 T research GmbH) über die Tribologie auf dem Weg der Zukunft. Nach den Schlussworten wurde zu einem gemütlichen Gedankenaustausch beim Büffet eingeladen, wo sich für so manche „Tribologie-Veteranen“ die Möglichkeit bot, Erinnerungen aufzufrischen sowie ihre Kontakte mit Tribologen der neuen Generation zu vertiefen. 29.04.2016 / Martina GANTAR-HOFINGER T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 66 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 67 Mitteilungen der ÖTG ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT ÖTG-SYMPOSIUM 2016 Tribologie in Industrie und Forschung Verschleißschutz, Instandhaltung und Anlagenzuverlässigkeit Mittwoch, 23. November 2016 voestalpine Stahl GmbH, Linz, A VERANSTALTER Österreichische Tribologische Gesellschaft, 2700 Wiener Neustadt, Viktor-Kaplan-Str 2/ C Tel.: +43 676 84516 2300, Fax: +43 1 2533 033 9100, E-Mail: office@oetg.at¸ Web: www.oetg.at in Zusammenarbeit mit: voestalpine Stahl GmbH, 4020 Linz, voestalpine-Straße 3 AC2T research GmbH - Exzellenzzentrum für Tribologie, 2700 Wiener Neustadt, Viktor-Kaplan-Str 2/ C MOTIVATION UND THEMENSCHWERPUNKTE DIESER VERANSTALTUNG Aufgrund der bedeutenden (volks-)wirtschaftlichen Auswirkungen hat die Tribologie in den vergangenen 50 Jahren seit der offiziellen Definition dieses Begriffes (09. März 1966, „Jost-Report“) vielfältige Forschungsinitiativen ausgelöst und war auch in Österreich treibende Kraft für entsprechende Aktivitäten. Wissenschaftliche Methoden und höchst anspruchsvolle, spezialisierte Forschungsansätze und die daraus erarbeiteten Lösungen unterstützen die vielfältigen Aufgabenstellungen aus dem produktbzw. produktionsnahen Bereich und insgesamt der modernen industriellen Technologien. Gefordert sind hier insbesondere Ingenieure im Hinblick auf die tribologieoptimierte konstruktive Gestaltung in Verbindung mit einer adäquaten Werkstoffwahl, der einsatzangepassten Oberflächengestaltung sowie der Verwendung funktioneller Schmierstoffe. Ebenso ist insbesondere bei Produktionsanlagen die „runability“ - also die erhöhte Prozesssicherheit (bei gleichzeitig reduzierten Kosten) - eine wesentliche Aufgabe der Anlagentechnik, die mit tribotechnischen Methoden der Instandhaltung und des Verschleißschutzes zu bewältigen ist. Forschungs- und Entwicklungsvorhaben, die sich den vorgenannten Aufgaben widmen, stehen im Fokus des traditionellen ÖTG-Symposiums. Auf Einladung der voestalpine Stahl GmbH findet das ÖTG-Symposium 2016 im Gästehaus der voestalpine in Linz statt. Das ÖTG-Symposium 2016 bietet Vorträge bzw. Poster-Präsentationen von Fachleuten aus der industriellen Praxis sowie von Forschungsinstitutionen. Ebenso ist eine begleitende Fachausstellung, z. B. für einschlägige Verfahren, Mess- und Analysetechniken, vorgesehen. Weiters besteht am 22.11.2016 nachmittags für die Teilnehmer die Möglichkeit, die Stahlwelt Linz sowie die vor Kurzem eröffnete AC²T-Geschäftsstelle im Techcenter Linz zu besichtigen. INFORMATION Vorträge / Posterpräsentationen: können in deutscher oder englischer Sprache gestaltet werden. Geplante Vortragszeit: 20 Minuten plus 5 Minuten Diskussion. Abgabetermin Kurzfassung: 01.07.2016 Abgabetermin Volltext: 16.09.2016 Ausstellung / Werbung: Werbeinformationen bzw. Informationen von Firmen können in Form von Präsentationen (commercial presentations) oder auch durch Einschaltungen in den Tagungsunterlagen, Plakaten direkt vor Ort oder durch einen kleinen Ausstellungsstand (je nach Möglichkeit vor Ort) platziert werden (Preise auf Anfrage). Kontakt: Ihre diesbezüglichen Anfragen richten Sie bitte an das ÖTG- Sekretariat (Frau Martina G ANTAR - H OFINGER ) unter office@oetg.at oder FAX +43 1 2533 033 9100 Tagungsunterlagen: Die Tagungsunterlagen umfassen alle rechtzeitig und formatgetreu eingereichten Manuskripte ordnungsgemäß angemeldeter Vortragender, werden am Tag des Symposiums ausgegeben und sind mit zitierfähiger ISBN-Nummer registriert. W Wi ir r f fr re eu ue en n u un ns s, , S Si ie e b be ei i d de er r v vo oe es st ta al lp pi in ne e S St ta ah hl l i in n L Li in nz z b be eg gr rü üß ße en n z zu u d dü ür rf fe en n ! ! ©© vvooeessttaallppiinnee T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 67 Patentumschau 68 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Method for manufacturing boron trioxide-silicon carbide self-lubricating coating layer. Li, Hejun; Hu, Zhibiao; Li, Kezhi (Northwestern Polytechnical University, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,710,038 (Cl. C10M103/ 00), 21.12.2005 (145: 457328d) Engine oil composition with superior durability and fuel saving performance. Naito, Yasushi; Yamashita, Minoru; Miyajima, Kazuhiro (Japan Energy Corporation; Toyota Motor Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 115,097 (Cl. C10M141/ 08), 02.11.2006 (145: 457329e) Solid lubricant. Cracium, Svetlana; Duca, Gheorghe; Craciun, Alexandru; Pelipetcaia, Carolina (Universitatea de Stat din Moldova, Moldova) Mold. Exam. Pat. Appl. MD 1,924 (Cl. C10M), 31.05.2002 (145: 457330y) Lubricant for metal cladding. Craciun, Alexandru; Duca, Gheorghe; Craciun, Svetlana; Moraru, Victor (Universitatea de Stat din Moldova, Moldova) Mold. MD 1,790 (Cl. C10M125/ 04), 30.11 .2001 (145: 457331z) Lubricant for metal cladding . Craciun, Alexandru; Duca, Gheorghe; Craciun, Svetlana; Sajin, Tudor, Moraru, Victor (Universitatea de Stat din Moldova, Moldova) Mold. MD 1,791 (Cl. C10M125/ 04), 30.11.2001 (145: 457332a) Solid lubricant for metals plating. Moraru, Victor; Craciun, Alexandru; Duca,Gheorghe; Craciun, Svetlana; Sajin, Tudor (Universitatea de Stat din Moldova, Moldova) Mold. MD 1,746 (Cl. C10M125/ 10), 30.09.2001 (145: 457333b) Cooling fluid lubricant for metals mechanical processing. Craciun, Alexandru; Duca, Gheorghe; Pelipetcaia, Carolina (Universitatea de Stat din Moldova, Moldova) Mold. MD 1,763 (Cl. C10M125/ 10), 30.10.2001 (145: 457334c) Lubricant compositions for condom products. Harrison, James Jeffries; Harrison, Nohemi (Chemsil Silicones, Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 240,997 (Cl. 508-268; C10M107/ 34), 26.10.2006 (145: 460663q) Lubricious compound for medical devices. Bavro, Vincent P. (Dardiac Pacemakers, Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 241,000 (Cl. 508-551; C10M149/ 06), 26.10.2006 (145: 460664r) Lubricating grease composition for actuators. Cha, Sang Yeob; Sohn, Kwan Soo (Hyundai Motor Company; Klueber Lubrication Korea, Ltd., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 39,293 (Cl. C10M169/ 02), 29.04.2005 (145: 474352z) Water-based lubricant composition for tire trimming. Park, Sung Soo; Go, Ju Young (Kumho Tire Co., Inc., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 50,989 (Cl. C10M173/ 00), 01.06.2005 (145: 474353a) Lubricating grease composition for auto mirrors. Cha, Sang Yeob; Jeon, In Sik (Chang An L.S. Co., Ltd; Hyundai Motor Company, S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 52,116 (Cl. C10M169/ 02), 02.06.2005 (145: 474354b) Biodegradable, non-f1ammable releasing agent. Leopoldo, Sergio; Barbosa, Valdir Coelho (Brazil) Braz. Pedido PI BR 2005 1,631 (Cl. C10M121/ 00), 25.10.2005 (145: 474355c) Antiwear agent tor lubricating oil composition for machinery parts in generating cermets. Guan, Wenxian (Tianjin Jiahe Investment Co., td., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,710,039 (Cl. C10M135/ 08), 21.12.2005 (145: 474358f) Lubricating grease composition. Kawamura, Yasushi; Satou, Toshiki; Tanaka, Keji (Shell Internationale Research Maatschappij BV., Neth.) PCT Int. Appl. WO 2006 114,442 (Cl. C10M123/ 04), 02.11.2006 (145: 474362c) Lubricating grease composition for constant-velocity Joints. Ohara, Mika; Sato, hiroshi (Ntn Corp., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 298,963 (Cl. C10M169/ 02), 02.11.2006 (145: 474363d) Lubricating grease composition for constant-velocity joints. Ohara, Mika (Ntn Corp., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 299,036 (Cl. C10M169/ 02), 02.11.2006 (145: 474364e) Metalworking lubricant formulations based on supercritical carbon dioxide. Skerlos, Steven J.; Hayes, Kim F.; Clarens, Andres F. (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 247,139 (Cl. 508-154; C10M169/ 04), 02.11.2006 (145: 474365f) Additive package tor high-performance, longlife industrial gear oils. Addinol Lube Oil G.m.b.H., Germany Ger. Gebrauchsmusterschrift DE 202,006,009,059 (Cl. C10M169/ 04), 02.11.2006 (145: 474366g) Medium speed diesel engine oil. Rosenbaum, John M.; Smrcka, Nancy K. (Chevron U. S. A. Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 247,138 (Cl. 508-110; C10M169/ 04), 02.11.2006 (145: 474368j) Patentumschau T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 68 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 69 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 Gleitlager 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: Radiallagerschale Oberbegriff: Konstruktionsfehler Unterbegriff: Verformung der Lagerschale Beschreibung des Schadensbildes Ermüdungsrisse Schadensursache Örtliche elastische Verformungen über einer mittigen Ölzuführbohrung im Gehäuse und einer breiten umlaufenden Nut im Schalenrücken T+S_4_16 02.06.16 12: 32 Seite 69 Hinweise für unsere Autoren 70 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 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_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 70 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 71 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 3.10.1 Gebrauchtölanalyse Dispergierte Luft im Öl Auch durch dispergierte Luft im Öl können in Anlagen Nachteile oder Probleme auftreten. Mit den folgenden Effekten muss man rechnen: Viskositätsanstieg: 10 Vol-% Luft verursachen etwa 15% Viskositätsanstieg Kompressibilität: Sie führt zum Temperaturanstieg und zu schnellerer Alterung Grenzwerte: Sie ist abhängig von der Anwendung. Verringerung der Dichte um max. 10%. Messung: Luftabscheidevermögen (LAV). Verunreinigungen im Öl und bestimmte Additive verschlechtern das LAV. Zu beachten ist vor allem der negative Einfluss von Silizium, auch in Form von Silikonöl als Schauminhibitor (Bild 3.80) Die Abhängigkeiten für das Luftabscheidevermögen können wie folgt zusammengefasst werden: - Öltyp: Mineralöl oder Syntheseöle - Viskosität: Steigende Viskosität führt zu langsamerem Aufstieg der Luftblasen. Dieser Effekt hängt von der Temperatur und vom Druck ab. - Verunreinigungen: Oxidationsprodukte verzögern das Aufsteigen von Luftblasen. Daher weisen Gebrauchtöle ein schlechteres Luftabscheidevermögen als Frischöle auf. - Additive: Manche Additive verzögern das Aufsteigen von Luftblasen. Daher haben unlegierte Öle ein besseres Luftabscheidevermögen als legierte Öle. Verträglichkeit mit Dichtungswerkstoffen Auch die Verträglichkeit des Schmieröles mit Dichtungswerkstoffen kann durch die veränderten Gebrauchtöleigenschaften beeinträchtigt werden. Die Verträglichkeitsprüfungen werden mit Frischölen durchgeführt und sind nur bedingt auf das Verhalten der Gebrauchtöle zu übertragen. U. u. muss die Verträglichkeitsprüfung wiederholt werden. Praxisbeispiele Anhand von zwei Beispielen soll die Bedeutung einer periodischen Ölanalyse verdeutlicht werden: - Hydraulikanlage - Industriegetriebe. Es wird gezeigt, wie sich eine periodische Ölanalyse auf die Verlängerung der Ölwechselfrist auswirken kann. Bild 3.81 zeigt die Überwachung einer Hydraulikölfüllung durch periodische Messung der Neutralisation als Maß für die durch Oxidation eingetretene Versäuerung des Öles. Da die NZ bereits nach kurzer Betriebszeit relativ schnell zunahm, wurde nach etwa 15.000 Betriebsstunden eine Nachadditivierung vorgenom- Bild 3.80: Einfluss des Silikongehaltes auf das Luftabscheidevermögen Bild 3.81: Ölüberwachung einer Hydraulikanlage unter Verwendung des Verlaufs der Neutralisation über den Betriebsstunden bis zum Ölwechsel T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 71 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 72 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 men, die auch die erwartete Verlangsamung der Alterung erbrachte. Als dann aber nach etwa 25.000 BH die Alterung wieder stark zunahm, wurde nach etwas mehr als 30.000 BH ein Ölwechsel vorgenommen Das zweite Beispiel bezieht sich auf die Überwachung einer Ölfüllung in einem Industriegetriebe. Nach Betriebsanweisung sollte ein Ölwechsel alle 3.000 BH vorgenommen werden. Allerdings hatte sich der Ölzustand nach 3.300 kaum verändert, so dass keine Notwendigkeit für einen Ölwechsel bestand. Wie aus Tabelle 3.51 ersichtlich ist, steigt die NZ weiter langsam an. Auch der Eisengehalt erreichte nach 12.000 BH einen Wert, der an sich einen Ölwechsel nahe legte. Erst nach 16.400 BH bei einer NZ von 2,1 wurde aber das Getriebeöl ausgetauscht. 3.10.2 Gebrauchtfettanalyse Die Analyse gebrauchter Schmierfette aus einem tribologischen Kontakt, z. B. aus einem Lager, ist in der Regel schwieriger. Der Grund ist, dass nur aus Großlagern, z. B. aus Walzwerkslagern, für eine Analyse ausreichende Fettmengen entnommen werden können. Bild 3.82 enthält eine Übersicht über die notwendigen Fettmengen für die wichtigsten Analysen. Bild 3.82: Notwendige Fettmengen für Schmierfettanalysen Tabelle 3.51: Überwachung einer Getriebeölfüllung durch Gebrauchtölanalyse T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 72 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN EN ISO 2592: 2016-03 Print: 95,00 EUR/ Download: 87,30 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland (ISO/ DIS 2592: 2016); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 2592: 2016 Petroleum and related products - Determination of flash and fire points - Cleveland open cup method (ISO/ DIS 2592: 2016); German and English version prEN ISO 2592: 2016 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 2592: 2002-09 Erscheinungsdatum: 2016-02-12 Einsprüche bis 2016-04-12 Gegenüber DIN EN ISO 2592: 2002-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Ergänzung des Anhangs D zu einem alternativen Verfahren der Handhabung von Produkten, die eine Haut bilden; b) Überarbeitung der Anforderungen an die Temperaturmesseinrichtung in Anhang B; c) Änderung der Vergleichbarkeit des Flammpunktes von 17 °C auf 18 °C zur Angleichung an ASTM D92 auf der Grundlage von aktuellen Werten für die Präzision; d) Aufnahme eines Verfahrens zur Bestimmung eines annähernden Flammpunktes einer Probe mit unbekanntem erwartetem Flammpunkt zur Angleichung an ASTM D92. Diese Norm beschreibt ein Verfahren im offenen Tiegel nach Cleveland zur Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes bei Mineralölerzeugnissen. Z DIN 51813: 1989-09 Prüfung von Schmierstoffen; Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen in Schmierfetten; Teilchengrößen über 25 μm Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51813: 2016-03 DIN 51813: 2016-03 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen in Schmierfetten - Teilchengrößen über 25 μm Testing of lubricants - Determination of the content of foreign solid matters in lubricating greases - Particle sizes above 25 μm Ersatz für DIN 51813: 1989-09 Gegenüber DIN 51813-1: 1989-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen wurden aktualisiert. DIN 4188 wurde durch DIN ISO 3310-1 und DIN 51848- 1 durch DIN EN ISO 4259 ersetzt. DIN 894 wurde neu aufgenommen; b) der Anwendungsbereich wurde auf Polyharnstofffette und um die Grundvoraussetzung zur Anwendung des Verfahrens erweitert; c) in 5.5 erfolgte ein Austausch des Glasfiltertiegels und ein Wechsel auf einen Gewebefilter als Filtereinheit; d) zusätzlich benötigte Geräte und Prüfmittel wurden neu aufgenommen(5.13 bis 5.15); e) in Abschnitt 6 erfolgte eine Anpassung des einzusetzenden Lösemittelgemisches, zudem wurden diverse Chemikalien herausgenommen (z. B. Salzsäure, wässrige Methylorangelösung, Diethylether und destilliertes Wasser); f) in Abschnitt 8 wurde die gesamte Vorbereitung auf den aktuellen Stand der Technik gebracht; g) in Abschnitt 9 wurde die gesamte Durchführung auf den aktuellen Stand der Technik gebracht. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen mit Teilchengrößen über 25 μm in Schmierfetten fest. E DIN 51834-2: 2016-03 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung im translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Teil 2: Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle Testing of lubricants - Tribological test in the translatory oscillation apparatus - Part 2: Determination of friction and wear data for lubricating oils Vorgesehen als Ersatz für DIN 51834-2: 2010-11 Erscheinungsdatum: 2016-02-19 Einsprüche bis 2016-06-19 Gegenüber DIN 51834-2: 2010-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Verschleißvolumen als weitere Auswertgröße aufgenommen; b) Aufnahme der Möglichkeit der Wiederverwendung von Prüfkörpern, siehe Abschnitt 8 „Vorbereitung“; c) Norm redaktionell überarbeitet; d) Verweisungen aktualisiert. 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. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN ISO 20844: 2015-12 Print: 100,60 EUR/ Download: 92,50 EUR Petroleum and related products - Determination of the Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 73 Normen T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 shear stability of polymer-containing oils using a diesel injector nozzle (ISO 20844: 2015) Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der Scherstabilität von polymerhaltigen Ölen mit Hilfe einer Diesel- Einspritzdüse (ISO 20844: 2015) 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen E prEN ISO 2592: 2016-02 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland (ISO/ DIS 2592: 2016) Petroleum and related products - Determination of flash and fire points - Cleveland open cup method (ISO/ DIS 2592: 2016) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 2592: 2001-08 Einsprüche bis 2016-05-18 E prEN ISO 4259-1: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 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) Vorgesehen mit prEN ISO 4259-2: 2016-01 als Ersatz für EN ISO 4259: 2006-08 Einsprüche bis 2016-04-14 E prEN ISO 4259-2: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-2: 2016) Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 2: Interpretation and application of precision data in relation to methods of test (ISO/ DIS 4259-2: 2016) Vorgesehen mit prEN ISO 4259-1: 2016-01 als Ersatz für EN ISO 4259: 2006-08 Einsprüche bis 2016-04-14 ZE prEN 13160-1: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 1: Allgemeine Grundsätze Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-1: 2016-01 ZE prEN 13160-2: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 2: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für Über- und Unterdrucksysteme Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-2: 2016-01 ZE prEN 13160-3: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 3: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für Flüssigkeitssysteme für Tanks Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-3: 2016-01 ZE prEN 13160-4: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 4: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für sensorbasierte Leckanzeigesysteme Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-4: 2016-01 ZE prEN 13160-6: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 6: Sensoren in Überwachungsschächten Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-6: 2016-01 ZE prEN 13160-7: 2014-08 Leckanzeigesysteme - Teil 7: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für Überwachungsräume, Leckschutzauskleidungen und Leckschutzummantelungen Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13160-7: 2016-01 E FprEN 13160-1: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 1: Allgemeine Grundsätze Leak detection systems - Part 1: General Principles Vorgesehen als Ersatz für EN 13160-1: 2003-05; Ersatz für prEN 13160-1: 2014-08 E FprEN 13160-2: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 2: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für Über- und Unterdrucksysteme Leak detection systems - Part 2: Requirements and test/ assessment methods for pressure and vacuum systems Vorgesehen als Ersatz für EN 13160-2: 2003-05; Ersatz für prEN 13160-2: 2014-08 E FprEN 13160-3: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 3: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für Flüssigkeitssysteme für Tanks Leak detection systems - Part 3: Requirements and test/ assessment methods for liquid systems for tanks Vorgesehen als Ersatz für EN 13160-3: 2003-07; Ersatz für prEN 13160-3: 2014-08 E FprEN 13160-4: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 4: Anforderungen und Prüf- / Bewertungsverfahren für sensorbasierte Leckanzeigesysteme Leak detection systems - Part 4: Requirements and test/ assessment methods for sensor based leak detection systems Vorgesehen als Ersatz für EN 13160-4: 2003-05; Ersatz für prEN 13160-4: 2014-08 E FprEN 13160-6: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 6: Sensoren in Überwachungsschächten Leak detection systems - Part 6: Sensors in monitoring wells Vorgesehen als Ersatz für die 2012-08-16 zurückgezogene Norm EN 13160-6: 2003-05; Ersatz für prEN 13160-6: 2014-08 E FprEN 13160-7: 2016-01 Leckanzeigesysteme - Teil 7: Anforderungen und Prü- T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 74 Normen fung/ Bewertung für Überwachungsräume, Leckschutzauskleidungen und Leckschutzummantelungen Leak detection systems - Part 7: Requirements and test/ assessment methods for interstitial spaces, leak detection linings and leak detection jackets Vorgesehen als Ersatz für EN 13160-7: 2003-05; Ersatz für prEN 13160-7: 2014-08 ZE prEN 16807: 2014-10 Flüssige Mineralöl-Erzeugnisse - Bio-Schmierstoffe - Kriterien und Anforderungen für Bio-Schmierstoffe und bio-basierte Schmierstoffe Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 16807: 2016-02 E FprEN 16807: 2016-02 Flüssige Mineralöl-Erzeugnisse - Bio-Schmierstoffe - Kriterien und Anforderungen für Bio-Schmierstoffe und bio-basierte Schmierstoffe Liquid petroleum products - Bio-lubricants - Criteria and requirements of bio-lubricants and bio-based lubricants Ersatz für prEN 16807: 2014-10 1.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 2592: 2016-02 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland Petroleum and related products - Determination of flash and fire points - Cleveland open cup method Vorgesehen als Ersatz für ISO 2592: 2000-09 Einsprüche bis 2016-05-18 E ISO/ DIS 4259-1: 2016-01 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Petroleum products - Precision of measurement methods and results - Part 1: Determination of precision data in relation to methods of test Vorgesehen mit ISO/ DIS 4259-2: 2016-01 als Ersatz für ISO 4259: 2006-08 Einsprüche bis 2016-04-14 E ISO/ DIS 4259-2: 2016-01 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 2: Interpretation and application of precision data in relation to methods of test Vorgesehen mit ISO/ DIS 4259-1: 2016-01 als Ersatz für ISO 4259: 2006-08 Einsprüche bis 2016-04-14 E ISO/ DIS 4548-12: 2016-01 65,90 EUR Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 12: Filtration efficiency using particle counting, and contaminant retention capacity Vorgesehen als Ersatz für ISO 4548-12: 2000-02 Einsprüche bis 2016-04-20 ZE ISO/ FDIS 4548-14: 2015-11 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 ISO 4548-14: 2016-02 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 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 8132: 2016-03 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozylindern mit einseitiger Kolbenstange, mittlere 16-MPa- (160-bar-) und 25-MPa-(250-bar-)Reihe (ISO 8132: 2014); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) medium and 25 MPa (250 bar) series (ISO 8132: 2014); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 8132: 2008-06 Erscheinungsdatum: 2016-02-26 Einsprüche bis 2016- 06-26 Diese Norm legt die für die Austauschbarkeit von Anbauteilen benötigten Einbaumaße für 16 MPa-(160-bar) Mittlere-Reihe-Zylinder nach ISO 6020-1 und für 25-MPa-(250-bar-)Zylinder nach ISO 6022 fest. Die Zubehörteile wurden speziell für den Einsatz mit Zylindern nach ISO 6020-1 und ISO 6022 gestaltet, was ihren Einsatzbereich aber nicht einschränkt. Diese Norm betrifft nur maßliche Merkmale von Produkten, die entsprechend dieser Norm gefertigt werden. Sie betrifft keine funktionellen Merkmale. E DIN ISO 8133: 2016-03 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozylinder mit einseitiger Kolbenstange, kompakte 16-MPa- (160-bar-)Reihe (ISO 8133: 2014); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) compact series (ISO 8133: 2014); Text in German and English Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 75 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 8133: 2008-06 Erscheinungsdatum: 2016-02-26 Einsprüche bis 2016-06-26 Diese Norm legt die für die Austauschbarkeit von Anbauteilen benötigten Einbaumaße für 16 MPa-(160-bar)- Kompakt-Reihe-Zylinder nach ISO 6020-2 fest. Die Zubehörteile wurden speziell für den Einsatz mit Zylindern nach ISO 6020-2 gestaltet, was ihren Einsatzbereich aber nicht einschränkt. Diese Norm betrifft nur maßliche Merkmale von Produkten, die entsprechend dieser Norm gefertigt werden. Sie betrifft keine funktionellen Merkmale. Z DIN 24554: 1990-09 Fluidtechnik; Hydrozylinder 160 bar kompakt; Anschlußmaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 24555: 1990-09 Fluidtechnik; Gelenkköpfe mit schmalen Gelenklagern; Anschlußmaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 24556: 1990-09 Fluidtechnik; Gabel-Lagerbock mit Bolzen und Achshalter; Anschlußmaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58400: 1984-06 Bezugsprofil für Evolventenverzahnungen an Stirnrädern für die Feinwerktechnik Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58405 Beiblatt 1: 1972-05 Stirnradgetriebe der Feinwerktechnik; Rechenvordruck Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58405-1: 1972-05 Stirnradgetriebe der Feinwerktechnik; Geltungsbereich, Begriffe, Bestimmungsgrößen, Einteilung Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58405-2: 1972-05 Stirnradgetriebe der Feinwerktechnik; Getriebepassungsauswahl, Toleranzen, Abmaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58405-3: 1972-05 Stirnradgetriebe der Feinwerktechnik; Angaben in Zeichnungen, Berechnungsbeispiele Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58405-4: 1972-05 Stirnradgetriebe der Feinwerktechnik; Tabellen Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58420: 1981-08 Lehrzahnräder zum Prüfen von Stirnrädern der Feinwerktechnik; Radkörper und Verzahnung Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-1: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Übersicht, Kurzzeichen, Benennungen Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-2: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Zahnprofil Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-3: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Berechnung und Konstruktion von Rad und Trieb Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-4: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Zulässige Abweichungen und Toleranzen für Rad und Trieb Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-5: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Profil für Zahnformfräser Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-6: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Angaben in Zeichnungen Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 58425-7: 1980-10 Kreisbogenverzahnungen für die Feinwerktechnik; Tabellen, Diagramme Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. 2.1.1.1 Übersetzungen DIN ISO 3320: 2016-01 Print: 54,20 EUR/ Download: 50,00 EUR Fluid power systems and components - Cylinder bores and piston rod diameters and area ratios - Metric series (ISO 3320: 2013) Fluidtechnik - Durchmesser von Zylinderbohrungen und Kolbenstangen sowie Flächenverhältnisse - Metrische Reihe (ISO 3320: 2013) DIN ISO 3547-1: 2015-12 Print: 100,60 EUR/ Download: 92,50 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 1: Dimensions (ISO 3547-1: 2006) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 1: Maße (ISO 3547- 1: 2006) DIN ISO 3547-2: 2015-12 Print: 100,60 EUR/ Download: 92,50 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 2: Test data for external and internal diameters (ISO 3547-2: 2006) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser (ISO 3547-2: 2006) T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 76 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 77 DIN ISO 3547-5: 2015-12 Print: 109,90 EUR/ Download: 101,10 EUR Plain bearings - Wrapped bushes - Part 5: Checking the outside diameter (ISO 3547-5: 2007) Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 5: Prüfung des Außendurchmessers (ISO 3547-5: 2007) DIN ISO 4386-1: 2015-12 Print: 73,10 EUR/ Download: 67,20 EUR Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 1: Non-destructive ultrasonic testing of bond of thickness ≥ 0,5 mm (ISO 4386-1: 2012) Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 1: Zerstörungsfreie Ultraschallprüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 0,5 mm (ISO 4386-1: 2012) DIN ISO 4386-2: 2015-12 Print: 73,10 EUR/ Download: 67,20 EUR Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 2: Destructive testing of bond for bearing metal layer thicknesses ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2012) Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 2: Zerstörende Prüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2012) DIN ISO 7146-1: 2015-12 Print: 182,30 EUR/ Download: 167,70 EUR Plain bearings - Appearance and characterization of damage to metallic hydrodynamic bearings - Part 1: General (ISO 7146-1: 2008) Gleitlager - Erscheinungsbild und Charakterisierung von Schäden an ölgeschmierten metallischen Gleitlagern - Teil 1: Allgemeines (ISO 7146-1: 2008) DIN ISO 7146-2: 2015-12 Print: 118,70 EUR/ Download: 109,20 EUR Plain bearings - Appearance and characterization of damage to metallic hydrodynamic bearings - Part 2: Cavitation erosion and its countermeasures (ISO 7146- 2: 2008) Gleitlager - Erscheinungsbild und Charakterisierung von Schäden an ölgeschmierten metallischen Gleitlagern - Teil 2: Kavitationsschäden und Gegenmaßnahmen (ISO 7146-2: 2008) 2.1.2 VDI-Richtlinien Z VDI 2125: 1987-03 Ebene Gelenkgetriebe; Übertragungsgünstigste Umwandlung einer Schubschwingin eine Drehschwingbewegung Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 2125: 2016-04 VDI 2125: 2016-04 76,30 EUR Ebene Gelenkgetriebe - Übertragungsgünstigste Umwandlung einer Schubschwingin eine Drehschwingbewegung Planar mechanisms - Transfer of a slider motion into a rocker motion with regard to optimum transmission angle Ersatz für VDI 2125: 1987-03 E VDI/ VDE 2612 Blatt 1: 2016-04 94,00 EUR Messen und Prüfen von Verzahnungen - Auswertung von Profil- und Flankenlinienmessungen an Zylinderrädern mit Evolventenprofil Measurement and testing of gears - Evaluation of profile and helix measurements on cylindrical gears with involute profile Vorgesehen als Ersatz für VDI/ VDE 2607: 2000-02 und VDI/ VDE 2612: 2000-05 Einsprüche bis 2016-09-30 VDI 2728 Blatt 2: 2016-03 94,00 EUR Lösung von Bewegungsaufgaben mit symmetrischen Koppelkurven - Führungsaufgaben - Geradführungen Solution of motion problems using symmetrical coupler curves - Problems of guidance - straight line 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 3548-2: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 2: Messung der Wand- und Flanschdicke Plain bearings - Thin-walled half bearings with or without flange - Part 2: Measurement of wall thickness and flange thickness Vorgesehen als Ersatz für ISO 3548-2: 2009-08 Einsprüche bis 2016-05-17 E ISO/ FDIS 3601-2: 2016-02 179,50 EUR Fluid power systems - O-rings - Part 2: Housing dimensions for general applications Vorgesehen als Ersatz für ISO 3601-2: 2008-06 E ISO/ DIS 6280: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Anforderungen an Stützkörper für dickwandige Verbundgleitlager Plain bearings - Requirements on backings for thickwalled multilayer bearings Vorgesehen als Ersatz für ISO 6280: 1981-11 Einsprüche bis 2016-05-08 E ISO/ DIS 6282: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Metallische dünnwandige Lagerschalen - Bestimmung der σ 0,01*-Grenze Plain bearings - Metallic thin-walled half bearings - Determination of the σ 0,01*-limit Vorgesehen als Ersatz für ISO 6282: 1983-10 Einsprüche bis 2016-05-15 T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 E ISO/ DIS 6525: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Dünnwandige aus Band hergestellte Axiallager-Ringe - Maße und Toleranzen Plain bearings - Ring type thrust washers made from strip - Dimensions and tolerances V orgesehen als Ersatz für ISO 6525: 1983-12 Einsprüche bis 2016-05-15 E ISO/ DIS 6526: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Konstruktions-FMEA Plain bearings - Quality assurance of thin-walled half bearings - Design FMEA Vorgesehen als Ersatz für ISO 12132: 1999-10 Einsprüche bis 2016-05-17 Z ISO 6624-2: 2003-10 Verbrennungsmotoren - Kolbenringe - Teil 2: Einseitige Trapezringe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6624-2: 2016-02 Z ISO 6624-4: 2003-10 Verbrennungsmotoren - Kolbenringe - Teil 4: Einseitige Trapezringe aus Stahl Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6624-4: 2016-02 ZE ISO/ FDIS 6624-2: 2015-11 Internal combustion engines - Piston rings - Part 2: Half keystone rings made of cast iron ZE ISO/ FDIS 6624-4: 2015-11 Internal combustion engines - Piston rings - Part 4: Half keystone rings made of steel ISO 6624-2: 2016-02 100,00 EUR Internal combustion engines - Piston rings - Part 2: Half keystone rings made of cast iron Ersatz für ISO 6624-2: 2003-10 ISO 6624-4: 2016-02 134,00 EUR Internal combustion engines - Piston rings - Part 4: Half keystone rings made of steel Ersatz für ISO 6624-4: 2003-10 E ISO/ DIS 12302: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) Plain bearings - Quality characteristics - Statistical process control (SPC) Vorgesehen als Ersatz für ISO 12302: 1993-11 Einsprüche bis 2016-05-17 E ISO/ DIS 12308: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung - Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung Plain bearings - Quality assurance - Sample types - Definitions, applications and testing Vorgesehen als Ersatz für ISO 12308: 1994-02 Einsprüche bis 2016-05-17 E ISO/ DIS 13778: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Zusammenbau von Lagern mit dem Ziel, engere Lagerspiele zu erreichen Plain bearings - Quality assurance of thin-walled half bearings - Selective assembly of bearings to achieve a narrow clearance range Vorgesehen als Ersatz für ISO 13778: 1999-10 Einsprüche bis 2016-05-17 E ISO/ DIS 15243: 2016-01 65,90 EUR Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen Rolling bearings - Damage and failures - Terms, characteristics and causes Vorgesehen als Ersatz für ISO 15243: 2004-02 Einsprüche bis 2016-04-13 E ISO/ DIS 20054: 2016-02 65,90 EUR Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffe Plain bearings - Bearings containing dispersed solid lubricants Einsprüche bis 2016-05-10 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Mechanische Verbindungselemente (FMV) Einspannbuchsen für Lagerungen; (DIN 1498: 1965-08); NA 067-00-09-01 AK <06702204> Diese Norm gilt für Einspannbuchsen für Lagerungen. Zwei Formen sind festgelegt, Form E ohne Aussenkung und Form F mit Aussenkung, letztere bei Verwendung für einen gerundeten Übergang, z. B. eines Bolzenkopfes zum Bolzenschaft. Für die Schlitzart sind drei für verschiedene Verwendungszwecke besonders geeignete Bauformen enthalten, die zum Teil auch für umlaufende Drehbewegung geeignet sind. 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). T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 78 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 79 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 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) T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 4/ 2016 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 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 17,Avenue Marnix, 1000 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ- Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.4 VDI-Richtlinien Herausgeber: Verein Deutscher Ingenieure (VDI), Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin Umzug oder Adressenänderung? Bitte T+S nicht vergessen! Wenn Sie umziehen oder Ihre Adresse sich aus sonstigen Gründen ändert, benachrichtigen Sie bitte auch den expert verlag. expert@expertverlag.de | Tel: (07159) 9265-0 | Fax (07159) 9265-20 T+S erreicht Sie dann ohne Verzögerung und ohne unnötigen Aufwand. Danke, dass Sie daran denken. T+S_4_16 02.06.16 12: 27 Seite 80