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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 1 5 Mirjam Bäse, Stephanie Glaw, Uwe Winkelmann † Praktische Anwendung von thermotribometrischen Untersuchungen zur Charakterisierung von unterschiedlich additivierten Schmierölen 12 T. Abraham, M. Weber, G. Bräuer, R. Leisner, M. Blust, B. Lorentz, A. Albers Tribologische Untersuchung und Bewertung von faserverstärkten Polymeren für die Leichtbauhydraulik 20 P. Martin, C. Martin, T. Woldert Schadensfrüherkennung an Motoren und Getrieben durch online-Partikelanalyse 27 J. Loos, W. Kruhöffer, F. Breutinger, M. Rupprecht WEC-Bildung in der Mischreibung: Rauheits- und Axialschwingungseinfluss 35 R. Zhao, S. Tremmel Tribologisches Einsatzverhalten von diamantähnlichen Kohlenstoff schichten (DLC) auf Werkzeugstahl gegenüber Stahl- und Aluminiumblechwerkstoffen für Trockentiefziehprozesse 43 C. Wolf, T. Garnier, M. Wilhelm Tribology and Technology of Bearings for Crankshaft-Conrod-Systems 52 S. Lucazeau New insight into the benefits of synthetic esters in challenging lubricating applications 61 K. Garelick, J. Guevremont, W. Anderson, M. Devlin, H. Ryan, W. Cates, P. Savage Low Temperature Rheology of Wind Turbine Oils Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 42 Impressum 66 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 72 Patentumschau 73 Schadensanalyse / Schadenskatalog Wälzlager - Kugellager 74 Hinweise für Autoren / Checkliste 75 Handbuch der T+S 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen 77 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 6 16 E 6133 63. Jahrgang www.expertverlag.de Thermotribometrische Untersuchungen zur Charakterisierung von unterschiedlich additivierten Schmierölen Tribologische Untersuchung und Bewertung von faserverstärkten Polymeren für die Leichtbauhydraulik Schadensfrüherkennung an Motoren und Getrieben durch online-Partikelanalyse WEC-Bildung in der Mischreibung: Rauheits- und Axialschwingungseinfluss Einsatzverhalten diamantähnlicher Kohlenstoffschichten (DLC) auf Werkzeugstahl gegenüber Stahl- und Alublechen für Trockentiefziehprozesse Tribology and Technology of Bearings for Crankshaft-Conrod-Systems Benefits of synthetic esters in challenging lubricating applications Low Temperature Rheology of Wind Turbine Oils Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 63. Jahrgang, Heft 6 November / Dezember 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 42) 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 72). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 72 for formatting guidelines). T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  13.11. - 15.11.16 Chicago, USA 3 rd STLE Tribology Frontiers Conference (TFC 2016) https: / / www.stle.org  14.11. - 15.11.16 Brannenburg Was können Öl-Sensoren von Heute tatsächlich? https: / / de.oildoc.com/ oildoc-fortbildungen/ symposium/  14.11. - 16.11.16 Bangkok, Thailand 10 th International Petroleum Technology Conference IPTC 2016 www.iptcnet.org/ 2016/  15.11. - 18.11.16 Moskau 7 th Moscow International Lubricant Week 2016 http: / / eventegg.com/ moscow-lubricant-week/  23.11.16 Linz ÖTG Jahressymposium 2016 ÖTG*  23.11 - 24.11.16 Stuttgart Auslegungsgrundlagen mechanischer Fahrzeuggetriebe-komponenten https: / / www.vdi-wissensforum.de  29.11. - 30.11.16 Esslingen 5. ATZ Fachtagung: Reibungsminimierung im Antriebsstrang 2016 www.atzlive.de/ Jahreskalender.html  29.11. - 01.12.16 Rheine Seminar „Kühlschmierstoffe“ www.vsi-schmierstoffe.de  05.12. - 08.12.16 Ostfildern Basics of Tribology - Industrial Applications TAE*  07.12. - 08.12.16 Stuttgart 7. VDI-Fachkonferenz „Umschlingungsgetriebe 2016“ https: / / www.vdi-wissensforum.de  16.01. - 20.01.17 Ostfildern Grundlagen der Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  24.01. - 26.01.17 Berlin Lehrgang „Zertifizierte Fachkraft für Schmierstofftechnologie” (UNITI, VSI) http: / / www.uniti.de/ veranstaltungen/  24.01. - 26.01.17 Rosenheim OilDoc Conference & Exhibition 2017 https: / / conference.oildoc.com  01.02. - 02.02.17 Düsseldorf Grundlagenwissen Tribologie im Antriebsstrang www.vdi-wissensforum.de  12.02. - 16.02.17 Tampa Bay, USA 88 th Annual Meeting of the Society of Rheology http: / / www.rheology.org  21.02. - 24.02.17 Mannheim Seminar „Industrieschmierstoffe“ www.uniti.de/ veranstaltungen/  07.03. - 08.03.17 Aachen RWTH Aachen - Antriebstechnisches Kolloquium (ATK) 2017 https: / / www.ime.rwth-aachen.de/ institut-ueber-uns/ atk/ startseite/  17.09. - 22.09.17 Beijing, China 6 th World Tribology Congress (WTC 2017) http: / / www.aconf.org/ en-us/ conf_77109.html AC 2 T GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Austrian Center of Competence for Tribology Viktor-Kaplan-Str. 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH, Tel. (+43 26 22) 8 16 00-10, Fax (+43 26 22) 8 16 00-99; E-Mail: office@ac2t.at; www.ac2t.at Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33 - 35, 52064 Aachen Tel. (02 41) 4 00 66 55, Fax (02 41) 4 00 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 3 2015 2016 2015 2016 Motorenöle 27.340 t 25.743 t 34.865 t 21.852 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 4.395 t 4.060 t 5.345 t 3.398 t Getriebeöl Industrie 2.662 t 2.335 t 3.431 t 2.185 t Turbinen-, Kompressorenöle 888 t 915 t 1.353 t 564 t Maschinenöle 3.090 t 3.128 t 3.853 t 2.859 t Hydrauliköl 10.544 t 7.995 t 12.824 t 8.431 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 2.775 t 3.417 t 2.097 t 2.986 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.777 t 2.169 t 2.059 t 2.140 t Weißöle (technische und medizinische) 6.000 t 5.759 t 6.360 t 5.118 t Schmierfette 2.649 t 2.660 t 3.050 t 2.324 t Basisöle 12.094 t 9.407 t 14.827 t 9.338 t Juli Juni Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate Juni und Juli von 2015 und 2016 folgende Angaben: Erzeugnis 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 4 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Anzeige Ihr Treffpunkt im Herzen Europas Ihr Treffpunkt im Herzen Europas Mehr als 85 Vorträge, erstmals mit Podiumsdiskussion, internationale Aussteller und exzellentes Networking Condition Monitoring - Online • On-Site • Offline Fluid Management - Innovativ und nachhaltig Schmierstoffe - Aktuelle Entwicklungen Tribologie - Forschung im Praxis-Fokus Schmierstoffe - Design to Application Schmierung unter besonderen Bedingungen Funktionsflüssigkeiten - Alles außer Schmieren Neueste wissenschaftliche Erkenntnisse und Forschungsergebnisse Wertvolle Impulse für die Praxis Erfolgsberichte führender Instandhalter Fachausstellung internationaler Unternehmen Nur 50 km von München, Salzburg und Innsbruck Come-together Party und „Kleines Oktoberfest“ Konferenzsprache Englisch, alle Vorträge werden simultan übersetzt Sehen Sie das Vortrags-Programm auf unserer Website oder App! ww wwww.oildoc-conference.de .oildoc-conference.de Supported by Nutzen Sie die OilDoc Konferenz App, sehen Sie alle Speaker, Sessions und Vorträge und klicken Sie sich einfach Ihren persönlichen „Vortrags-Fahrplan“ zusammen! eventmobi.com/ oildoc HOLEN SIE SICH DIE APP T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 4 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Einleitung Maschinenelemente werden grundsätzlich direkt oder auch indirekt dazu genutzt, die Übertragung von kinetischer Energie in einem Baugruppenverbund zu ermöglichen. Dies geschieht z. B. durch Reibung, die infolge einer Normalkraftbeanspruchung und einer Relativbewegung der sich kontaktierenden Funktionsflächen der Maschinenelemente hervorgerufen wird. Dabei beeinflussen die folgenden in Wechselwirkung stehenden Systemparameter das Reibungsverhalten: • stoffliche und geometrische Eigenschaften der am Reibungsprozess beteiligten Elemente • Betriebsbedingungen, welche auf das Maschinenelement einwirken Reibung ist somit eine komplexe Systemgröße, weshalb jedes Maschinenelement durch die definierte Variation der beeinflussenden Parameter optimiert werden muss. Dazu wird das untersuchte Maschinenelement in tribologischen Untersuchungen oft auf ein allgemeines tribologisches System zurückgeführt (Bild 1). Dies besteht aus einem: * Mirjam Bäse, Dr.-Ing. Stephanie Glaw, M.Sc. Prof. Dr.-Ing. Uwe Winkelmann † Hochschule Magdeburg-Stendal Institut für Maschinenbau, 39114 Magdeburg Praktische Anwendung von thermotribometrischen Untersuchungen zur Charakterisierung von unterschiedlich additivierten Schmierölen Mirjam Bäse, Stephanie Glaw, Uwe Winkelmann † * Eingereicht: 4. 11. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 21. 1. 2016 Im Gedenken an Herrn Prof. Dr.-Ing. Uwe Winkelmann (*1952 - †2015) Im vorliegenden Bericht werden Ergebnisse aus experimentellen Untersuchungen vorgestellt, bei denen unterschiedlich additivierte Synthetiköle bis zu einer Versuchstemperatur von T = 513 K (240 °C) in einem modifizierten Thermotribometer bezüglich ihres Reibungsverhaltens untersucht wurden. Das Thermotribometer ist ein Modellprüfstand, mit dem vorzugsweise das Reibungsverhalten von Schmierölen in einem Vier-Kugel-Kontakt untersucht werden kann. Im Gegensatz zum genormten VKA-Versuch wird hierbei das Versagen des Schmierstoffes nicht durch eine quasi aggressive Laststeigerung erzeugt, sondern das Reibungsverhalten der Schmierstoffe durch eine kontinuierliche Temperatursteigerung bei milden und konstanten Betriebsbedingungen bis zum möglichen Versagen getestet. Die Ergebnisse lassen signifikante Unterschiede in der durch das Schmieröl verursachten Änderung des Reibungsverhaltens von konstanten Materialpaarungen in Abhängigkeit von den eingestellten Versuchstemperaturen erkennen. Die Versuchsergebnisse ermöglichten es dabei, die untersuchten Schmieröle in Einsatz- und Anwendungsfelder einzuordnen. Schlüsselwörter Thermotribometer, Additive, Reibung, Schmieröle The current report shows results of experimental investigations on newly de-signed synthetic based oils, which were examined with a modified thermotribometer regarding their temperature related friction change up to T = 513 K (240 °C). The thermotribometer is a model test machine which mainly allows to measure the friction behaviour of lubricating oils in a four-ball contact. In contrast to the standardized fourball wear test the lubricant failure isn’t due to a quasiaggressive load increase but to a continuous temperature increase until a possible failure. The results show significant differences in the friction behaviour of the lubricant oils in reference to the set measurement temperature, which made it possible to associate the oils to useand application fields. Keywords Thermotribometer, additives, friction, lubricant oils Kurzfassung Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 • Grundkörper, z. B. Wälzlagerinnenring, Welle, Zahnflanke, Kupplungsscheibe • Gegenkörper, z. B. Wälzkörper, Buchse, Zahnflanke, Belagscheibe • Zwischenstoff, z. B. Schmieröl, Fett • Umgebungsmedium, z. B. Luft, sonstige Gase Aus physikalischer Sicht zählen zu den stofflichen Eigenschaften der Elemente in solchen tribologischen Systemen zum einen die Eigenschaften des verwendeten Schmierstoffes, wie z. B. die Viskosität, die Dichte und das Druck-Zähigkeitsverhalten und zum anderen die Materialeigenschaften der oberflächennahen Stoffbereiche der in Kontakt stehenden Funktionsoberflächen, wie z. B. die Härte und die Streckgrenze. Den geometrischen Eigenschaften werden makrogeometrische Abmaße sowie Eigenschaften der Konturenberührungsfläche, wie die Welligkeit oder Ebenheit zugeordnet. In wissenschaftlichen Analysen kommen außerdem auch mikrogeometrische Kennwerte, wie die Rauigkeit, das Kernprofil oder der Traganteil einer Kontaktfläche für die Beschreibung der Formeigenschaften zur Anwendung. Betriebsbedingungen sind grundsätzlich Relativgeschwindigkeiten, Kräfte und Temperaturen und werden als äußere Beanspruchungsgrößen eingeordnet, die in Form eines Beanspruchungskollektives wirken. Einer Vielzahl an Untersuchungsergebnissen kann dabei entnommen werden, dass insbesondere der Schmierstoff das Reibungsverhalten der in Kontakt stehenden Elemente enorm verändert und somit eine wesentliche, oft unterschätzte Einflussgröße als tribologischer Wirkpartner darstellt. Für die tribologische Optimierung ist es dabei zum Beispiel notwendig, Kenntnis über dessen physikalischchemischen Eigenschaften zu haben. Ferner müssen aber auch das Reibungsverhalten der Schmierstoffe und der damit verbundene Materialabtrag der in Kontakt stehenden Elemente bekannt sein. Im vorliegenden Bericht wird dafür eine geeignete tribometrische Versuchseinrichtung und die Interpretation der dadurch erlangten experimentellen Untersuchungsergebnisse mit unterschiedlichen praxisrelevanten Schmierölen vorgestellt. 2 Untersuchungskonzept Die Versuchsöle waren unterschiedliche Modellöle, welche der allgemein bekannten Grundölgruppen II, III und IV angehörten, sowie aus Mischungen dieser drei Grundölgruppen bestanden. Einige Öle wurden dabei mit einem Friction Modifier versehen. Da die jeweilige Zusammensetzung der Öle zu Versuchsbeginn unbekannt war, wurden diese zunächst durch viskosimetrische und pyknometrische Untersuchungen hinsichtlich ihrer physikalischen Eigenschaften untersucht. Beide Verfahren sind durch das Deutsche Institut für Normung standardisiert und werden im Folgenden nicht weiter erläutert. Um die temperaturbedingte Reibungsänderung zu ermitteln, erfolgten thermotribometrische Versuche unter extremen Betriebsbedingungen in einem breiten Temperaturbereich im Thermotribometer TTM03* (Bild 2). Anschließend wurden außerdem die Kontaktstellen der in den thermotribometrischen Versuchen verwendeten und durch das Versuchsöl geschmierten Probekörper mikroskopisch vermessen, um Aussagen über den Material- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Thermotribometer TTM03* Bild 1: Allgemeines tribologisches System Bild 3: Kontaktstellen der Kugeln T+S_6_16 17.10.16 17: 00 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 abtrag treffen zu können. Beispielhaft ist ein solcher Kontaktpunkt in Bild 3 dargestellt. Im Folgenden sollen zunächst der Aufbau und die Funktionsweise des Thermotribometers TTM03* näher erläutert werden. Der Aufbau wurde bereits in [1] und die Modifikation in [2] beschrieben. Er ermöglicht die Untersuchung des Einflusses von Schmierstoffen und deren Additivierung in einem Vier-Kugel-Kontakt. Dabei steht im Vergleich zum genormten VKA-Versuch nicht der Lasteinfluss, sondern der Temperatureinfluss im Grenz- und Mischreibungszustand im Vordergrund. Der Unterschied zwischen beiden Prüfverfahren ist in Bild 4 dargestellt. Dabei bietet der Prüfstand die Möglichkeit, Versuchstemperaturen bis T = 573 K (300 °C) einzustellen. Neben dem Reibungsverhalten kann so auch die Reibwertstabilität bis hin zur Einsatzgrenze des Schmierstoffes untersucht werden. Der mechanische Aufbau besteht aus einem Antrieb, einem Prüfraum und einem feststehenden Abtrieb. Der Prüfraum ist mittels einer Seilaufhängung mit dem Prüfgehäuse verbunden und beinhaltet drei feststehende Kugeln sowie den zu untersuchenden Schmierstoff. Eine vierte Kugel ist mit dem Antrieb verbunden, der axial zum Prüfraum angeordnet ist. Der Kugelkontakt wird dabei durch ein Riemengetriebe hergestellt, welches den Antrieb in eine vertikale Bewegung versetzt und in Richtung des Abtriebes bewegt. Aufgrund der Seilverbindung des Prüfraumes mit der Hohlbuchse, wird über die Scheibe und der mit dem Gehäuse verbundenen Buchse ein geschlossener Kraftfluss hergestellt. Mittels einer Belastungsvorrichtung kann auf diese Weise eine konstante Prüflast von maximal 120 N aufgebracht werden. Dabei ist es möglich, die aufgebrachte Last durch drei integrierte Kraftsensoren einzustellen und während des Messvorganges zu überwachen. Im Prüfbetrieb versetzt der Antrieb die im Prüfraum befindliche Kugel in eine rotierende Bewegung. Bedingt durch die aufgebrachte Last und die Relativbewegung kommt es zu einer Reibungskraft, die über einen Hebelarm an einem Tangentialkraftsensor gemessen wird. Die Relativdrehzahl bleibt während der Versuche konstant und kann auf Δn = (1 oder 10) min -1 eingestellt werden. Aufgrund der sehr geringen Relativdrehzahl wird die Eigenerwärmung in der Kontaktzone weitestgehend ausgeschlossen, weshalb äußerst konstante Versuchsbedingungen gewährleistet sind. Um das tribologische Verhalten des Schmierstoffes in Abhängigkeit von unterschiedlichen Temperaturen zu bestimmen, wird der Prüfraum durch eine Boden- und eine Ringheizung temperiert. Der Wärmetransport erfolgt hierbei über ein weiteres Öl, welches räumlich vom Prüföl getrennt ist. Die Regeltemperatur der beiden Heizquellen kann eingestellt und über eine integrierte Temperaturmessung überwacht werden. Auf diese Weise werden durch das so entstehende Heizbad während der Versuche konstante thermische Bedingungen gewährleistet. Die Temperaturmessung im Prüföl erfolgt über ein Thermoelement. Zur Darstellung der äußerst konstanten Versuchsbedingungen wurden die Temperaturmessstellen des Thermotribometers unter Einsatz einer Thermokamera validiert. Bild 5 zeigt hierbei den Ablauf der durchgeführten Validierungsversuche. Dabei wurde das Versuchsöl 7 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Unterschiede zwischen dem VKA- und dem TTM03*-Test Bild 5: Validierung der Temperaturmessung mit einer Thermokamera T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 bis zu einer Solltemperatur von T = 423 K(150 °C) erwärmt und anschließend ein Reibungsversuch von t = 5 min durchgeführt. Beispielhaft sind in Bild 5 auch die Temperaturmessabbildungen der Thermokamera dargestellt. Den Ergebnissen kann dabei entnommen werden, dass die Temperaturmessung uneingeschränkt vergleichbar ist. Die ersichtlichen minimalen Temperaturdifferenzen zwischen den Ergebnissen mit der Thermokamera und dem Thermoelement lassen sich wie folgt erklären: • Der Transmissionswert des Öls und der Emissionswert zwischen Öl und Luft waren unbekannt (angenommener Wert τ = 1, ε = 1). • Die Reaktionsgeschwindigkeit des Thermoelementes ist im Gegensatz zur Thermokamera geringer. • Die Bestimmung der Temperatur durch das Thermoelement erfolgte in einem Messpunkt, die der Thermokamera aus einem Mittelwert von 4 Messpunkten. • Der Unterschied zwischen der Temperaturmessung in der Bodenheizung und der Temperaturmessung mit der Thermokamera im Heizbad ist nicht unmittelbar vergleichbar und ist auf den Einfluss des zusätzlichen Temperatureintrages durch die Ringheizung zurückzuführen. Zusammenfassend kann eingeschätzt werden, dass der verwendete Versuchsaufbau aufgrund der konstanten Betriebsbedingungen und der gleichbleibenden Stoff- und Formpaarung ausgezeichnet für die Untersuchung der durch das Schmieröl bedingten Änderung des Reibungsverhaltens von Materialpaarungen geeignet ist. Aufbauend auf einschlägige Vorversuche wurde auch der in den durchgeführten Untersuchungen verwendete Versuchsablauf konzipiert (Bild 6). Der in den Versuchen eingestellte Temperaturbereich betrug T = (RT…240) °C. Die Steigerung der Temperatur erfolgte in Stufen von 20 K. Nach Erreichen der Versuchstemperatur wurde diese konstant gehalten und ein Reibungsversuch von t = 5 min bei einer Relativdrehzahl von Δn = 1 min -1 durchgeführt. Somit ergaben sich unter Berücksichtigung dieses Versuchskonzeptes n Stufe = 12 Temperaturstufen. Um die Untersuchungsergebnisse definiert zu gestalten und statistisch abzusichern, wurden drei repräsentative Messreihen durchgeführt, denen jeweils ein Einlauf der Reibpaarung vorangestellt war. Dabei kamen in jeder Versuchsreihe eine neue Kugelpaarung und ein ungenutztes Versuchsöl zur Anwendung. Die Durchmesser der Kontaktstellen der Kugel- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Versuchsablauf Bild 8: Dichte der untersuchten Öle Bild 7: Viskosität der untersuchten Öle T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 paarungen wurden dabei mikroskopisch nach jeder durchgeführten Messreihe vermessen, so dass Aussagen zum Materialabtrag getroffen werden konnten. 3 Versuchsergebnisse 3.1 Physikalische Kennwerte Viskosität Die untersuchten Öle weisen ähnliche Viskositäten von ν 40 = 16 mm/ s 2 bei T = 313 K (40 °C) auf. Eine Ausnahme bildet Öl B, bei dem eine um 25 % höhere Viskosität zu verzeichnen ist. Diese beträgt ν 40 = 22 mm/ s 2 (Bild 7). Dichte Der Unterschied, der im Falle des Öl B in der Viskosität zu finden ist, lässt sich auch bei der Auswertung der Größe der Dichte erkennen. Diese ist beim Öl B im Gegensatz zu den Ölen A - D sowie F - H um 1 % erhöht. Weiterhin unterscheidet sich auch die Dichte des Öl E von der Dichte der anderen untersuchten Öle, wobei bei diesem Öl etwas geringere Werte zu verzeichnen sind. Die Unterschiede betragen auch beim Vergleich des Öl E mit den Ölen A - D sowie F - H 1 % (Bild 8). Viskositätsindex Der VI-Index ist beim Öl B sehr viel geringer als bei den anderen Ölen und liegt bei V I= 182. Alle weiteren Öle weisen durchschnittlich einen Viskositätsindex von VI = 200 auf (Bild 9). 3.2 Reibungsverhalten Aus Bild 10 kann das Reibungsverhalten der untersuchten Schmieröle entnommen werden, welches in Abhängigkeit von der eingestellten Versuchstemperatur dargestellt ist und mit dem Thermotribometer TTM03* untersucht wurde. Die Auswertung ergibt folgende Schlussfolgerungen: • Es sind Unterschiede im Reibungsverhalten der untersuchten Schmieröle zu erkennen. • Die Messabweichungen sind sehr gering, was vor allem im unteren Temperaturbereich zu erkennen ist. Bei höheren Temperaturen schwanken die Messwerte beim Schmieröl D und G stärker. Öl B zeigt bei niedrigeren Temperaturen höhere Messabweichungen. • Die untersuchten Schmieröle können bezüglich ihres Reibungsverhaltens gruppiert werden. Danach gleichen sich die Öle A und B, C und D, E und F sowie G und H in ihrem temperaturabhängigen Reibungsverhalten. 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Viskositätsindex der untersuchten Öle Bild 10: Reibungsverhalten der untersuchten Öle in Abhängigkeit von der Temperatur T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 • Die Höhe der Reibung unterscheidet sich bei den Ölen A und B sowie G und H und nimmt vergleichbare Werte bei den Ölen C und D sowie E und F an. • Öl B verursacht obgleich der höheren Viskosität eine geringere Reibung im Tribometerversuch. • Der geringere VI-Index bei Öl B beeinflusst das temperaturbedingte Reibungsverhalten nicht sehr stark. Die letzten beiden Feststellungen lassen folgende Aussagen zu: • Die gruppierten Öle weisen eine vergleichbare Zusammensetzung sowie ein ähnliches Mischungsverhältnis auf. • Die Öle B und H waren mit reibungsmindernden Additiven versehen. 3.3 Verschleiß Die Untersuchungsergebnisse zum Materialabtrag in den Kontaktstellen der Reibkörper zeigen, dass auch Unterschiede im Verschleißverhalten unter Einsatz der verwendeten Schmieröle zu verzeichnen sind (Bild 11). Wenig Materialabtrag wird bei hohen Temperaturbeanspruchungen im Falle des Öl C (d = 180 µm) und H (d = 185 µm) verursacht. Im Gegensatz dazu konnten beim Öl E Verschleißmarken mit großen Durchmessern bis über d = 200 µm festgestellt werden. Alle weiteren untersuchten Kontaktdurchmesser liegen in Bereichen von d = (190…197) µm. 4 Diskussion Reibung und Verschleiß stehen nicht unmittelbar im Zusammenhang und korrelieren nicht nur mit physikalischen Kennwerten. Beispielsweise konnten in den vorliegenden Untersuchungen trotz ähnlicher physikalischer Kennwerte signifikante Unterschiede im Reibungsverhalten in Abhängigkeit von der Temperatur festgestellt werden. Weiterhin verursachten die untersuchten Öle bei gleichen Betriebsbedingungen und gleicher Stoff- und Formpaarung unterschiedlichen Materialabtrag an den Kontaktstellen der Kugeln. Tribologische Systeme müssen daher aufgrund der komplexen physikalischen und chemischen Wechselwirkungen zielgerichtet untersucht werden. Dabei ist in den vorliegenden Experimenten nur ein Teil der beschreibenden Kenngrößen in die Untersuchungen einbezogen worden. Allerdings lassen sich in Anbetracht der Ergebnisse zum temperaturbeeinflussten Reibungsverhalten und dem daraus resultierenden Materialverschleiß auch Aussagen zu möglichen Einsatzgebieten der untersuchten Öle treffen. Grundsätzlich wird an Maschinenelemente die Anforderung einer hohen Lebensdauer gestellt. Die Haltbarkeit eines Bauteils wird dabei stark durch den Materialabtrag beeinflusst. Dieser war bei den Ölen A, B, G und H am kleinsten, wobei beim Öl B mit Abstand das beste Verschleißverhalten zu verzeichnen war. Im Folgenden werden deshalb diese Öle weiter betrachtet. In Bild 12 sind dabei beispielhaft unterschiedliche Maschinenelemente und deren Temperatureinsatzbereiche dargestellt. Des Weiteren wurden Angaben zu den Anforderungen an die Größe der Reibung zugeordnet. Danach eignen sich die Öle B und H für Anwendungen mit geringer Reibung und das Öl A für Maschinenelemente, in denen eine hohe Aus Wissenschaft und Forschung Bild 11: Verschleißuntersuchungen der Kontaktzone Bild 12: Mögliche Anwendungsfelder der untersuchten Öle T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Reibung gefordert wird. Aufgrund des äußerst geringen Materialabtrages von Öl B wird dieses Öl für den Einsatz in Getrieben empfohlen, welche Gleitlager, Wälzlager und Zahnradpaarungen vereinen. 5 Zusammenfassung In den vorliegenden Untersuchungen wurden unterschiedliche praxisrelevante Schmieröle bezüglich ihrer physikalischen Kennwerte, deren Reibungsverhalten in Abhängigkeit von der Temperatur und dem dadurch bedingten Materialverschleiß an den Probekörpern untersucht. Zur Bestimmung der physikalischen Kennwerte kamen genormte Verfahren der Viskositäts- und Dichtemessung zur Anwendung. Damit konnten Angaben zur Viskosität, Dichte und zum Viskositätsindex gemacht werden. Das temperaturbeeinflusste Reibungsverhalten wurde mit dem Thermotribometer TTM03* untersucht, dessen Aufbau in [1] und dessen Modifikationen für eigene Forschungsarbeiten in [2] beschrieben und validiert wurde. Mit den durchgeführten Verschleißmessungen konnten damit eine Vielzahl an Informationen über die praktischen Einsatzmöglichkeiten der untersuchten Öle gewonnen werden. Dazu zählen Angaben zu: • Temperatureinsatzgrenzen der Öle • Reibungsverhalten der Öle in Abhängigkeit von der Temperatur • Einfluss der Öle auf die Lebensdauer der Probekörper • Mögliche Einsatzgebiete der Öle In der Nutzung des Thermotribometers als Versuchsapparatur ergibt sich somit ein großes Potential in der Optimierung des Einflusses von Schmierölen in tribologischen Systemen. Literatur [1] Fleischer, G.; Müller, H. G.; Lorenz, P.: Das Thermo- Tribometer TTM03: Ein Ergebnis interdisziplinärer wissenschaftlich-technischer Zusammenarbeit und der TH Magdeburg. In: Schmierungstechnik, (18), 4, 1987, S. 105-06. [2] Bäse, M.; Winkelmann, U.: Characterisation of different lubricating oils with a modified thermo-tribometer - Charakterisierung von unterschiedlichen Schmierölen mit einem modifizierten Thermotribometer. In: Kuhn, E. (Hrsg.): 9. Arnold Tross Kolloquium. Aachen, 2013. 11 Aus Wissenschaft und Forschung Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 1 Einleitung Eine große Herausforderung bei der Entwicklung antriebstechnischer Systeme steckt aktuell in der Reduzierung des Energieverbrauchs und in der Verbesserung der CO 2 -Bilanz des Gesamtsystems. Die Integration von hydraulischen Komponenten zur Energierückgewinnung im Antriebsstrang ist eine geeignete Möglichkeit technische Systeme dahingehend zu optimieren. Hier zeigt sich jedoch ein Zielkonflikt, weil das Gewicht hydraulischer Komponenten aktuell noch recht hoch ist. Zur effizienten Realisierung einer hydraulischen Energierückgewinnung im Antriebsstrang ist es somit unabdingbar, das Gewicht hydraulischer Komponenten zu verringern. Ein hierzu geeigneter Ansatz ist die Substitution von metallischen Komponenten durch Komponenten aus faserverstärkten Polymeren. Der Hauptfunktionsträger einer hydraulischen Energierückgewinnung im Antriebsstrang ist eine Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe, vgl. Bild 1. Bei der Substitution von metallischen Komponenten durch Komponenten aus faserverstärkten Polymeren ergeben sich im Reibkontakt zwischen dem Zylinder (Bild 1, Nummer 1) und der Steuerplatte (Bild 1, Nummer 2) neue tribologische Kontaktpaarungen mit unbekanntem Reibungs- und Verschleißverhalten. Zur Untersuchung des tribologischen Verhaltens von potentiellen Leichtbauwerkstoffen für die Steuerplatte- Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl. Wirt.-Ing Tim Abraham Fraunhofer Institute for Surface Engineering and Thin Films (IST), 38108 Braunschweig Dipl.-Ing. Martin Weber Prof. Dr. rer. nat. Günter Bräuer Ricarda Leisner M.Sc. Markus Blust Dr.-Ing. Benoit Lorentz Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Albert Albers Tribologische Untersuchung und Bewertung von faserverstärkten Polymeren für die Leichtbauhydraulik T. Abraham, M. Weber, G. Bräuer, R. Leisner, M. Blust, B. Lorentz, A. Albers* Eingereicht: 9. 9. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 11. 2015 Durch die Substitution von metallischen Komponenten durch faserverstärkte Polymere kann das Gewicht hydraulischer Systeme erheblich reduziert werden. Dadurch ergeben sich jedoch neue tribologische Systeme mit unbekanntem tribologischem Verhalten. Um das tribologische Eignungspotential von faserverstärkten Polymeren für den Einsatz im Zylinder- Steuerplatten-Kontakt einer Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe bewerten zu können, werden Versuche mit einem Kugel-Scheibe-Tribometer und einem anwendungsnäheren Systemtribometer durchgeführt. Die Versuchsergebnisse belegen das Eignungspotential der faserverstärkten Polymere als Materialsubstitut im Zylinder-Steuerplatten-Kontakt und zeigen weiterführende Untersuchungsfelder zur Endqualifikation auf. Schlüsselwörter Faserverstärkte Polymere, Hydraulik, Reibung, Tribometrie, Verschleiß, Schmierung By replacing some metallic components of existing hydraulic systems with fiber-reinforced polymers the weight of the hydraulic systems can be drastically reduced. However new tribological systems with unknown wear and friction behavior arise from the substitution. For the analysis of the tribological suitability potential of fiber-reinforced polymers for the use in the contact between cylinder and control plate of an axial piston variable pump, experiments are conducted with a ball-on-disc tribometer and a more detailed application tribometer. The results prove the suitability potential of the fiber-reinforced polymers as a material substitute in the contact between cylinder and control plate and show further investigations for a final qualification. Keywords Fiber-reinforced polymers, hydraulic, friction, tribology, wear, lubrication Kurzfassung Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 12 Zylinder-Paarung wurde am Fraunhofer IST faserverstärktes Polyetheretherketon (PEEK), Polyphtalamid (PPA) und Polyphenylensulfid (PPS) gegen Wälzlagerstahl auf einem Kugel-Scheibe-Tribometer getestet und bewertet. Für eine anwendungsnahe Qualifikation der faserverstärkten Polymere wurden anschließend Versuche am Prüfstand RPR (ReibungsPrüfstand Rotatorisch) [2, 3, 4] des IPEK - Institut für Produktentwicklung durchgeführt. Dieser Prüfstand ermöglicht eine Nachbildung und Untersuchung des tribologischen Kontaktes zwischen einem nachgebildeten Zylinder und einer realen Steuerplatte des Pumpensystems. Neben der Beschreibung der Testmethoden des Fraunhofer IST und des IPEK - Institut für Produktentwicklung und einer Zusammenfassung der jeweiligen wesentlichen Ergebnisse erfolgt in den nachfolgenden Abschnitten auch eine Diskussion der Übertragbarkeit der Ergebnisse der beiden Testmethoden. 2 Stand der Technik Zahlreiche Untersuchungen belegen einen hochgradig komplexen tribochemischen Prozess im Reibkontakt mit Polymeren [5]. Gemäß Bahadur [6] bilden Polymere eine Transferschicht auf der Oberfläche des Gegenkörpers aus, welche eine selbstschmierende Wirkung entfalten können. Die Schichtausbildung und die damit verbundene Reibungsminderung werden von vielen Faktoren beeinflusst. Insbesondere die Oberflächenrauheit des Gegenkörpers ist bei der Transferschichtausbildung von sowohl faserverstärkten als auch unverstärkten Polymeren maßgeblich [7, 8]. Weiterhin nimmt die Schichtausbildung mit zunehmender Flächenpressung [9] und Relativgeschwindigkeit [10] ab und somit der Verschleiß des Polymers zu. Die Komplexität des Reibungs- und Verschleißprozesses nimmt bei Eintritt einer Faserverstärkung in den Tribokontakt zu und verhält sich je nach Polymerwerkstoff Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 unterschiedlich. Als Einflussfaktoren sind der Faserwerkstoff, die Faserlänge sowie die Faserausrichtung bzw. Faserverteilung [11] zu nennen. Beispielsweise verbessert gemäß Voss [12] eine Kurzfaserverstärkung den Verschleißwiderstand von PEEK, wobei Kohlenstofffasern eine höhere Verschleißminderung bewirken als Glasfasern. Nachteilig sind jedoch der abrasive Verschleiß des Gegenkörpers sowie die ausgebildete Polymer-Transferschicht durch die Faserverstärkung [11]. Die prinzipielle Eignung von Keramiken und Polymeren für die Anwendung in hydraulischen Systemen wird von Donders et. al. [13] diskutiert. Darüber hinaus existieren zahlreiche Arbeiten, die das Potential von keramischen Komponenten [14] und PVD-beschichteten Stahlkomponenten [15, 16] für die Fluidtechnik aufzeigen. Forschungsbedarf zeigt sich somit insbesondere in der Untersuchung des tribologischen Verhaltens von Bauteilen aus Polymer- und Faserverbundwerkstoffen für den Einsatz in hydraulischen Systemen. 3 Versuchsaufbau 3.1 Versuchsmaterialien Zur Reduktion des Schrägscheiben-Axialkolbenpumpengewichts erfolgt eine Substitution des derzeitig metallischen Steuerplattenmaterials durch unterschiedliche faserverstärkte Polymere. Hierdurch ergeben sich neue Werkstoffpaarungen mit unbekannten tribologischen Eigenschaften. Für deren Bewertung sollen die neuen Werkstoffpaarungen geprüft und mit dem tribologischen Verhalten der momentan vorhandenen Werkstoffpaarung (Referenzpaarung) verglichen werden. Aktuell wird die Steuerplatte der Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe aus einer Kupferlegierung (REF) und der Zylinder aus dem Kugelgraphitguss EN-GJS-400-15 gefertigt. Die faserverstärkten Polymere müssen den Festigkeits- und Temperaturanforderungen genügen sowie eine Medienbeständigkeit gegen Mineralöle und ein gegenüber dem Referenzwerkstoff mindestens gleichwertiges Verschleiß- und Reibungsverhalten vorweisen. Zur Gewährleistung eines effizienten Produktionsprozesses bei der späteren Bauteilfertigung sollen die faserverstärkten Polymere zudem mittels des Spritzgießverfahrens verarbeitbar sein. Die auf Grundlage dieses Anforderungsprofils erfolgte Materialauswahl ist in Tabelle 1 ersichtlich. 13 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe, Bosch Rexroth Typ A10VNO [1] Tabelle 1: Eigenschaften der Versuchswerkstoffe Werkstoff W1 W2 W3 Matrixwerkstoff PEEK PPS PPA Faserart und %-Gehalt 30% CF 40% GF 50% GF Zugfestigkeit (23 °C) 260 MPa 195 MPa 250 MPa E-Modul 25 GPa 14,7 GPa 18 GPa T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 3.2 Kugel-Scheibe-Tribometerversuche Zur Bewertung der Werkstoffpaarungen dienen Kugel- Scheibe-Tribometerversuche mit rotatorischer Relativbewegung. In Hinblick auf die spätere Applikation der gewichtsoptimierten Schrägscheiben-Axialkolbenmaschine zur Energierückgewinnung in Antriebssystemen sind primär kurze Beschleunigungsphasen zu erwarten. Der Tribokontakt zwischen Steuerplatte und Zylinder durchläuft dabei vermehrt den Grenzreibungszustand, welcher mit einem erhöhten Verschleiß verbunden ist. Dieser Reibungszustand liegt bei einer geringen Rotationsgeschwindigkeit des Zylinders bei gleichzeitig hohem Zylinderraumdruck vor. Der Kugel-Scheibe-Tribometerversuch soll insbesondere das Reibungs- und Verschleißverhalten der Werkstoffpaarungen innerhalb dieses kritischen Belastungsbereichs untersuchen. Eine Anhebung der Prüflast dient zusätzlich einer Zeitraffung der Verschleißvorgänge im Tribometerversuch. Die resultierende Hertz’sche Pressung unter Verwendung einer Kugel als Gegenkörper ermöglicht die Aufbringung der erforderlichen hohen Kontaktnormalspannungen. Die nach Abbild einer Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe abgeleiteten Prüfparameter sind in Tabelle 2 zusammengefasst. Für die spätere Auswertung erfolgt eine Mittelwertbildung von drei Tribometerversuchen pro Werkstoffpaarung. 3.3 Versuche Prüfstand RPR Der Prüfstand RPR des IPEK wurde für die realitätsnahe Untersuchung des tribologischen Kontaktes zwischen Steuerplatte und Zylinder einer Axialkolbenpumpe entwickelt und aufgebaut. Eine detaillierte Beschreibung des Prüfstandes erfolgte bereits in [2], [3] und [4]. Aus diesem Grund soll im Zuge der folgenden Erläuterungen lediglich ein grober Überblick über die Funktion des Prüfstandes gegeben werden. Die konstruktive Umsetzung des Prüfstandes RPR ist aus Bild 2 ersichtlich. Die Hauptkomponenten des Prüfstandes sind die Prüfkammer (1) die auf einem Prüftisch (6) angeordnet ist. Die Prüfkammer bietet insgesamt acht Aufnahmen (2 und 3) für die Prüfkörper. Zwei der acht Aufnahmen sind aktuell mit einer Einrichtung zur Messung des Reibmomentes versehen (3). Weitere können nachgerüstet werden. Die Prüfkammer wird durch einen Drehstrommotor (5) über einen Riementrieb (4) angetrieben. In jeder der insgesamt acht Prüfkörperaufnahmen können Prüfkörper in Form von rotationssymmetrischen Scheiben eingelegt werden (Bild 2). Die untere Scheibe 2 rotiert mit der Drehzahl n S während die obere Scheibe 1 feststeht und durch einen Hydraulikzylinder mit definierter Anpresskraft F N auf die untere Scheibe gedrückt wird. Die Prüfkörper befinden sich in einem temperierten Ölbad mit Temperatur T Fluid . Da bis zu acht Prüfkörperpaarungen gleichzeitig getestet werden können, ist eine effiziente statistische Absicherung der Versuchsergebnisse möglich. Mögliche Prüfkörperdurchmesser, Anpresskräfte, Drehzahlen und Temperaturen des Schmiermediums sind an reale Pumpensysteme angelehnt. Wesentliche Unterschiede zwischen dem tribologischen Kontakt im Prüfstand RPR und dem tribologischen Kontakt im realen Schrägscheiben-Axialkolbenpumpensystem bestehen lediglich in der konstanten Anpresskraft F N und in der Art der Schmierung, siehe hierzu [2, 3, 4]. Entsprechend der Prinzipskizze in Bild 2 zeigt Bild 3 die Kontaktgeometrie der feststehenden und Bild 4 die Kontaktgeometrie der rotierenden Prüfkörper, welche bei den Versuchen am Prüfstand RPR zum Einsatz kamen. Die Werkstoffe, geometrischen Abmessungen und Oberflächenbeschaffenheiten der Prüfkörper wurden in Anlehnung an die Referenzbauteile in marktüblichen Pumpensystemen gewählt. Aus fertigungstechnischen Gründen weisen die feststehenden Prüfkörper jedoch gegenüber dem Realbauteil keine Nuten auf. Nach dem Paaren der beiden Prüfkörper entsteht somit ein kreisringförmiger tribologischer Kontakt mit Außendurchmesser von 69,4 mm und Innendurchmesser von 48,6 mm, wie er in Bild 4 angedeutet ist. Die feststehenden Prüfkörper wurden aus EN-GJS-400- 15 gefertigt, vgl. Kapitel 3.1, und deren Kontaktfläche Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 2: Prüfparameter des Kugel-Scheibe- Tribometerversuchs Anpresskraft F N 60 N Relative Geschwindigkeit v 0,2 m/ s Prüfdauer t 60 min Temperatur des Schmiermediums T Fluid 23 ± 1 °C Schmiermedium HLP32 Die verwendeten Prüfkugeln (Ø 9,5mm) sind aus dem Wälzlagerstahl 100Cr6 gefertigt. Die Prüfscheiben aus den faserverstärkten Polymeren sind im Spritzgießverfahren hergestellt. Analog zur aktuellen Steuerplattenfertigung sind die engen Bauteiltoleranzen durch Läppen oder Schleifen einzustellen, wodurch die Faserverstärkung freigelegt wird. Die Prüfscheiben liegen demnach plangeschliffen (1000 Körnung) und mit Ethanol gereinigt vor. Anschließend weisen deren Oberflächen einen arithmetischen Mittenrauheitswert R a in Höhe von 0,15 - 1,4 µm auf. Zur Quantifizierung des Scheibenverschleißes nach den Tribometerversuchen wurden die Verschleißspuren jeweils an sechs Stellen quer zum Spurverlauf taktil mittels eines DektakXT von Bruker vermessen. Anhand des gewonnen Höhentiefenprofils können daraufhin die Materialanhaftungen und -abträge gemittelt und getrennt voneinander als Querschnittsfläche beziffert werden. T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 geläppt (R a 0,8 µm) und randschichtgehärtet auf 380HV5. Die Kontaktfläche der rotierenden Prüfkörper wurde unabhängig vom Werkstoff ebenfalls dem identischen Läpp-Prozess unterzogen. Bei den Prüfkörpern aus dem Werkstoff REF wurde hierbei ein R a -Wert von 0,2 µm erreicht. Die R a -Werte der Faserverbundwerkstoffe W1, W2 und W3 fallen werkstoffbedingt größer aus und liegen im Bereich von 0,5 - 0,8 µm. Bild 5 zeigt das Versuchsprogramm für den Prüfstand RPR. Entsprechend der Abbildung wurde eine Drehzahlrampe von 0 auf 4000 1/ min in 12 min bei einer konstanten Anpresskraft von 400 N durchlaufen und der Reibmomentverlauf der jeweiligen tribologischen Paarungen gemessen. Anschließend erfolgte die Umrechnung der Reibmomentverläufe mit Hilfe des mittleren Durchmessers des kreisringförmigen tribologischen Kontaktes in Reibwertverläufe. Die Temperatur des Schmiermediums (HLP32 (Fa. Oest), DIN 51524) betrug über die gesamte Versuchsdauer konstant 50 °C. Um eine größtmögliche statistische Absicherung zu erreichen, beinhaltete jede der auf dem Prüfstand RPR durchgeführten Versuchsreihen sechs Versuche unter identischen Randbedingungen. Um eine größtmögliche Anzahl von Messdaten zu erhalten, wurden lediglich die beiden Prüfkörperaufnahmen mit Reibmomentmesssystem mit Prüfkörperpaarungen bestückt, sodass für sechs Versuche insgesamt drei Versuchsläufe erforderlich waren. 4 Ergebnisse und Diskussion - Kugel-Scheibe-Tribometerversuche Die ermittelten Reibungszahlen aus den Kugel-Scheibe- Tribometerversuchen sind in Bild 6a zusammengefasst. W1 weist gegenüber REF eine leicht verbesserte Reibung auf. Demgegenüber resultieren aus dem Reibkontakt mit W2 und W3 höhere Reibungszahlen gegenüber REF. Zudem ist die Standardabweichung von W2 und W3 höher als die von REF und W1, was auf ein inhomogeneres Reibverhalten zwischen den einzelnen Proben zurückzuführen ist. W1 besitzt somit das beste Reibverhalten unter den getesteten Materialien, gefolgt von REF, W2 und W3. 15 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Konstruktive Umsetzung des Prüfstandes RPR, Modellbildung / Prinzipskizze Bild 3: Geometrie der feststehenden Prüfkörper Bild 4: Geometrie der rotierenden Prüfkörper Bild 5: Versuchsprogramm Prüfstand RPR T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Das Verschleißverhalten des Referenzmaterials REF als auch der faserverstärkten Polymere (W1, W2, W3) wird durch einen Materialabtrag bestimmt, welcher in Bild 6b gegenübergestellt ist. Ähnlich dem Reibverhalten weist W1 von allen Materialien den höchsten Verschleißwiderstand auf, gefolgt von REF, W2 und W3. Die geringste Standardabweichung ist bei W2 zu beobachten, wohingegen REF und insbesondere W1 ein vergleichsweise inhomogenes Verschleißverhalten aufzeigen. Der gleichmäßige Materialabtrag auf den Proben von W1 (Bild 7a) sowie W2 (Bild 7b) zeugt von einem abrasiven Verschleiß. Eine Oberflächenzerrüttung ist nicht zu erkennen. In Anbetracht dieser Ergebnisse ist auch im Überlastfall während des Betriebs der gewichtsoptimierten Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe kein Materialversagen zu erwarten. Entlang der Verschleißspur von W3 sind partielle Materialausbrüche vorzufinden, vgl. Bild 8a. Gemäß den Reibungszahlverläufen treten diese nach einer Reibdistanz von ca. 300 m auf, wo ein schlagartiger Anstieg der Amplitude zu erkennen ist, vgl. Bild 8b. Das verzögerte Auftreten sowie die Charakteristik dieser Ausbrüche legt eine voranschreitende, lokale Oberflächenzerrüttung als Folge der Lastüberhöhung nahe. Für eine weitergehende Qualifikation von W3 als Substitut für das Steuerscheibenmaterial ist die maximal zulässige Last, bei der kein Materialversagen vorliegt, weiter einzugrenzen. Auf den Prüfkugeln sind Verschleißspuren zu erkennen, welche je nach Polymerwerkstoff unterschiedlich stark ausgeprägt sind, vgl. Bild 9a-c. Auffällig ist der hohe Verschleiß im Reibkontakt mit den glasfaserverstärkten Polymeren W2 und insbesondere W3. In beiden Fällen zeugen tiefe Furchen im metallischen Grundkörper von einem abrasiven Verschleißvorgang. Demgegenüber sind im Reibkontakt mit dem kohlefaserverstärkten W1 nur vereinzelnd abrasive Verschleißspuren vorzufinden. Beim Abrasivverschleiß führt die aufzubringende Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Gegenüberstellung der Reibungszahlen und des Scheibenverschleißes aus den Kugel-Scheibe-Tribometerversuchen Bild 7: Lichtmikroskopische Aufnahme der Verschleißspur mit zugehöriger Querschnittsvermessung von W1 (a) und W2 (b) T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Schneidkraft im Reibkontakt zu einer erhöhten Reibungsenergie. Dieser Zusammenhang zwischen Reibung und Verschleiß korreliert mit den ermittelten Reibungszahlen in Bild 6a und den unterschiedlichen Verschleißausprägungen auf den Prüfkugeln. Gemäß diesen Ergebnissen bedingt eine Glasfaserverstärkung gegenüber einer Kohlefaserverstärkung ein schlechteres Reibungs- und Verschleißverhalten. Um eine fundierte Aussage über die Relation zwischen Gegenkörperverschleiß, Faserverstärkung und Polymerwerkstoff tätigen zu können, sind weitere Untersuchungen erforderlich. Die vorangehende Materialbewertung auf Basis der ermittelten Reibungszahlen korreliert mit dem Verschleißverhalten. W1 weist das beste Reibungs- und Verschleißverhalten auf, gefolgt W2 und W3. Bei der späteren Bauteilauslegung zu berücksichtigen ist der Gegenkörperverschleiß durch die Faserverstärkung. 5 Ergebnisse und Diskussion - Prüfstand RPR In Bild 10 bis Bild 13 sind die in den jeweiligen Versuchen gemessenen Reibungszahlverläufe der einzelnen tribologischen Paarungen aufgetragen. Dargestellt ist für jede Versuchsreihe ebenfalls der aus den einzelnen Versuchsergebnissen berechnete arithmetische Mittelwert. Bei der tribologischen Paarung EN-GJS-400-15 / REF (Bild 10) zeigt sich eine relativ geringe Streuung zwischen den Ergebnissen der jeweiligen Versuche. Darüber hinaus ist der Mittelwert der Reibungszahlverläufe aus den einzelnen Versuchen im Drehzahlbereich zwischen 500 und 1500 1/ min in etwa vergleichbar mit den am Kugel-Scheibe-Tribometer ermittelten Reibungszahlen der tribologischen Paarung mit dem Werkstoff REF (Bild 6a). Der Mittelwertverlauf der Reibungszahlen aus den Versuchen EN-GJS-400-15 / W1 (Bild 11) ist über dem gesamten Drehzahlbereich tendenziell etwas höher als der Mittelwertverlauf der Reibungszahlen aus den Versuchen EN-GJS-400-15 / REF (Bild 10). Darüber hinaus zeigt sich insbesondere im Bereich höherer Drehzahlen eine größere Streuung zwischen den einzelnen Versuchsergebnissen. Der in Bild 12 dargestellte Mittelwertverlauf der Reibungszahlen aus den Versuchen mit EN-GJS-400-15 / W2 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 8: Lichtmikroskopische und dreidimensionale (a) Aufnahme eines Materialausbruchs auf einer Prüfscheibescheibe aus W3 entstanden während eines Tribometeversuchs (b) Bild 9: Lichtmikroskopische Aufnahmen der Verschleißspuren auf dem metallischen Gegenkörper (100Cr6-Prüfkugel) nach den Tribometerversuchen gegen W1 (a), W2 (b) und W3 (c) T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 ist über dem gesamten Drehzahlbereich wesentlich geringer als der Mittelwertverlauf der tribologischen Paarung EN-GJS-400-15 / REF (Bild 10). Die gemittelten Reibungszahlen der tribologischen Paarung EN-GJS-400-15 / W3 (Bild 13) sind im Drehzahlbereich von 0 bis ca. 2000 1/ min etwas geringer und im Drehzahlbereich von 2000 bis 4000 1/ min etwas größer als die in Bild 6a für die tribologische Paarung mit W3 dargestellte Reibungszahl. Unter Berücksichtigung der Streuung von W3 in Bild 6a lässt sich jedoch sagen, dass der mit dem Prüfstand RPR ermittelte mittlere Reibungszahlverlauf in etwa vergleichbar mit den in den Kugel-Scheibe-Versuchen ermittelten Reibungszahlen für W3 ist. Auffällig ist, dass im Drehzahlbereich von 0 bis 2000 1/ min die einzelnen Versuchsergebnisse sehr stark streuen. Erste Stichprobenversuche mit mehrfacher Wiederholung der Drehzahlrampe zeigten, dass dieses Verhalten wahrscheinlich auf unterschiedliche Einlaufeffekte zurückzuführen ist. 6 Zusammenfassung und Ausblick Die getesteten faserverstärkten Polymere zeigen sowohl in den Kugel-Scheibe-Tribometerversuchen als auch in den Versuchen mit dem Prüfstand RPR ein hohes tribologisches Eignungspotential für den Einsatz im Steuerplatten-Zylinder-Kontakt einer Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe. Beide Prüfmethoden bilden unterschiedliche, tribologisch kritische Belastungsbereiche der Schrägscheiben-Axialkolbenpumpe ab. Zusammenfassend zeigt sich, dass trotz der unterschiedlichen Testregime der mit dem Prüfstand RPR ermittelte mittlere Reibungszahlverlauf bei der tribologischen Paarung mit dem Werkstoff REF in bestimmten Drehzahlbereichen vergleichbar mit dem Ergebnis aus den Versuchen mit dem Kugel-Scheibe-Tribometer ist. Der mit dem Prüfstand RPR ermittelte mittlere Reibungszahlverlauf der tribologischen Paarung mit dem Werkstoff W3 ist unter Berücksichtigung der Streuung der Ergeb- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 10: Reibungszahlverlauf EN-GJS-400-15 / REF Bild 11: Reibungszahlverlauf EN-GJS-400-15 / W1 Bild 12: Reibungszahlverlauf EN-GJS-400-15 / W2 Bild 13: Reibungszahlverlauf EN-GJS-400-15 / W3 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 nisse aus den Versuchen mit dem Kugel-Scheiben- Tribometer mit diesen vergleichbar. Bei den tribologischen Paarungen mit den Werkstoffen W1 und W2 sind die mit den jeweiligen Prüfmethoden ermittelten Reibungszahlen leicht unterschiedlich. Gemäß den Kugel- Scheibe-Tribometerversuchen stellt W1 die beste Alternative zum Werkstoff REF dar. Die anwendungsnäheren RPR-Versuche identifizierten W2 als Alternativwerkstoff mit dem besten Reibverhalten. Die Versuche mit dem Prüfstand RPR zeigen darüber hinaus drehzahlabhängige Effekte. In beiden Versuchsaufbauten auffällig ist das gegenüber REF inhomogenere Reibverhalten der faserverstärkten Polymere. Die nach den Kugel-Scheibe-Tribometerversuchen durchgeführte Verschleißbewertung korreliert mit dem Ranking des Reibverhaltens. W1 weist das beste Verschleißverhalten auf, wobei die deutlich höhere, anliegende Kontaktnormalspannung bei den Versuchen mit REF bei der Bewertung zu berücksichtigen ist. Weiterhin führt der Reibkontakt mit den faserverstärkten Polymeren zu einem abrasiven Verschleiß der Prüfkugel aus dem Wälzlagerstahl 100Cr6. In Anbetracht der Verschleißausprägungen wirkt eine Glasfaserverstärkung abrasiver als eine Kohlenfaserverstärkung. Eine fundierte Aussage über die Relation zwischen Gegenkörperverschleiß, Faserverstärkung und Polymerwerkstoff kann auf Basis der Versuche jedoch noch nicht getätigt werden. Weitergehend sind zur Überprüfung des tribologischen Eignungspotentials der faserverstärkten Polymere als Substitut für das Steuerplattenmaterial Versuche bei größeren Lasten und höheren Fluidtemperaturen mit dem Prüfstand RPR notwendig. Zusätzlich ist das Versuchsprogramm in Bild 5 um weitere Drehzahlrampen zu erweitern, um mögliche Einlaufeffekte besser erkennen zu können. Der beobachtete Verschleiß an den metallischen Prüfkugeln im Reibkontakt mit den faserverstärkten Polymeren ist in weiteren Versuchen näher zu untersuchen. In Hinblick auf die spätere Anwendung sind Maßnahmen zu treffen, um einen Verschleiß des Gegenkörpers zu verhindern. Ein potentieller Lösungsansatz besteht in der Aufbringung einer Hartstoff-Dünnschicht. Hierzu sind Tribometerversuche mit beschichteten Prüfkugeln zur Identifikation potentieller Schichtsysteme durchzuführen. Danksagung Die Autoren danken dem Bundesministerium für Bildung und Forschung für die finanzielle Unterstützung im Rahmen des Forschungsprojekts „LHYDIA - Leichtbauhydraulik im Automobil“ (FKZ: 13X3035H). Literatur [1] Matthies, H. J.; Renius, K. T.: Einführung in die Ölhydraulik. 7. Aufl., Vieweg+Teubner Verlag, Wiesbaden, 2012 [2] Albers, A., Blust, M., Lorentz, B., and Burger, W., 2014, “A New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Components”, In Proceedings TAE - 19th International Colloquium Tribology - Industrial and Automotive Lubrication 2014, TAE - Technische Akademie Esslingen e.V. [3] Blust, M., Lorentz, B., and Burger, W, 2014, “Validation of a New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Components”, In Proceedings NORDTRIB 2014 - 16 th Nordic Symposium on Tribology, Danish Technological Institute [4] Blust, M., Lorentz, B., and Burger, W, 2014, “Validation of a New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Components”, TRIBOLOGIA - Finish Journal of Tribology 2 vol 32/ 2014, 3-11 [5] Jintang, G.: Tribochemical effects in formation of polymer transfer film. Wear 245, 2000, 100-106 [6] Bahadur, S.: The development of transfer layers and their role in polymer tribology. Wear 245, 2000, 92-99 [7] Blanchet, T.A.; Kandanur, S.S.; Schadler, L.S.: Coupled effect of filler content and countersurface roughness on PTFE nanocomposite wear resistance. Tribology Letters 40 (1), 2010, 11-21 [8] Hollander, A.E.; Lancester J.K.: An application of topographical analysis to the wear of polymers. 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Eine Änderung von Größenverteilung, insbesondere eine Erhöhung der Menge und der Größe der Partikel, zeigt mit hoher Wahrscheinlichkeit den Beginn einer außerordentlichen Verschleißsituation an. Die online-Überwachung von Partikeln in Schmierölen kann daher als Indikator zur Schadensfrüherkennung eingesetzt werden. Damit lassen sich größere Schäden vermeiden und der plötzliche Ausfall von mechanischen Systemen, wie z. B. Motoren, Getriebe, etc. verhindert werden. Zur Überwachung des Verschleißes wurde ein optisches online-Messsystem (OILPAS) entwickelt, das neben Partikeln auch andere Objekte wie z. B. Blasen, Tröpfchen, etc. in Fluiden, wie z.B. Schmieröl, Treibstoffen, Wasser, etc. erkennen kann. Bei dem entwickelten online-Verfahren wird ein optisches System verwendet, bei dem ein Teilstrom des Fluids kontinuierlich durch eine optisch transparente Flusszelle mit einer dünnen Schicht geleitet wird. Die eingesetzten Bildanalyse-Algorithmen wurden an einer Vielzahl von Ölproben aus Motoren, Getrieben, etc. mit unterschiedlichen Zuständen und Schäden getestet, um sicher Partikel, Blasen, Tröpfchen, etc. voneinander unterscheiden zu können. Dabei wurde das System erfolgreich in verschiedenen Anwendungen an Motor- und Getriebeprüfständen online eingesetzt. Ebenso konnte mit diesem System die Blasenentstehung und der dispergierte Gasgehalt in Abhängigkeit von den Belastungszuständen an dynamischen Systemen wie z. B. Motoren, Getriebe, etc. kontinuierlich und online untersucht werden. Ebenso sind Anwendungen zur Erkennung nicht gelöster Tröpfchen (z. B. Wasser, Silikon als Antifoam, etc.) erfolgreich durchgeführt worden. Schlüsselwörter Partikel-Messtechnik, Verschleiß-Messtechnik, Blasen-Meßtechnik, Tröpfchen-Meßtechnik, Schadensfrüherkennung The occurrence of particles as a result of abrasive wear, as well as the number and size distribution of particles in lubricating oils of engines, transmissions, etc. are clear indicators of the current state of wear in a tribological system. The change of size distribution, in particular any increase of the quantity and the size of the particles shows with high probability the beginning of an extraordinary wear situation. The online monitoring of particles in lubricating oils can therefore be used as an indicator for immediate detection of damages. Thus, major damage can be avoided and the sudden failure of mechanical systems such as engines, gears, etc. are prevented. In order to monitor the wear with an optical online measurement system the OILPAS system was developed. The system is able to monitor particles from wear and other objects like gas bubbles (aeration), droplets (water or silicone as antifoam), etc. in fluids. The system can recognize these objects in lubricating oil, fuel, water, etc. The developed method is working with an optical system wherein a partial flow of the fluid is passing continuously through an optical flow cell with a transparent thin film of the fluid. The image analysis algorithms were tested on a wide variety of oil samples from engines, transmissions, etc. with different status and damages in order to detect particles, bubbles, droplets, etc. The system has been successfully used in various online applications on engine and transmission test benches. OILPAS can also be used to measure online and continuously bubbles and their distribution of the dispersed gas content as a function of the loading conditions of dynamic systems, such as engines, gears, transmissions, etc. As well, the system has been successfully used in applications for the recognition of non-dissolved droplets (e. g. water, silicone as antifoam, etc.). Keywords Particle measurement, wear measurement, bubble measurement, droplet measurement, early damage detection Kurzfassung Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 1 Grundlagen (Anforderungen Objekterkennung von Partikeln, Blasen, Tropfen, etc.) Die Erkennung von Objekten in Fluiden (Bild 1.1) ist für die Untersuchungen von Vorgängen besonders bedeutungsvoll, bei denen diese Fluide maßgeblich beteiligt sind [1]. Das ist z.B. bei der Betrachtung von Schmierölen in Motoren und Getrieben der Fall. Der Zustand des Schmiermittels, insbesondere die Beladung mit Partikeln als Folge von abrasivem Verschleiß und der Gasgehalt (in Form von Luftblasen) ist dabei besonders bedeutungsvoll. Beide Objekte können eine Schmierung erheblich stören. Um diese Objekte zu erkennen und deren Menge und Größe zu bestimmen sind geeignete Messgeräte erforderlich [2,3]. Um Objekte, wie z. B. Partikel, Blasen und Tropfen anderer ungelöster Fluide zur messen, wurde das Messgerät OILPAS entwickelt. In erster Linie war dabei das Ziel, in Schmierstoffströmen von mechanischen Systemen Partikel als Folge von abrasivem Verschleiß und Blasen als störenden Einfluss der Schmierung zu erfassen. Dabei waren als Voraussetzungen zu erfüllen, dass kleinste Objekte (> 1 µm) in zu untersuchenden Fluiden noch optisch erfasst werden können, diese Objekte von der Größe und Anzahl bestimmt werden können und die Objekte gleichzeitig eindeutig unterschieden werden können. Derartige Anforderungen zur Objekterkennung sollen von einem derartigen System für unterschiedlichste Fluide und für eine große Zahl von Anwendungen erfüllt werden. Dabei ist zu berücksichtigen, dass optische Verfahren Grenzen in der Auflösung haben. Der Prozess der Identifizierung der Objekte und die Mengen- und Größenbestimmung soll dabei automatisiert in einem Computer ablaufen. Die Grenze der Bestimmung unter Berücksichtigung automatischer Verfahren zur Bilderkennung liegt bei einer Objektgröße von einem Mikrometer (> 1 µm). Damit lassen sich jedoch nur Partikel aus abrasivem Verschleiß erkennen, während Partikel aus dem Mikroverschleiß mit einer Größe von ca. 10-1000 nm in der Regel erheblich kleiner sind (Bild 1.2). 21 Aus Wissenschaft und Forschung * Prof. Dr.-Ing. Peter Martin Christoph Martin, B.A. Tobias Woldert, M.Sc. Innosiris GmbH, Hamburg ! / / / / / / / / / & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & CLM8<! / 0&(((9(2&N O4.42$6&/ G46%7P*,&''-'./ E1'/ C5D&,2&'/ B8$*24,&6'F/ G6$(&'F/ H*1I)&'J/ 4'/ K6-4%&' B! "#N4&*>6&F/ Q9%*$-64,>6&F/ H*&45(21))&F/ R$((&*F/ &2"AJ 8$*24,&6/ BS@/ TNJ G6$(&'/ BS@/ TNJ H*1I)&'/ B-'.&6>(2&*/ K6-4%&J / BS@/ TNJ 0&((-'./ %&*/ H*+5-'. BU7@UU/ VJ Bild 1.1: Objekterkennung in Fluiden ! & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & / / / / & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & 8$*24,&670&((2&"#'4, BP4.&'("#$)2&'/ %&(/ CLM8<! / 0&(((9(2&N(/ N42/ G46%$'$69(&J B0&((-'./ 8$*24,&6/ S/ @/ TNJ .0D"#(F,"4>3; ,0G R! / "-0D,; (? "JG,&Zb(Zbbb&*@U M"+,9*04&0@&S)T! 7=k #5-04>3&*0>3-&,"D,**9/ "1& *B"&<B">3&60; <(8"K9B*+&@,449/ "& ./ D"#(F,"4>3; ,0G&R/ 9"/ 40CU R! / "-0D,; (? "JG,&`&Z&a@U & M"+,9*04&0@&S)T! 7=&k ,Y/ D-,&6,4-0@@B*+&/ ; 4&! / "-0D,; & Bild 1.2: Anwendungen Partikelmesstechnik 2 Messprinzip und Messtechnik In Bild 2.1 ist die Funktion des OILPAS-Messgerätes schematisch dargestellt. Das zu untersuchende Fluid wird dabei in einem Primärkreislauf mit einer Pumpe (ca. 1 l/ min) möglichst schnell durch das Gerät gepumpt, um bei den zu überwachenden Prozessen kleine Totzeiten zu gewährleisten. Von diesem Primärkreiskreislauf zweigt ein Sekundärkreislauf ab, der eine gesonderte Pumpe besitzt (ca. 0,1-0,2 l/ min). Hier sind kleine Strömungsgeschwindigkeiten erforderlich, da das Fluid durch eine optische Flusszelle gepumpt wird, von der die CCD-Images erzeugt werden. Durch die Flusszelle gelangt eine dünne Schicht des Fluids (variabel durch die Dicke der Dichtung, ca. 50-500 µm). Jeweilige Objekte (Partikel, Blasen, Tröpfchen, etc.) werden mit dem Fluid durch die Flusszelle getragen. Zur Detektion von Objekten wird von dieser dünnen Schicht in der Flusszelle ein CCD-Image mit Hilfe der T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Lichtintensität einer LED erzeugt. Der Durchfluss in der Flusszelle wird dazu gestoppt. Die Strömungsgeschwindigkeit und Dauer der Lichtemission der LED wird im reitung werden der Bildhintergrund und die Helligkeitsschwellen zu den Objekten ermittelt, um die Objekte zu identifizieren. Dazu werden die Objekte binär den Pixeln des CCD-Chips zugeordnet und damit die Gesamtobjekte bestimmt. Zur eindeutigen Zuordnung zu Objektgruppen (Partikel, Blase, Tropfen, etc.) werden die optischen Eigenschaften der Images berechnet und klassifiziert. Die hierbei erkannten und zugeordneten Objekte werden farblich dargestellt (Partikel grün, Blasen blau, Tröpfchen rot). Am Bildrand befindliche Objekte können, je nach gesetzten Auswerteparametern, auch als Teil eines ganzen Objektes (z.B. als Kugelkalotte) mit in die Berechnungen einbezogen werden. Aus Wissenschaft und Forschung ! & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & 8*1"&((/ P'.4'&/ 3&$*/ Bild 2.1: Aufbau des Messsystems Hinblick auf die Bildschärfe optimiert. Die erzeugten Images werden an den Computer übertragen und unter Anwendung einer Bildanalyse-Software werden die Objekte identifiziert und im Detail geometrisch bestimmt. Dabei können von den Objekten online die Mengen, die Größe in Histogramme und zeitliche Verläufe der geometrischen Eigenschaften dargestellt werden. Um bei schnellen Prozessen den Nachteil der langen Rechenzeit (Zyklus Imageerzeugung, -übertragung und analyse, ca. 3 s) zu umgehen, kann das Gerät entweder im direkten Modus (Zyklus mit Imageerzeugung, online Analyse, Übertragung und Darstellung) oder in einem indirekten Modus (Zyklus nur Imageerzeugung und Imageübertragung, ca. 1 s) mit Auswertung in einem separaten Lauf betrieben werden. Die Flusszelle besteht aus zwei rechteckigen Stahlflanschen, die zwei Quarzglasscheiben mit Dichtung zusammenpressen. Über den Zu- und Ablauf wird das Fluid durch den Spalt (50-500 μm) gedrückt. Dabei sind Drücke bis 3,0 bar zulässig. Über die Dichtungsstärke kann die Spaltweite verändert werden. Kleinere Spaltweiten ermöglichen eine größere Transmission des Lichtes durch die Flusszelle und damit eine verbesserte Bilderkennung (notwendig für dunkle oder stark verschmutzte Fluide). Während größere Spalte die Transmission mindern, jedoch auch größere Objekte (wie z. B. Partikel und Blasen) passieren lassen. Bild 2.2 zeigt die Analyse eines Bildes nach dem Stadium der Bilderkennung. Dieser Vorgang beinhaltet drei wesentliche Stufen. Die Aufbereitung der Rohbilder, die Objekt-Identifikation und die Datenerzeugung mit Gewinnung der Objektart, der Mengen sowie der geometrischen Daten (Größe, Lage, etc.). Im Rahmen der Aufbe- ! & & / / / / & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & ()*+,-./ ! 0)1! "#! 23! 4 / ) 5 . ! 0 ) 1 ! # 6 6 ! 2 3 ! Bild 2.2: OILPAS Bildanalyse von Partikeln und Blasen (Objekte am Rand werden nur auf Anforderung berücksichtigt) 3 Aufbau des Messsystems Das System besteht, wie bereits dargestellt, aus einer Prozesseinheit mit Pumpen, LED, Flusszelle, Optik, CCD- Kamera und dem Computersystem (leistungsfähiger PC). Die CCD-Kamera besitzt einen 1/ 1.7 Zoll-Farb- CCD- Sensor mit 14,7-Megapixel-Array Auflösung und einer maximalen Bildrate von 1 Hz. Mit Hilfe dieses optischen Systems ist man in der Lage, Objekte (Partikel, Blasen, Tropfen) ab ca. 1 µm Größe sicher zu erkennen und zu identifizieren. In jedem Fall müssen die Parameter Strömungsgeschwindigkeit des Fluides, optische Transparenz des Fluides, Schichtdicke der Flusszelle, Intensität der T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 LED, Dauer der Lichtemission der LED, Blende und Belichtungszeit der CCD-Kamera optimal für die jeweilige Messaufgabe aufeinander abgestimmt sein. Dunkleres Öl, z. B. nach längerer Laufzeit in Dieselmotoren, erfordert Maßnahmen, wie eine Erhöhung Belichtungszeit, größere Blendenwerte, Steigerung der Lichtintensität der LED und dünnere Schichtdicken der Flusszelle. Das Gerät ist mit zwei Pumpen mit variabler Drehzahl ausgestattet, die die zu untersuchenden Fluide im Primär- und im Sekundärkreislauf durch das System pumpen. Während die Pumpleistung des Primärkreislaufes groß (ca. 1 l/ min) betragen sollte, um das zu untersuchende Fluid möglichst schnell umzupumpen, sollte die Pumpleistung der Sekundärpumpe mit einer kleinen Pumpleistung (ca. 0,1-0,2 l/ min) ausgestattet sein, um die Geschwindigkeit des Fluides in der Flusszelle so verringern, dass ungestört und optisch scharf die Images erzeugt werden können. Zum Systemumfang zählen die OILPAS-Prozesseinheit mit analogen und digitalen elektrischen Ein- und Ausgängen (4 digital Eingänge, 4 digitale Ausgänge, 2 analoge Ausgänge) sowie der elektronischen Ansteuerung und Regelung für Pumpen, Druck- und Temperatursensoren und der Computer (PC mit Betriebssystem Windows 7) als Speicher- und Auswerte-Einheit mit der Software zur Bildverarbeitung und zur Prozesskontrolle. Das OILPAS-System kann wahlweise mit Schlauchpumpen oder mit Zahnradpumpen (Version 01: Schlauchpumpen, Version 02: Zahnradpumpen) ausgestattet werden. Der Einsatz mit Schlauchpumpen macht das System sehr flexibel und einfach handhabbar. Jedoch besteht immer die Gefahr, dass die Schläuche je nach Wirkung der Fluide, der Alterung der Schläuche durch chemische und mechanische Einwirkung platzen können. Dieses Risiko kann im Allgemeinen nur bei personenüberwachten Anwendungen (z. B. manueller Laborbetrieb) getragen werden. Bei unbemannten Versuchseinrichtungen werden in jedem Falle Zahnradpumpen empfohlen die mit Stahlrohren verbunden sind, um das Risiko eines Lecks zu vermeiden, damit ein Auslaufen des Fluides gänzlich verhindert wird. Durch Parametereingabe lassen sich bei der Bildanalyse Empfindlichkeits-Schranken zur Erkennung der Objekte verändern. Die optischen Eigenschaften für jedes Objekt werden in Kombination mit voreingestellten Schwellenwerten für Größen, wie z. B. zeitliche Wachstumsraten von Objekten (z. B. Größe, Form, etc.) untersucht. Dadurch wird die Vorhersage von kritischen Situationen ermöglicht. Durch zeit- und größenaufgelöste Messungen und Auswertungen lassen sich detailliert Trends errechnen. Im Rahmen der Auswertung der Messdaten mit umfangreichen Dateien muss eine Vielzahl von Ergebnissen dargestellt werden. Sämtliche Ergebnisse erhalten einen Zeitstempel, der erlaubt, die Ergebnisse verschiedener Auswertungen zeitlich miteinander zu verknüpfen. Im Einzelnen sind dies im Wesentlichen die nachfolgenden Daten. • Analoge Eingänge: wie z. B. Motor-Drehzahlen, -Lasten, Ölfluss, Öldruck, Temperaturen, etc. • Digitale Eingänge: Signale diverser Prozesszustände, etc. • Systemdaten: wie z. B. Temperaturen, Pumpendrehrichtungen und -leistungen, etc. • Ergebnisdateien Gesamtwerte: wie z. B. Bildtrübung, Gesamt-Partikelzahl, Gesamt-Blasenzahl, Gesamt- Tröpfchenzahl, etc. • Ergebnisdateien Einzelwerte: Partikelanzahl in Klassen (Partikelgröße von 0-300 µm mit Klassenbreite 1 µm), Blasenanzahl in Klassen (Blasengröße von 0-300 µm mit Klassenbreite 1 µm), weitere Objekte (Objektgröße von 0-300 µm mit Klassenbreite 1 µm) 4 Messung von Partikeln Die Partikelmessung als Folge von abrasivem Verschleiß ist eine geeignete Messmethode, um die Wirkung der Reibung in dynamischen Systemen qualitativ und quantitativ zu erfassen. Die Partikelkonzentration im Schmierstoff ist vielfach ein zuverlässiger Indikator, der den Verschleißzustand eines technischen Systems als Folge von Reibung kennzeichnen kann. Daher werden vielfach auf Motoren- und Getriebe-Prüfständen Partikelmesssysteme zur Schadensfrüherkennung eingesetzt. Die Partikelkonzentration und die zugehörigen Wachstumsraten können gute Indikatoren sein, um Verschleißzustände und die als Folge zu erwartenden Systemausfälle frühzeitig zu prognostizieren. 5 Schadensfrüherkennung auf Motoren- und Getriebe-Prüfständen Motoren- und Getriebe-Prüfstände dienen in der Automobilindustrie und vielfältigen Bereichen des Maschinenbaus dazu, z. B. Verbrennungskraft-Motoren und Getriebe unabhängig von ihren normalen Einsatzbedingungen im Vorfeld einer Produktentwicklung systematisch und umfangreich zu testen. Dabei stehen mit der Untersuchung der Funktionen unter verschiedensten Bedingungen und die Ermittlung der Lebensdauer des Gesamtsystems sowie der Komponenten im Vordergrund. Vielfach werden dabei Motoren und Getriebe unter extremen Bedingungen betrieben, um in einer gegenüber der üblichen Nutzung stark verkürzten Zeit Fehler und Schwachstellen zu entdecken und zu verbessern. 23 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 23 ! & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & / / / / / / & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & && & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & ! ! ! <5546%-'./ &4'&(/ %+''&'/ ]6)46N( CLM8<! / 0&(((9(2&N ! P'2'$#N&/ +5&*/ %4&/ ]6$56$((("#*$-5& X+",)+#*-'./ / +5&*/ %4&/ / 8&46(2$57/ >))'-'. 8$*24,&67/ -'%/ G6$(&'&*,&''-'./ N422&6(/ G46%E&*$*5&42-'. 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Die Einbindung von Partikelmessgeräten ist eine sinnvolle Ergänzung zur Früherkennung von Motoren- und Getriebeschäden im Entwicklungsstadium. Geeignete Sensoren, die das Auftreten von Partikeln signalisieren können, sind mit hoher Wahrscheinlichkeit in der Lage, große Schäden an Motoren und Getrieben zu verhindern, die vielfach mit langen Ausfallzeiten verbunden wären. In Bild 5.1 ist die Integration des online-Partikelmess- Systems OILPAS in einen Motoren-Prüfstand dargestellt. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5.1: Schadensfrüherkennung auf einem Motoren-Prüfstand OILPAS Messsystem Abbildung eines dünnen Ölfilms Rückführung über die Peilstaböffnung Partikel- und Blasenerkennung mittels Bildverarbeitung Entnahme über die Ölablassschraube ! & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & 0121*? &'/ 0@; ,"&.^lZ&,C#1&Z1n&; 1&m(QL; 0*<,"&S--#1&8*15&'$#N&? &6#3"B*+&0*&<,"& W; H/ **,1&cK>D$K3"B*+k&! ,0; 4-/ 9"#3"& Bild 5.2: OILPAS-Messung, Blasen- und Partikel-Messung Motorenprüfstand, Schadenseintritt Pleuel-Lager nach ca. 470 min an einem 1,8 l Otto-Motor (Fa. Daimler AG) Motor: Daimler M271 evo, 1,8 l, 4-Zylinder Otto, Probenahme: Bohrung in der Ölwanne, Rückführung: Peilstabrohr T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Über die Ölablassschraube wird der Ölstrom in einen Primärkreislauf eingespeist und durch das OILPAS-System geführt. In Bild 5.2 sind von einem Motor-Prüfstand neben den Betriebsdaten (Drehzahl und Last) eines 1,8 l Otto- Motors die Partikel- und Gasblasenkonzentration im Schmieröl pro Bild aufgetragen. Die Menge der Blasen steigt proportional mit der Drehzahl an. Der Verlauf der Partikel-Konzentration zeigt während des Testlaufs zunächst einen konstanten Verlauf. Nach ca. 470 min Test- Zeit steigt die Partikel-Konzentration stark an. Eine Untersuchung des Motors hat einen Pleuel-Lagerschaden ergeben. Gleichzeitig ist in Bild 5.2 der zeitliche Verlauf der Gasblasen dargestellt. Die Konzentration der Gasblasen verändert sich in deutlicher Abhängigkeit von der Motordrehzahl. Die Bilder 5.3 bis 5.5 zeigen einen Schadensverlauf an einem V8 Otto-Motor mit 4,4 l Hubraum. In diesem Versuch wurden an zwei Zeitpunkten jeweils ca. 20 g Stahlpartikel (Feilspäne mit Größe ca. 10-30 µm) über den Öl-Nachfüllstutzen in den Motor eingegeben. Bereits nach wenigen Minuten konnte im Rahmen der Partikel- Analyse mit dem OILPAS-System ein Anstieg der Partikelmenge und der Partikelgröße detektiert werden. Das OILPAS-System hat daraufhin ein Alarmsignal zum Stoppen des Motors gegeben. Bild 5.5 zeigt die Partikelverteilung zu 3 verschiedenen Messpunkten (rote Markierung Bild 5.3). Die Messpunkte umfassen 50 Bilder. Messpunkt 1 (M1 Zeitpunkt 0 Min.) betrachtet die ersten 50 Bilder der Messung. Dieser Messpunkt soll einen gesunden Motor mit normalen Verschleisserscheinungen darstellen. Messpunkt 2 (M2 Zeitpunkt 41 Min.) betrachtet die Bilder 500-550, hier setzt die abrasive Wirkung der zugegebenen Partikel schlagartig ein. Messpunkt 3 (M3 Zeitpunkt 117 Min.) betrachtet die Bilder 1350-1400, und soll den Ölzustand eines schadhaften Motors wiedergeben. Details zu den Partikeldaten sind in Bild 5.5 dargestellt. Die Messung M2 zeigt deutlich, dass OILPAS in der Lage ist, schnell Veränderungen in den Partikeleigenschaften zu detektieren. 6 Zusammenfassung Es konnte dargestellt werden, dass das OILPAS-System als optisches online-Messgerät in der Lage ist, mit dem Verfahren der digitalen Bilderkennung mit Hilfe von Images von CCD-Chips Objekte, wie z. B. Partikel, Blasen, Tröpfchen, etc. (> 1 µm) in Fluiden sicher zu erkennen. So konnten z. B. Partikel als Folge von abrasivem Verschleiß im Schmieröl von z. B. Motoren und Getrieben sicher erkannt werden. Darüber hinaus ist bei 25 Aus Wissenschaft und Forschung ! & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & && & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & & && & ! 2$*2& U_? @_/ #*& P'.4'&/ ! #-2/ O1='/ ! 4.'$6/ Ub? UZ/ #*& 8$*24"6&/ c1'2$N4'$241'& Ub? U@/ #*& 8$*24"6&/ c1'2$N4'$241'& U_? Z[/ #*& .Z& .^& ._& Bild 5.3: Schadeneintritt nach abrasivem Verschleiß an einem V8, 4,4 l Otto-Motor T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 den erkannten Partikeln eine Formanalyse der Partikel durch die bildliche Darstellung der Partikel möglich. Ebenso ließen sich in Fluiden, wie z. B. Schmierölen, Gasblasen und Verschäumung erkennen und aus der Größe und der Menge der Gasblasen die prozentualen Gasgehalte errechnen. Das OILPAS-System konnte in diversen Anwendungen bei Schmierölen auf Motoren- und Getriebe-Prüfständen als System für die Schadenfrüherkennung mit der Partikelüberwachung seine Leistungsfähigkeit beweisen. Weiter konnten Untersuchungen zeigen, dass auch die Messungen von Blasen und die Errechnung von Gasgehalten bei Schmierölen von Motoren und Getrieben zuverlässig möglich sind. Auch konnten Untersuchungen an Treibstoffen, wie z. B. Schiffsdiesel, durchgeführt werden, um Partikel und Wassergehalte zu erfassen. Ebenso konnten Silikontröpfchen als Antifoam in Schmierstoffen detektiert werden. Das OILPAS-Gerät hat damit seine Fähigkeit bewiesen, Objekte in Fluiden durch digitale Bilderkennung sicher zu detektieren. Es ist geeignet als Laborgerät wie auch als online-System zum Condition- Monitoring und zur Schadensfrüherkennung, um Objekte, wie z. B. Partikel, Blasen, Tröpfchen, etc. in Fluiden sicher zu überwachen. Aus Wissenschaft und Forschung ! & && & 0@/ 04'/ BU7Z/ 04'J/ 0W/ BZ@7Z[/ 04'J/ 0Y/ B@@^7@W@/ 04'J/ 8$*24,&6$'; $#6dG46%/ ^1^^& Zn& Zob1o^& 04226&*&*/ 8$*24,&6%-*"#N&((&*/ e1mp& p1bp& p1bn& 3*>a2&*/ 8$*24,&6/ Zla@& mpa@& lZa@& 8$*24,&6$'; $#6/ 3&($N2/ BN6J/ ZZZ&RZl%e^mU& ^%pbb&RZm^%^_eU& n%b_Z&RZ%^op%^ZeU& ! & & & & & & & & & & & & & & & & & && & / / / Bild 5.5: Partikeldetails der Messpunkte M1, M2, M3 (>1 µm) Bild 5.4: Partikelverteilung und Partikelformen während des Schadenlaufs während der Messpunkte M1, M2, M3 Literatur [1] Martin, P., Schadensfrüherkennung an technischen Systemen durch Partikelmesstechnik. OILDOC Symposium Ölsensoren. Brannenburg 2013. [2] Schomann, L.; Krause, S.; Matz, G., et al., Real-Time Monitoring of Wear Particles in Lubricating Oil. PITTCON Conference. Pittsburg 2007. [3] Schomann, L., Krause, S., Matz, G., Röbken, N., OILPAS - Online Imaging of Liquid-Particle-Suspensions - How to prevent a sudden engine breakdown. SAE International Powertrains, Fuels & Lubricants Meeting. Rio de Janeiro 2010. [4] Findeisen, Dietmar. Ölhydraulik-Handbuch für die hydrostatische Leistungsübertragung in der Fluidtechnik (VDI- Buch). Springer-Verlag, 2005. T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Einleitung Beim White Etching Crack - Schaden (WEC), der zu Wälzlager-Frühausfällen [Eva13] führen kann, handelt es sich um einen Ermüdungsmechanismus, der sich nicht mit der klassischen Wälzlager-Lebensdauertheorie berechnen lässt. Dabei kommt es unter der Oberfläche zu Rissnetzwerken an und in weiß anätzenden Phasen, die sowohl in durchals auch einsatzgehärteten Wälzlagern [Bla15] auftreten können [Hol11]. Die weiß anätzenden Phasen (White Etching Area, WEAs) bestehen aus sehr feinkörnigem, kohlenstoffübersättigtem Ferrit oder kubischem Martensit. Sie enthalten keine oder sehr kleine Carbide [Hol11, Hol15] und haben Ihren Ursprung unter der Oberfläche [Eva14]. 27 Aus Wissenschaft und Forschung * Dr.-Ing. Jörg Loos Dr.-Ing. Wolfram Kruhöffer Dr.-Ing. Falk Breutinger Michael Rupprecht Schaeffler Technologies AG & Co. KG 91074 Herzogenaurach WEC-Bildung in der Mischreibung: Rauheits- und Axialschwingungseinfluss J. Loos, W. Kruhöffer, F. Breutinger, M. Rupprecht* Eingereicht: 8. 12. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 17. 3. 2016 Wälzlagerversuche im FE8-Prüfgerät sollten klären, inwieweit die Höhe der Rauheit und auch Rauheitsunterschiede zwischen den Wälzpartnern Einfluss auf die WEC-Bildung (White Etching Crack) in der Mischreibung nehmen. Es zeigte sich, dass die WEC- Neigung mit der Summenrauheit nach dem Lauf zunimmt und der rauere Wälzpartner eine höhere WEC- Neigung als der glattere besitzt. Zur Untersuchung des Einflusses einer axialen Schwingung wurde die Welle in einem Wälzlagerprüfstand mittels Servozylinder oszillierend bewegt. Als Prüflager kamen vier Zylinderrollenlager der Type NU207 zum Einsatz. Die axiale Wellenschwingung führte zwar zu WEC-Ausfällen, die Laufzeiten waren aber wesentlich größer als bei einer aufgeprägten kritischen elektrischen Zusatzbeanspruchung oder bei WEC- Versuchen im FE8-Prüfgerät mit Axiallagern und gleichem Schmierstoff. Mehrkörper-Simulationsrechnungen (CABA3D®) zeigten, dass sich infolge der Axialschwingungen nur am Innenring die Gleitreibung merklich erhöht. Dies liefert eine Erklärung für die WEC-Ausfälle am Innenring. Allerdings lag die reibenergetische Zusatzbeanspruchung deutlich unterhalb typischer Werte für Axiallager im FE8-Prüfgerät, was die relativ langen Prüflaufzeiten im Vergleich zu den FE8-Versuchen erklärt. Schlüsselwörter White Etching Crack (WEC), White Structure Flaking (WSF), Wälzlager, Reibung, Schlupf, Rauheit, Wasserstoff, Dynamik, Schwingungen Bearing tests on the FE8-test rig were performed under the mixed friction for clarifying the influence of the roughness and roughness differences between the rolling partners on the White Etching Crack (WEC) formation. A relation between the sum roughness after the test and the WEC lifetime could be found. Moreover, the tests showed, that the rougher friction partner is more WEC-critical than the smoother one. Cylindrical roller bearings (NU207) were tested with axial oscillation of the shaft exerted by a servo cylinder. This kind of dynamic led to WEC failures on the inner ring. However, the running time was greater than in case of critical electrical current passage or WEC tests with thrust bearings in the FE8 test rig. Multi-body simulation (CABA3D®) showed that the sliding friction increases only at the inner ring significantly due to an axial oscillation. This gives an explanation for the WEC failures of the inner ring. The relatively high WEC lifetime could also be explained by the simulations, because the product of pressure and sliding velocity respectively the friction energies due to axial oscillation were much less than typical values for thrust bearings in typical FE8 WEC-tests. Keywords White etching crack (WEC), Brittle Flaking, White Structure Flaking (WSF), rolling bearing, friction, slippage, hydrogen embrittlement, hydrogen, rolling contact fatigue, dynamic, oscillations Kurzfassung Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Alle Lagerhersteller sind zwar in wenigen Fällen aber in den verschiedensten Anwendungen mit diesem Frühermüdungsschaden konfrontiert [Ham06, Iso06, Kad13, Ken06, Rue13, Tam96, Shi95, Tan06, Veg10, Szo13]. Der Entstehungsmechanismus ist bis heute nicht abschließend geklärt. Neben einer erhöhten Wasserstoffaufnahme des Stahls im Wälzkontakt, der zur WEC- Bildung führen kann [Rue13, Veg10, Eva13, Ham06], werden aktuell noch weitere WEC-Schädigungsmechanismen wie Spannungsrisskorrosion [Geg11] oder Elektromagnetik [Jak14] in Betracht gezogen. Andere verwendete Begriffe für WEC sind unter anderen WSF (White Structure Flaking), irr-WSF (irregular White Structure Flaking) oder Brittle Flaking. Die Lebensdauer hängt beim WEC-Schaden gegenüber dem klassischen deutlich weniger von der äußeren Last ab, streut wesentlich geringer und wird nicht signifikant von der Stahlreinheit [Loo15d] beeinflusst, auch wenn die ersten Risse an den ungerichteten WEA-Netzwerken möglicherweise von sehr kleinen Einschlüssen (2-15 µm) starten [Eva14]. Während konventionelle niedriglegierte Werkstoffe, unabhängig von der Art der Wärmebehandlung [Bla15, Loo15d] WECfähig sind, verhindern z. B. der hochchromhaltige Spezialstahl Cronidur 30 [Bla15, Loo15d] die WEC-Bildung gänzlich. WEC-anfällige Werkstoffe können auch durch ein Brünieren eine erhöhte Resistenz gegenüber der WEC-Bildung erlangen [Loo15d, Hol11]. Vier WEC-kritische Betriebszustände (Elektro-Statik [Loo15a], Hochges c h w i n d i g k e i t s - M i s c h r e i b u n g [Loo15b], Dynamik [Loo15d], Elektro-Dynamik [Loo15c]) konnten bei der Fa. Schaeffler identifiziert und an Wälzlager-Prüfständen nachgestellt werden. Davon ausgehend und basierend auf Erkenntnissen zur WEC-Bildung infolge Wasserstoffaufnahme wurden mit der „kathodischen WEC-Ermüdung“ [Loo15a] und der „energetischen WEC-Ermüdung“ [Loo15c] zwei Hypothesen zum WEC-Schadensmechanismus abgeleitet. Entsprechend den unterschiedlichen „WEC-Zusatzbeanspruchungen“ ergibt sich ein Einfluss des Schmierstoffs von schadensfördernd bei der kathodischen WEC- Ermüdung [Fra15] bis schadensvermeidend bei der energetischen WEC-Ermüdung. Da die Art der Zusatzbeanspruchung nicht immer vorhersehbar ist, gilt es bei der Schmierstoffauswahl vor allem, soweit wie möglich „schadensfördernde“ Rezepturen zu meiden. Zum Auffinden einer geeigneten WEC-Beanspruchungskenngröße für die durch Reibung induzierten WEC- Schäden wurden in [Loo15b] Wälzlagerversuche mit immer dem gleichen WEC-kritischen Schmierstoff, aber unterschiedlichen Wälzlagertypen durchgeführt. Die WEC-Neigung korrelierte hierbei gut mit der Reibenergie-Akkumulation, die die flächenbezogene Reibenergie, die ein Oberflächenelement bei Überrollung sieht, ins Verhältnis zur Zeit zwischen den Überrollungen setzt. Inwieweit axiale Wellenschwingungen diese WEC- Neigung erhöhen bzw. eine WEC-kritische Form der Dynamik darstellen, wurde nun an Radial-Zylinderrollenlagern experimentell und simulativ untersucht. Des Weiteren wurden die Untersuchungen zum Einfluss der Oberflächenrauheit auf die WEC-Bildung aus [Loo15b] bei Axial-Zylinderrollenlagern vertieft. Einfluss der Rauheit auf die WEC-Bildung Die weiterführenden Versuche zum Einfluss der Oberflächenrauheit auf die WEC-Bildung wurden wie in [Loo15b] wieder auf dem FE8-Prüfgerät der Fa. Schaeffler unter reiner Axiallast durchgeführt (siehe Bild 1). Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Einfluss der Rauheit auf die WEC-Laufzeit (81212, Öl SG1, ϑ Lager ~ 100 °C) [Loo15b] Bild 1: Prüfgerät FE8 und typisches Prüfergebnis T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Als Prüföl kam weiterhin das bekannt WEC-kritische Schaltgetriebeöl, nachfolgend SG1 genannt, zum Einsatz. Jeder Versuchspunkt wurde mit mindestens 4 Lagern abgesichert. Zur Variation der Rauheit wurden die Lagerscheiben und Rollen durch ein aufwändiges Gleitschleifverfahren geglättet. Bild 2 zeigt die Lastspielzahlen der Lagerscheiben bis zum WEC-Ausfall für die Versuche [Loo15b] mit standardrauen gegenüber denen mit stark geglätteten Lagerkomponenten (Scheiben + Rollen). Die WEC- Neigung der komplett geglätteten Lager ist deutlich geringer. Die Höhe der Laufzeitsteigerung ist dabei aber noch abhängig von den Betriebsbedingungen. Bei vergleichsweise geringer WEC-Zusatzbeanspruchung (750 U/ min + 1400 N/ mm 2 ) fällt der Laufzeitgewinn mit ca. Faktor 8 besonders groß aus. Surborg [Sur14] führte eine Rauheitsvariation bei WEC-Versuchen im FE8-Prüfgerät nach VW Werknorm PV1483 über eine Sortierung der Lagerscheiben durch. Obwohl die mögliche Spreizung der Summenrauheit dadurch begrenzt war (Ra Σ,rau / Ra Σ,glatt ≈ 1,7), konnte er einen signifikanten Laufzeitunterschied (N 50,rau / N 50,glatt ≈ 1,8) feststellen, der von der Tendenz gut zu den Versuchen in Bild 2 passt ([Loo15b]: Ra Σ,rau / Ra Σ,glatt ≈ 3; N 50,rau / N 50,glatt ≈ 3,7 bei vergleichbar Bedingung zu VW PV1483 mit 1900 N/ mm 2 und 750 U/ min). Untersuchungen zum Einfluss der Rauheit bei der Oberflächenzerrüttung, auch Graufleckigkeit genannt, zeigen, dass nicht nur eine hohe Rauheit, sondern auch hohe Rauheitsunterschiede zwischen den Wälzpartnern ermüdungsfördernd sein können [SKF11]. Dies wird dadurch erklärt, dass die rauere Oberfläche bei hohem Rauheitsunterschied auf der glatteren Oberfläche Belastungsmikrozyklen „auslöst“, wodurch die glattere Oberfläche ermüdungskritischer wird. Um zu klären, in wieweit dies auch bei WEC-Ermüdung zutrifft, wurden in FE8-Versuchen glatte und raue Lagerkomponenten gezielt miteinander gepaart. Bild 3 vergleicht diese Versuche „rau gegen glatt“ mit den Versuchen aus [Loo15b], die mit Wälzlagern aus gleicher Charge durchgeführt wurden. Es ergibt sich erwartungsgemäß die Tendenz, dass mit geringerer Summenrauheit der Lager im Neuzustand die Anzahl der Überrollungen bis zum WEC-Schaden steigt. Sowohl bei der niedrigeren als auch der höheren Lagerbelastung gibt es aber einen Ausreißer-Versuch, der nicht in die Rangfolge passt. Die Häufigkeit von Rollen- und Scheibenausfällen mit jeweils vier Mal und damit deren Ausfallneigung war in den Versuchen gleich groß. Allerdings fiel bei den Versuchen mit großem Rauheitsunterschied nicht die glattere Lagerkomponente, sondern immer die rauere aus, also konträr zu der Beobachtung bei Graufleckigkeit [SKF11]. Unter der Annahme, dass auch in den WEC- Versuchen die glatteren Lagerkomponenten mehr Mikrozyklen ausgesetzt sind, muss die Glättung die Beanspruchbarkeit der Oberfläche erhöht haben. Auch scheint ein hoher Rauheitsunterschied bei WEC- Ermüdung im Gegensatz zur Graufleckigkeit nicht kritisch zu sein. Bei der Pressung von 1400 N/ mm 2 war die mittlere Laufzeit der Paarungen „raue Scheibe“ gegen „glatte Rollen“ sogar größer als die des komplett geglätteten Lagers. Auch bei der hohen Pressung von 1900 N/ mm 2 erreicht in einem Fall die Paarung „glatt gegen rau“ fast die Laufzeit von „glatt gegen glatt“. Es ist bekannt, dass sich gerade in der Mischreibung die Oberflächen in der Einlaufphase einglätten und damit deren Ermüdungsneigung sich verändert. Diese Einglättung war bei den Prüflagern deutlich unterschiedlich und von Lagerkomponente und Prüfbedingung abhängig. 29 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Einfluss der Summenrauheit R aΣ im Neuzustand auf die WEC-Laufzeit (81212, 750 U/ min, Öl: SG1, ϑ Lager ~ 100 °C) T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Mittels optischer 3D-Oberflächenmesstechnik wurde deshalb die Rauheit am inneren Laufbahnbereich (Teilkreisradius - 2,8 mm) nach dem Lauf vermessen und mit der WEC-Laufzeit korreliert. Wie Bild 4 verdeutlicht, korrelieren die Mittenrauheiten nach dem Lauf deutlich besser mit der WEC-Neigung als die im Neuzustand. Bei beiden Lagerbelastungen nehmen die WEC-Ausfallzeiten mit abnehmender Rauheit zu. Einfluss axialer Wellenschwingungen auf die WEC-Neigung Prüfbedingung Um den Einfluss axialer Wellenschwingungen auf die WEC-Neigung bei Radial-Zylinderrollenlager untersuchen zu können, wurde ein Wälzlagerprüfstand R4NN der Fa. Schaeffler gezielt modifiziert. Bild 5 verdeutlicht das Prüfprinzip. Über einen Servozylinder wird die Prüfwelle in eine axiale Schwingung versetzt. Zur Entkopplung der Linearbewegung des Servozylinders von der Drehbewegung der Prüfwelle musste eine spezielle Kupplung entwickelt werden. Darin ist ein Axial-Rillenkugellager der Type 54205 zur Erreichung einer hohen axialen Steifigkeit bzw. verlustfreien Bewegungsübertragung axial verspannt. Die Drehbewegung wird durch einen Elektromotor auf der dem Servozylinder gegenüberliegenden Seite der Prüfwelle eingeleitet. Die Anbindung erfolgt über eine Klauenkupplung, die eine axiale Relativbewegung zwischen Antriebs- und Prüfwelle nahezu verlustfrei zulässt. Die Schwingamplitude wurde an der Prüfwelle nahe der Klauenkupplung ge- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Einfluss der Summen-Rauheit S aΣ nach dem Lauf auf die WEC-Laufzeit (81212, 750 U/ min, Öl: SG1, ϑ Lager ~ 100 °C), * Rauheit nicht bestimmt, geschätzt Bild 5: Modifizierter Radiallagerprüfstand R4NN mit Servozylinder zum Aufprägen einer axialen Wellenschwingung T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 messen und betrug bei den Versuchen 0,1 mm bei einer Schwingfrequenz von 90 Hz. Geprüft wurden gleichzeitig vier Zylinderrollenlager der Type NU207, die im Prüfstand R4NN näherungsweise gleicher radialer Belastung ausgesetzt sind. Versuchsergebnisse Wie Bild 6 verdeutlicht, konnten mit Hilfe axialer Wellenschwingungen in den Versuchen Schäden am Innenring der Zylinderrollenlager hervorgerufen werden. Wie Schliffe an den ausgefallenen Innenringen belegen, handelte es sich jeweils auch um WEC-Schäden (siehe Bild 6). Auf der anderen Seite kam es aber erst nach relativ langer Prüflaufzeit von über 800 h zu Schäden, was aufgrund begrenzter Prüfkapazität auch der Grund für die relativ schlechte statistische Absicherung ist. Vergleicht man diese Laufzeiten mit der modifizierten Referenz-Lebensdauer L hmr von 850 h bei 800 U/ min bzw. 1475 h bei 350 U/ min, so 31 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Ausfallverteilung infolge „Axialdynamik“ sowie Innenringschaden mit WECs unter der Oberfläche (f ax = 90 Hz, Δs axial = 2 · 0,1 mm, 100 °C, SG1, NU207, p Hzmax , IR = 2400 N/ mm 2 ) Bild 7: Einfluss der Art der Zusatzbeanspruchung auf die WEC-Neigung beim Zylinderrollenlager NU207 (siehe auch Loo15a, Loo15b, Loo15c) T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 kann man hier auch nicht von einem eindeutigen Frühausfall bezogen auf die berechnete Lebensdauer sprechen. Wie kritisch axiale Wellenschwingungen als Zusatzbeanspruchung sind, lässt sich bewerten, indem man die Laufzeiten bei „Axialschwingungen“ mit den Laufzeiten bei anderen Zusatzbeanspruchungen wie „Mischreibung“ ohne Axialschwingungen [Loo15a], „Elektrostatik“ [Loo15b] und „Elektrodynamik“ [Loo15c] vergleicht. Dafür wurde am Wälzlagerprüfstand R4NN versucht, jeweils die maximal mögliche Zusatzbeanspruchung einzustellen. Wie Bild 7 verdeutlicht, führen die hier aufgeprägten axialen Schwingungen zwar zu einer erhöhten WEC-Neigung. Die WEC-Neigung ist aber viel geringer als im Falle von kritischen elektrischen Zusatzbeanspruchungen. Auffällig ist außerdem, dass bei elektrischer Zusatzbeanspruchung immer der punktbelastete Außenring trotz deutlich niedrigerer Pressung ausfällt, wogegen bei Axialdynamik oder reiner Mischreibung der Innenring betroffen ist. Da bei der WEC-Bildung Punktlast deutlich kritischer als Umfangslast ist [Loo15a, Loo15b, Loo15c], deutet dies darauf hin, dass bei axialen Wellenschwingungen der Innenring bei Überrollung eine höhere reibenergetische Zusatzbeanspruchung als der Außenring sieht. Um dies zu klären, wurden mit dem Mehrkörper-Simulationsprogramm CABA3D ® der Fa. Schaeffler die reibenergetische Kontaktbeanspruchung ermittelt. Wie Bild 8 verdeutlicht, verursacht die axiale Wellenschwingung fast nur am Innenring hohe Gleitreibung. Die reibenergetische Zusatzbeanspruchung, die maßgeb- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 8: Mehrkörper-Simulation des Produktes aus Pressung und Gleitgeschwindigkeit, „pv“-Wert bei axialer Wellenschwingung mit CABA3D ® (NU207, 13,6 kN, Öl: SG1, 100 °C, 800 U/ min, f ax = 90 Hz; ΔS ax = 2 · 0,06 mm) Bild 9: Lastspielzahl N WEC,50 bis zum Auftreten von WECs, Lastspiele = Überrollungszahl unter ermüdungskritischer Pressung (Öl SG1, 100 °C, f LW , IR / f Ü, IR (NU207) ≈ 4/ 14, siehe [Loo15b]) T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 lich vom Produkt aus Gleitgeschwindigkeit und Pressung abhängt, ist somit am Innenring wesentlich größer als am Außenring, was eine Erklärung für die WECs am Innenring trotz Umfangslast liefert. Der maximale „pv“-Wert beträgt ca. 80 W/ mm 2 , was ungefähr dem Produkt aus maximaler axialer Zylindergeschwindigkeit (34 mm/ s) und maximaler Hertzschen Pressung (2400 N/ mm 2 ) entspricht. Die axiale Wellenschwingung führt somit zu einer aufgezwungenen Gleitgeschwindigkeit, einem „Zwangsschlupf“ am Innenring, ohne zusätzliche Überhöhungen. Der Effekt ist somit vergleichbar mit dem Zwangsschlupf, wie er z. B. in einem Axial-Zylinderrollenlager durch Bohren entsteht. Allerdings ist der Zwangsschlupf bzw. der „pv“-Wert in einem Axial-Zylinderrollenlager wesentlich größer. Der maximale „pv“-Wert bei einer Überrollung beträgt bei typischer WEC-Prüfbedingung (FE8- 25, 81212, F = 60 kN, n = 750 U/ min) ca. 230 W/ mm 2 , wogegen in den Versuchen mit Axialschwingung (F = 13,6 kN, f ax = 90 Hz, Δs ax = 2 · 0,1 mm) der maximale pv-Wert nur 135 W/ mm 2 betrug. Hinzu kommt dann noch, dass der Innenring im Radial-Zylinderrollenlager nicht bei jedem Lastspiel, sondern nur in der Mitte der Lastzone diesen maximalen „pv“-Wert sieht. Der mittlere „pv“-Wert bei einem Lastspiel beträgt ca. 65 W/ mm 2 . Bild 9 erklärt somit dann auch die relativ langen Prüflaufzeiten beim Radial-Zylinderrollenlager gegenüber dem Axial-Zylinderrollenlager. Auch die erhöhte WEC-Neigung durch die überlagerte axiale Wellenschwingung lässt sich durch eine solche reibenergetische Betrachtung gut erklären. Im Zylinderrollenlager ergibt sich gemäß CABA3D ® -Simulation bei 800 U/ min durch Beschleunigung der Rolle in die Lastzone ein „pv“-Peak von ca. 20 W/ mm 2 und durch Schränken der Rollen in der Lastzone „pv“-Werte in der Größenordnung von 5 bis 15 W/ mm 2 . Diese Werte und die daraus resultierende WEC-Neigung sind somit deutlich kleiner als bei überlagerter axialer Wellenschwingung. Zusammenfassung Wälzlagerversuche im FE8-Prüfgerät sollten klären, inwieweit die Höhe der Rauheit und auch Rauheitsunterschiede zwischen den Wälzpartnern Einfluss auf die WEC-Bildung in der Mischreibung nehmen. Die Tendenz aus früheren Versuchen [Loo15b], dass die WEC- Neigung mit der Summenrauheit zunimmt, konnte bestätigt werden. Es zeigte sich allerdings, dass die Summenrauheiten nach dem Lauf besser als die im Neuzustand die WEC-Neigung charakterisieren, was auf die deutlich unterschiedliche Einglättung der Lagerkomponenten während der Versuche zurückzuführen ist. Die bei Graufleckigkeit gemachte Beobachtung [SKF11], dass bei großen Rauheitsunterschieden zwischen den Wälzpartnern die glattere Komponente früher ermüdet, bestätigte sich bei den WEC-Versuchen nicht. Es fiel hingegen immer die rauere Komponente aus. Auch wirkte sich ein großer Rauheitsunterschied zwischen den Wälzpartnern nicht wie bei den Graufleckenuntersuchungen nachteilig aus. Zur Untersuchung des Einflusses einer axialen Wellenschwingung auf die WEC-Bildung wurde die Prüfwelle in einem Wälzlagerprüfstand mittels Servozylinder oszilierend bewegt. Als Prüflager kamen vier Zylinderrollenlager der Type NU207 zum Einsatz. Die axiale Wellenschwingung erhöhte merklich die WEC-Neigung. Sie war aber wesentlich geringer als bei einer aufgeprägten, kritischen elektrischen Zusatzbeanspruchung. Die erhöhte Ausfallneigung des Innenrings infolge Axialschwingungen konnte mittels Mehrkörper-Simulationsrechnungen (CABA3D ® ) erklärt werden. Nur am Innenring kam es zu einer Erhöhung des Produkts aus Gleitgeschwindigkeit und Pressung („pv“-Wert) bzw. der reibenergetischen Zusatzbeanspruchung. Allerdings lagen die pv-Werte bzw. damit auch die Reibenergie-Akkumulation als WEC-Kennzahl am Innenring deutlich unterhalb derjenigen z. B. von Axial-Zylinderrollenlagern unter WEC-kritischer Bedingung. Dies erklärt dann auch die relativ langen Prüflaufzeiten bei Axialschwingung gegenüber WEC-Versuchen im FE8-Prüfgerät mit gleichem Prüföl und Axial-Zylinderrollenlagern. Bezeichnungen ϑ Temperatur β Weibull-Modul κ Viskositätsverhältnis λ Schmierfilmparameter, Verhältnis von Schmierfilmdicke zur Oberflächenrauheit μ Reibwert e a Reibenergie-Akkumulation f LW Frequenz der Überrollungen unter ermüdungskritischer Belastung f Ü Überrollfrequenz f ax Schwingfrequenz der Prüfwelle in axialer Richtung Δs ax Schwingweite bzw. doppelte Schwingamplitude N Lastspielzahl, Überrollungszahl bei ermüdungsrelevanter Pressung > 500 N/ mm 2 N WEC,50 Median der Lastspielzahl bis zum WEC-Ausfall p Pressung p Hz,max maximale Hertzsche Pressung R aΣ Summenrauheit berechnet aus arithmetischer Mittenrauwert R a v Gleitgeschwindigkeit S aΣ Summenrauheit berechnet aus arithmetischer Mittenrauwert S a z WK Wälzkörper-Anzahl 33 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Literaturverzeichnis [Bla15] Blass, T.; Trojahn, W.; Holweger, W.: WEC Formation in through hardened and case hardened Steel - Influence of retained austenite, Conference for Wind Power Drives, CWD 2015, Conference Proceedings, p. 353-365 [Eva12] Evans, M.-H.: White structure flaking (WSF) in wind turbine gearbox bearings: effects of “butterflies” and white etching cracks (WECs), Material Science and Technology 2012 Vol. 28, No. 1 [Eva13] Evans, M.-H. et al.: Effect of hydrogen on butterfly an white etching crack (WEC) formation under rolling contact fatigue (RCF), Wear (2013) [Eva13] Evans, M.-H.; Richardson, A.D. et al.: Confirming subsurface initiation at non-metallic inclusions as one mechanism for white etching crack (WEC) formation, Tribology International 75 (2014) 87-97 [Fra15] Franke, J.; Surborg, H. et al.: Einfluss des Tribolayers auf Wälzermüdung mit WEC auf dem FE8-Prüfstand, Antriebstechnisches Kolloquium, ATK 2015, S. 165- 175 [Geg11] Gegner, J.; Nierlich, W.: The Bearing Axial Cracks Root Cause Hypothesis of Frictional Surface Crack Initiation and Corrosion Fatigue Driven Crack Growth, Wind Turbine Tribology Seminar, 2011, USA [Ham06] Hamada, H.; Matsubara, Y.: The Influence of Hydrogen on Tension-Compression an Rolling Contact Fatigue Properties of Bearing Steel, NTN Technical Review No. 74 (2006) [Hol11] Holweger, W.; Loos, J.: Beeinflussung der Wälzlagerlebensdauer durch neue Werkstoffphänomene in speziellen Anwendungen, Antriebstechnisches Kolloquium ATK 2011, ISBN 978-3-940565-83-9 [Hol15] Holweger, W.; Jakovics, A. et al.: White Etching Crack Root Cause Investigations, Tribology Transactions, Volume 58, Issue 1, Jan. 2015, pages 59-69 [Iso06] Iso, K.; Yokouchi, A.; Takemura, H.: Research Work of Clarifying the Mechanism of White Structure Flaking an Extending the Life of Bearings, Motion & Control No. 19 (2006), NSK [Jak14] Jakovics, A.; Holweger, W. et al.: Influence of an EM field on Changes in Microstructure of Bearing Steel, International Scientific Colloquium Modelling of Electromagnetic Processing, Hannover, September 2014 [Jui00] Juilfs, G. 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Aus diesem Grund wird stets ein energiesparender Produktionsprozess mit möglichst hoher Effizienz an- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 35 Tribologisches Einsatzverhalten von diamantähnlichen Kohlenstoffschichten (DLC) auf Werkzeugstahl gegenüber Stahl- und Aluminiumblechwerkstoffen für Trockentiefziehprozesse R. Zhao, S. Tremmel* * Rong Zhao, M. Sc. Dr.-Ing. Stephan Tremmel Lehrstuhl für Konstruktionstechnik Friedrich-Alexander-Universität Erlangen-Nürnberg (FAU) 91058 Erlangen Aufgrund des wachsenden Umweltbewusstseins und begrenzter Erdölressourcen wird eine Reduzierung von - oder sogar der komplette Verzicht auf - Schmieröl bei Umformprozessen angestrebt. Dadurch wird der kostenintensive und teils umweltschädliche Arbeitsschritt zur Entfernung des auf dem Blech verbleibenden Schmieröls eingespart. Im Rahmen dieses Beitrags werden wolframmodifizierte wasserstoffhaltige amorphe Kohlenstoffschichten (a-C: H: W) und tetraedrische wasserstofffreie amorphe Kohlenstoffschichten (ta-C) als zwei potenzielle Kandidaten für die Beschichtung von Tiefziehwerkzeugen für die Trockenumformung untersucht. Hauptziel ist es, adhäsiven Materialübertrag, insbesondere bei Aluminiumlegierungen, auf die Werkzeugoberfläche zu minimieren. Hierzu wurden a-C: H: W und ta-C Dünnschichten auf gehärteten Werkzeugstahloberflächen (1.2379, 60 HRC) abgeschieden. Anschließend wurden die Schichten hinsichtlich ihrer Schichtdicke, mechanischen Eigenschaften sowie Oberflächentopographie charakterisiert. Das Verschleißverhalten im trockenen Gleitkontakt gegenüber den Blechwerkstoffen DC04 (verzinkt), AA6014 wurde mittels eines Ring-Scheibe-Tribometers geprüft. Während des Laufs wurden unterschiedliche dominierende Verschleißmechanismen beobachtet, die wiederum die Reibungszahlen stark beeinflussen. Eine wesentliche Einflussgröße stellt die Oberflächenrauheit der Werkzeugoberflächen nach dem Beschichtungsprozess und im Weiteren die Verhakung der Rauheitsspitzen im weichen Blechmaterial (Zink, Aluminium) dar. Schlüsselwörter Diamantähnlicher amorpher Kohlenstoff, Trockenumformen, Ring-Scheibe-Versuch Due to growing environmental awareness and global limited oil resources, an innovated forming process with a reduction or even completely abandonment of lubricants in the metal-forming process is desired. The disadvantages of the traditional forming process are, on one side, the cost-intensive and environment polluting work step to remove the remaining lubricant on the formed workpiece, on the other hand, the requirement of a large amount of lubricant oils. In this work tungsten modified hydrogenated amorphous carbon coatings (a-C: H: W) and tetrahedral hydrogenfree amorphous carbon coatings (ta-C) as two potential candidates for dry forming tools will be tested. Besides the control of material flow, another task of the DLC coatings is to minimize the adhesive wear on the tool surface, especially the severe aluminum adhesion. For this purpose a-C: H: W and ta-C coatings were deposited on tool steel substrate (1.2379, 60 HRC). Both DLC coatings were then characterized concerning their thickness, mechanical properties and surface roughness. Their wear behavior in the dry sliding contact was investigated against sheet materials DC04 (galvanized) and AA6014 using a ring on disc tribometer. During the sliding process different wear mechanisms were observed, which in turn affect the coefficient of friction. An important reason for this is the increasing surface asperities during the deposition process and subsequently the sharp tips interlock with soft sheet material, e. g. zinc, aluminum. Keywords DLC (diamond-like carbon), dry forming, ring-ondisc-test Kurzfassung Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis gestrebt. Außerdem soll der kostenintensive und oftmals ökologisch bedenkliche Arbeitsschritt zur Entfernung des auf dem umgeformten Werkstück verbleibenden Schmieröls eingespart werden. Vor diesem Hintergrund werden derzeit innovative Umformprozesse ohne Verwendung traditioneller Schmierstoffe - sogenannte Trockenumformprozesse entsprechend der Definition von V OLLERTSEN [1] - entwickelt. Das Hauptproblem während des trockenen Umformens stellen der direkte Werkzeug-Werkstück-Kontakt und die daraus resultierenden intensiven tribologischen Interaktionen dar, die sich z. B. in hohen Reibungszahlen und starkem adhäsiven Verschleiß äußern. Ein Lösungsansatz stellt die Neuentwicklung eines segmentierten Umformwerkzeugs mit lokal angepassten tribologischen Bedingungen auf den Werkzeugoberflächen dar. Dadurch wird einerseits der Werkstofffluss gezielt gesteuert, anderseits adhäsiver Verschleiß (Kaltaufschweißungen) deutlich vermindert. Durch PVD-/ PACVD-Verfahren hergestellte amorphe Kohlenstoffschichten ermöglichen die Erzeugung vielfältiger tribologischer Bedingungen, da sie eine vorteilhafte Kombination von niedriger Reibungszahl und vergleichsweise hohem Verschleißwiderstand unter trockenen Bedingungen aufweisen. So zeigen laut H ETZNER [2] wolframmodifizierte wasserstoffhaltige amorphe Kohlenstoffschichtensysteme (a-C: H: W) in Kugel- Scheibe-Tribometer-Versuchen gegen 100Cr6 ohne Schmierstoff Reibungszahlen zwischen 0,1 und 0,3. Tetraedrische wasserstofffreie amorphe Kohlenstoffschichtsysteme (ta-C) weisen nach R ONKAINEN [3] gegen Stahl ohne Schmierstoff unter variierten Belastungen und Gleitgeschwindigkeiten Reibungszahlen zwischen 0,1 und 0,2 auf. Zudem gewährleistet dieses Schichtsystem aufgrund seiner extrem hohen Härte einen sehr guten Schutz der Werkzeugoberfläche gegen abrasiven Verschleiß [4]. In dieser Arbeit werden daher verschiedene a-C: H: W- und ta-C-Schichten als zwei potenzielle Kandidaten für die Beschichtung von Werkzeugen für die Trockenblechumformung untersucht. Hierzu wurde eine spezielle Ring-auf-Scheibe-Vorrichtung realisiert, die die Untersuchung des tribologischen Verhaltens im trockenen Fläche-Fläche-Gleitkontakt erlaubt, was dem bei Blechumformprozessen vorliegenden Kontakt eher ähnelt als die weit verbreiteten Kugel-Scheibe-Gleitkontakte. 2 Experimentelles 2.1 Proben und Beschichtungsprozess Die für die a-C: H: W-Schichten verwendeten Substrate sind ringförmig, mit Innen- und Außendurchmesser von 10 mm und 20 mm aus Werkzeugstahl 1.2379, welcher auf 60 ± 1 HRC beschichtungsgerecht gehärtet wurde. Anschließend erfolgte in mehreren Stufen ein Flachschleifen und Polieren der Substrate auf eine Oberflächengüte R z = 0,9 ± 0,1 µm beziehungsweise R pk = 0,10 ± 0,01 µm, was einer typischen Werkzeugoberflächengüte bei konventionellen Blechumformprozessen entspricht. Unmittelbar vor der Chargierung in der Beschichtungsanlage wurden die Stahlproben mit Pro-panol im Ultraschallbad 10 Minuten gereinigt und in einem Vakuumofen getrocknet. Vor der eigentlichen Schichtabscheidung wurden die zu beschichtenden Oberflächen argonplasmageätzt, um feinste Verunreinigungen und Gasmoleküle sowie Oxidschichten an der Oberfläche zu entfernen. Das hergestellte a-C: H: W Schichtsystem besteht, der neuen DIN 4855 [5] folgend aus einer Cr Haftschicht, einer WC Zwischenschicht und einer a-C: H: W Funktionsschicht. Als Beschichtungsverfahren kamen für die Cr Haftschicht Lichtbogenverdampfen und für die WC Zwischenschicht Magnetronsputtern zum Einsatz. Für die Herstellung der Funktionsschicht wurde reaktives Sputtern von binderfreiem Wolframkarbid auf einer mit 40 kHz gepulsten Quelle in C 2 H 2 Ar Atmosphäre eingesetzt. Die an die Substrate angelegte negative Vorspannung (Bias) und der Argonfluss wurden jeweils auf einem niedrigen, mittleren und hohen Niveau variiert. Die Abscheidezeit wurde so eingestellt, dass jeweils eine Schichtdicke von 4 bis 5 µm zu erwarten ist. Alle anderen Prozessparameter blieben unverändert. Die Prozessparameter sind im Einzelnen in Tabelle 1 aufgeführt. Das erzeugte ta-C-Schichtsystem besteht aus einer Cr Haftschicht und einer ta-C Funktionsschicht. Die Herstellung der Cr Haftschicht erfolgte durch Sputtern eines Cr-Targets. Die ta-C Schicht wurde in einer mit einem Filter-Laser-Arc Modul [6] ausgestatteten Beschichtungsanlage abgeschieden. Als Target dient dabei eine rotierende Graphitwalze, die mit kurzen, fokussierten Laserpulsen linienhaft abgerastert wird, so dass über die Walzenoberfläche verteilt Lichtbögen gezündet werden können. Zusätzlich ist ein magnetischer Filter vorgesehen, der die Makropartikelbildung weiter reduziert und dadurch die Erzeugung vergleichsweise glatter ta-C Schichtoberflächen gewährleistet. Nach dem Beschichtungsprozess wurden die ta-C-Proben durch Läppen mit Diamantpaste mit 3 µm Korngröße nachbehandelt. 2.2 Charakterisierungsverfahren Nach Durchführung der Beschichtungsprozesse wurden die Proben zunächst bezüglich ihrer Schichtmorphologie und Oberflächentopographie mittels Rasterelektronenmikroskopie (REM) und Tastschnitts untersucht. Die Haftfestigkeit der Schichten auf dem Substrat wurde qualitativ mit Hilfe des ROCKWELL CEindringtests nach DIN EN ISO 56443 [7] bewertet. Die Schichtdicke wurde mittels des Kalottenschleifverfahrens nach DIN EN 1071 2 [8] ermittelt. Die Mikrohärte und der Eindringmodul der Schichten wurde nach DIN EN ISO 14577 [9] unter Verwendung eines Vickers-Eindringkörpers. 36 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis 2.3 Tribologische Untersuchung Das tribologische Verhalten der beiden Schichtsysteme gegen Stahl- und Aluminiumblechwerkstoffe im trockenen Kontakt wurde in einem Ring-Scheibe-Tribometer untersucht. Der Blechwerkstoff mit einer Stärke von 1 mm wurde auf einem Adapter fixiert. Der beschichtete Ring wurde oben in einem Halter befestigt und rotiert im Versuch unter definierter Geschwindigkeit. Der gesamte Aufbau ist im Bild 1 dargestellt. Jede Probe wurde unter den in Tabelle 2 aufgeführten Bedingungen getestet. Jeder Versuch wurde dreimal wiederholt. Als Referenzversuch wird jeweils der blanke Ring gegen die verschiedenen Blechwerkstoffe gefahren. Ausgewählte Verschleißspuren wurden im Anschluss an den Tribometerversuch mittels fokussierten Ionenstrahls (FIB) geschnitten und der Bereich unterhalb der jeweiligen Verschleißspur mit Hilfe eines Rasterelektronenmikroskops (REM) untersucht. 3 Ergebnisse und Diskussion 3.1 Schichtmorphologie, Schichtdicke und Oberflächentopographie Bild 2 zeigt REM-Aufnahmen einer charakteristischen a-C: H: W beschichteten Oberfläche im Ausgangszustand. Zu beobachten sind in Bild 2 (a) kleinere Unebenheiten infolge der Schichtkörnung und einzelner Partikel. Werden in Bild 2 (b) die Strukturen näher beobachtet, so kann eine fraktale Geometrie der Schichtoberfläche erkannt werden, deren Grundeinheit aus einer mit WC-Nanopartikel eingebetteten amorphen C: H-Matrix besteht. [10] [11] Gründe für die so ausgebildete Schichtoberfläche sind einerseits die raue, ursprüngliche Substratoberfläche, andererseits die prozessbedingte Makropartikelbildung in der Cr Haftschicht. Die typische kolumnare Struktur der a-C: H: W Schicht führt zusätzlich zur Bildung von Korngrenzen auf der Oberfläche, was diese Schichtmorphologie erklärt. Die Rauheit der Schichtoberfläche ohne Nachbehandlung liegt im Bereich von R z = 1,6…2,0 µm und R pk = 0,43… 0,66 µm, was fast dem doppelten R z -Wert und etwa dem vierfachen R pk -Wert der Ausgangsoberfläche entspricht. Die Schichtdicken der a-C: H: W Schichtvarianten C01 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 37 Tabelle 1: Prozessparameter der jeweiligen a-C: H: W Schichtvarianten Bezeichnungen U bias ϕ(Ar) ϕ(C 2 H 2 ) P target ϑ kammer der Proben in V in sccm in sccm in kW n °C C01 57 128 40 1,4 100 C02 57 232 C03 130 180 C04 203 128 C05 203 232 Bild 1: Schematischer Aufbau des Ring-Scheibe- Tribometers Bild 2: REM-Aufnahme der (a) Morphologie und (b) Oberflächenstruktur der a-C: H: W Schicht Tabelle 2: Prüfparameter im Ring-Scheibe-Versuch Parameter Wert Grundkörper Quadratisch Bleche (Stärke: 1 mm): DC04 (verzinkt), AA6014 Gegenkörper Ring (Ø10/ 20 mm): a-C: H: W, ta-C Bewegungsmodus rotatorisch, kontinuierlich Normalkraft 500 N ( ^ = 2,1 MPa) Gleitgeschwindigkeit 0,1 m/ s T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis bis C05 liegen im Bereich von 4,1…5,9 µm. Die einzelnen Messwerte sind in Bild 3 zusammengefasst. Bild 4 zeigt REM-Aufnahmen einer charakteristischen ta-C-beschichteten Oberfläche. Auf dieser wurden keine deutlichen Strukturen außer geringfügigen Schleif / Polierspuren infolge des Nachbehandlungsvorgangs detektiert. Die hergestellte ta-C Schicht enthält über 85 % sp 3 -hybridisierter Kohlenstoffverbindungen und weniger als 1 % Wasserstoff. Aufgrund ihres hohen Anteils der diamantähnlichen sp 3 -Verbindungen zeichnet sich die ta-C Schicht durch eine hohe Härte und Verschleißbeständigkeit aus. [12] Die gesamte Schichtdicke des ta-C Schichtsystems beträgt 1,33 µm. Die Rauheit nach der Nachbehandlung betrug R z = 0,26 ± 0,01 µm und R pk = 0,045 ± 0,005 µm. 3.2 Schichthaftung, Schichthärte und -elastizität Die Haftfestigkeit aller a-C: H: W Schichten wurden mit Klasse 2 bewertet. [7] In Tabelle 3 sind Vickershärte und Eindringmodul der Schichtvarianten zusammengefasst. Die a-C: H: W Schichtvarianten verfügen demnach über eine Vickershärte zwischen 415 HV 0,002 und 652 HV 0,002, welche niedriger ist als die der verwendeten Stahlsubstrate. Im Vergleich zu dünneren Schichtvarianten, die unter ansonsten gleichen Abscheidebedingungen hergestellt wurden [13], nehmen die mechanischen Eigenschaften und die Schichthaftung ab. Die hergestellte ta-C-Schicht verfügt über eine Vickershärte von 4650 HV 0,002. Die Haftfestigkeit wurde als Klasse 1 bewertet. 3.3 Reibung und Verschleiß im Ring-Scheibe-Versuch 3.3.1 Reibung Wie in Bild 5 (a) dargestellt, liegt die Reibungszahl der a-C: H: W Schichtvarianten gegen DC04 im Bereich von 0,52 bis 0,9. Davon zeigen die Schichtvarianten C02 und C03 niedrigere Reibungszahlen als der Referenzversuch. In Bild 6 wurde die mittlere Reibungszahl der a-C: H: W Schichtvarianten gegen DC04 über den Wolframanteil in der jeweiligen Schichtvariante aufgetragen. Es fällt auf, dass die Schichtvariante C03 über den niedrigsten W-Anteil verfügt. Der niedrige W-Anteil in der Schicht führt aufgrund der niedrigeren metallischen Adhäsionsneigung zu geringen Zn/ Fe- Anhaftungen auf der Werkzeugoberfläche und resultiert im Weiteren in einem günstigeren Reibungszustand. Betrachtet man die Proben C01 und C02 in Bild 6, die 38 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Bild 3: (a) Schichtdicke und (b) Rauheit der a-C: H: W Schichtvarianten Bild 4: REM-Aufnahme der (a) Morphologie und (b) Oberflächenstruktur der ta-C Schicht Bezeichnungen Vickershärte Eindringmodul E IT der Proben HV 0,002 in GPa C01 528,9 ± 77,6 55,9 ± 2,8 C02 415,8 ± 50,7 47,7 ± 2,4 C03 473,1 ± 89,5 58,4 ± 5,0 C04 652,5 ± 84,8 76,2 ± 5,0 C05 612,1 ± 84,0 65,9 ± 5,2 Stahlsubstrat 816,8 ± 58,4 209,1 ± 9,0 ta-C 4836,8 ± 1140,9 276,2 ± 85,1 Tabelle 3: Mikrohärte und Eindringmodul der a-C: H: W und ta-C Schichtvarianten sowie des Stahlsubstrats T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis über einen ähnlichen W-Anteil verfügen, wurden jedoch unterschiedliche Reibungszahlen beobachtet. Das impliziert, dass neben der chemischen Zusammensetzung der etwas niedrigere R pk Wert der Schichtvariante C02 ebenfalls zu einer geringeren Verhakung mit dem Blechmaterial und somit zu einer niedrigeren Reibungszahl beiträgt. Die Reibungzahlen aller a-C: H: W Schichtvarianten gegen AA6014 liegen im Bereich von 0,55 bis 0,64. (siehe Bild 5 (b)) Trotz variierter a-C: H: W Rezepte wurde die Reibung durch den Einsatz der verschiedenen Schichtvarianten kaum beeinflusst, was auf die starke Aluminium-Anhaftung und infolgedessen auf einen Kontakt Aluminium/ Aluminium anstatt auf einen Kontakt zwischen dem ursprünglichen Blech und der tatsächlichen Schichtoberfläche zurückzuführen ist. Neben den a-C: H: W Schichtvarianten wurde das ta-C Schichtsystem im Ring-Scheibe-Versuch getestet. Hier wurde ein zusätzlicher Referenzversuch mit einem blanken Ring, der auf den gleichen R pk -Wert wie die nachbehandelte ta-C Schicht poliert wurde, durchgeführt, um einen Einfluss der Oberflächenrauheit auszuschließen. Die Reibungszahlen im Kontakt mit den zwei Blechwerkstoffen unter trockenen Bedingungen betragen 0,32 für DC04, 0,45 für AA6014. Bei dem Versuch gegen DC04 wurden aufgrund der extrem harten Schichtoberfläche in geringerem Maße lose Verschleißpartikel zwischen Grund- und Gegenkörper erzeugt, wodurch sich eine viel niedrigere Reibungszahl als bei den a-C: H: W Schichtvarianten einstellt. Bei den Versuchen gegen die Aluminiumlegierungen wurde die Aluminiumanhaftung durch die niedrigere Adhäsionsneigung der ta-C Schicht reduziert, was infolgedessen zur niedrigeren Reibungszahlen führt. 3.3.2 Verschleiß Im Bild 8 sind exemplarisch gegen DC04 und AA6016 getestete Ringflächen dargestellt. Beim Referenzversuch mit den unbeschichteten Ringen gegen DC04 wurden starke, ungleichmäßige und großflächige Zn Anhaftungen auf der Werkzeugfläche beobachtet, während gegen AA6014 eine gleichmäßige Al Anhaftung auf der Ringfläche zu sehen ist, die während des Verschleißvorgangs als Festschmierstoff fungierte. Der mit a-C: H: W beschichtete Ring zeigt gutes, anhaftungshemmendes Verhalten gegen DC04. Nach 1 m Gleitweg wurde nur geringe metallische Adhäsion auf der beschichteten Oberfläche beobachtet. Nach 10 m ist eine klare Grenze zwischen dem inneren und dem äußeren Bereich des Rings erkennbar. Aufgrund der unterschiedlichen Gleitgeschwindigkeiten wurde der äußere Ringbereich eingeglättet, wohingegen am inneren Ring- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 39 Bild 5: Mittlere Reibungszahlen der a-C: H: W Schichtvarianten gegen (a) DC04 und (b) AA6014 zwischen 2,5 und 10 m Gleitweg Bild 6: Mittlere Reibungszahlen der a-C: H: W Schichtvarianten gegen DC04 und Wolframanteil in der jeweiligen Schichtvariante, gemessen mittels Röntgenfluoreszenzanalyse (XRF) Bild 7: Mittlere Reibungszahl µ der ta-C Schicht gegen DC04, AA6014 zwischen 2,5 und 10 m Gleitweg T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis bereich kaum Verschleißspuren zu sehen sind. Im Bild 9 (a) ist eine REM-Aufnahme der eingeglätteten, äußeren Ringfläche dargestellt. Bild 9 (b) stellt einen FIB- Schnitt am äußeren Ringbereich dar. Die durch das Substrat verursachte Schichtrauheit ist noch zu beobachten. Die Schicht im äußeren Bereich wurde durch den Verschleißvorgang im Kontakt mit dem Blech abgetragen, wodurch hier eine geringere Schichtdicke beobachtet werden kann. Die gegen die Aluminiumlegierung AA6014 getestete Ringfläche wurde durch eine starke Aluminium-Anhaftung bedeckt. Bereits nach 1,5 m Gleitweg sind mehr als 70 % der Oberfläche durch Aluminium bedeckt. Nach 3 m hat sich der adhäsive Materialübertrag auf die gesamte Fläche ausgedehnt. Wie Bild 10 (a) zeigt, sind Partikel/ Rauheitsspitzen auf der a-C: H: W beschichteten Oberfläche bevorzugte Ausgangspunkte für Adhäsion. In Bild 10 (b) und Bild 10 (c) ist zu sehen, dass die Schicht aufgrund der Bedeckung durch Aluminium in ihrem ursprünglichen Zustand verbleibt. Auf der gesamten ta-C Schicht ist dagegen kaum sichtbare Adhäsion gegen DC04 und nur geringflächige Alu- 40 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Bild 8: Getestete Ringfläche gegen (a) DC04- und (b) AA6014-Blechwerkstoffe Bild 9: REM-Aufnahmen des eingeglätteten Außenringbereichs der a-C: H: W-Schichtvariante C03 gegen DC04 und der FIB-Querschnitt in diesem Bereich Bild 11: FIB-Querschnitte an den gegen (a) DC04, (b) AA6014 getesteten Ringflächen und (c) des Spalts zwischen Aluminium und ta-C Schicht Bild 10: REM-Aufnahme einer Aluminium-Anhaftung auf der a-C: H: W-Schichtoberfläche und FIB-Querschnitt an dieser Stelle T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis minium Anhaftungen im Vergleich zu den anderen Oberflächen zu beobachten (Bild 8). Die Ursachen sind einerseits in den mechanisch feinpolierten Schichtoberflächen sowie andererseits in der vergleichsweise niedrigeren Adhäsionsneigung gegenüber Metallen zu sehen. In Bild 11 werden FIB-Querschnitte gezeigt, die aus den geprüften ta-C Schichten geschnitten wurden. In Bild 11 (a) lassen sich kaum metallische Anhaftungen zwischen der Platin-Präparation und der ta-C-Schicht erkennen. Im Vergleich dazu hat sich in Bild 11 (b) Aluminium mit einer Dicke von 258 bis 816 nm auf der ta-C Schichtfläche aufgetragen. Zusätzlich konnte zwischen der Aluminium Anhaftung und der ta-C Schicht ein enger Spalt entdeckt werden (siehe Bild 11 (c)), was die getroffene Aussage bezüglich der niedrigen Bindungsneigung der ta-C Schicht gegen Aluminium stützt. Die vorgestellten, in Ring-Scheibe-Tribometer-Versuchen gewonnenen Erkenntnisse besitzen jedoch Einschränkungen. Aufgrund des geschlossenen Tribosystems können die ermittelten Reibungszahlen nur bedingt auf einen realen Tiefziehprozess übertragen werden. Der permanente Kontakt zwischen den bereits verschlissenen Blechoberflächen stimmt nicht mit dem Kontakt im Umformprozess überein, bei dem stets neuer Blechwerkstoff zugeführt wird (offenes Tribosystem). Außerdem wird die durch den ständigen Kontakt der gleichen scheinbaren Flächen erzeugte Wärme nicht in gleichem Maße abtransportiert. 4 Zusammenfassung und Ausblick In dieser Arbeit wurden a-C: H: W Schichtvarianten und eine ta-C Schicht auf einer werkzeugähnlichen Oberfläche eines Werkzeugstahls abgeschieden. Mittels eines Ring-Scheibe-Tribometers wurden die genannten Schichtsysteme gegenüber industrieüblichen Blechwerkstoffen aus Stahl und Aluminiumlegierungen ohne Schmierstoff getestet. a-C: H: W Schichten stellen demnach einen potentiellen Lösungsansatz für Trockenblechumformwerkzeuge gegen DC04 dar, da durch sie die Zn / Fe Anhaftungen deutlich reduziert wurden. Die Versuchsergebnisse gegen Aluminiumlegierungen zeigen, dass die starke Aluminiumadhäsion im trockenen Kontakt durch den Einsatz des ta-C Schichtsystems erheblich vermindert wird. Durch Untersuchung verschleißbehafteter Stellen mittels FIB-Schnitte konnten verschiedene wirksame Verschleißmechanismen identifiziert und zugeordnet werden. Während des Tests der a-C: H: W Schichtvarianten gegen DC04 führen harte Verschleißpartikel zum abrasiven Verschleiß und Schichtabtrag. Beim Test gegen Aluminiumblech konnten nach kurzer Zeit großflächige adhäsive Anhaftungen auf der a-C: H: W Schichtoberfläche festgestellt werden. Dies verhinderte den direkten Kontakt zwischen dem ursprünglichen Blech und der Schichtoberfläche. In einem nächsten Schritt sind Untersuchungen zum Einfluss der Oberflächenrauheit der Schicht auf die tribologischen Kenngrößen vorgesehen. Weitere Modifikationen der amorphen Kohlenstoffschichten werden ebenfalls gegenüber verschiedenen Blechwerkstoffen getestet, um die Reibungzahl im trockenen Gleitkontakt weiter herabzusetzen und die identifizierten Verschleißursachen zu minimieren. Darüber hinaus soll die tribologische Prüfung zukünftig in einem offenen Tribosystem durchgeführt werden, was der realen Anwendung näher kommt. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die Förderung der vorgestellten Arbeiten innerhalb des Schwerpunktprogramms SPP 1676 „Trockenumformen“. Für die Unterstützung bei den FIB-Untersuchungen sowie der Probencharakterisierung danken die Autoren Herren C. Schunk, M.Sc. vom Lehrstuhl für Allgemeine Werkstoffeigenschaften der FAU Erlangen-Nürnberg sowie an unserem Lehrstuhl Frau Dipl.-Ing. U. Wolf und den Herren S. Frühwald, B.Sc. und J. Riedel, B.Sc. Literatur [1] V OLLERTSEN , F., S CHMIDT , F.: Dry Metal Forming: Definition, Chances and Challenges. Int. J. Precis. Eng. Manuf. Bd. 1 (2014) Nr. 1, S. 59-62. [2] H ETZNER , H.: Systematische Entwicklung amorpher Kohlenstoffschichten unter Berücksichtigung der Anforderungen der Blechmassivumformung. Dissertation, Friedrich- Alexander-Universität Erlangen-Nürnberg, 2014. [3] D ONNET , C., E RDEMIR , A.: Tribology of Diamond-Like Carbon Films. Fundamentals and Applications. New York: Springer, 2008. [4] VDI 2840: Kohlenstoffschichten. Grundlagen, Schichttypen und Eigenschaften. Berlin: Beuth, 2012. [5] DIN 4855: Kohlenstoffschichten - DLC-Schichten - Beschreibung der Schichtarchitektur. Berlin: Beuth, 2015. [6] Stucky, T., Baier, U., Meyer, C.-F., Scheibe, H.-J., Schultrich, B.: Großflächenbeschichtung mit superhartem Kohlenstoff. Vak. Forsch. Prax. Bd. 15 (2003) Nr. 6, S. 299-304. [7] DIN EN ISO 26443: Hochleistungskeramik - Rockwell- Eindringprüfung zur Bewertung der Haftung von keramischen Schichten. Berlin: Beuth, 2015. [8] DIN EN 1071 2: Hochleistungskeramik - Verfahren zur Prüfung keramischer Schichten - Teil 2: Bestimmung der Schichtdicke mit dem Kalottenschleifverfahren. Berlin: Beuth, 2003. [9] DIN EN ISO 14577: Metallische Werkstoffe - Instrumentierte Eindringprüfung zur Bestimmung der Härte und anderer Werkstoffparameter. Berlin: Beuth, 2003. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 41 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis [10] M A , G., G ONG , S., L IN , G., Z HANG , L., S UN , G.: A study of structure and properties of Ti-doped DLC film by reactive magnetron sputtering with ion implantation. Appl. Surf. Sci. Bd. 258 (2012) Nr. 7, S. 3045-3050. [11] B EWILOGUA , K., W ITTORF , R., T HOMSEN , H., W EBER , M.: DLC based coatings pre-pared by reactive d.c. magnetron sputtering. Thin Solid Films Bd. 447-448 (2004) S. 142- 147. [12] M ABUCHI , Y., H IGUCHI , T., W EIHNACHT , V.: Effect of sp 2 / sp 3 bonding ratio and ni-trogen content on friction properties of hydrogen-free DLC coatings. Tribol. Int. Bd. 62 (2013) S. 130-140. [13] M ERKLEIN , M., S CHMIDT , M., T REMME L, S., W ARTZACK , S., A NDREAS , K., H ÄFNER , T., Z HAO , R., S TEINER , J.: Investigation of Tribological Systems for Dry Deep Drawing by Tailored Surfaces. Dry Met. Forming OAJ FMT. Bd. 1 (2015) S. 57-62. 42 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Impressum expert verlag GmbH: Wankelstr. 13, 71272 Renningen Postfach 20 20, 71268 Renningen Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail expert@expertverlag.de Vereinigte Volksbank AG, Sindelfingen BIC GENODES1 BBV, IBAN DE51 6039 0000 0032 9460 07 Postbank Stuttgart BIC PBNKDEFF, IBAN DE87 6001 0070 0022 5467 07 USt.-IdNr. DE 145162062 Anzeigen: Sigrid Hackenberg, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -13, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail anzeigen@expertverlag.de Informationen und Mediendaten senden wir Ihnen gerne zu. Vertrieb: Rainer Paulsen, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -16, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail paulsen@expertverlag.de Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet bei Vorauszahlung im Jahresvorzugspreis für incl. Versand im Inland 189,- 7 (incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- 7 * , Einzelheft 39,- 7; * (in der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.); Studenten und persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo-Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar; kürzere Rechnungszeiträume bedingen einen Bearbeitungszuschlag von 3,- 7 pro Rechnungslegung. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 6/ 16 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 6 November / Dezember 2016 63. Jahrgang Herausgeber und Schriftleiter: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstr. 91, 73770 Denkendorf Tel./ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner, Bonn Tel. (02 28) 9 61 61 36 E-Mail esantner@arcor.de Redaktionssekretariat: expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis 1 Requirements of Bearing Materials Plain bearings made of layers of different materials are widely used in combustion engines because: they require small dimensions; provide good damping and hence NVH behaviour; are easy to assemble as a split design with upper and lower half shells; and last but not least they offer economic advantages compared to other bearing concepts, such as roller bearings. Bearing products include radial sliding bearings consisting of two half shells each covering 180° of the circumference, bushings which are 360° round components, and thrust washers which are flat and used to transfer the axial loads of a shaft into the housing. Depending on their location inside the engine and their particular use, the bearings have to fulfil their purpose under quite different boundary conditions (Figure 1). Beside the technical demands, the materials also have to comply with legislative regulations. All types of bearings must be able to withstand a certain level of contamination by foreign particles without loss of function. Sources of contamination include: residuals from engine component production and assembly; particles passing through the air and oil filters during engine operation; debris from wear processes of engine parts inside the oil circuit; and ingress of debris when operating surfaces are exposed during repair and maintenance. Contaminating media can include sand, glass, dust, metallic chips and fibres. The bearings are part of a system with the shaft as their mechanical counterpart. Its surface roughness and shape are parameters which influence the performance of the bearings significantly. For this reason, the bearing material must have the potential for conditioning of the journal, to mitigate aggressive surface characteristics. 1.1 Conrod Small End Bushings The small end bushing is mechanically the highest loaded bearing component in an engine. Close to the piston, it Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 43 * Dipl.-Ing. Christian Wolf Dr.-Ing. Thierry Garnier Dipl.-Ing. Maik Wilhelm Federal-Mogul Wiesbaden GmbH, Wiesbaden Tribology and Technology of Bearings for Crankshaft-Conrod-Systems C. Wolf, T. Garnier, M. Wilhelm* Tribology and Technology of Bearings for Crankshaft-Conrod-Systems Christian Wolf, Thierry Garnier, Maik Wilhelm Federal-Mogul Wiesbaden GmbH, Wiesbaden, Germany Summary The development of combustion engines is focused particularly on the reduction of CO2 emissions. To develop more efficient engines, downsizing is used leading to increased combustion peak cylinder pressures which impact on the tribological conditions of the base engine's bearing components. Higher operating temperatures require bearing materials with improved corrosion resistance especially for the connecting rod small end bushing. Increased mechanical loads require the use of materials with sufficient fatigue resistance. This is combined with the demand for improved wear resistance to enable start-stop functionality. Beside the impact of efficiency improvements driven by other areas of the engine, the bearings themselves can also contribute to friction reduction. This is achieved directly on the one hand by optimization of hydrodynamic friction power loss and indirectly on the other hand, by minimizing the power loss caused by excessive oil drainage from the bearings increasing the amount of oil flow required from the oil pump. 1. Requirements of Bearing Materials Plain bearings made of layers of different materials are widely used in combustion engines because: they require small dimensions; provide good damping and hence NVH behaviour; are easy to assemble as a split design with upper and lower half shells; and last but not least they offer economic advantages compared to other bearing concepts, such as roller bearings. Bearing products include radial sliding bearings consisting of two half shells each covering 180° of the circumference, bushings which are 360° round components, and thrust washers which are flat and used to transfer the axial loads of a shaft into the housing. Depending on their location inside the engine and their particular use, the bearings have to fulfil their purpose under quite different boundary conditions (Fig. 1). Beside the technical demands, the materials also have to comply with legislative regulations. All types of bearings must be able to withstand a certain level of contamination by foreign particles without loss of function. Sources of contamination include: residuals from engine component production and assembly; particles passing through the air and oil filters during engine operation; debris from wear processes of engine parts inside the oil circuit; and ingress of debris when operating surfaces are exposed during repair and maintenance. Contaminating media can include sand, glass, dust, metallic chips and fibres. 1.1 Conrod Small End Bushings The small end bushing is mechanically the highest loaded bearing component in an engine. Close to the piston, it is exposed to high temperatures and often lubricated by oil used for piston cooling. The reciprocating motion of the conrod and complex rotating behaviour of the piston pin [1] lead to mostly mixed Figure 1: Spider diagram of required bearing material characteristics for different types of applications The development of combustion engines is focused particularly on the reduction of CO 2 emissions. To develop more efficient engines, downsizing is used leading to increased combustion peak cylinder pressures which impact on the tribological conditions of the base engine’s bearing components. Higher operating temperatures require bearing materials with improved corrosion resistance especially for the connecting rod small end bushing. Increased mechanical loads require the use of materials with sufficient fatigue resistance. This is combined with the demand for improved wear resistance to enable start-stop functionality. Beside the impact of efficiency improvements driven by other areas of the engine, the bearings themselves can also contribute to friction reduction. This is achieved directly on the one hand by optimization of hydrodynamic friction power loss and indirectly on the other hand, by minimizing the power loss caused by excessive oil drainage from the bearings increasing the amount of oil flow required from the oil pump. Keywords Material, Bearing Design, Friction, Oil Flow, Hydrodynamics, Viscosity, Power Loss Optimization Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis is exposed to high temperatures and often lubricated by oil used for piston cooling. The reciprocating motion of the conrod and complex rotating behaviour of the piston pin [1] lead to mostly mixed friction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Figure 2). 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Figure 3). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based trimetal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embedability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bi-metals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These 44 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Figure 2: Cu-based bi-metal materials for small end bushings friction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Fig. 1). LF-5, CuSn10Bi3 sintered LF-8, CuSn8Ni sintered G-149, CuAl8 cast RC-9, CuSn6Ni9 solid Fig. 1: Cu-based bi-metal materials for small end bushings 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Fig.2). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based tri-metal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embed-ability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bimetals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. Fig. 2: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situafriction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Fig. 1). LF-5, CuSn10Bi3 sintered LF-8, CuSn8Ni sintered G-149, CuAl8 cast RC-9, CuSn6Ni9 solid Fig. 1: Cu-based bi-metal materials for small end bushings 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Fig.2). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based tri-metal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embed-ability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bimetals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. Fig. 2: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situa- Figure 3: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications friction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Fig. 1). LF-5, CuSn10Bi3 LF-8, CuSn8Ni G-149, CuAl8 RC-9, CuSn6Ni9 Fig. 1: Cu-based bi-metal materials for small end bushings 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Fig.2). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based tri-metal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embed-ability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bimetals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. F-211 St/ AlSnNi/ IROX ® G-611 St/ CuSnBi/ IROX ® A-280, St/ AlSnNi G-488 St/ CuNiSi/ Ni/ NiSn/ SnCu electro plating Fig. 2: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situafriction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Fig. 1). LF-5, CuSn10Bi3 LF-8, CuSn8Ni G-149, CuAl8 RC-9, CuSn6Ni9 Fig. 1: Cu-based bi-metal materials for small end bushings 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Fig.2). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based tri-metal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embed-ability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bimetals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. F-211 St/ AlSnNi/ IROX ® G-611 St/ CuSnBi/ IROX ® Fig. 2: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situafriction conditions, so high wear resistance of the material is important. Temperature and high local pressure contribute to a corrosive environment in combination with the properties of the lubricating oil. Higher temperature also means locally lower oil viscosity, calling for high seizure resistance at the same time. Today, most automotive and even heavy duty truck engines lubricate the small end by oil splash. Cu-based materials are used for small end bushings, as they deliver the high fatigue strength needed. The materials can be solid or bi-metal, consisting of bearing alloy sintered or cast on a steel backing (Fig. 1). LF-5, CuSn10Bi3 LF-8, CuSn8Ni G-149, CuAl8 RC-9, CuSn6Ni9 Fig. 1: Cu-based bi-metal materials for small end bushings 1.2 Conrod Big End Bearings Following the flow of combustion forces through the crank train, the load of the conrod is transferred to the crankshaft by the conrod bearings. They work under hydrodynamic conditions with unidirectional sliding speed. Lubrication and cooling takes place by filtered oil from the pressurized oil circuit. The projected surface of the rod bearing is larger than the one of the small end bushing, so the mechanical load is lower; however the upper rod bearing is the highest loaded bearing shell in the engine. Additionally, it is exposed to high sliding speed. Due to the high loads, the lubricating oil film can be very thin intermittently, well below half a micron, as hydrodynamic calculations show. Thus, wear resistance is an important requirement for the upper rod bearings. Good sliding properties are required to overcome local short term interruption of the oil film, in order to control the risk of overheating and consequently seizure (Fig.2). In modern Diesel engines for automotive and heavy duty applications, bronze based tri-metal compound materials are used for the upper conrod shell. The cap side bearing is much less highly loaded and usually can be equipped with a softer bi-metallic material, providing high embed-ability for foreign particles; by this combination, the delicate upper bearings can be protected from contamination. In gasoline engines, the specific load in the upper conrod bearing is lower compared to Diesel engines; so high strength Al-alloys in form of steel backed bimetals can be used. Their application can be extended by polymer coating, such as IROX ® . The development of gasoline engines with turbo charging and direct injection is leading to higher combustion peak pressures. In the future, this may require more frequent use of higher load capacity materials based on Copper substrates for upper rod bearings in gasoline engines. At high engine speed, the operating forces lead to dynamic deformations of the conrod big end housing bore. The bearings must be able to adapt to the actual shape of the housing to prevent the formation of any gaps in the assembly. G-444 St/ CuNiSi/ Ni/ CuSn electro plating G-499 St/ CuNiSi/ NiCr/ AlSn Sputter; PVD plating Fig. 2: Micro-sections of a selection of high strength materials suitable for upper conrod big end bearing applications 1.3 Crankshaft Main Bearings The combustion force transferred from the conrod bearings is typically distributed to two main bearings. These often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situa- T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis often have comparable or even larger dimensions than the conrod bearings, so the demand for load capacity in this position is reduced. Being closer to the source of pressurized oil, the oil temperature of the main bearings is lower than in the rod bearings; part of the friction power loss in the main bearings increases the temperature of the oil as it passes through the upper main bearing groove and via the crankshaft into the rod bearing. In general, Al-alloys are suitable to carry the mechanical load. However, more complicated lubrication situations can occur, for example due to start stop functionality. This may introduce the need for additional wear resistance by use of Si-containing Al-alloys or even polymer coatings which have outstandingly good wear properties. Compared to rod bearings, the main bearings are more strongly connected to each other by the crankshaft and the common housing of the engine block. Form deviations from production tolerances, static deformations due to thermal effects and dynamic deformations under operating loads can lead to additional local stress. To ensure a durable design, the bearing surfaces need to provide conformability under these conditions, which they achieve by slightly changing their shape elastically according to the operating conditions. Stress peaks can also be limited or eliminated by the wear during running in. In this respect, Al-alloys are very suitable (Figure 4). However for long term durability, Cu-based materials are also in use especially in heavy duty applications, and in some automotive main bearings. They are the same as those specified for the upper conrod bearing (Figure 3). The sliding speed in the main bearings is comparable to the rod bearings. 1.4 Crankshaft Axial Bearings The axial bearings keep the crankshaft in position and prevent the radial bearings from making contact with the journal fillet radii at their axial side faces. During engine operation, vibration and clutch forces act axially against the crankshaft, and are balanced by the thrust washers and transferred into the engine block. Beside individual washers, in some cases washers and radial bearings are connected to form flanged bearings. Modern concepts use three piece systems allowing the application of different materials for the radial and the axial parts. Connection is achieved by mechanical clamping or laser welding with and without a predetermined breaking point. Conventional single piece flange bearings are becoming less important. Compared to the radial bearings, the loads in the axial bearings are very small; they are caused by gear shift forces and guiding effects inside the engine. However, breakage of thrust washers can occur due to imperfections in the support behind them, such as steps in the housing or debris between housing and steel backing. The axial lubrication gap is defined by the two almost parallel thrust faces of crankshaft and washer. From the hydrodynamic point of view, the lubrication gap geometry can be improved by the introduction of a ramp and flat design, providing additional convergent areas. The axial bearings are lubricated by the oil draining from their associated radial bearing, entering at the inner diameter and through grooves across the sliding surfaces. The grooves also prevent a local restriction of the oil flow from the radial bearings, to avoid overheating. Dedicated materials for the thrust washers are Al-alloys with high tin content to provide good self lubrication and sliding properties. To limit wear in start stop applications, Silicon in the Al-alloy is an important wear performance enhancer. If such an AlSnSi alloy is insufficient, the washers also can be plated with a wear protecting polymer coating (Figure 4). 2 Bearings Contribution to Engine Friction Looking at the flow of energy in an engine, a considerable part of the mechanical work is converted into friction (Figure 5). The crankshaft bearings contribute significantly to this loss. The level of friction power loss depends on the operating conditions and the engine type. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 45 Figure 4: Some high performance materials especially suitable for main bearing applications in automotive Diesel and gasoline engines tions can occur, for example due to start stop functionality. This may introduce the need for additional wear resistance by use of Si-containing Al-alloys or even polymer coatings which have outstandingly good wear properties. Compared to rod bearings, the main bearings are more strongly connected to each other by the crankshaft and the common housing of the engine block. Form deviations from production tolerances, static deformations due to thermal effects and dynamic deformations under operating loads can lead to additional local stress. To ensure a durable design, the bearing surfaces need to provide conformability under these conditions, which they achieve by slightly changing their shape elastically according to the operating conditions. Stress peaks can also be limited or eliminated by the wear during running in. In this respect, Al-alloys are very suitable (Fig. 3). However for long term durability, Cu-based materials are also in use especially in heavy duty applications, and in some automotive main bearings. They are the same as those specified for the upper conrod bearing (Fig.2). The sliding speed in the main bearings is comparable to the rod bearings. A-590, St/ AlSnSi F - 411, St/ AlSnSiCu/ IROX ® A-370, St/ AlSnCu A-490, St/ AlSnSiCu 1.4 Crankshaft Axial Bearings The axial bearings keep the crankshaft in position and prevent the radial bearings from making contact with the journal fillet radii at their axial side faces. During engine operation, vibration and clutch forces act axially against the crankshaft, and are balanced by the thrust washers and transferred into the engine block. Beside individual washers, in some cases washers and radial bearings are connected to form flanged bearings. Modern concepts use three piece systems allowing the application of different materials for the radial and the axial parts. Connection is achieved by mechanical clamping or laser welding with and without a predetermined breaking point. Conventional single piece flange bearings are becoming less important. Compared to the radial bearings, the loads in the axial bearings are very small; they are caused by gear shift forces and guiding effects inside the engine. However, breakage of thrust washers can occur due to imperfections in the support behind them, such as steps in the housing or debris between housing and steel backing. The axial lubrication gap is defined by the two almost parallel thrust faces of crankshaft and washer. From the hydrodynamic point of view, the lubrication gap geometry can be improved by the introduction of a ramp and flat design, providing additional convergent areas. The axial bearings are lubricated by the oil draining from their associated radial bearing, entering at the inner diameter and through grooves across the sliding surfaces. The grooves also prevent a local restriction of the oil flow from the radial bearings, to avoid overheating. Dedicated materials for the thrust washers are Alalloys with high Tin content to provide good self lubrication and sliding properties. To limit wear in start stop applications, Silicon in the Al-alloy is an important wear performance enhancer. If such an AlSnSi alloy is insufficient, the washers also can be plated with a wear protecting polymer coating (Fig. 3). 2. Bearings Contribution to Engine Friction Looking at the flow of energy in an engine, a considerable part of the mechanical work is converted into friction (Fig. 4). The crankshaft bearings contribute significantly to this loss. The level of friction power loss depends on the operating conditions and the engine type. Optimization efforts must take into account the relevance and frequency of occurrence of particular operating conditions. For this reason, part load conditions at intermediate engine speeds are also of interest. As an example, if the friction work of the crankshaft group is about 22% of the mechanical friction work, this represents about 2% of the energy input from the fuel. The friction power loss of bearings is driven by the direct loss caused by viscous effects inside the bearing, and extended by the indirect loss caused due to parasitic oil flow from the bearings, which needs to be compensated by the oil supply from the oil pump. tions can occur, for example due to start stop functionality. This may introduce the need for additional wear resistance by use of Si-containing Al-alloys or even polymer coatings which have outstandingly good wear properties. Compared to rod bearings, the main bearings are more strongly connected to each other by the crankshaft and the common housing of the engine block. Form deviations from production tolerances, static deformations due to thermal effects and dynamic deformations under operating loads can lead to additional local stress. To ensure a durable design, the bearing surfaces need to provide conformability under these conditions, which they achieve by slightly changing their shape elastically according to the operating conditions. Stress peaks can also be limited or eliminated by the wear during running in. In this respect, Al-alloys are very suitable (Fig. 3). However for long term durability, Cu-based materials are also in use especially in heavy duty applications, and in some automotive main bearings. They are the same as those specified for the upper conrod bearing (Fig.2). The sliding speed in the main bearings is comparable to the rod bearings. A-590, St/ AlSnSi F-411, St/ AlSnSiCu/ IROX ® 1.4 Crankshaft Axial Bearings The axial bearings keep the crankshaft in position and prevent the radial bearings from making contact with the journal fillet radii at their axial side faces. During engine operation, vibration and clutch forces act axially against the crankshaft, and are balanced by the thrust washers and transferred into the engine block. Beside individual washers, in some cases washers and radial bearings are connected to form flanged bearings. Modern concepts use three piece systems allowing the application of different materials for the radial and the axial parts. Connection is achieved by mechanical clamping or laser welding with and without a predetermined breaking point. Conventional single piece flange bearings are becoming less important. Compared to the radial bearings, the loads in the axial bearings are very small; they are caused by gear shift forces and guiding effects inside the engine. However, breakage of thrust washers can occur due to imperfections in the support behind them, such as steps in the housing or debris between housing and steel backing. The axial lubrication gap is defined by the two almost parallel thrust faces of crankshaft and washer. From the hydrodynamic point of view, the lubrication gap geometry can be improved by the introduction of a ramp and flat design, providing additional convergent areas. The axial bearings are lubricated by the oil draining from their associated radial bearing, entering at the inner diameter and through grooves across the sliding surfaces. The grooves also prevent a local restriction of the oil flow from the radial bearings, to avoid overheating. Dedicated materials for the thrust washers are Alalloys with high Tin content to provide good self lubrication and sliding properties. To limit wear in start stop applications, Silicon in the Al-alloy is an important wear performance enhancer. If such an AlSnSi alloy is insufficient, the washers also can be plated with a wear protecting polymer coating (Fig. 3). 2. Bearings Contribution to Engine Friction Looking at the flow of energy in an engine, a considerable part of the mechanical work is converted into friction (Fig. 4). The crankshaft bearings contribute significantly to this loss. The level of friction power loss depends on the operating conditions and the engine type. Optimization efforts must take into account the relevance and frequency of occurrence of particular operating conditions. For this reason, part load conditions at intermediate engine speeds are also of interest. As an example, if the friction work of the crankshaft group is about 22% of the mechanical friction work, this represents about 2% of the energy input from the fuel. The friction power loss of bearings is driven by the direct loss caused by viscous effects inside the bearing, and extended by the indirect loss caused due to parasitic oil flow from the bearings, which needs to be compensated by the oil supply from the oil pump. T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis Optimization efforts must take into account the relevance and frequency of occurrence of particular operating conditions. For this reason, part load conditions at intermediate engine speeds are also of interest. As an example, if the friction work of the crankshaft group is about 22 % of the mechanical friction work, this represents about 2 % of the energy input from the fuel. The friction power loss of bearings is driven by the direct loss caused by viscous effects inside the bearing, and extended by the indirect loss caused due to parasitic oil flow from the bearings, which needs to be compensated by the oil supply from the oil pump. 3 Direct Bearing Friction Power Loss The friction of sliding bearings depends on the actual working situation of the bearing system, which includes housing, bearings, oil and shaft journals. The condition can be described in a simplified way by the well known Stribeck curve (Figure 6). At standstill, the coefficient of friction is at its largest (Coulomb coefficient). Once the shaft rotates with low sliding speed, the system operates under boundary conditions. Here, the surface asperities interact strongly, producing abrasive wear. Bearings must not operate for prolonged periods in this Area I. Increasing the sliding speed leads to a reduction in the coefficient of friction. The oil begins to separate the surfaces, even though the system still shows frequent asperity contact in this Area II of mixed friction. Start stop functionality increases the number of these transitions through the boundary and mixed lubrication areas. Today some applications have a design target of 1 or 2 million start processes, compared to between 40 and 70 thousand lifetime starts in the past. This can become the dominant driver for wear, for example in main bearings exposed to initial static preload by belt drives or increased gravity forces. Further increase of the angular speed ω leads into Area III: the hydrodynamic effect produces enough pressure in the convergent wedge of the lubrication gap to separate the surfaces of bearing and shaft and to balance the external forces on the system. This load is described as specific load p. The friction is now driven by the shear stress of the oil, produced by the sliding speed and the dynamic oil viscosity η; therefore this situation is called fluid friction. It is the preferred area of operation for hydrodynamic bearing systems. Smaller bearing operating numbers in the fluid friction regime lead to reduced friction coefficients. Reduced sliding speed (down-speeding) and increased specific load (down-sizing) both have a positive impact on friction. 3.1 Influence of Oil Choosing oil with lower viscosity also reduces the friction coefficient. This is attractive, because the improvement also applies to other areas, such as piston friction or the pumping and flow resistance of oil through the oil galleries, and often leads to a directly measurable reduction in engine fuel consumption. 46 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 3. Direct Bearing Friction Power Loss The friction of sliding bearings depends on the actual working situation of the bearing system, which includes housing, bearings, oil and shaft journals. The condition can be described in a simplified way by the well known Stribeck curve (Fig. 5). At standstill, the coefficient of friction is at its largest (Coulomb coefficient). Once the shaft rotates with low sliding speed, the system operates under boundary conditions. Here, the surface asperities interact strongly, producing abrasive wear. Bearings must not operate for prolonged periods in this Area I. Increasing the sliding speed leads to a reduction in the coefficient of friction. The oil begins to separate the surfaces, even though the system still shows frequent asperity contact in this Area II of mixed friction. Start stop functionality increases the number of these transitions through the boundary and mixed lubrication areas. Today some applications have a design target of 1 or 2 million start processes, compared to between 40 and 70 thousand lifetime starts in the past. This can become the dominant driver for wear, for example in main bearings exposed to initial static preload by belt drives or increased gravity forces. Further increase of the angular speed w leads into Area III: the hydrodynamic effect produces enough pressure in the convergent wedge of the lubrication gap to separate the surfaces of bearing and shaft and to balance the external forces on the system. This load is described as specific load p. The friction is now driven by the shear stress of the oil, produced by the sliding speed and the dynamic oil viscosity h; therefore this situation is called fluid friction. It is the preferred area of operation for hydrodynamic bearing systems. Smaller bearing operating numbers in the fluid friction regime lead to reduced friction coefficients. Reduced sliding speed (down-speeding) and increased specific load (down-sizing) both have a positive impact on friction. Fig. 5: Stribeck Curve. w: angular speed, h: dynamic oil viscosity, p: specific load on bearing 3.1 Influence of Oil Choosing oil with lower viscosity also reduces the friction coefficient. This is attractive, because the improvement also applies to other areas, such as piston friction or the pumping and flow resistance of oil through the oil galleries, and often leads to a directly measurable reduction in engine fuel consumption. At the same time the operating number wh/ p decreases and the operating condition of the bearing approaches or enters the mixed lubrication regime, because lower viscosity leads to a smaller oil film thickness (Fig. 5). For the bearings, very low viscosity may bring the risk of local loss of oil film and hard contact with the journal - even seizure can occur if the oil and bearing design is not thoroughly optimized. One method for fine tuning is the analysis of the lubrication film with sophisticated software tools. Often RHD (Rigid Hydro-Dynamic) models show the positive impact of lower viscosity oil on friction power loss (Fig. 6), providing acceptable minimum oil film thickness for all engine operating conditions. An advantage of the RHD calculation is the relatively limited amount of input data required. During the early stages of engine development, when more precise data from measurements are unavailable, this approach makes sense, but can be limited in its scope. Calculations with Elastic Hydro-Dynamic (EHD) models take into account the same reduction of the viscosity. Additionally, the deflections of the solid components reveal critical conditions for the same engine (Fig. 7), which would be hidden using RHD models. Effectively, the results show significant differences: At low engine speed, high combustion pressure produces asperity contact and increases the friction power loss on the rod bearings; main bearings show improvement; At intermediate and high engine speed, the deflection of the crankshaft leads to edge loading and asperity contacts which increase the friction power loss of the main bearings; rod bearings have better hydrodynamic Figure 5: Distribution of total fuel energy to single uses and losses, given for a 2,0 l Inline 4 Cylinder GDI TC gasoline engine [2] Fig. 4: Distribution of total fuel energy to single uses and losses, given for a 2,0l Inline 4 Cylinder GDI TC gasoline engine [2] 3. Direct Bearing Friction Power Loss The friction of sliding bearings depends on the actual working situation of the bearing system, which includes housing, bearings, oil and shaft journals. The condition can be described in a simplified way by the well known Stribeck curve (Fig. 5). At standstill, the coefficient of friction is at its largest (Coulomb coefficient). Once the shaft rotates with low sliding speed, the system operates under boundary conditions. Here, the surface asperities interact strongly, producing abrasive wear. Bearings must not operate for prolonged periods in this Area I. Increasing the sliding speed leads to a reduction in the coefficient of friction. The oil begins to separate the surfaces, even though the system still shows frequent asperity contact in this Area II of mixed friction. Start stop functionality increases the number of these transitions through the boundary and mixed lubrication areas. Today some applications have a design target of 1 or 2 million start processes, compared to between 40 and 70 thousand lifetime starts in the past. This can become the dominant driver for wear, for example in main bearings exposed to initial static preload by belt drives or increased gravity forces. Further increase of the angular speed w leads into Area III: the hydrodynamic effect produces enough pressure in the convergent wedge of the lubrication gap to separate the surfaces of bearing and shaft and to balance the external forces on the system. This load is described as specific load p. The friction is now driven by the shear stress of the oil, produced by the sliding speed and the dynamic oil viscosity h; therefore this situation is called fluid friction. It is the preferred area of operation for hydrodynamic bearing systems. Smaller bearing operating numbers in the fluid friction regime lead to reduced friction coefficients. Reduced sliding speed (down-speeding) and increased specific load (down-sizing) both have a positive impact on friction. Fig. 5: Stribeck Curve. w: angular speed, h: dynamic oil viscosity, p: specific load on bearing 3.1 Influence of Oil Choosing oil with lower viscosity also reduces the friction coefficient. This is attractive, because the improvement also applies to other areas, such as piston friction or the pumping and flow resistance of oil through the oil galleries, and often leads to a directly measurable reduction in engine fuel consumption. At the same time the operating number wh/ p decreases and the operating condition of the bearing approaches or enters the mixed lubrication regime, because lower viscosity leads to a smaller oil film thickness (Fig. 5). For the bearings, very low viscosity may bring the risk of local loss of oil film and hard contact with the journal - even seizure can occur if the oil and bearing design is not thoroughly optimized. One method for fine tuning is the analysis of the lubrication film with sophisticated software tools. Often RHD (Rigid Hydro-Dynamic) models show the positive impact of lower viscosity oil on friction power loss (Fig. 6), providing acceptable minimum oil film thickness for all engine operating conditions. An advantage of the RHD calculation is the relatively limited amount of input data required. During the early stages of engine development, when more precise data from measurements are unavailable, this approach makes sense, but can be limited in its scope. Calculations with Elastic Hydro-Dynamic (EHD) models take into account the same reduction of the viscosity. Additionally, the deflections of the solid components reveal critical conditions for the same engine (Fig. 7), which would be hidden using RHD models. Effectively, the results show significant differences: At low engine speed, high combustion pressure produces asperity contact and increases the friction power loss on the rod bearings; main bearings show improvement; At intermediate and high engine speed, the deflection of the crankshaft leads to edge loading and asperity contacts which increase the friction power loss of the main bearings; rod bearings have better hydrodynamic Figure 6: Stribeck Curve. ω: angular speed, η: dynamic oil viscosity, p: specific load on bearing T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis At the same time the operating number ωη/ p decreases and the operating condition of the bearing approaches or enters the mixed lubrication regime, because lower viscosity leads to a smaller oil film thickness (Figure 6). For the bearings, very low viscosity may bring the risk of local loss of oil film and hard contact with the journal - even seizure can occur if the oil and bearing design is not thoroughly optimized. One method for fine tuning is the analysis of the lubrication film with sophisticated software tools. Often RHD (Rigid Hydro-Dynamic) models show the positive impact of lower viscosity oil on friction power loss (Figure 7), providing acceptable minimum oil film thickness for all engine operating conditions. An advantage of the RHD calculation is the relatively limited amount of input data required. During the early stages of engine development, when more precise data from measurements are unavailable, this approach makes sense, but can be limited in its scope. Calculations with Elastic Hydro-Dynamic (EHD) models take into account the same reduction of the viscosity. Additionally, the deflections of the solid components reveal critical conditions for the same engine (Figure 8), which would be hidden using RHD models. Effectively, the results show significant differences: At low engine speed, high combustion pressure produces asperity contact and increases the friction power loss on the rod bearings; main bearings show improvement. At intermediate and high engine speed, the deflection of the crankshaft leads to edge loading and asperity contacts which increase the friction power loss of the main bearings; rod bearings have better hydrodynamic conditions and contribute to friction power loss reduction. At high to very high engine speed, the vertical oval deformation of the rod bearings’ housing bore increases the friction close to the parting line; the main bearings’ power loss suffers from edge loading often driven by flywheel tumbling. In total, the change to lower viscosity oil may produce an over-all improvement of the engine’s friction power loss, but looking at very thin oils, the asperity contacts in the bearings can behave counterproductive. In any case, the wear behaviour connected to the increased surface contact situations has to be observed carefully. Also, the improvement potential depends on the collective of operating conditions. 3.2 Influence of Bearing Geometry From hydrodynamic calculation it is known that the bearing clearance (the lubrication gap) has a significant influence on the friction power loss of a bearing. In the same engine, the maximum clearance due to production tolerances will produce lower frictional losses than the minimum clearance. Looking at the nominal values of the bearing system, downsizing of the engine means reducing both the width Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 47 conditions and contribute to friction power loss reduction; At high to very high engine speed, the vertical oval deformation of the rod bearings’ housing bore increases the friction close to the parting line; the main bearings’ power loss suffers from edge loading often driven by flywheel tumbling. In total, the change to lower viscosity oil may produce an over-all improvement of the engine’s friction power loss, but looking at very thin oils, the asperity contacts in the bearings can behave counterproductive. In any case, the wear behaviour connected to the increased surface contact situations has to be observed carefully. Also, the improvement potential depends on the collective of operating conditions. Fig. 7: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. EHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine 3.2 Influence of Bearing Geometry From hydro-dynamic calculation it is known that the bearing clearance (the lubrication gap) has a significant influence on the friction power loss of a bearing. In the same engine, the maximum clearance due to production tolerances will produce lower frictional losses than the minimum clearance. Looking at the nominal values of the bearing system, downsizing of the engine means reducing both the width as well as the diameters of the journals. The width will influence the size of the bearing area; the diameter affects both area and sliding speed. In a RHD study of hydro-dynamic friction power loss, the operating condition 2500rpm at 50% part load was analyzed (Fig. 8). About a third of the crankshaft bearing friction power loss takes place in the rod bearings. The simultaneous reduction by 10% in journal diameters and effective bearing width reduces the hydrodynamic friction power loss by 26%; a 20% reduction in size reduces the power loss by 47%. By downsizing, beside reducing the size of the functional bearing surfaces, the total size of the associated components such as conrod and crankshaft will also be reduced with positive effect on the mass forces, which are an important portion of the engine operating forces. A reduction of these will also decrease the resulting friction forces. Reducing both journal width and diameter requires intense design work on the complete base engine. In comparison, it seems much easier to reduce only the bearing width; so the crankshaft and the engine block’s housing bores remain unchanged and can be carried over to the new concept. However, the specific bearing load increases, and the minimum oil film thickness is reduced. EHD calculations show that this can produce asperity contacts between the bearings and the journals, increasing boundary friction which may outweigh the benefit from the hydro-dynamic portion of friction power loss (Fig. 9). Finally, the significant reduction of component size may be good for friction optimization, but the stiffness of the system must not be compromised by these design changes; also any increases in the mechanical stresses that arise must not jeopardize the durability of the components. Fig. 8: Downsizing effect of -10 and -20% rel. base size on hydro-dynamic friction power loss. 1,5l inline 4 cylinder gasoline engine at 2500rpm, 50% part load Figure 7: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. RHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine conditions and contribute to friction power loss reduction; At high to very high engine speed, the vertical oval deformation of the rod bearings’ housing bore increases the friction close to the parting line; the main bearings’ power loss suffers from edge loading often driven by flywheel tumbling. In total, the change to lower viscosity oil may produce an over-all improvement of the engine’s friction power loss, but looking at very thin oils, the asperity contacts in the bearings can behave counterproductive. In any case, the wear behaviour connected to the increased surface contact situations has to be observed carefully. Also, the improvement potential depends on the collective of operating conditions. Fig. 6: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. RHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine 3.2 Influence of Bearing Geometry From hydro-dynamic calculation it is known that the bearing clearance (the lubrication gap) has a significant influence on the friction power loss of a bearing. In the same engine, the maximum clearance due to production tolerances will produce lower frictional losses than the minimum clearance. Looking at the nominal values of the bearing system, downsizing of the engine means reducing both the width as well as the diameters of the journals. The width will influence the size of the bearing area; the diameter affects both area and sliding speed. In a RHD study of hydro-dynamic friction power loss, the operating condition 2500rpm at 50% part load was analyzed (Fig. 8). About a third of the crankshaft bearing friction power loss takes place in the rod bearings. The simultaneous reduction by 10% in journal diameters and effective bearing width reduces the hydrodynamic friction power loss by 26%; a 20% reduction in size reduces the power loss by 47%. By downsizing, beside reducing the size of the functional bearing surfaces, the total size of the associated components such as conrod and crankshaft will also be reduced with positive effect on the mass forces, which are an important portion of the engine operating forces. A reduction of these will also decrease the resulting friction forces. Reducing both journal width and diameter requires intense design work on the complete base engine. In comparison, it seems much easier to reduce only the bearing width; so the crankshaft and the engine block’s housing bores remain unchanged and can be carried over to the new concept. However, the specific bearing load increases, and the minimum oil film thickness is reduced. EHD calculations show that this can produce asperity contacts between the bearings and the journals, increasing boundary friction which may outweigh the benefit from the hydro-dynamic portion of friction power loss (Fig. 9). Finally, the significant reduction of component size may be good for friction optimization, but the stiffness of the system must not be compromised by these design changes; also any increases in the mechanical stresses that arise must not jeopardize the durability of the components. Fig. 8: Downsizing effect of -10 and -20% rel. base size on hydro-dynamic friction power loss. 1,5l inline 4 cylinder gasoline engine at 2500rpm, 50% part load Figure 8: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. EHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis as well as the diameters of the journals. The width will influence the size of the bearing area; the diameter affects both area and sliding speed. In a RHD study of hydrodynamic friction power loss, the operating condition 2500 rpm at 50 % part load was analyzed (Figure 9). About a third of the crankshaft bearing friction power loss takes place in the rod bearings. The simultaneous reduction by 10 % in journal diameters and effective bearing width reduces the hydrodynamic friction power loss by 26 %; a 20 % reduction in size reduces the power loss by 47 %. By downsizing, beside reducing the size of the functional bearing surfaces, the total size of the associated components such as conrod and crankshaft will also be reduced with positive effect on the mass forces, which are an important portion of the engine operating forces. A reduction of these will also decrease the resulting friction forces. Reducing both journal width and diameter requires intense design work on the complete base engine. In comparison, it seems much easier to reduce only the bearing width; so the crankshaft and the engine block’s housing bores remain unchanged and can be carried over to the new concept. However, the specific bearing load increases, and the minimum oil film thickness is reduced. EHD calculations show that this can produce asperity contacts between the bearings and the journals, increasing boundary friction which may outweigh the benefit from the hydrodynamic portion of friction power loss (Figure 10). Finally, the significant reduction of component size may be good for friction optimization, but the stiffness of the system must not be compromised by these design changes; also any increases in the mechanical stresses that arise must not jeopardize the durability of the components. 4. Oil Flow 4.1 Bearing Oil Flow The bearings of combustion engines are connected to the pressurized oil circuit [3], which also supplies lubricating oil to systems such as the cylinder head, turbo charger, and the oil jets for piston cooling and small end bushing lubrication. The oil pump is usually driven mechanically by the crankshaft, so the pump rotation speed is proportional to engine speed. In most cases, this means the oil pressure is also approximately proportional to engine speed. As different subsystems within the engine require the delivery of oil at different flow rates, the oil flow needs to be throttled at various positions to maintain the correct oil pressure inside the main gallery. Filtered oil is delivered to the main oil gallery, and the bearings’ share of the total oil flow is distributed to the main bearings. Usually the oil is fed into the upper shell, entering a circumferential groove at the inner diameter which allows the oil to pass into the oilways drilled through the crankshaft, to be available for the lubrication of the conrod bearings. 48 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 conditions and contribute to friction power loss reduction; At high to very high engine speed, the vertical oval deformation of the rod bearings’ housing bore increases the friction close to the parting line; the main bearings’ power loss suffers from edge loading often driven by flywheel tumbling. In total, the change to lower viscosity oil may produce an over-all improvement of the engine’s friction power loss, but looking at very thin oils, the asperity contacts in the bearings can behave counterproductive. In any case, the wear behaviour connected to the increased surface contact situations has to be observed carefully. Also, the improvement potential depends on the collective of operating conditions. Fig. 6: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. RHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine Fig. 7: Impact of the oil type and engine speed on viscosity and friction power loss of main bearings and rod bearings. EHD sensitivity study, Full Load conditions, 2.0L I4 Gasoline engine 3.2 Influence of Bearing Geometry From hydro-dynamic calculation it is known that the bearing clearance (the lubrication gap) has a significant influence on the friction power loss of a bearing. In the same engine, the maximum clearance due to production tolerances will produce lower frictional losses than the minimum clearance. Looking at the nominal values of the bearing system, downsizing of the engine means reducing both the width as well as the diameters of the journals. The width will influence the size of the bearing area; the diameter affects both area and sliding speed. In a RHD study of hydro-dynamic friction power loss, the operating condition 2500rpm at 50% part load was analyzed (Fig. 8). About a third of the crankshaft bearing friction power loss takes place in the rod bearings. The simultaneous reduction by 10% in journal diameters and effective bearing width reduces the hydrodynamic friction power loss by 26%; a 20% reduction in size reduces the power loss by 47%. By downsizing, beside reducing the size of the functional bearing surfaces, the total size of the associated components such as conrod and crankshaft will also be reduced with positive effect on the mass forces, which are an important portion of the engine operating forces. A reduction of these will also decrease the resulting friction forces. Reducing both journal width and diameter requires intense design work on the complete base engine. In comparison, it seems much easier to reduce only the bearing width; so the crankshaft and the engine block’s housing bores remain unchanged and can be carried over to the new concept. However, the specific bearing load increases, and the minimum oil film thickness is reduced. EHD calculations show that this can produce asperity contacts between the bearings and the journals, increasing boundary friction which may outweigh the benefit from the hydro-dynamic portion of friction power loss (Fig. 9). Finally, the significant reduction of component size may be good for friction optimization, but the stiffness of the system must not be compromised by these design changes; also any increases in the mechanical stresses that arise must not jeopardize the durability of the components. Fig. 8: Downsizing effect of -10 and -20% rel. base size on hydro-dynamic friction power loss. 1,5l inline 4 cylinder gasoline engine at 2500rpm, 50% part load Figure 9: Downsizing effect of -10 and -20 % rel. base size on hydrodynamic friction power loss. 1,5l inline 4 cylinder gasoline engine at 2500 rpm, 50 % part load 4. Oil Flow 4.1 Bearing Oil Flow The bearings of combustion engines are connected to the pressurized oil circuit [3], which also supplies lubricating oil to systems such as the cylinder head, turbo charger, and the oil jets for piston cooling and small end bushing lubrication. The oil pump is usually driven mechanically by the crankshaft, so the pump rotation speed is proportional to engine speed. In most cases, this means the oil pressure is also approximately proportional to engine speed. As different subsystems within the engine require the delivery of oil at different flow rates, the oil flow needs to be throttled at various positions to maintain the correct oil pressure inside the main gallery. Filtered oil is delivered to the main oil gallery, and the bearings’ share of the total oil flow is distributed to the main bearings. Usually the oil is fed into the upper shell, entering a circumferential groove at the inner diameter which allows the oil to pass into the oilways drilled through the crankshaft, to be available for the lubrication of the conrod bearings. In some engines, mostly heavy duty applications, there is an oil supply through the conrod from the big end to the small end bushing; this oil supply is intermittent and reduced to the time during the cycle when overlap occurs between the outlet oil hole in the rod journal and the bearing’s connection to the rod. Optimization of the bearings’ oil flow can be used either to improve the lubrication conditions for other engine sub-systems or to reduce the total oil flow volume and thereby the required oil pump size and power absorption, which accounts for part of the engine friction power loss. Through this effect the bearings also contribute indirectly to engine efficiency. From fundamental rig tests it is known that up to 35% of the oil flow to the main and rod bearings is lost by leakage without major impact on the bearing performance. This gives room for oil flow optimization. The oil flow through a bearing is a system property. It can be described by the Reynolds equation, which consists of three terms for incompressible fluid flow; i.e. Poiseuille’s pressure flow, Couette’s flow due to surface velocity and the squeeze effect: In general, the pressure flow is directly proportional to the pressure difference and the third power of the gap height, and indirectly proportional to the axial width and the viscosity. The gap height depends on the clearance, which is defined as the difference of bearing ID and journal OD in the direction of combustion force. A reasonably small clearance is desirable to promote favorable lubrication behavior but could result in too low an oil flow for adequate cooling at high speed, therefore the use of an eccentric bearing wall shape - perpendicular to the load direction permits a sufficient oil flow to be achieved while maintaining a small clearance. The nominal size of the components influences the flow performance; smaller journal diameters lead to a reduced bearing side face area and thereby to a smaller cross section for the oil flow. For each application, a hydrodynamic calculation must be performed in order to establish the oil flow behavior for the complete engine set of bearings. This requires detailed information such as the system component geometry, temperatures, operating conditions, oil properties and feed pressures. 4.2 Bearing Features to Reduce Oil Flow The geometry of the lubricant gap is influenced by design features on the bearings, which are necessary for production and assembly reasons. These are the parting line ID chamfer, the crush relief and the locating lips in both main and conrod bearings as well as the grooves in mains. The parting face between two half shells is typically machined by broaching. To avoid burrs, which could make contact with the journal and break loose, a small chamfer is needed at the ID side of the parting face. Typical chamfer or edge break size is 0.2 to 0.4mm. The chamfers of the upper and lower shells combine when assembled, producing a triangular section oil channel in the axial direction over the width of the bearings, completely inside the crush relief. The crush relief is an intentional reduction of the bearing wall thickness at the ID just below both the parting lines. It prevents sharp edges and hard contact with the journal in the event of any small radial offset between the two halves of the housing bore, caused by small imperfections in the cap locating process during assembly. The crush relief usually has a depth of 0.01 to 0.03mm. Its circumferential extension measures between 2 and 10mm and depends on the application; whether automotive or heavy duty and using angular split conrod or straight split main bearings. Figure 10: Friction optimization by variation of bearing width (-14 %) needs to consider opposite effects of hydrodynamic and asperity friction power loss T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 48 Fig. 9: Friction optimization by variation of bearing width (-14%) needs to consider opposite effects of hydro-dynamic and asperity friction power loss 4. Oil Flow 4.1 Bearing Oil Flow The bearings of combustion engines are connected to the pressurized oil circuit [3], which also supplies lubricating oil to systems such as the cylinder head, turbo charger, and the oil jets for piston cooling and small end bushing lubrication. The oil pump is usually driven mechanically by the crankshaft, so the pump rotation speed is proportional to engine speed. In most cases, this means the oil pressure is also approximately proportional to engine speed. As different subsystems within the engine require the delivery of oil at different flow rates, the oil flow needs to be throttled at various positions to maintain the correct oil pressure inside the main gallery. Filtered oil is delivered to the main oil gallery, and the bearings’ share of the total oil flow is distributed to the main bearings. Usually the oil is fed into the upper shell, entering a circumferential groove at the inner diameter which allows the oil to pass into the oilways drilled through the crankshaft, to be available for the lubrication of the conrod bearings. In some engines, mostly heavy duty applications, there is an oil supply through the conrod from the big end to the small end bushing; this oil supply is intermittent and reduced to the time during the cycle when overlap occurs between the outlet oil hole in the rod journal and the bearing’s connection to the rod. Optimization of the bearings’ oil flow can be used either to improve the lubrication conditions for other engine sub-systems or to reduce the total oil flow volume and thereby the required oil pump size and power absorption, which accounts for part of the engine friction power loss. Through this effect the bearings also contribute indirectly to engine efficiency. From fundamental rig tests it is known that up to 35% of the oil flow to the main and rod bearings is lost by leakage without major impact on the bearing performance. This gives room for oil flow optimization. The oil flow through a bearing is a system property. It can be described by the Reynolds equation, which consists of three terms for incompressible fluid flow; i.e. Poiseuille’s pressure flow, Couette’s flow due to A reasonably small clearance is desirable to promote favorable lubrication behavior but could result in too low an oil flow for adequate cooling at high speed, therefore the use of an eccentric bearing wall shape - perpendicular to the load direction permits a sufficient oil flow to be achieved while maintaining a small clearance. The nominal size of the components influences the flow performance; smaller journal diameters lead to a reduced bearing side face area and thereby to a smaller cross section for the oil flow. For each application, a hydrodynamic calculation must be performed in order to establish the oil flow behavior for the complete engine set of bearings. This requires detailed information such as the system component geometry, temperatures, operating conditions, oil properties and feed pressures. 4.2 Bearing Features to Reduce Oil Flow The geometry of the lubricant gap is influenced by design features on the bearings, which are necessary for production and assembly reasons. These are the parting line ID chamfer, the crush relief and the locating lips in both main and conrod bearings as well as the grooves in mains. The parting face between two half shells is typically machined by broaching. To avoid burrs, which could make contact with the journal and break loose, a small chamfer is needed at the ID side of the parting face. Typical chamfer or edge break size is 0.2 to 0.4mm. The chamfers of the upper and lower shells combine when assembled, producing a triangular section oil channel in the axial direction over the width of the bearings, completely inside the crush relief. The crush relief is an intentional reduction of the bearing wall thickness at the ID just below both the parting lines. It prevents sharp edges and hard contact with the journal in the event of any small radial offset between the two halves of the housing bore, caused by small imperfections in the cap locating process during assembly. The crush relief usually has a depth of 0.01 to 0.03mm. Its circumferential extension measures between 2 and 10mm and depends on the application; whether automotive or heavy duty and using angular split conrod or straight split main bearings. Aus der Praxis für die Praxis In some engines, mostly heavy duty applications, there is an oil supply through the conrod from the big end to the small end bushing; this oil supply is intermittent and reduced to the time during the cycle when overlap occurs between the outlet oil hole in the rod journal and the bearing’s connection to the rod. Optimization of the bearings’ oil flow can be used either to improve the lubrication conditions for other engine subsystems or to reduce the total oil flow volume and thereby the required oil pump size and power absorption, which accounts for part of the engine friction power loss. Through this effect the bearings also contribute indirectly to engine efficiency. From fundamental rig tests it is known that up to 35 % of the oil flow to the main and rod bearings is lost by leakage without major impact on the bearing performance. This gives room for oil flow optimization. The oil flow through a bearing is a system property. It can be described by the Reynolds equation, which consists of three terms for incompressible fluid flow; i. e. Poiseuille’s pressure flow, Couette’s flow due to surface velocity and the squeeze effect: In general, the pressure flow is directly proportional to the pressure difference and the third power of the gap height, and indirectly proportional to the axial width and the viscosity. The gap height depends on the clearance, which is defined as the difference of bearing ID and journal OD in the direction of combustion force. A reasonably small clearance is desirable to promote favorable lubrication behavior but could result in too low an oil flow for adequate cooling at high speed, therefore the use of an eccentric bearing wall shape - perpendicular to the load direction - permits a sufficient oil flow to be achieved while maintaining a small clearance. The nominal size of the components influences the flow performance; smaller journal diameters lead to a reduced bearing side face area and thereby to a smaller cross section for the oil flow. For each application, a hydrodynamic calculation must be performed in order to establish the oil flow behavior for the complete engine set of bearings. This requires detailed information such as the system component geometry, temperatures, operating conditions, oil properties and feed pressures. 4.2 Bearing Features to Reduce Oil Flow The geometry of the lubricant gap is influenced by design features on the bearings, which are necessary for production and assembly reasons. These are the parting line ID chamfer, the crush relief and the locating lips in both main and conrod bearings as well as the grooves in mains. The parting face between two half shells is typically machined by broaching. To avoid burrs, which could make contact with the journal and break loose, a small chamfer is needed at the ID side of the parting face. Typical chamfer or edge break size is 0.2 to 0.4 mm. The chamfers of the upper and lower shells combine when assembled, producing a triangular section oil channel in the axial direction over the width of the bearings, completely inside the crush relief. The crush relief is an intentional reduction of the bearing wall thickness at the ID just below both the parting lines. It prevents sharp edges and hard contact with the journal in the event of any small radial offset between the two halves of the housing bore, caused by small imperfections in the cap locating process during assembly. The crush relief usually has a depth of 0.01 to 0.03 mm. Its circumferential extension measures between 2 and 10 mm and depends on the application; whether automotive or heavy duty and using angular split conrod or straight split main bearings. The locating lips are required to easily and accurately position the bearings axially inside the housing bore, especially if the assembly is done manually. The standard production method for a locating lip is a punching operation from the ID towards the OD, which leaves a depression inside the crush relief area. It is very large compared to the size of the clearance, the crush relief and the ID chamfers. Its depth, width and circular length is in the range of millimetres. To reduce the oil flow, the punched locating lips can be replaced by staked lips (Figure 11). In this concept, the lip is produced by pushing tangentially with a tool on the OD half of the parting surface, which squeezes steel back material and forms a lip at the OD slightly below the par- Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 49 The locating lips are required to easily and accurately position the bearings axially inside the housing bore, especially if the assembly is done manually. The standard production method for a locating lip is a punching operation from the ID towards the OD, which leaves a depression inside the crush relief area. It is very large compared to the size of the clearance, the crush relief and the ID chamfers. Its depth, width and circular length is in the range of millimetres. To reduce the oil flow, the punched locating lips can be replaced by staked lips (Fig. 10). In this concept, the lip is produced by pushing tangentially with a tool on the OD half of the parting surface, which squeezes steel back material and forms a lip at the OD slightly below the parting line. This lip still allows precise assembly but no longer affects the ID hydrodynamic behaviour or oil flow. In main bearings, the grooves and especially their circumferential length determine the size of the pressurized area of the oil feed and hence the oil flow. Most engines use grooves in the upper bearing shells to deliver oil to the crankshaft drillings. Some engines even use partial grooves in the lower main bearings to ensure a continuous delivery to the crankshaft oilways, so the combined groove length in upper and lower shells can clearly exceed 180°. The size of the crush relief and the ID chamfer are even more important for the oil flow in main bearings, if the oil groove is connected to them directly. Shortening of the groove, for example to 150°, can disconnect these features from the pressurized oil supply, clearly reducing the rate of oil drainage from the main bearings (Fig. 11). On the other hand, this reduces the oil supply to the rod bearings somewhat, by shortening the communication period with the crankshaft oil drillings, and leads to intermittent pressure input at the shaft surface. However, the reduced groove lengths are currently state of the art design practice and in widespread mass production. Fig. 11: Oil groove in main bearings with and without connection to the crush relief and the ID parting line chamfer 4.3 Crankshaft Features to Reduce Oil Flow Extending the philosophy of groove length reduction leads to the idea of groove elimination. This makes it necessary to reconsider the crankshaft oil drilling concept (Fig. 12). It leads to a switch from a common design where all upper main bearings have grooves to a diversification with two different upper shell designs with and without oil grooves (Fig. 13). Eliminating the groove means that the main bearings concerned only have oil slots for their own oil supply, connected to the main oil gallery. The other main bearings with oil grooves then each have to pass the oil for two conrod bearings, which is the so called 1MB®2RB oil supply. In comparison to the groove length reduction (>200°®150°, Fig. 11), the elimination of grooves turns out to be even more effective, as calculations for a 6 cylinder inline heavy duty engine show (Fig. 14). Here, the results for oil groove length reduction with a 1MB®1RB feed concept with 7 grooves in the upper main bearings are shown. By changing to a full 1MB®2RB oil feed concept, 4 grooves can be eliminated, which shows the best result for oil flow reduction. Downsizing also shows a significant contribution to the reduction of main bearing oil flow. Beside the size, engine speed also has a significant influence on oil flow. Calculations for an inline 4 cylinder engine show that the savings of oil flow grow with increasing engine speed (Fig. 15). Figure 11: Features on bearings influencing the oil flow: locating lips, crush relief and ID edge break T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis ting line. This lip still allows precise assembly but no longer affects the ID hydrodynamic behaviour or oil flow. In main bearings, the grooves and especially their circumferential length determine the size of the pressurized area of the oil feed and hence the oil flow. Most engines use grooves in the upper bearing shells to deliver oil to the crankshaft drillings. Some engines even use partial grooves in the lower main bearings to ensure a continuous delivery to the crankshaft oilways, so the combined groove length in upper and lower shells can clearly exceed 180°. The size of the crush relief and the ID chamfer are even more important for the oil flow in main bearings, if the oil groove is connected to them directly. Shortening of the groove, for example to 150°, can disconnect these features from the pressurized oil supply, clearly reducing the rate of oil drainage from the main bearings (Figure 12). On the other hand, this reduces the oil supply to the rod bearings somewhat, by shortening the communication period with the crankshaft oil drillings, and leads to intermittent pressure input at the shaft surface. However, the reduced groove lengths are currently state of the art design practice and in widespread mass production. 4.3 Crankshaft Features to Reduce Oil Flow Extending the philosophy of groove length reduction leads to the idea of groove elimination. This makes it necessary to reconsider the crankshaft oil drilling concept (Figure 13). It leads to a switch from a common design where all upper main bearings have grooves to a diversification with two different upper shell designs with and without oil grooves (Figure 14). Eliminating the groove means that the main bearings concerned only have oil slots for their own oil supply, connected to the main oil gallery. The other main bearings with oil grooves then each have to pass the oil for two conrod bearings, which is the so called 1MB →2RB oil supply. In comparison to the groove length reduction (> 200°→150°, Figure 12), the elimination of grooves turns out to be even more effective, as calculations for a 6 cylinder inline heavy duty engine show (Figure 15). Here, the results for oil groove 50 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 The locating lips are required to easily and accurately position the bearings axially inside the housing bore, especially if the assembly is done manually. The standard production method for a locating lip is a punching operation from the ID towards the OD, which leaves a depression inside the crush relief area. It is very large compared to the size of the clearance, the crush relief and the ID chamfers. Its depth, width and circular length is in the range of millimetres. To reduce the oil flow, the punched locating lips can be replaced by staked lips (Fig. 10). In this concept, the lip is produced by pushing tangentially with a tool on the OD half of the parting surface, which squeezes steel back material and forms a lip at the OD slightly below the parting line. This lip still allows precise assembly but no longer affects the ID hydrodynamic behaviour or oil flow. In main bearings, the grooves and especially their circumferential length determine the size of the pressurized area of the oil feed and hence the oil flow. Most engines use grooves in the upper bearing shells to deliver oil to the crankshaft drillings. Some engines even use partial grooves in the lower main bearings to ensure a continuous delivery to the crankshaft oilways, so the combined groove length in upper and lower shells can clearly exceed 180°. The size of the crush relief and the ID chamfer are even more important for the oil flow in main bearings, if the oil groove is connected to them directly. Shortening of the groove, for example to 150°, can disconnect these features from the pressurized oil supply, clearly reducing the rate of oil drainage from the main bearings (Fig. 11). On the other hand, this reduces the oil supply to the rod bearings somewhat, by shortening the communication period with the crankshaft oil drillings, and leads to intermittent pressure input at the shaft surface. However, the reduced groove lengths are currently state of the art design practice and in widespread mass production. Fig. 10: Features on bearings influencing the oil flow: crush relief and ID edge break 4.3 Crankshaft Features to Reduce Oil Flow Extending the philosophy of groove length reduction leads to the idea of groove elimination. This makes it necessary to reconsider the crankshaft oil drilling concept (Fig. 12). It leads to a switch from a common design where all upper main bearings have grooves to a diversification with two different upper shell designs with and without oil grooves (Fig. 13). Eliminating the groove means that the main bearings concerned only have oil slots for their own oil supply, connected to the main oil gallery. The other main bearings with oil grooves then each have to pass the oil for two conrod bearings, which is the so called 1MB®2RB oil supply. In comparison to the groove length reduction (>200°®150°, Fig. 11), the elimination of grooves turns out to be even more effective, as calculations for a 6 cylinder inline heavy duty engine show (Fig. 14). Here, the results for oil groove length reduction with a 1MB®1RB feed concept with 7 grooves in the upper main bearings are shown. By changing to a full 1MB®2RB oil feed concept, 4 grooves can be eliminated, which shows the best result for oil flow reduction. Downsizing also shows a significant contribution to the reduction of main bearing oil flow. Beside the size, engine speed also has a significant influence on oil flow. Calculations for an inline 4 cylinder engine show that the savings of oil flow grow with increasing engine speed (Fig. 15). Figure 12: Oil groove in main bearings with and without connection to the crush relief and the ID parting line chamfer Fig. 13: Design for main bearings used for a concept of 1 Main Bearing feeding 2 Rod Bearings with diversification of upper main bearings. Fig. 14: Sensitivity study on main bearing oil flow taking into account the component size (bearing ID and width), oil groove length and oil feed strategy from main to rod bearings (1400rpm, 80% of max. peak cylinder pressure, const. power output). Fig. 15: Effect of engine speed and groove elimination from upper main bearings by new crankshaft architecture in an inline 4 cylinder engine. Switch from 1 main feeding 1 rod bearing to 1 main feeding 2 rod bearings Conclusions Higher combustion pressures and additional functionality, such as start stop, in combination with downsizing increase the loads on bushings and bearings. High strength materials based on Aland Cualloys with and without coatings are available to cover the demand for increased durability and wear performance in each different application. Sliding bearings contribute to parasitic losses directly by hydrodynamic friction and indirectly through needing a pressurized oil supply. The direct share can be reduced by a smaller bearing diameter and reduced width. Careful use of lower oil viscosity also reduces their hydrodynamic friction loss. The indirect share can be improved by design features that reduce oil leakage, such as the staked lip, reduced oil groove length in main bearings, and the elimination of main bearing oil grooves. The latter also calls for new oil feed concepts in the crankshaft. Optimization of bearing friction power loss requires careful balance, as actions taken to reduce friction may be counter-productive through increased asperity contacts due to lower oil viscosity or reduced stiffness of the bearing systems. Sophisticated software tools are used to analyze the consequences of design changes for a wide spectrum of operating conditions and to ensure the robustness of the engine bearing system. References [1] Orlowski, K.; Ritterskamp C.; Dohmen J.; Maaßen F.: Advanced Measurement Techniques in the Field of today’s Engine Mechanics 18. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 2009 [2] Jückstock, R.: Figure 13: Different oil channel architectures for inline 4 and 6 engines Fig. 12: Different oil channel architectures for inline 4 and 6 engines Fig. 14: Sensitivity study on main bearing oil flow taking into account the component size (bearing ID and width), oil groove length and oil feed strategy from main to rod bearings (1400rpm, 80% of max. peak cylinder pressure, const. power output). Fig. 15: Effect of engine speed and groove elimination from upper main bearings by new crankshaft architecture in an inline 4 cylinder engine. Switch from 1 main feeding 1 rod bearing to 1 main feeding 2 rod bearings Conclusions Higher combustion pressures and additional functionality, such as start stop, in combination with downsizing increase the loads on bushings and bearings. High strength materials based on Aland Cualloys with and without coatings are available to cover the demand for increased durability and wear performance in each different application. Sliding bearings contribute to parasitic losses directly by hydrodynamic friction and indirectly through needing a pressurized oil supply. The direct share can be reduced by a smaller bearing diameter and reduced width. Careful use of lower oil viscosity also reduces their hydrodynamic friction loss. The indirect share can be improved by design features that reduce oil leakage, such as the staked lip, reduced oil groove length in main bearings, and the elimination of main bearing oil grooves. The latter also calls for new oil feed concepts in the crankshaft. Optimization of bearing friction power loss requires careful balance, as actions taken to reduce friction may be counter-productive through increased asperity contacts due to lower oil viscosity or reduced stiffness of the bearing systems. Sophisticated software tools are used to analyze the consequences of design changes for a wide spectrum of operating conditions and to ensure the robustness of the engine bearing system. References [1] Orlowski, K.; Ritterskamp C.; Dohmen J.; Maaßen F.: Advanced Measurement Techniques in the Field of today’s Engine Mechanics 18. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 2009 [2] Jückstock, R.: Figure 14: Design for main bearings used for a concept of 1 Main Bearing feeding 2 Rod Bearings with diversification of upper main bearings T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis length reduction with a 1MB→1RB feed concept with 7 grooves in the upper main bearings are shown. By changing to a full 1MB→2RB oil feed concept, 4 grooves can be eliminated, which shows the best result for oil flow reduction. Downsizing also shows a significant contribution to the reduction of main bearing oil flow. Beside the size, engine speed also has a significant influence on oil flow. Calculations for an inline 4 cylinder engine show that the savings of oil flow grow with increasing engine speed (Figure 16). Conclusions Higher combustion pressures and additional functionality, such as start stop, in combination with downsizing increase the loads on bushings and bearings. High strength materials based on Aland Cu-alloys with and without coatings are available to cover the demand for increased durability and wear performance in each different application. Sliding bearings contribute to parasitic losses directly by hydrodynamic friction and indirectly through needing a pressurized oil supply. The direct share can be reduced by a smaller bearing diameter and reduced width. Careful use of lower oil viscosity also reduces their hydrodynamic friction loss. The indirect share can be improved by design features that reduce oil leakage, such as the staked lip, reduced oil groove length in main bearings, and the elimination of main bearing oil grooves. The latter also calls for new oil feed concepts in the crankshaft. Optimization of bearing friction power loss requires careful balance, as actions taken to reduce friction may be counterproductive through increased asperity contacts due to lower oil viscosity or reduced stiffness of the bearing systems. Sophisticated software tools are used to analyze the consequences of design changes for a wide spectrum of operating conditions and to ensure the robustness of the engine bearing system. References [1] Orlowski, K.; Ritterskamp C.; Dohmen J.; Maaßen F.: Advanced Measurement Techniques in the Field of today’s Engine Mechanics, 18. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 2009 [2] Jückstock, R.: Perspectives of Friction Reduction on the Base Engine, MTZ, Special Edition: 75Jahre MTZ, 2014 [3] Affenzeller, J., Gläser H.: Lagerung und Schmierung von Verbrennungsmotoren (Die Verbrennungskraftmaschine, N.F., Bd. 8), Wien, New York: Springer, 1996 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 51 Fig. 12: Different oil channel architectures for inline 4 and 6 engines Fig. 15: Effect of engine speed and groove elimination from upper main bearings by new crankshaft architecture in an inline 4 cylinder engine. Switch from 1 main feeding 1 rod bearing to 1 main feeding 2 rod bearings Conclusions Higher combustion pressures and additional functionality, such as start stop, in combination with downsizing increase the loads on bushings and bearings. High strength materials based on Aland Cualloys with and without coatings are available to cover the demand for increased durability and wear performance in each different application. Sliding bearings contribute to parasitic losses directly by hydrodynamic friction and indirectly through needing a pressurized oil supply. The direct share can be reduced by a smaller bearing diameter and reduced width. Careful use of lower oil viscosity also reduces their hydrodynamic friction loss. The indirect share can be improved by design features that reduce oil leakage, such as the staked lip, reduced oil groove length in main bearings, and the elimination of main bearing oil grooves. The latter also calls for new oil feed concepts in the crankshaft. Optimization of bearing friction power loss requires careful balance, as actions taken to reduce friction may be counter-productive through increased asperity contacts due to lower oil viscosity or reduced stiffness of the bearing systems. Sophisticated software tools are used to analyze the consequences of design changes for a wide spectrum of operating conditions and to ensure the robustness of the engine bearing system. References [1] Orlowski, K.; Ritterskamp C.; Dohmen J.; Maaßen F.: Advanced Measurement Techniques in the Field of today’s Engine Mechanics 18. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 2009 [2] Jückstock, R.: Figure 15: Sensitivity study on main bearing oil flow taking into account the component size (bearing ID and width), oil groove length and oil feed strategy from main to rod bearings (1400 rpm, 80 % of max. peak cylinder pressure, const. power output) Fig. 12: Different oil channel architectures for inline 4 and 6 engines Fig. 13: Design for main bearings used for a concept of 1 Main Bearing feeding 2 Rod Bearings with diversification of upper main bearings. Fig. 14: Sensitivity study on main bearing oil flow taking into account the component size (bearing ID and width), oil groove length and oil feed strategy from main to rod bearings (1400rpm, 80% of max. peak cylinder pressure, const. power output). Conclusions Higher combustion pressures and additional functionality, such as start stop, in combination with downsizing increase the loads on bushings and bearings. High strength materials based on Aland Cualloys with and without coatings are available to cover the demand for increased durability and wear performance in each different application. Sliding bearings contribute to parasitic losses directly by hydrodynamic friction and indirectly through needing a pressurized oil supply. The direct share can be reduced by a smaller bearing diameter and reduced width. Careful use of lower oil viscosity also reduces their hydrodynamic friction loss. The indirect share can be improved by design features that reduce oil leakage, such as the staked lip, reduced oil groove length in main bearings, and the elimination of main bearing oil grooves. The latter also calls for new oil feed concepts in the crankshaft. Optimization of bearing friction power loss requires careful balance, as actions taken to reduce friction may be counter-productive through increased asperity contacts due to lower oil viscosity or reduced stiffness of the bearing systems. Sophisticated software tools are used to analyze the consequences of design changes for a wide spectrum of operating conditions and to ensure the robustness of the engine bearing system. References [1] Orlowski, K.; Ritterskamp C.; Dohmen J.; Maaßen F.: Advanced Measurement Techniques in the Field of today’s Engine Mechanics 18. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 2009 [2] Jückstock, R.: Figure 16: Effect of engine speed and groove elimination from upper main bearings by new crankshaft architecture in an inline 4 cylinder engine. Switch from 1 main feeding 1 rod bearing to 1 main feeding 2 rod bearings T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis Introduction Synthetic esters for lubrication were first studied and synthesized in the 1940’s. The Second World War actually prompted such studies, in Germany as well as in the USA, as jet aircrafts were replacing piston engine aircrafts. Lubricating oils were then submitted to much higher temperatures, and the first dibasic ester (adipate) based engine oil was developed, in an attempt to improve at the same time low temperature behavior and high temperature deposit formation, and find the best high/ low temperature compromise. Synthetic esters have been used for over 60 years now in various lubricating applications. Their use is well known, for instance, in aviation turbine oils, air compressor oils, high temperature chain oils, 2 stroke and racing engine oils, or even ultra-low temperature hydraulic oils. However, such uses of esters have been limited to specific areas where cleanliness, resistance to high temperatures, good lubricity and added solvency are required. Rapid, recent legislation changes on exhaust gas emissions, and subsequent new technologies and equipment, the quest for higher power density, improved energy efficiency, extended durability, as well as the growing concern over environmental impacts of lubrication are clearly paving the way towards higher performance and better sustainability for lubricants. It appears that synthetic esters have a lot more to offer than what they have been traditionally used for, and the current market drivers will most probably unveil unexpected, sometimes unknown, added benefits of these base fluids, and promote their use in modern, high performance lubricating applications. 1 Traditional uses of synthetic esters The use of synthetic esters is well known in a number of specific applications where their high thermal stability, superior cleanliness, natural lubricity, and polarity have long been exploited. 1.1 Polar agents One of the most traditional uses of esters is probably as a polar additive in non-polar hydrocarbons, such as Poly Alpha Olefins. In such base fluids, diesters in particular have been used as: 52 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 * Siegfried Lucazeau, Dipl.-Ing. Chemical Engineering NYCO, Paris, France New insight into the benefits of synthetic esters in challenging lubricating applications S. Lucazeau* Synthetic esters have been used for over 60 years in various lubricating applications, but they have been limited to specific areas where cleanliness, resistance to temperature and added solvency are required. In this paper, general properties of esters, along with their traditional benefits in lubricating applications, are reviewed. In particular, some structure/ property relationships are discussed and comparisons with traditional base fluids are provided. Specific applications are detailed, explaining why esters have been of interest: air compressor oils, aviation turbine oils, chain oils, 2 stroke and racing engine oils, ultra-low temperature hydraulics. However, recent legislations, new equipment manufacturers’ specifications, the trends towards higher power density, energy efficiency, improved durability and growing concern over the environmental impact of lubrication, are clearly leading the way towards higher performance and better sustainability. Such market drivers are generating new opportunities for synthetic esters and will unveil unexpected, sometimes unknown, added benefits. This paper will show that ester chemistry may be optimized to upgrade performance. Examples of novel uses of neopolyol and complex esters in highly demanding applications like European Ecolabel, and Vessel General Permit compliant hydraulic oils and greases, ultra-high temperature chain oils and greases, and future generation engine oils, will be discussed. Keywords Synthetic esters, neopolyol esters, performance, high temperature, sustainability, environmental impact Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis • seal swell agents to mitigate seal shrinkage normally observed in such formulations • dispersing agents in fluids that generate sludge • additive solubility auxiliaries in viscous non-polar media 1.2 Aviation gas turbines In aircraft or ground gas turbines, neopolyol esters have been used almost exclusively for decades, for their ability to sustain temperatures of up to 220 °C in bulk, with excellent deposit control on hot metal parts (up to 375 °C), either in liquid or in vapour phase. In addition, excellent low temperature behaviour is also required (pour point is typically lower than -54 °C), which neopolyol esters also deliver. 1.3 Air compressors In a number of volumetric air compressors, compression chambers are lubricated (piston, vane and screw compressors), thus submitting the oil to elevated temperatures of up to 230 °C typically. Esters, particularly diesters (phthalates), have been used for their low volatility, delivering cleaner air, and their low coking propensity, thus protecting the equipment against possible auto-ignition of carbonaceous deposits or valve-sticking issues leading to possible explosions. 1.4 High temperature chains The low volatility features of esters, along with their high resistance to thermo-oxidation and low deposit formation properties, have long been taken advantage of in high temperature chain oils to minimize formation of gummy and carbonaceous residues and preserve lubricity over time. In addition, high flash points delivered by synthetic esters (up to 325 °C) bring additional safety features to such products. Diesters and triesters (trimellitates) in particular have been used in such formulations. 1.5 Two stroke engine oils In such an application, the cleanliness of the oil in operation, its ability to decrease smoke formation, and its lubricity are key features. Diesters, thanks to their clean burning properties, natural detergency, and good lubricity, are excellent base fluid for 2 stroke engine oils. Since a portion of the fuel/ oil/ air mix is released unburnt to the environment (total loss lubrication), the good environmental profile of synthetic esters is also of great value. Compared to mineral oils, synthetic esters will typically reduce wear, deposit and varnish formation, and exhaust smoke. Moreover, a reduction of up to 25 % Polycyclic Aromatic Hydrocarbons content in exhaust gases has been reported [1]. 1.6 Refrigeration compressors This is a major outlet for neopolyol esters. The switch to non-ozone depleting refrigerant fluids (HFC) has generated the need for highly polar lubricants, showing good miscibility and chemical compatibility features with HFC. Neopolyol esters also show good cold flow properties, high thermal stability, and excellent lubricity. These examples underline the main, usual features and applications of synthetic esters. However, they may be used in a much broader scope of lubricating applications, as their technical potential seems greater than what is commonly believed. 2 Structure/ performance relationships 2.1 Polarity The ester chemical function displays a permanent dipole, due to oxygen electronegativity (Figure 1). This intrinsic polarity has a number of consequences and imparts specific properties of interest from a lubrication standpoint: • Permanent dipoles attract each other through electrostatic forces. Such intermolecular forces, called Keesom forces (a specific component of Van der Waals forces), are roughly 100 times weaker than covalent bonds and 5 times weaker than hydrogen bonds [2]. They impart greater internal cohesion than in pure hydrocarbons, resulting in lower volatility and evaporation rates (4 mm 2 / s @ 100 °C neopolyol ester is able to show a NOACK volatility - 1h @ 250 °C of roughly 7 %) , and consequently higher flash points. Synthetic esters may show flash points of up to 310 °C at ISO VG 46 (Figure 2). Additionally, long, linear carbon chains in ester structures further reduce volatility. • Negatively charged oxygen from ester chemical function will bind to positively charged sites of metal surfaces. Whilst non-polar hydrocarbons will tend to be squeezed away from metal surfaces in a mixed or boundary lubrication regime, where surface asperities start coming into contact, esters will stick to the surface and provide protection against friction and wear, to some extent, thanks to their natural affinity with metal surfaces. As a result esters may be viewed as friction modifiers capable of reducing friction coefficients and wear Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 53 · seal swell agents to mitigate seal shrinkage normally observed in such formulations · dispersing agents in fluids that generate sludge · additive solubility auxiliaries in viscous nonpolar media 1.2 Aviation gas turbines In aircraft or ground gas turbines, neopolyol esters have been used almost exclusively for decades, for their ability to sustain temperatures of up to 220°C in bulk, with excellent deposit control on hot metal parts (up to 375°C), either in liquid or in vapour phase. In addition, excellent low temperature behaviour is also required (pour point is typically lower than -54°C), which neopolyol esters also deliver. 1.3 Air compressors In a number of volumetric air compressors, compression chambers are lubricated (piston, vane and screw compressors), thus submitting the oil to elevated temperatures of up to 230°C typically. Esters, particularly diesters (phthalates), have been used for their low volatility, delivering cleaner air, and their low coking propensity, thus protecting the equipment against possible auto-ignition of carbonaceous deposits or valve-sticking issues leading to possible explosions. 1.4 High temperature chains The low volatility features of esters, along with their high resistance to thermo-oxidation and low deposit formation properties, have long been taken advantage of in high temperature chain oils to minimize formation of gummy and carbonaceous residues and preserve lubricity over time. In addition, high flash points delivered by synthetic esters (up to 325°C) bring additional safety features to such products. Diesters and triesters (trimellitates) in particular have been used in such formulations. 1.5 Two stroke engine oils In such an application, the cleanliness of the oil in operation, its ability to decrease smoke formation, and its lubricity are key features. Diesters, thanks to their clean burning properties, natural detergency, and good lubricity, are excellent base fluid for 2 stroke engine oils. Since a portion of the fuel/ oil/ air mix is released unburnt to the environment (total loss lubrication), the good environmental profile of synthetic esters is also of great value. Compared to mineral oils, synthetic esters will typically reduce wear, deposit and varnish formation, and exhaust smoke. Moreover, a reduction of up to 25% Polycyclic Aromatic Hydrocarbons content in exhaust gases has been reported [1]. 1.6 Refrigeration compressors This is a major outlet for neopolyol esters. The switch to non-ozone depleting refrigerant fluids (HFC) has generated the need for highly polar lubricants, showing good miscibility and chemical compatibility features with HFC. Neopolyol esters also show good cold flow properties, high thermal stability, and excellent lubricity. These examples underline the main, usual features and applications of synthetic esters. However, they may be used in a much broader scope of lubricating applications, as their technical potential seems greater than what is commonly believed. 2 Structure/ performance relationships 2.1 Polarity Figure 1 : Permanaent dipole in ester chemical function The ester chemical function displays a permanent dipole, due to oxygen electronegativity (Figure 1). This intrinsic polarity has a number of consequences and imparts specific properties of interest from a lubrication standpoint: · Permanent dipoles attract each other through electrostatic forces. Such intermolecular forces, called Keesom forces (a specific component of Van der Waals forces), are roughly 100 times weaker than covalent bonds and 5 times weaker than hydrogen bonds [2]. They impart greater internal cohesion than in pure hydrocarbons, resulting in lower volatility and evaporation rates (4 mm 2 / s @ 100°C neopolyol ester is able to show a NOACK volatility - 1h @ 250°C of roughly 7%) , and consequently higher flash points. Synthetic esters may show flash points of up Figure 1: Permanent dipole in ester chemical function T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis in moderately loaded conditions. Esters may also be qualified of good “lubricity” agents (Figure 3). Long, linear carbon chains improve anti-wear capability and friction modification. • The co-existence of polar sites with non-polar hydrocarbon chains gives esters amphiphilic properties: they show dispersancy and detergency features. As a result, esters do contribute to minimizing the formation of deposits and varnishes on surfaces and help keep oxidation products in suspension. In addition, esters will also help dissolve poorly soluble additives in non-polar base fluids, through similar mechanisms. As an illustration, non-polar Poly Alpha Olefins usually show weak solvency with regards to particulate matter, oxidation products, and a number of polar additives, leading to possible sludge, deposit and varnish formation even though such base fluids normally exhibit high resistance to oxidation. The use of ester will compensate for the poor solvency of the medium, will help keep surfaces clean and dissolve additives. • Esters (diesters in particular), are very good plasticizers. Their polarity makes them interact with a number of polymers. The measurement of the Anilin Point (ASTM D611), initially used as an indicator of the aromaticity of oils, may also supply an estimate of the potential effect of esters on polymers. Esters typically show Anilin Points revolving around 10 °C, which is much lower than any hydrocarbon, including naphthenics or aromatics. As a consequence, esters may be used as seal swelling agents, especially in non-polar media, where elastomeric seals may shrink (Figure 4). Using long, linear chains in esters mitigate the impact on elastomers and improve seal compatibility if needed. 2.2 Thermo-oxidative stability of esters 2.2.1 Thermal stability At elevated temperatures, esters undergo thermal degradation phenomena, in which oxygen do not play any role. From that standpoint, the ester chemical function may be viewed as a weak point, as it may undergo β-elimination, leading to alkenes and acids (Figure 5). Such a reaction is probably becoming significant at temperatures of 275 °C to 315 °C. However, metals like iron or copper will have a strong catalytic effect and will dramatically lower the temperatures at which this reaction takes place to about 200 °C [3]. 54 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 to 310°C at ISO VG 46 (Figure 2). Additionally, long, linear carbon chains in ester structures further reduce volatility. · Negatively charged oxygen from ester chemical function will bind to positively charged sites of metal surfaces. Whilst nonpolar hydrocarbons will tend to be squeezed away from metal surfaces in a mixed or boundary lubrication regime, where surface asperities start coming into contact, esters will stick to the surface and provide protection against friction and wear, to some extent, thanks to their natural affinity with metal surfaces. As a result esters may be viewed as friction modifiers capable of reducing friction coefficients and wear in moderately loaded conditions. Esters may also be qualified of good “lubricity” agents (Figure 3). Long, linear carbon chains improve anti-wear capability and friction modification. · The co-existence of polar sites with non-polar hydrocarbon chains gives esters amphiphilic properties: they show dispersancy and detergency features. As a result, esters do contribute to minimizing the formation of deposits and varnishes on surfaces and help keep oxidation products in suspension. In addition, esters will also help dissolve poorly soluble additives in non-polar base fluids, through similar mechanisms. As an illustration, non-polar Poly Alpha Olefins usually show weak solvency with regards to particulate matter, oxidation products, and a number of polar additives, leading to possible sludge, deposit and varnish formation even though such base fluids normally exhibit high resistance to oxidation. The use of ester will compensate for the poor solvency of the medium, will help keep surfaces clean and dissolve additives. · Esters (diesters in particular), are very good plasticizers. Their polarity makes them interact with a number of polymers. The measurement of the Anilin Point (ASTM D611), initially used as an indicator of the aromaticity of oils, may also supply an estimate of the potential effect of esters on polymers. Esters typically show Anilin Points revolving around 10°C, which is much lower than any hydrocarbon, including naphthenics or aromatics. As a consequence, esters may be used as seal swelling agents, especially in non-polar media, where elastomeric seals may shrink (Figure 4). Using long, linear chains in esters mitigate the impact on elastomers and improve seal compatibility if needed. Property Unit Naphthenic Gr I Gr III PAO Alkyl Naphthalene Diester Neopolyol ester Complex ester Viscosity at 100°C mm²/ s 4.6 5.0 5.1 5.1 4.8 5.3 4.9 5.7 Viscosity at 40°C mm²/ s 31.3 29.8 26 24.1 28.7 26.6 22.6 28 Flash point COC °C 194 195 226 245 232 234 267 265 Evaporation by TGA 250°C - 1 h* % 43.4 38.3 19.3 5.6 12.0 4.7 2.3 2.6 Figure 2 : Volatility of synthetic esters vs other basestocks Property Diester mm 0.91 0.85 0.64 -- Figure 3 : Friction modification of synthetic esters vs other basestocks Figure 2: Volatility of synthetic esters vs other basestocks to 310°C at ISO VG 46 (Figure 2). Additionally, long, linear carbon chains in ester structures further reduce volatility. · Negatively charged oxygen from ester chemical function will bind to positively charged sites of metal surfaces. Whilst nonpolar hydrocarbons will tend to be squeezed away from metal surfaces in a mixed or boundary lubrication regime, where surface asperities start coming into contact, esters will stick to the surface and provide protection against friction and wear, to some extent, thanks to their natural affinity with metal surfaces. As a result esters may be viewed as friction modifiers capable of reducing friction coefficients and wear in moderately loaded conditions. Esters may also be qualified of good “lubricity” agents (Figure 3). Long, linear carbon chains improve anti-wear capability and friction modification. · The co-existence of polar sites with non-polar hydrocarbon chains gives esters amphiphilic properties: they show dispersancy and detergency features. As a result, esters do contribute to minimizing the formation of deposits and varnishes on surfaces and help keep oxidation products in suspension. In addition, esters will also help dissolve poorly soluble additives in non-polar base fluids, through similar mechanisms. As an illustration, non-polar Poly Alpha Olefins usually show weak solvency with regards to particulate matter, oxidation products, and a number of polar additives, leading to possible sludge, deposit and varnish formation even though such base fluids normally exhibit high resistance to oxidation. The use of ester will compensate for the poor solvency of the medium, will help keep surfaces clean and dissolve additives. · Esters (diesters in particular), are very good plasticizers. Their polarity makes them interact with a number of polymers. The measurement of the Anilin Point (ASTM D611), initially used as an indicator of the aromaticity of oils, may also supply an estimate of the potential effect of esters on polymers. Esters typically show Anilin Points revolving around 10°C, which is much lower than any hydrocarbon, including naphthenics or aromatics. As a consequence, esters may be used as seal swelling agents, especially in non-polar media, where elastomeric seals may shrink (Figure 4). Using long, linear chains in esters mitigate the impact on elastomers and improve seal compatibility if needed. Property Alkyl ester % 43.4 12.0 2.3 Figure 2 : Volatility of synthetic esters vs other basestocks Property Unit Gr I Gr III Alkyl Naphthalene PAO Diester Neopolyol ester Viscosity at 100°C mm²/ s 4.18 4.25 4.82 3.95 3.56 4.40 Viscosity at 40°C mm²/ s 21.3 19.7 28.7 17.3 13.7 19.7 4 ball Wear Scar 40 kg, 1 h mm 1.10 0.76 0.91 0.73 0.85 0.64 60 kg, 30 min mm - - - 1.78 - 0.71 HFRR 5N - 60°C - 75 mn Friction coefficient -- 0.492 0.311 0.296 0.225 0.230 0.220 Figure 3 : Friction modification of synthetic esters vs other basestocks Figure 3: Friction modification of synthetic esters vs other basestocks Figure 4: Anilin points of various base fluids Figure 4 : Anilin points of various base fluids 2.2 Thermo-oxidative stability of esters 2.2.1 Thermal stability At elevated temperatures, esters undergo thermal degradation phenomena, in which oxygen do not play any role. From that standpoint, the ester chemical function may be viewed as a weak point, as it may undergo βelimination, leading to alkenes and acids (Figure 5). Such a reaction is probably becoming significant at temperatures of 275°C to 315°C. However, metals like iron or copper will have a strong catalytic effect and will dramatically lower the temperatures at which this reaction takes place to about 200°C [3]. Using neopentyl structures (Figure 6), in which no hydrogen is present in β position of oxygen, suppresses any possibility of β-elimination and greatly improves, de facto, the thermal stability of esters. Such structures are called neopolyol esters. Figure 5 : β-elimination reaction Figure 6 : General structure of neopolyol esters 2.2.2 Resistance to oxidation The first step of the commonly accepted oxidation mechanisms is the abduction by oxygen of a hydrogen atom, thus producing a free radical. -CH 2 groups from alcohol chains are expected to be highly reactive, however they are protected by steric hindrance from acid chains on neopolyol esters. As a result, -CH 2 groups from acid chains are the main sites of oxygen attack [4]. On the acid chain, hydrogen atoms exhibit different reactivities towards oxygen, depending on their positions. Hydrogen atoms bonded to tertiary and secondary carbons are the most likely to be oxidized, i.e. -CHand CH 2 groups. This is directly related to the thermodynamic stability of the resulting free radical. Therefore, if the number of -CH 3 hydrogens increases with respect to the number of -CH 2 and - CHhydrogens, the kinetics of the oxidation reactions will slow and oxidation stability will increase [3]. The direct consequence of this is: · the shorter the acid chains, the more stable the structure against oxidation (less -CH 2 - ) · the more branched the acid chains, the more stable the structure against oxidation (more - CH 3 -, added protection from steric hindrance) (Figure 7) Oxidation reactions, like thermal degradation reactions, are strongly catalyzed by transition metals (iron in particular). Test tube C8- Iso-C8, iso-C9 Figure 7: Oxidation and corrosion test 2.2.3 Coking propensity Whatever their structure, esters (like any other compound) will eventually start to degrade at elevated temperatures. For ultra-high temperature applications (oven chains oils for instance), the question of what T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis Using neopentyl structures (Figure 6), in which no hydrogen is present in β position of oxygen, suppresses any possibility of β-elimination and greatly improves, de facto, the thermal stability of esters. Such structures are called neopolyol esters. 2.2.2 Resistance to oxidation The first step of the commonly accepted oxidation mechanisms is the abduction by oxygen of a hydrogen atom, thus producing a free radical. -CH 2 groups from alcohol chains are expected to be highly reactive, however they are protected by steric hindrance from acid chains on neopolyol esters. As a result, -CH 2 groups from acid chains are the main sites of oxygen attack [4]. On the acid chain, hydrogen atoms exhibit different reactivities towards oxygen, depending on their positions. Hydrogen atoms bonded to tertiary and secondary carbons are the most likely to be oxidized, i. e. -CHand CH 2 groups. This is directly related to the thermodynamic stability of the resulting free radical. Therefore, if the number of -CH 3 hydrogens increases with respect to the number of -CH 2 and -CHhydrogens, the kinetics of the oxidation reactions will slow and oxidation stability will increase [3]. The direct consequence of this is: • the shorter the acid chains, the more stable the structure against oxidation (less -CH 2 - ) • the more branched the acid chains, the more stable the structure against oxidation (more -CH 3 -, added protection from steric hindrance) (Figure 7) Oxidation reactions, like thermal degradation reactions, are strongly catalyzed by transition metals (iron in particular). 2.2.3 Coking propensity Whatever their structure, esters (like any other compound) will eventually start to degrade at elevated temperatures. For ultra-high temperature applications (oven chains oils for instance), the question of what happens when the oil practically “burns” must be raised: • it may polymerize, get viscous, and generate sludge and insoluble particulate matter • it may generate coke (hard, carbonaceous deposits on surfaces) • it may also decompose and break down into light, volatile fractions, in a kind of pyrolytic mechanism Esters were reported to show gas evolution during oxidation process (CO 2 , H 2 , and CO) [5], and some structures will favour such decomposition pathways that preserve cleanliness in operation over polymerization and coking mechanisms. It is believed that highly branched structures in particular will favour such chemical decomposition reactions (Figure 8). Cleanliness is not only a matter of resistance to oxidation: it is also linked to the ability of an oil to decompose cleanly. Highly branched neopolyol esters will strongly resist elevated temperatures and will eventually decompose cleanly, leaving little or no residue. A fully branched neopolyol ester, for instance, will start showing initial signs of degradation at roughly 210 °C. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 55 Figure 4 : Anilin points of various base fluids 2.2 Thermo-oxidative stability of esters 2.2.1 Thermal stability At elevated temperatures, esters undergo thermal degradation phenomena, in which oxygen do not play any role. From that standpoint, the ester chemical function may be viewed as a weak point, as it may undergo βelimination, leading to alkenes and acids (Figure 5). Such a reaction is probably becoming significant at temperatures of 275°C to 315°C. However, metals like iron or copper will have a strong catalytic effect and will dramatically lower the temperatures at which this reaction takes place to about 200°C [3]. Using neopentyl structures (Figure 6), in which no hydrogen is present in β position of oxygen, suppresses any possibility of β-elimination and greatly improves, de facto, the thermal stability of esters. Such structures are called neopolyol esters. Figure 5 : β-elimination reaction Figure 6 : General structure of neopolyol esters 2.2.2 Resistance to oxidation The first step of the commonly accepted oxidation mechanisms is the abduction by oxygen of a hydrogen atom, thus producing a free radical. -CH 2 groups from alcohol chains are expected to be highly reactive, however they are protected by steric hindrance from acid chains on neopolyol esters. As a result, -CH 2 groups from acid chains are the main sites of oxygen attack [4]. On the acid chain, hydrogen atoms exhibit different reactivities towards oxygen, depending on their positions. Hydrogen atoms bonded to tertiary and secondary carbons are the most likely to be oxidized, i.e. -CHand CH 2 groups. This is directly related to the thermodynamic stability of the resulting free radical. Therefore, if the number of -CH 3 hydrogens increases with respect to the number of -CH 2 and - CHhydrogens, the kinetics of the oxidation reactions will slow and oxidation stability will increase [3]. The direct consequence of this is: · the shorter the acid chains, the more stable the structure against oxidation (less -CH 2 - ) · the more branched the acid chains, the more stable the structure against oxidation (more - CH 3 -, added protection from steric hindrance) (Figure 7) Oxidation reactions, like thermal degradation reactions, are strongly catalyzed by transition metals (iron in particular). Test tube C8- Iso-C8, iso-C9 Figure 7: Oxidation and corrosion test 2.2.3 Coking propensity Whatever their structure, esters (like any other compound) will eventually start to degrade at elevated temperatures. For ultra-high temperature applications (oven chains oils for instance), the question of what Figure 5: β-elimination reaction Figure 4 : Anilin points of various base fluids 2.2 Thermo-oxidative stability of esters 2.2.1 Thermal stability At elevated temperatures, esters undergo thermal degradation phenomena, in which oxygen do not play any role. From that standpoint, the ester chemical function may be viewed as a weak point, as it may undergo βelimination, leading to alkenes and acids (Figure 5). Such a reaction is probably becoming significant at temperatures of 275°C to 315°C. However, metals like iron or copper will have a strong catalytic effect and will dramatically lower the temperatures at which this reaction takes place to about 200°C [3]. Using neopentyl structures (Figure 6), in which no hydrogen is present in β position of oxygen, suppresses any possibility of β-elimination and greatly improves, de facto, the thermal stability of esters. Such structures are called neopolyol esters. Figure 5 : β-elimination reaction Figure 6 : General structure of neopolyol esters 2.2.2 Resistance to oxidation The first step of the commonly accepted oxidation mechanisms is the abduction by oxygen of a hydrogen atom, thus producing a free radical. -CH 2 groups from alcohol chains are expected to be highly reactive, however they are protected by steric hindrance from acid chains on neopolyol esters. As a result, -CH 2 groups from acid chains are the main sites of oxygen attack [4]. On the acid chain, hydrogen atoms exhibit different reactivities towards oxygen, depending on their positions. Hydrogen atoms bonded to tertiary and secondary carbons are the most likely to be oxidized, i.e. -CHand CH 2 groups. This is directly related to the thermodynamic stability of the resulting free radical. Therefore, if the number of -CH 3 hydrogens increases with respect to the number of -CH 2 and - CHhydrogens, the kinetics of the oxidation reactions will slow and oxidation stability will increase [3]. The direct consequence of this is: · the shorter the acid chains, the more stable the structure against oxidation (less -CH 2 - ) · the more branched the acid chains, the more stable the structure against oxidation (more - CH 3 -, added protection from steric hindrance) (Figure 7) Oxidation reactions, like thermal degradation reactions, are strongly catalyzed by transition metals (iron in particular). Test tube C8- Iso-C8, iso-C9 Figure 7: Oxidation and corrosion test 2.2.3 Coking propensity Whatever their structure, esters (like any other compound) will eventually start to degrade at elevated temperatures. For ultra-high temperature applications (oven chains oils for instance), the question of what Figure 6: General structure of neopolyol esters Figure 4 : Anilin points of various base fluids 2.2 Thermo-oxidative stability of esters 2.2.1 Thermal stability At elevated temperatures, esters undergo thermal degradation phenomena, in which oxygen do not play any role. From that standpoint, the ester chemical function may be viewed as a weak point, as it may undergo βelimination, leading to alkenes and acids (Figure 5). Such a reaction is probably becoming significant at temperatures of 275°C to 315°C. However, metals like iron or copper will have a strong catalytic effect and will dramatically lower the temperatures at which this reaction takes place to about 200°C [3]. Using neopentyl structures (Figure 6), in which no hydrogen is present in β position of oxygen, suppresses any possibility of β-elimination and greatly improves, de facto, the thermal stability of esters. Such structures are called neopolyol esters. Figure 5 : β-elimination reaction Figure 6 : General structure of neopolyol esters 2.2.2 Resistance to oxidation The first step of the commonly accepted oxidation mechanisms is the abduction by oxygen of a hydrogen atom, thus producing a free radical. -CH 2 groups from alcohol chains are expected to be highly reactive, however they are protected by steric hindrance from acid chains on neopolyol esters. As a result, -CH 2 groups from acid chains are the main sites of oxygen attack [4]. On the acid chain, hydrogen atoms exhibit different reactivities towards oxygen, depending on their positions. Hydrogen atoms bonded to tertiary and secondary carbons are the most likely to be oxidized, i.e. -CHand CH 2 groups. This is directly related to the thermodynamic stability of the resulting free radical. Therefore, if the number of -CH 3 hydrogens increases with respect to the number of -CH 2 and - CHhydrogens, the kinetics of the oxidation reactions will slow and oxidation stability will increase [3]. The direct consequence of this is: · the shorter the acid chains, the more stable the structure against oxidation (less -CH 2 - ) · the more branched the acid chains, the more stable the structure against oxidation (more - CH 3 -, added protection from steric hindrance) (Figure 7) Oxidation reactions, like thermal degradation reactions, are strongly catalyzed by transition metals (iron in particular). ASTM D4636 204°C Test tube Deposits C8-C10 ester Iso-C8, iso-C9 ester Figure 7: Oxidation and corrosion test 2.2.3 Coking propensity Whatever their structure, esters (like any other compound) will eventually start to degrade at elevated temperatures. For ultra-high temperature applications (oven chains oils for instance), the question of what Figure 7: Oxidation and corrosion test happens when the oil practically “burns” must be raised: · it may polymerize, get viscous, and generate sludge and insoluble particulate matter · it may generate coke (hard, carbonaceous deposits on surfaces) · it may also decompose and break down into light, volatile fractions, in a kind of pyrolytic mechanism Esters were reported to show gas evolution during oxidation process (CO 2 , H 2 , and CO) [5], and some structures will favour such decomposition pathways that preserve cleanliness in operation over polymerization and coking mechanisms. It is believed that highly branched structures in particular will favour such chemical decomposition reactions (Figure 8). C8-10 ester Iso-C8, iso-C9 ester Figure 8 : Micro-Coking Test, 230-280°C GFC-Lu-27-A-13 Cleanliness is not only a matter of resistance to oxidation: it is also linked to the ability of an oil to decompose cleanly. Highly branched neopolyol esters will strongly resist elevated temperatures and will eventually decompose cleanly, leaving little or no residue. A fully branched neopolyol ester, for instance, will start showing initial signs of degradation at roughly 210°C. 2.2.4 Additives Anti-oxidant response is excellent in esters in general. Preferred antioxidants are generally alkylated diphenylamines. Also, taking in consideration that metals (iron and copper in particular) do catalyze oxidation reactions, any additive capable of deactivating such a catalytic effect will have a positive impact on oxidation resistance. Phosphorus additives are useful for inhibiting catalytic effect of iron, whilst metal deactivators like heterocyclic compounds are used to passivate yellow metals. Additives play a major role in the high temperature performance of synthetic esters. 2.3 Biodegradability The ester chemical function can be degraded by bacteria. It is believed that the initial step of this process is hydrolysis of ester. As a consequence, esters that are highly hydrolytically stable tend to show low biodegradability features, even though this is not verified for all esters. The majority of esters do show high levels of biodegradability as measured according to OECD 301B (typically 70-80%, up to 100%). They generally show higher biodegradability levels than any other base stock. In addition, whilst oil soluble PAGs or PAOs for instance only demonstrate significant biodegradability for the lower viscosity grades, synthetic ester technology is not limited by viscosity : 79% biodegradability (OECD 301B) can be achieved with an ISO VG 1000 synthetic ester. 2.4 Esters are designed Synthetic esters are produced from defined, mostly pure raw materials. These alcohols and acids may be chosen from a variety of available compounds. This ultimately means that: · Synthetic esters are mostly pure materials. The chemical structures are usually well defined and they are composed of a very limited number of compounds, if not one single molecule. There is not any undesirable material in the base fluid, and properties and the behaviour of synthetic esters remain very consistent in operation, thus ensuring optimum performance. This represents a great difference with mineral base stocks which may be viewed as a continuum of chemical species, including compounds that are not well identified and undesirable materials. · Synthetic esters are clean products, which means they do not contain impurities or other compounds not introduced deliberately that may be detrimental to quality - provided the manufacturing process is optimized that way. Mineral or organic impurities may have a significant impact on the performance of the Figure 8: Micro-Coking Test, 230-280 °C GFC-Lu-27-A-13 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis 2.2.4 Additives Anti-oxidant response is excellent in esters in general. Preferred antioxidants are generally alkylated diphenylamines. Also, taking in consideration that metals (iron and copper in particular) do catalyze oxidation reactions, any additive capable of deactivating such a catalytic effect will have a positive impact on oxidation resistance. Phosphorus additives are useful for inhibiting catalytic effect of iron, whilst metal deactivators like heterocyclic compounds are used to passivate yellow metals. Additives play a major role in the high temperature performance of synthetic esters. 2.3 Biodegradability The ester chemical function can be degraded by bacteria. It is believed that the initial step of this process is hydrolysis of ester. As a consequence, esters that are highly hydrolytically stable tend to show low biodegradability features, even though this is not verified for all esters. The majority of esters do show high levels of biodegradability as measured according to OECD 301B (typically 70 - 80 %, up to 100 %). They generally show higher biodegradability levels than any other base stock. In addition, whilst oil soluble PAGs or PAOs for instance only demonstrate significant biodegradability for the lower viscosity grades, synthetic ester technology is not limited by viscosity : 79 % biodegradability (OECD 301B) can be achieved with an ISO VG 1000 synthetic ester. 2.4 Esters are designed Synthetic esters are produced from defined, mostly pure raw materials. These alcohols and acids may be chosen from a variety of available compounds. This ultimately means that: • Synthetic esters are mostly pure materials. The chemical structures are usually well defined and they are composed of a very limited number of compounds, if not one single molecule. There is not any undesirable material in the base fluid, and properties and the behaviour of synthetic esters remain very consistent in operation, thus ensuring optimum performance. This represents a great difference with mineral base stocks which may be viewed as a continuum of chemical species, including compounds that are not well identified and undesirable materials. • Synthetic esters are clean products, which means they do not contain impurities or other compounds not introduced deliberately that may be detrimental to quality - provided the manufacturing process is optimized that way. Mineral or organic impurities may have a significant impact on the performance of the base fluid: even though refining processes do tend to remove them in mineral base stocks, they will still show a sizeable amount of a variety of impurities. • The chemical structure of synthetic esters can be chosen. Trade-offs do exist for synthetic esters, and one may choose to maximize some properties over others, and minimize undesirable features. This can be achieved through careful design of the structure to match, as closely as possible, lubricating needs. This gives some precious flexibility to formulators. • Whilst most neopolyols derive from petroleum industry (even though biosourced alcohols are coming up), fatty acids may be chosen from vegetable sources, thus allowing the production of esters showing high contents of renewable carbon. This content may be as high as 100 % but typically revolves around 70 to 80 %. Synthetic esters constitute a big family of compounds, which may be very different in performance from one another. However, most of them will offer a unique combination of high performance features, including low volatility, high viscosity indices, low pour points, excellent thermo-oxidative stability and low propensity to deposit formation, excellent lubricity, whilst showing a very good environmental profile. 3 Esters in modern, challenging lubricating applications 3.1 Tougher requirements in modern lubrication Commercial competition remains an important driver for better performance and durability, and reduced operation costs in lubricants. However, other factors such as increasing public awareness over environmental issues and depletion of fossil resources are leading to some demand for more energy efficiency, lower environmental impact, and the inclusion of the notion of sustainability in the use of lubricants. Improved safety is also an increasing expectation. Eventually, this translates into new legislation prompting OEMs to issue specifications that reflect this in simple terms: added power density, energy efficiency, and durability, whilst environmental impact should be minimized. From the lubricant manufacturer’s point of view this translates into: • stronger oxidative stress on lubricants • reducing friction, possibly by reducing viscosity • keeping volatility at a low level • harmless, biodegradable and renewable lubricants The following is a number of examples of how synthetic esters may contribute to developing such modern - or future - lubricants. 56 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis 3.2 Latest generation Passenger Car Motor Oil The future 4 stroke engine oils will have to be: • thinner, for fuel economy improvement • submitted to higher temperatures, for longer times, for better energy efficiency and durability • submitted to the increasing presence of biofuels Therefore 4 stroke engine oils will have to show lower volatilities, higher thermo-oxidative stabilities, and improved cleanliness features. This is typically what high performance esters should be able to deliver. A laboratory experiment was conducted, in which 5W- 30 oils, one being ILSAC GF-5 compliant, and the other ACEA C1-2012 compliant, were modified by replacing 20 % of PAO 4 by a neopolyol ester of equivalent viscosity. Looking at the neopolyol ester properties (Figure 9), Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 57 base fluid: even though refining processes do tend to remove them in mineral base stocks, they will still show a sizeable amount of a variety of impurities. · The chemical structure of synthetic esters can be chosen. Trade-offs do exist for synthetic esters, and one may choose to maximize some properties over others, and minimize undesirable features. This can be achieved through careful design of the structure to match, as closely as possible, lubricating needs. This gives some precious flexibility to formulators. · Whilst most neopolyols derive from petroleum industry (even though biosourced alcohols are coming up), fatty acids may be chosen from vegetable sources, thus allowing the production of esters showing high contents of renewable carbon. This content may be as high as 100% but typically revolves around 70 to 80%. Synthetic esters constitute a big family of compounds, which may be very different in performance from one another. However, most of them will offer a unique combination of high performance features, including low volatility, high viscosity indices, low pour points, excellent thermo-oxidative stability and low propensity to deposit formation, excellent lubricity, whilst showing a very good environmental profile. 3 Esters in modern, challenging lubricating applications 3.1 Tougher requirements in modern lubrication Commercial competition remains an important driver for better performance and durability, and reduced operation costs in lubricants. However, other factors such as increasing public awareness over environmental issues and depletion of fossil resources are leading to some demand for more energy efficiency, lower environmental impact, and the inclusion of the notion of sustainability in the use of lubricants. Improved safety is also an increasing expectation. Eventually, this translates into new legislation prompting OEMs to issue specifications that reflect this in simple terms: added power density, energy efficiency, and durability, whilst environmental impact should be minimized. From the lubricant manufacturer’s point of view this translates into: · stronger oxidative stress on lubricants · reducing friction, possibly by reducing viscosity · keeping volatility at a low level · harmless, biodegradable and renewable lubricants The following is a number of examples of how synthetic esters may contribute to developing such modern - or future - lubricants. 3.2 Latest generation Passenger Car Motor Oil The future 4 stroke engine oils will have to be: · thinner, for fuel economy improvement · submitted to higher temperatures, for longer times, for better energy efficiency and durability · submitted to the increasing presence of biofuels Therefore 4 stroke engine oils will have to show lower volatilities, higher thermo-oxidative stabilities, and improved cleanliness features. This is typically what high performance esters should be able to deliver. A laboratory experiment was conducted, in which 5W- 30 oils, one being ILSAC GF-5 compliant, and the other ACEA C1-2012 compliant, were modified by replacing 20% of PAO 4 by a neopolyol ester of equivalent viscosity. Looking at the neopolyol ester properties (Figure 9), improved cleanliness, weaker deposit formation, and lower volatility (as measured by NOACK, ASTM D6375) are expected with this change. PAO 4 POLYOL ESTER KV40 3.9 4 KV100 17.4 17.4 VI 124 134 Pour Point -68 -63 CCS-35 1424 1766 NOACK 13.2 6.4 Figure 9 : comparison of PAO 4 and polyol ester The Micro-Coking Test clearly demonstrates improved deposit formation features with the oils that contain the ester (Figure 10). This was confirmed on the GF-5 oils Figure 9: comparison of PAO 4 and polyol ester by running a TEOST 33C test that shows a 30% reduction on the total mass of deposit (Figure 11). With regards to volatility, isothermal thermogravimetric analyses display obvious reduction of the overall volatility of the modified oils (Figure 13), which is confirmed by NOACK test measurements that exhibit up to 1.6% mass loss reduction (Figure 12). Figure 10 : Micro-Coking Test Figure 11 : TEOST 33C (ASTM D6335) Figure 12 : NOACK test Figure 13 - TGA, 200C, O 2 MCT 230-280 GF-5 GF-5 + ester C1-2012 C1-2012 ester TDD 232,00 243,00 248,00 248,00 Merit A 7,68 8,59 5,26 7,68 Merit B 8,39 9,02 9,64 9,75 Moyenne 8,04 8,81 7,45 8,72 Figure 10 : Micro-Coking Test Figure 13: TGA, 200C, O 2 by running a TEOST 33C test that shows a 30% reduction on the total mass of deposit (Figure 11). With regards to volatility, isothermal thermogravimetric analyses display obvious reduction of the overall volatility of the modified oils (Figure 13), which is confirmed by NOACK test measurements that exhibit up to 1.6% mass loss reduction (Figure 12). Figure 10 : Micro-Coking Test Figure 11 : TEOST 33C (ASTM D6335) Figure 12 : NOACK test Figure 13 - TGA, 200C, O 2 TEOST 33C GF-5 GF-5 + ester Rod Deposit mg 18,4 13,1 Filter Deposit mg 5 3,2 Total Deposit mg 23,4 16,3 Figure 11: TEOST 33C (ASTM D6335) by running a TEOST 33C test that shows a 30% reduction on the total mass of deposit (Figure 11). With regards to volatility, isothermal thermogravimetric analyses display obvious reduction of the overall volatility of the modified oils (Figure 13), which is confirmed by NOACK test measurements that exhibit up to 1.6% mass loss reduction (Figure 12). Figure 10 : Micro-Coking Test Figure 11 : TEOST 33C (ASTM D6335) Figure 12 : NOACK test Figure 13 - TGA, 200C, O 2 Figure 12 : NOACK test improved cleanliness, weaker deposit formation, and lower volatility (as measured by NOACK, ASTM D6375) are expected with this change. The Micro-Coking Test clearly demonstrates improved deposit formation features with the oils that contain the ester (Figure 10). This was confirmed on the GF-5 oils by running a TEOST 33C test that shows a 30 % reduction on the total mass of deposit (Figure 11). With regards to volatility, isothermal thermogravimetric analyses display obvious reduction of the overall volatility of the modified oils (Figure 13), which is confirmed by NOACK test measurements that exhibit up to 1.6 % mass loss reduction (Figure 12). T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis 3.3 Taking high temperature chain oils a step further Specifically designed neopolyol esters (with a high amount of branched acids) do show an ideal profile in use in high temperature chain oils: • they exhibit low volatility and resist high temperatures for a long time • when they start degrading, they actually decompose quickly into light, volatile fractions • they leave very little or no residue Such a behavior is significantly different from synthetic hydrocarbons, or even diesters or triesters like trimellitate, that tend to evaporate/ get oxidized very quickly and leave a high amount of residue (Figure 14 and 15). Optimized ester chemistry, suitably additized with high performance anti-oxidants specifically developed to optimize resistance to oxidation and clean degradation, achieves outstanding high temperature performance. Temperatures of up to 300 °C may be sustained on high temperature oils using such technology. With regards to safety, such products are able to show Flash Points of more than 300 °C easily. 3.4 Pushing temperature limits on greases A high temperature chain oil as described above was thickened with both clay and silica, in order to explore the possibility of producing a high temperature grease based on neopolyol ester technology. Whilst clay yielded a mechanically stable grease, silica, as expected, did not. However, silica proved to be more 58 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Figure 14: TGA, 250 °C, oxygen Figure 15: Micro-coking tests on high temperature chain oils T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis neutral towards oxidation mechanisms, whilst organically modified clay did interfere with oxidation stability. It was however possible to obtain a clay grease resisting temperatures of up to 230 °C, maybe more (Figure 16 and 17). Such technologies may be able to compete with some silicone based greases in a temperature area where PAO based products start being strongly unstable. 3.5 Combination of high performance and low environmental impact Hydraulics is a specific area where future fluids will have to be: • more resistant to rising temperatures, as a result of increased power density • robust anti-wear fluids, to protect pumps and deliver energy efficiency • cleaner products, to facilitate filtration on finer filters • more consistent in viscosity over temperature for improved energy efficiency • fire resistant fluids, as liability in case of fire is a growing concern • environmentally friendly fluids Suitably selected neopolyol esters do provide high performance as base fluids for hydraulic oils. They show high Viscosity Indices, without using any polymer, thus ensuring excellent shear stability and hydraulic efficiency. They are resistant to oxidation and provide extended lifetime as well as superior cleanliness. They are excellent lubricity fluids, as demonstrated by wear test results on vane pumps. They also show high flash points, for improved fire safety. Seal compatibility and water or air separation are of a very good level. Finally, they show high levels of biodegradability and renewability, thus complying with European Ecolabel or Vessel General Permit requirements (Figure 18). Neopolyol ester based hydraulic fluids are high performance lubricants that also demonstrate excellent environmental profile. In a different area, specific high viscosity synthetic esters do exhibit high biodegradability and renewability levels, which make them excellent fluids for the formulation of greases meeting environmental standards like the European Ecolabel or the Vessel General Permit. In particular, they may be used to formulate marine greases used for bearings, wire ropes, and open gears thanks to their high degree of tackiness and excellent overall performance level. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 59 Figure 16: Grease 1 (bentonite/ ester/ AO 1) Grease 2 (bentonite/ ester/ AO 2) Figure 17: TGA, 230°C, O 2 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis Conclusion Market drivers are clearly changing the world of lubrication by promoting: • Higher power density • Higher energy efficiency • Increased durability • Lower environmental impact • More sustainability • Improved safety Synthetic esters do provide a unique combination of high performance features and may be specifically designed to match challenging requirements. They can also show excellent environmental profile without compromising performance. New market trends should therefore give more room to synthetic ester technology. References [1] Cosmachi, E., Cottia, D., Pozzoli, L., and Leoni, R., PAH emissions of synthetic organic esters used as lubricants in two-stroke engines, J. Synth. Lubr., 3, 251 (1998) [2] Organic Chemistry: Structure and Reactivity by Seyhan Ege, pp.30-33, 67 [3] Synthetics, Mineral Oils, And Bio-Based Lubricants: Chemistry and Technology, edited by Leslie R. Rudnick, Taylor & Francis [4] Sniegoski, P.J., Selectivity of the oxidative attack on a model ester lubricant, ASLE Trans. 20, 4, 282-6 (1977) [5] Martem’yanov, V.S., and Kukovitskii, M.M., Mechanism of oxidation and antioxidative stabilization of polyol esters as base fluids for high temperature lubricants, Neftekhimiya, 18, 4, 539-45 (1978) 60 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Figure 18: European Ecolabel compliant hydraulic fluid 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_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction The rheological properties of lubricants in general have been extensively studied, since these properties control a lubricant’s ability to efficiently flow through mechanical systems and to form lubricating films [1-15]. However, most studies so far have focused mainly on crankcase lubricants and the related base stocks and base stock-polymer solutions [1-5, 7-9]. Low temperature rheology of crankcase oils is of particular interest since these lubricants need to be pumped throughout the engine when the engine is started. If the crankcase oil cannot be pumped at low temperatures when the engine is started, the lubricant will be unable to protect critical engine parts. This particular problem is also of interest to wind turbine operators. Wind turbines are often stopped under extreme conditions and then need to be restarted. At cold temperatures mechanical problems may occur when the wind turbine is restarted. In addition, if temperature is too low it may be difficult to restart the wind turbine due to the low temperature rheological properties of the wind turbine oils. Researchers studying crankcase oils have developed a series of standard tests to assess the low temperature rheology of these fluids as well as other lubricants [16- 27]. In fact, ASTM D2983 is used to assess the low temperature rheological properties of industrial fluids including wind turbine oils. However, lubricants can undergo complex structural changes at low temperatures. These phase transtions may involve formation of wax networks from constituents of the base oil or polymer networks from the polymers (viscosity modifiers) or esters added to oils. The formation of wax and polymer networks versus the natural increase in lubricant viscosity at low temperature can not be differentiatied by just measuring the low temperature viscosity of a lubricant [28-29]. Oscillatory rheometry can be used to determine whether oils form wax networks, polymer networks or have become extremely viscous at low temperatures [30-31]. This technique has been applied to the study of the low temperature rheology of wind turbine oils. These studies have made it easier to select the proper base oil and additive components for wind turbine oils. The result is optimized combinations of base oil and additive components with improved low temperature rheological properties versus current commercial wind turbine lubricants. 2 Standard Rheological Properties of Wind Turbine Oils Table 1 shows the 40 °C and 100 °C kinematic viscosities and -40 °C Brookfield viscosities of seven commercial wind turbine oils. Kinematic viscosities were measured using ASTM D445 [32], viscosity index was calculated using ASTM D2270 [33] and Brookfield viscosities were measured using ASTM D2983 [27]. The oils have similar kinematic viscosities at 40 °C. There is Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 61 * Kenneth J Garelick, B.S. Chemistry Jeffrey M Guevremont, Ph.D. Physical Chemistry William B. Anderson, Ph.D. Mechanical Engineering Mark T Devlin, Ph.D. Physical Chemistry Afton Chemical Corporation, Richmond, Virginia, USA Helen Ryan-Ph.D., Synthetic Inorganic Chemistry Afton Chemical Ltd, Bracknell, United Kingdom Warren Cates, M.S. Organic Chemistry Paul D. Savage, Ph. D Organometallic Chemistry Shell Global Solutions (US) Inc., Houston, TX Low Temperature Rheology of Wind Turbine Oils K. Garelick, J. Guevremont, W. Anderson, M. Devlin, H. Ryan, W. Cates, P. Savage* Wind turbines are often stopped under extreme conditions and then need to be restarted. If the temperature is too low it is difficult to re-start the wind turbine due to the low temperature rheological properties of the wind turbine oils. Typically, simple viscometric tests are used to measure the low temperature rheology of oils. However, lubricants can undergo complex structural changes at low temperatures that often make it difficult to determine the cause of differences in low temperature rheological results. Oscillatory rheometry has been used to examine the viscous and elastic behavior of wind turbine oils at low temperatures. These studies have made it easier to select the proper base oil and additive components for wind turbine oils. The optimized combinations of base oil and additive components have resulted in fluids that have improved low temperature rheological properties versus current commercial wind turbine lubricants. Keywords Rheology, Wind Turbine, Low Temperature, Base Oils, Esters, Viscosity Modifiers Abstract T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 61 Aus der Praxis für die Praxis a larger spread in the kinematic viscosities at 100 °C. However, the oils have significantly different viscosities at -40 °C. meter. There is excellent agreement between the results from these two techniques. With the exception of ASTM D5133 (Scanning Brookfield) all other commonly used ASTM methods must be run multiple times to produce plots of viscosity versus temperature. The oscillatory rheometer measures rheological properties at multiple temperatures and since the viscous and elastic properties of fluids are measured complex phase transitions in fluids at low temperature can be detected. Figures 2 and 3 are data from reference 30 showing how the rheometer can detect the formation of wax networks (Figure 2) and polymer networks (Figure 3) at low temperatures. Figure 2 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for a Group I base oil that contains wax-like molecules [34]. The elastic modulus (open circles) and viscous modulus (closed circles) are plotted versus temperature. At approximately -15 °C both moduli increase rapidly indicating the formation of a wax network. Figure 3 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for PAO containing a polymer that will aggregate at low temperature. PAO contains very few if any wax-like molecules and does not form a wax network at low temperature [30]. At approximately 0 °C, the elastic modulus 62 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Table 1: Kinematic and Brookfield Viscosities of Wind Turbine Oils Oil KV KV Viscosity B’field 40 °C 100 °C Index Viscosity mm 2 / s mm 2 / s mPa*s at -40 °C Oil A 337 37.7 161 447300 Oil B 323 34.4 151 589300 Oil C 329 42.2 184 249300 Oil D 335 38.0 163 512300 Oil E 337 39.5 169 548300 Oil F 321 35.0 154 731300 Oil G 327 39.6 173 292300 3 Oscillatory Rheometry 3.1 Low Temperature Scan An Anton-Paar model MCR302 Rheometer was used to simultaneously measure the viscous and elastic properties of oils as they were cooled at approximately 1 °C per minute. All measurements were made using parallelplate geometry. To eliminate moisture condensation on the sample and plates, the system was housed in a thermally controlled hood with a nitrogen purge. The rheometer was operated in the oscillatory mode with angular frequency of 2 radians per second and angular displacement of 1 milliradians. All data were collected in the linear viscoelastic region. From the viscous and elastic properties measured in the oscillatory rheometer, the complex viscosity of the wind turbine oils can be calculated. Figure 1 shows the correlation between -40 °C Brookfield viscosities and -40 °C complex viscosities measured using the oscillatory rheo- The oils have similar kinematic viscosities at 40 °C. There is a larger spread in the kinematic viscosities at 100 °C. However, the oils have significantly different viscosities at -40 °C. 3. Oscillatory Rheometry 3.1 Low Temperature Scan An Anton-Paar model MCR302 Rheometer was used to simultaneously measure the viscous and elastic properties of oils as they were cooled at approximately 1°C per minute. All measurements were made using parallel-plate geometry. To eliminate moisture condensation on the sample and plates, the system was housed in a thermally controlled hood with a nitrogen purge. The rheometer was operated in the oscillatory mode with angular frequency of 2 radians per second and angular displacement of 1 milli-radians. All data were collected in the linear viscoelastic region. From the viscous and elastic properties measured in the oscillatory rheometer, the complex viscosity of the wind turbine oils can be calculated. Figure 1 shows the correlation between -40 °C Brookfield viscosities and - 40 °C complex viscosities measured using the oscillatory rheometer. There is excellent agreement between the results from these two techniques. R² = 0.8869 0 200000 400000 600000 800000 0 200000 400000 600000 800000 Complex Viscosity (mPa*s) Brookfield Viscosity (mPa*s) With the exception of ASTM D5133 (Scanning Brookfield) all other commonly used ASTM methods must be run multiple times to produce plots of viscosity versus temperature. The oscillatory rheometer measures rheological properties at multiple temperatures and since the viscous and elastic properties of fluids are measured complex phase transitions in fluids at low temperature can be detected. Figures 2 and 3 are data from reference 30 showing how the rheometer can detect the formation of wax networks (Figure 2) and polymer networks (Figure 3) at low temperatures. Figure 2 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for a Group I base oil that contains wax-like molecules [34]. The elastic modulus (open circles) and viscous modulus (closed circles) are plotted versus temperature. At approximately -15 °C both moduli increase rapidly indicating the formation of a wax network. Figure 3 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for PAO containing a polymer that will aggregate at low temperature. PAO contains very few if any wax-like molecules and does not form a wax network at low temperature [30]. At approximately 0°C, the elastic modulus for the fluid increases rapidly indicating the formation of a polymer network. The fluids examined in Figures 1 and 2 would have very high Brookfield viscosities and by use of oscillatory rheometry the reason for the increase in viscosity is known. -3 0 -2 0 -1 0 0 1 0 1 0 -2 1 0 -1 1 0 0 1 0 1 1 0 2 1 0 3 1 0 4 E la stic M o d u lu s (G ' P a ) V isco u s M o d u lu s (G '' P a ) T em p erature, 0 C Figure 2: Oscillatory Rheometry Trace of Group I Base Oil [30] Figure 3: Oscillatory Rheometry Trace of PAO Containing a Polymer that Aggregates at Low Temperature [30] The detection of wax or polymer networks is easily observed by examining the ratio of the viscous and elastic moduli, referred to as tan d. Oils with high tan d values are just highly viscous at low temperature [30]. Fluids with low tan d values form wax or polymer networks. This distinction is critical if the low temperature rheological properties of oils need to be improved. In order to lower the -40 °C Brookfield viscosity of an oil with a high tan d value requires increasing the viscosity index of the oil so its viscosity does not increase rapidly as temperature changes. Polymers and esters that do not form networks at low temperature need to be identified, in order to improve the -40 °C Brookfield viscosities of oils with low tan d. Figure 1: Correlation between Brookfield and Complex Viscosities at -40 °C Figure 3: Oscillatory Rheometry Trace of PAO Containing a Polymer that Aggregates at Low Temperature [30] Figure 2: Oscillatory Rheometry Trace of Group I Base Oil [30] The oils have similar kinematic viscosities at 40 °C. There is a larger spread in the kinematic viscosities at 100 °C. However, the oils have significantly different viscosities at -40 °C. 3. Oscillatory Rheometry 3.1 Low Temperature Scan An Anton-Paar model MCR302 Rheometer was used to simultaneously measure the viscous and elastic properties of oils as they were cooled at approximately 1°C per minute. All measurements were made using parallel-plate geometry. To eliminate moisture condensation on the sample and plates, the system was housed in a thermally controlled hood with a nitrogen purge. The rheometer was operated in the oscillatory mode with angular frequency of 2 radians per second and angular displacement of 1 milli-radians. All data were collected in the linear viscoelastic region. From the viscous and elastic properties measured in the oscillatory rheometer, the complex viscosity of the wind turbine oils can be calculated. Figure 1 shows the correlation between -40 °C Brookfield viscosities and - 40 °C complex viscosities measured using the oscillatory rheometer. There is excellent agreement between the results from these two techniques. Figure 1: Correlation between Brookfield and Complex Viscosities at -40 °C With the exception of ASTM D5133 (Scanning Brookfield) all other commonly used ASTM methods must be run multiple times to produce plots of viscosity versus temperature. The oscillatory rheometer measures rheological properties at multiple temperatures and since the viscous and elastic properties of fluids are measured complex phase transitions in fluids at low temperature can be detected. Figures 2 and 3 are data from reference 30 showing how the rheometer can detect the formation of wax networks (Figure 2) and polymer networks (Figure 3) at low temperatures. Figure 2 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for a Group I base oil that contains wax-like molecules [34]. The elastic modulus (open circles) and viscous modulus (closed circles) are plotted versus temperature. At approximately -15 °C both moduli increase rapidly indicating the formation of a wax network. Figure 3 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for PAO containing a polymer that will aggregate at low temperature. PAO contains very few if any wax-like molecules and does not form a wax network at low temperature [30]. At approximately 0°C, the elastic modulus for the fluid increases rapidly indicating the formation of a polymer network. The fluids examined in Figures 1 and 2 would have very high Brookfield viscosities and by use of oscillatory rheometry the reason for the increase in viscosity is known. -3 0 -2 0 -1 0 0 1 0 1 0 -2 1 0 -1 1 0 0 1 0 1 1 0 2 1 0 3 1 0 4 E la stic M o d u lu s (G ' P a ) V isco u s M o d u lu s (G '' P a ) T em p erature, 0 C Figure 2: Oscillatory Rheometry Trace of Group I Base Oil [30] - 8 0 - 7 0 - 6 0 - 5 0 - 4 0 - 3 0 - 2 0 - 1 0 0 1 0 2 0 1 0 - 2 1 0 - 1 1 0 0 1 0 1 1 0 2 1 0 3 1 0 4 E l a s t i c M o d u l u s ( G ' P a ) V i s c o u s M o d u l u s ( G '' P a ) T e m p e r a t u r e ( 0 C ) Figure 3: Oscillatory Rheometry Trace of PAO Containing a Polymer that Aggregates at Low Temperature [30] The detection of wax or polymer networks is easily observed by examining the ratio of the viscous and elastic moduli, referred to as tan d. Oils with high tan d values are just highly viscous at low temperature [30]. Fluids with low tan d values form wax or polymer networks. This distinction is critical if the low temperature rheological properties of oils need to be improved. In order to lower the -40 °C Brookfield viscosity of an oil with a high tan d value requires increasing the viscosity index of the oil so its viscosity does not increase rapidly as temperature changes. Polymers and esters that do not form networks at low temperature need to be identified, in order to improve the -40 °C Brookfield viscosities of oils with low tan d. The oils have similar kinematic viscosities at 40 °C. There is a larger spread in the kinematic viscosities at 100 °C. However, the oils have significantly different viscosities at -40 °C. 3. Oscillatory Rheometry 3.1 Low Temperature Scan An Anton-Paar model MCR302 Rheometer was used to simultaneously measure the viscous and elastic properties of oils as they were cooled at approximately 1°C per minute. All measurements were made using parallel-plate geometry. To eliminate moisture condensation on the sample and plates, the system was housed in a thermally controlled hood with a nitrogen purge. The rheometer was operated in the oscillatory mode with angular frequency of 2 radians per second and angular displacement of 1 milli-radians. All data were collected in the linear viscoelastic region. From the viscous and elastic properties measured in the oscillatory rheometer, the complex viscosity of the wind turbine oils can be calculated. Figure 1 shows the correlation between -40 °C Brookfield viscosities and - 40 °C complex viscosities measured using the oscillatory rheometer. There is excellent agreement between the results from these two techniques. Figure 1: Correlation between Brookfield and Complex Viscosities at -40 °C With the exception of ASTM D5133 (Scanning Brookfield) all other commonly used ASTM methods must be run multiple times to produce plots of viscosity versus temperature. The oscillatory rheometer measures rheological properties at multiple temperatures and since the viscous and elastic properties of fluids are measured complex phase transitions in fluids at low temperature can be detected. Figures 2 and 3 are data from reference 30 showing how the rheometer can detect the formation of wax networks (Figure 2) and polymer networks (Figure 3) at low temperatures. Figure 2 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for a Group I base oil that contains wax-like molecules [34]. The elastic modulus (open circles) and viscous modulus (closed circles) are plotted versus temperature. At approximately -15 °C both moduli increase rapidly indicating the formation of a wax network. Figure 3 shows a low temperature oscillatory rheometer trace for PAO containing a polymer that will aggregate at low temperature. PAO contains very few if any wax-like molecules and does not form a wax network at low temperature [30]. At approximately 0°C, the elastic modulus for the fluid increases rapidly indicating the formation of a polymer network. The fluids examined in Figures 1 and 2 would have very high Brookfield viscosities and by use of oscillatory rheometry the reason for the increase in viscosity is known. -3 0 -2 0 -1 0 0 1 0 1 0 -2 1 0 -1 1 0 0 1 0 1 1 0 2 1 0 3 1 0 4 E la stic M o d u lu s (G ' P a ) V isco u s M o d u lu s (G '' P a ) T em p erature, 0 C Figure 2: Oscillatory Rheometry Trace of Group I Base Oil [30] Figure 3: Oscillatory Rheometry Trace of PAO Containing a Polymer that Aggregates at Low Temperature [30] The detection of wax or polymer networks is easily observed by examining the ratio of the viscous and elastic moduli, referred to as tan d. Oils with high tan d values are just highly viscous at low temperature [30]. Fluids with low tan d values form wax or polymer networks. This distinction is critical if the low temperature rheological properties of oils need to be improved. In order to lower the -40 °C Brookfield viscosity of an oil with a high tan d value requires increasing the viscosity index of the oil so its viscosity does not increase rapidly as temperature changes. Polymers and esters that do not form networks at low temperature need to be identified, in order to improve the -40 °C Brookfield viscosities of oils with low tan d. T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 62 Aus der Praxis für die Praxis for the fluid increases rapidly indicating the formation of a polymer network. The fluids examined in Figures 1 and 2 would have very high Brookfield viscosities and by use of oscillatory rheometry the reason for the increase in viscosity is known. The detection of wax or polymer networks is easily observed by examining the ratio of the viscous and elastic moduli, referred to as tan δ. Oils with high tan δ values are just highly viscous at low temperature [30]. Fluids with low tan δ values form wax or polymer networks. This distinction is critical if the low temperature rheological properties of oils need to be improved. In order to lower the -40 °C Brookfield viscosity of an oil with a high tan δ value requires increasing the viscosity index of the oil so its viscosity does not increase rapidly as temperature changes. Polymers and esters that do not form networks at low temperature need to be identified, in order to improve the -40 °C Brookfield viscosities of oils with low tan δ. For example, Figure 4 shows the low temperature oscillatory rheometry trace for an ester where the elastic and viscous moduli are converging indicating the formation of a polymer network. When this ester is blended into a fully-formulated oil the elastic modulus of the oil increases and the tan δ value decreases at low temperature. If the Brookfield viscosities for an oil containing this ester are too high then the oil would need to be formulated with an alternate ester to improve the low temperature rheological properties. Table 2 shows the viscous and elastic moduli for the seven wind turbine oils along with the tan δ values at -40 °C. Oils E and F have significantly lower tan δ values than any other oil indicating the formation of a network between constituents in the oil. The elastic moduli for these oils are also higher than the elastic moduli for the other oils. Oils A and D have slightly lower tan δ values indicating some network formation at low temperature but not as extensive as that for Oils E and F. Oils A, B, D, E and F have -40 °C Brookfield viscosities higher than 400,000 mPa*s. However, Oil B also has a low elastic modulus and high tan δ value. To improve the Brookfield viscosity of Oil B would require increasing the viscosity index of this fluid since there is no indication that the polymers in the oil form networks at low temperatures. To improve the Brookfield viscosity of Oils A, D, E and F requires changes to the esters or polymers in the fluids to ones that do not form networks at low temperature. 3.2 Effect of Temperature Cooling Rate It is known from research with crankcase oils and base oils that the rate of cooling of a sample influences the formation of the wax or polymer networks [16-23, 35]. An additional advantage of the oscillatory rheometer is that the viscous and elastic moduli and the complex viscosity of an oil can be measured at multiple temperature cooling rates. This is critical for wind turbine oils since cooling rates in the field may vary. Figure 5 shows the effect of cooling rate on the complex viscosity of Oils D and G. Cooling rate does not affect the complex viscosity of these wind turbine oils. The results for Oil H are also Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 63 For example, Figure 4 shows the low temperature oscillatory rheometry trace for an ester where the elastic and viscous moduli are converging indicating the formation of a polymer network. When this ester is blended into a fully-formulated oil the elastic modulus of the oil increases and the tan d value decreases at low temperature. If the Brookfield viscosities for an oil containing this ester are too high then the oil would need to be formulated with an alternate ester to improve the low temperature rheological properties. Figure 4: Oscillatory Rheometer Trace for Ester that Self-associates at Low Temperature Table 2 shows the viscous and elastic moduli for the seven wind turbine oils along with the tan d values at - 40 °C. Oils E and F have significantly lower tan d values than any other oil indicating the formation of a network between constituents in the oil. The elastic moduli for these oils are also higher than the elastic moduli for the other oils. Oils A and D have slightly lower tan d values indicating some network formation at low temperature but not as extensive as that for Oils E and F. Table 2: Oscillatory Rheometry Results at -40 °C Oils A, B, D, E and F have -40 °C Brookfield viscosities higher than 400,000 mPa*s. However, Oil B also has a low elastic modulus and high tan d value. To improve the Brookfield viscosity of Oil B would require increasing the viscosity index of this fluid since there is no indication that the polymers in the oil form networks at low temperatures. To improve the Brookfield viscosity of Oils A, D, E and F requires changes to the esters or polymers in the fluids to ones that do not form networks at low temperature. 3.2 Effect of Temperature Cooling Rate It is known from research with crankcase oils and base oils that the rate of cooling of a sample influences the formation of the wax or polymer networks [16-23, 35]. An additional advantage of the oscillatory rheometer is that the viscous and elastic moduli and the complex viscosity of an oil can be measured at multiple temperature cooling rates. This is critical for wind turbine oils since cooling rates in the field may vary. Figure 5 shows the effect of cooling rate on the complex viscosity of Oils D and G. Cooling rate does not affect the complex viscosity of these wind turbine oils. The results for Oil H are also included in Figure 5. Oil H is an industrial oil formulated with mineral base stocks which contain wax-like materials that aggregate at low temperature. The results for Oil H are included to show that the rheometer can detect the effect of cooling rate on low temperature properties of oils. In the case of the wind turbine oils we examined cooling rate does not influence their low temperature rheological properties. 1 10 100 1000 10000 -40 -30 -20 -10 0 10 20 Complex Viscosity (Pa s) Temperature (°C) Oil H (1°C/ 1 min.) Oil H (1°C/ 10 min.) Oil D (1°C/ 1 min.) Oil D (1°C/ 10 min.) Oil G (1°C/ 1 min.) Oil G (1°C/ 10 min.) 3.3 Effect of Temperature Cycling In addition to changes in cooling rates in the field, wind turbine oils may be exposed to the cycling of temperature from high to low values. In crankcase oils once a fluid starts to show a tendency to form a complex structure at low temperature, that structure may remain even after the oil is exposed to a higher temperature. This “memory” effect is the reason that many low temperature ASTM methods for crankcase oil require a high temperature soak time to allow for any existing oil component associations to relax [16-23]. Figure 6 shows the complex viscosity for Oil H after the oil has been cycled from high to low to high temperature four times. The complex viscosity for Oil H Figure 5: Effect of Cooling Rate on Low Temperature Rheology For example, Figure 4 shows the low temperature oscillatory rheometry trace for an ester where the elastic and viscous moduli are converging indicating the formation of a polymer network. When this ester is blended into a fully-formulated oil the elastic modulus of the oil increases and the tan d value decreases at low temperature. If the Brookfield viscosities for an oil containing this ester are too high then the oil would need to be formulated with an alternate ester to improve the low temperature rheological properties. 0.01 0.1 1 10 100 1000 10000 -50 -40 -30 -20 -10 0 Modulus (Pa) Temperature (°C) Elastic Modulus Viscous Modulus Table 2 shows the viscous and elastic moduli for the seven wind turbine oils along with the tan d values at - 40 °C. Oils E and F have significantly lower tan d values than any other oil indicating the formation of a network between constituents in the oil. The elastic moduli for these oils are also higher than the elastic moduli for the other oils. Oils A and D have slightly lower tan d values indicating some network formation at low temperature but not as extensive as that for Oils E and F. Table 2: Oscillatory Rheometry Results at -40 °C Oils A, B, D, E and F have -40 °C Brookfield viscosities higher than 400,000 mPa*s. However, Oil B also has a low elastic modulus and high tan d value. To improve the Brookfield viscosity of Oil B would require increasing the viscosity index of this fluid since there is no indication that the polymers in the oil form networks at low temperatures. To improve the Brookfield viscosity of Oils A, D, E and F requires changes to the esters or polymers in the fluids to ones that do not form networks at low temperature. 3.2 Effect of Temperature Cooling Rate It is known from research with crankcase oils and base oils that the rate of cooling of a sample influences the formation of the wax or polymer networks [16-23, 35]. An additional advantage of the oscillatory rheometer is that the viscous and elastic moduli and the complex viscosity of an oil can be measured at multiple temperature cooling rates. This is critical for wind turbine oils since cooling rates in the field may vary. Figure 5 shows the effect of cooling rate on the complex viscosity of Oils D and G. Cooling rate does not affect the complex viscosity of these wind turbine oils. The results for Oil H are also included in Figure 5. Oil H is an industrial oil formulated with mineral base stocks which contain wax-like materials that aggregate at low temperature. The results for Oil H are included to show that the rheometer can detect the effect of cooling rate on low temperature properties of oils. In the case of the wind turbine oils we examined cooling rate does not influence their low temperature rheological properties. Figure 5: Effect of Cooling Rate on Low Temperature Rheology 3.3 Effect of Temperature Cycling In addition to changes in cooling rates in the field, wind turbine oils may be exposed to the cycling of temperature from high to low values. In crankcase oils once a fluid starts to show a tendency to form a complex structure at low temperature, that structure may remain even after the oil is exposed to a higher temperature. This “memory” effect is the reason that many low temperature ASTM methods for crankcase oil require a high temperature soak time to allow for any existing oil component associations to relax [16-23]. Figure 6 shows the complex viscosity for Oil H after the oil has been cycled from high to low to high temperature four times. The complex viscosity for Oil H Figure 4: Oscillatory Rheometer Trace for Ester that Self-associates at Low Temperature Table 2: Oscillatory Rheometry Results at -40 °C Oil B’field Viscosity Elastic tan δ Viscous Modulus Modulus at -40 °C Pa Pa mPa*s Oil A 447300 964 4.3 222 Oil B 589300 1050 0.7 1500 Oil C 249300 382 0.7 531 Oil D 512300 683 2.5 279 Oil E 548300 1120 12.0 93 Oil F 731300 913 14.9 61 Oil G 292300 439 0.3 1416 T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 63 Aus der Praxis für die Praxis included in Figure 5. Oil H is an industrial oil formulated with mineral base stocks which contain wax-like materials that aggregate at low temperature. The results for Oil H are included to show that the rheometer can detect the effect of cooling rate on low temperature properties of oils. In the case of the wind turbine oils we examined cooling rate does not influence their low temperature rheological properties. 3.3 Effect of Temperature Cycling In addition to changes in cooling rates in the field, wind turbine oils may be exposed to the cycling of temperature from high to low values. In crankcase oils once a fluid starts to show a tendency to form a complex structure at low temperature, that structure may remain even after the oil is exposed to a higher temperature. This “memory” effect is the reason that many low temperature ASTM methods for crankcase oil require a high temperature soak time to allow for any existing oil component associations to relax [16-23]. Figure 6 shows the complex viscosity for Oil H after the oil has been cycled from high to low to high temperature four times. The complex viscosity for Oil H during all four cycles is identical so the low temperature rheology of Oil H is not affected by temperature cycling. Figure 7 shows the effect of temperature cycling (four passes from low to high to low temperature) on the complex viscosity for Oil C, which has a low Brookfield viscosity at -40 °C. The complex viscosities for Oil C during all four cycles are identical so the low temperature rheology of Oil C is not affected by temperature cycling. Therefore, unlike crank-case oils, the low temperature rheological properties of the wind turbine oils examined here are not affected by temperature cycling. 4 Conclusions Lubricants can undergo complex structural changes at low temperatures that often make it difficult to determine the cause of differences in low temperature rheological results. Standard low temperature rheological tests such as the Brookfield test can determine the low temperature properties of wind turbine oils but do not help identify the root cause of low temperature rheological issues. Oscillatory rheometry has been used to examine the viscous and elastic behavior of wind turbine oils at low temperatures. These studies have made it easier to select the proper base oil and additive components for wind turbine oils. References [1] J. Briant, J. Denis, G. Parc, “Rheological Properties of Lubricants”, Editions Technip, (1989). [2] R.M. Mortier, S.T. Orszulik, “Chemistry and Technology of Lubricants”, VCH Publishers, Inc., (1992). [3] D.N. Schulz, J.E. Glass, “Polymers of Rheology Modifiers”, ACS Symposium Series 462, (1991). [4] D.C. Venerus, E.E, Klaus, J.L. Duda, “Low Temperature Rheology of Hydrocarbon Lubricants”, SAE Paper 872048, (1987). [5] F.L. Lee, E.E. Klaus, J.L. Duda, “Measurement and Analysis of High-Shear Viscosities of Polymer Containing Lubricants”, SAE 881663, (1988). [6] S.P. Kemp, J.L. Linden, “Physical and Chemical Properties of a Typical Automatic Transmission Fluid”, SAE 902148, (1990). [7] R. Larsson, P.O. Larsson, E. Eriksson, M. Sjoberg, E. Hoglund, “Lubricant Properties for Input to Hydrodynamic and Elastohydrodynamic Lubrication Analyses”, Proc. Instn. Mech. Engrs Vol 214 Part J, (2000). [8] J.L. Duda, E.E. Klaus, S-C. Lin, “Capillary Viscometry Study of Non-Newtonian Fluids: Influence of Viscous Heating”, Ind. Eng. Chem. Res., Vol. 27 (2), (1988). [9] A.J. Moore, D. Cooper, T.M. Robinson, “Rheological Properties of Engine Crankcase and Gear Oil Components in Elastohydrodynamic Oil Films”, SAE 941977, (1994). [10] S. Bair, “The Variation of Viscosity with Temperature and Pressure for Various Real Lubricants”, Journal of Tribology Vol 123, (2001). 64 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 during all four cycles is identical so the low temperature rheology of Oil H is not affected by temperature cycling. Figure 7 shows the effect of temperature cycling (four passes from low to high to low temperature) on the complex viscosity for Oil C, which has a low Brookfield viscosity at -40 °C. The complex viscosities for Oil C during all four cycles are identical so the low temperature rheology of Oil C is not affected by temperature cycling. Therefore, unlike crankcase oils, the low temperature rheological properties of the wind turbine oils examined here are not affected by temperature cycling. 0.1 1 10 100 1000 10000 -50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 Complex viscosity (Pa*s) Temperature (°C) Cycle 1 Cycle 2 Cycle 3 Cycle 4 Figure 7: Effect of Temperature Cycling on Complex Viscosity of Oil C 4. Conclusions Lubricants can undergo complex structural changes at low temperatures that often make it difficult to determine the cause of differences in low temperature rheological results. Standard low temperature rheological tests such as the Brookfield test can determine the low temperature properties of wind turbine oils but do not help identify the root cause of low temperature rheological issues. Oscillatory rheometry has been used to examine the viscous and elastic behavior of wind turbine oils at low temperatures. These studies have made it easier to select the proper base oil and additive components for wind turbine oils. References [1] J. Briant, J. Denis, G. Parc, “Rheological Properties of Lubricants”, Editions Technip, (1989). [2] R.M. Mortier, S.T. Orszulik, “Chemistry and Technology of Lubricants”, VCH Publishers, Inc., (1992). [3] D.N. Schulz, J.E. Glass, “Polymers of Rheology Modifiers”, ACS Symposium Series 462, (1991). [4] D.C. Venerus, E.E, Klaus, J.L. Duda, “Low Temperature Rheology of Hydrocarbon Lubricants”, SAE Paper 872048, (1987). [5] F.L. Lee, E.E. Klaus, J.L. Duda, “Measurement and Analysis of High-Shear Viscosities of Polymer Containing Lubricants”, SAE 881663, (1988). [6] S.P. Kemp, J.L. Linden, “Physical and Chemical Properties of a Typical Automatic Transmission Fluid”, SAE 902148, (1990). [7] R. Larsson, P.O. Larsson, E. Eriksson, M. Sjoberg, E. Hoglund, “Lubricant Properties for Input to Hydrodynamic and Elastohydrodynamic Lubrication Analyses”, Proc. Instn. Mech. Engrs Vol 214 Part J, (2000). [8] J.L. Duda, E.E. Klaus, S-C. Lin, “Capillary Viscometry Study of Non-Newtonian Fluids: Influence of Viscous Heating”, Ind. Eng. Chem. Res., Vol. 27 (2), (1988). [9] A.J. Moore, D. Cooper, T.M. Robinson, “Rheological Properties of Engine Crankcase and Gear Oil Components in Elastohydrodynamic Oil Films”, SAE 941977, (1994). [10] S. Bair, “The Variation of Viscosity with Temperature and Pressure for Various Real Lubricants”, Journal of Tribology Vol 123, (2001). [11] W.A Lloyd, J.M. Perez, D. Pruden, K.O. Henderson, D.L. Alexander, “Viscosity of Driveline Lubricants by a Special Mini-Rotary Viscometer Technique”, SAE 1999-01-3672, (1999). [12] J.W. Sprys, J. Doi, M. Furumoto, N. Hoshikawa, T. King, H. Hurashina, J. Linden, Y. Yasuhiro, F. Ueda, “Shear Stability of Automatic Transmission Fluids. Methods and Analysis. A Study by the International Lubricants Standardization and Approval Committee (ILSAC) ATF Subcommittee”, SAE 982673, (1998). [13] B. Kinker, “Automatic Transmission Fluid Shear Stability Testing and Viscosity Modifier Trends”, Proceedings International Symposium of Tribology of Vehicle Transmissions, (1998). [14] U.F. Schoedel, “Automatic Transmission Fluids (ATF)- The improvement of low temperature characteristics”, Lubrication Engineering 47(6), (1991). [15] J.W. Sprys, D.R. Vaught, E.L. Stephens, “Shear Viscosities of Automatic Transmission Fluids”, SAE 941885, (1994). [16] H. Shaub, M.F. Smith, Jr., C.K. Murphy, “Predicting Low Temperature Engine Oil Pumpability with the Mini-Rotary Viscometer”, SAE 790732, (1979). Figure 6: Effect of Temperature Cycling on Complex Viscosity of Oil H during all four cycles is identical so the low temperature rheology of Oil H is not affected by temperature cycling. Figure 7 shows the effect of temperature cycling (four passes from low to high to low temperature) on the complex viscosity for Oil C, which has a low Brookfield viscosity at -40 °C. The complex viscosities for Oil C during all four cycles are identical so the low temperature rheology of Oil C is not affected by temperature cycling. Therefore, unlike crankcase oils, the low temperature rheological properties of the wind turbine oils examined here are not affected by temperature cycling. Figure 6: Effect of Temperature Cycling on Complex Viscosity of Oil H 0.1 1 10 100 1000 -50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 Complex viscosity (Pa*s) Temperature (°C) Cycle 1 Cycle 2 Cycle 3 Cycle 4 4. Conclusions Lubricants can undergo complex structural changes at low temperatures that often make it difficult to determine the cause of differences in low temperature rheological results. Standard low temperature rheological tests such as the Brookfield test can determine the low temperature properties of wind turbine oils but do not help identify the root cause of low temperature rheological issues. Oscillatory rheometry has been used to examine the viscous and elastic behavior of wind turbine oils at low temperatures. These studies have made it easier to select the proper base oil and additive components for wind turbine oils. References [1] J. Briant, J. Denis, G. Parc, “Rheological Properties of Lubricants”, Editions Technip, (1989). [2] R.M. Mortier, S.T. Orszulik, “Chemistry and Technology of Lubricants”, VCH Publishers, Inc., (1992). [3] D.N. Schulz, J.E. Glass, “Polymers of Rheology Modifiers”, ACS Symposium Series 462, (1991). [4] D.C. Venerus, E.E, Klaus, J.L. Duda, “Low Temperature Rheology of Hydrocarbon Lubricants”, SAE Paper 872048, (1987). [5] F.L. Lee, E.E. Klaus, J.L. Duda, “Measurement and Analysis of High-Shear Viscosities of Polymer Containing Lubricants”, SAE 881663, (1988). [6] S.P. Kemp, J.L. Linden, “Physical and Chemical Properties of a Typical Automatic Transmission Fluid”, SAE 902148, (1990). [7] R. Larsson, P.O. Larsson, E. Eriksson, M. Sjoberg, E. Hoglund, “Lubricant Properties for Input to Hydrodynamic and Elastohydrodynamic Lubrication Analyses”, Proc. Instn. Mech. Engrs Vol 214 Part J, (2000). [8] J.L. Duda, E.E. Klaus, S-C. Lin, “Capillary Viscometry Study of Non-Newtonian Fluids: Influence of Viscous Heating”, Ind. Eng. Chem. Res., Vol. 27 (2), (1988). [9] A.J. Moore, D. Cooper, T.M. 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Schoedel, “Automatic Transmission Fluids (ATF)- The improvement of low temperature characteristics”, Lubrication Engineering 47(6), (1991). [15] J.W. Sprys, D.R. Vaught, E.L. Stephens, “Shear Viscosities of Automatic Transmission Fluids”, SAE 941885, (1994). [16] H. Shaub, M.F. Smith, Jr., C.K. Murphy, “Predicting Low Temperature Engine Oil Pumpability with the Mini-Rotary Viscometer”, SAE 790732, (1979). Figure 7: Effect of Temperature Cycling on Complex Viscosity of Oil C T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 64 Aus der Praxis für die Praxis [11] W.A Lloyd, J.M. Perez, D. Pruden, K.O. Henderson, D.L. Alexander, “Viscosity of Driveline Lubricants by a Special Mini-Rotary Viscometer Technique”, SAE 1999-01-3672, (1999). [12] J.W. Sprys, J. Doi, M. Furumoto, N. Hoshikawa, T. King, H. Hurashina, J. Linden, Y. Yasuhiro, F. Ueda, “Shear Stability of Automatic Transmission Fluids. Methods and Analysis. A Study by the International Lubricants Standardization and Approval Committee (ILSAC) ATF Subcommittee”, SAE 982673, (1998). [13] B. Kinker, “Automatic Transmission Fluid Shear Stability Testing and Viscosity Modifier Trends”, Proceedings International Symposium of Tribology of Vehicle Transmissions, (1998). [14] U.F. Schoedel, “Automatic Transmission Fluids (ATF)- The improvement of low temperature characteristics”, Lubrication Engineering 47(6), (1991). [15] J.W. Sprys, D.R. Vaught, E.L. Stephens, “Shear Viscosities of Automatic Transmission Fluids”, SAE 941885, (1994). [16] H. Shaub, M.F. Smith, Jr., C.K. Murphy, “Predicting Low Temperature Engine Oil Pumpability with the Mini-Rotary Viscometer”, SAE 790732, (1979). [17] M.F. Smith, Jr., “Better Prediction of Engine Pumpability Through a More Effective MRV Cooling Cycle”, SAE 831714, (1983). [18] G.M. Schmidt, M.T. Olsen, M.I. Michael, “Low Temperature Fluidity of Lubricating Oils Under Slow Cool Conditions”, SAE 831718, (1983). [19] K.O. Henderson, E.E. Manning, C.J. May, R.B. Rhodes, “New Mini-Rotary Viscometer Temperature Profiles That Predict Engine Oil Pumpability”, SAE 850443, (1985). [20] R.L. Stambaugh, J.H. O’Mara,“Low Temperature Flow Properties of Engine Oils”, SAE 821247, (1982). [21] T. Selby, “Further Consideration of Low-Temperature, Low Shear Rheology Related to Engine Pumpability - Information from the Scanning Brookfield Technique”, SAE 852115, (1985). [22] T. Selby, “The Use of the Scanning Brookfield Technique to Study the Critical Degree of Gelation of Lubricants at Low Temperatures”, SAE 910746, (1991). [23] T. Selby, “Problems in Bench Test Prediction of Engine Oil Performance at Low Temperature”, SAE 922287, (1992). [24] ASTM D5293, “Standard Test Method for Apparent Viscosity of Engine Oils and Base Stocks Between -10 °C and -35 °C Using Cold - Cranking Simulator”. [25] ASTM D4684, “Standard Test Method for Determination of Yield Stress and Apparent Viscosity of Engine Oils at Low Temperature”. [26] ASTM D5133, “Standard Test Method for Low Temperature, Low Shear Rate, Viscosity/ Temperature Dependence of Lubricating Oils Using a Temperature-Scanning Technique”. [27] ASTM D2983, “Standard test Method for Low-Temperature Viscosity of Lubricants Measured by Brookfield Viscometer” [28] H.H. Winter, F. Chambon, “Analysis of Linear Viscoelasticity of a Crosslinking Polymer at the Gel Point”, Journal of Rheology, 30(2), 367-382, (1986). [29] C. Schwittay, M. Mours, H.H. Winter, “Rheological Expression of Physical Gelation in Polymers”, Faraday Discussions, 101, 93-104, (1995). [30] M.A. Batko, D.W. Florkowski, M.T. Devlin, S. Li, D.W. Eggerding, W.Y. Lam, T.F. McDonnell and T-C. Jao, “Low Temperature Rheological Properties of Aged Crankcase Oils”, SAE 2000-01-2943, (2000). [31] S. Li., M.T. Devlin, G.P. Liesen, C.T. West and T-C. Jao, “Low Temperature Rheology of Engine Lubricants: Investigation of High Used Oil Pumping Viscosity”, SAE 2000-01-2944, (2000). [32] ASTM D445, “Standard Test Method for Kinematic Viscosity of Transparent and Opaque Liquids”. [33] ASTM D2270, “Standard Practice for Calculating Viscosity Index from Kinematic Viscosity at 40 and 100 °C”. [34] B.K. Sharma, A.J. Stipanovic, “Predicting Low Temperature Lubricant Rheology Using Nuclear Magnetic Resonance Spectroscopy and Mass Spectrometry”, Tribology Letters, Vol. 16, Nos.1-2, (2004) [35] R.M. Weber, “Low Temperature Rheology of Lubricating Mineral Oils: Effects of Cooling Rate and Wax Crystallization on Flow Properties of Base Oils”, J. Rheol., 43(4), (1999). Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 65 Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 65 Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Die alljährlich von der Gesellschaft für Tribologie veranstaltete Fachtagung fand vom 26. bis 28. September 2016 in Göttingen statt. 67 Vorträge gaben den rund 260 Teilnehmern aus Deutschland und den angrenzenden europäischen Ländern die Gelegenheit, sich auf den neuesten Stand in nahezu allen Gebieten der Tribologie zu bringen. Charakteristisch für diese Tagung ist, dass bei den Teilnehmern ein sehr ausgewogenes Verhältnis zwischen Industrie, Hochschulen und anderen Forschungseinrichtungen herrscht. Im Programm gab es einige Änderungen zu den Vorjahren, wobei die wichtigsten die Einführung eines Schwerpunktthemas, eine eigene Sitzung mit Kurzvorträgen in englischer Sprache und eine gemeinsame Abschlussveranstaltung waren. Auch in diesem Jahr fand im Foyer des Tagungshotels eine Fachausstellung statt, in deren Rahmen auch einige wissenschaftliche Poster gezeigt wurden. Da bei der neuen Programmstruktur die Zahl der Vorträge mit maximal 70 geringer als in früheren Jahren ist, werden Posterpräsentationen zukünftig sicher an Bedeutung gewinnen. Gegenüber Vorträgen bieten Poster zudem die Möglichkeit einer individuelleren und intensiveren Diskussion der Inhalte. Schwerpunktthema „Additive Fertigung“ Tribotalk und Plenarvortrag drehten sich dieses Jahr um das Schwerpunktthema „Additive Fertigung“. Der Tribotalk am Abend des 26. September stand dementsprechend unter dem Motto „Additive Fertigung für tribologisch beanspruchte Bauteile - Sinn oder Unsinn? “. Leider musste der Impulsvortrag ausfallen, da der Vortragende kurzfristig verhindert war. Das Podium war jedoch mit Tom Krause (IGUS GmbH, Köln), Dr. Olaf Böhme (Poligrat GmbH, München), Prof. Jens Günster (BAM, Berlin), Prof. Rainer Franke (IMA GmbH, Dresden) und Dr. Andreas Vogt (Robert Bosch GmbH, Renningen) so hochkarätig besetzt, dass dies ohne Mühe ausgeglichen werden konnte. Es entwickelte sich daher eine angeregte und informative Diskussion, die auch länger als die maximal angesetzten 1,5 Stunden hätte dauern können. Der Plenarvortrag, gehalten von Peter Sander aus dem Hause Airbus Emerging Technologies & Concepts, hatte den Titel „On the way to Additive Layer Manufacturing: Chances & Challenges for the future industrial production“. Er zeigte eindrücklich, welchen Stellenwert im 3D- Druck erzeugte Bauteile im Flugzeugbau inzwischen haben und wie dynamisch die Weiterentwicklung hin zu Strukturen ist, die sich mit klassischen Verfahren nicht fertigen lassen. Nach seinem Vortrag hatte das Publikum die Gelegenheit im Foyer einige Demonstrationsobjekte zu betrachten, wovon reger Gebrauch gemacht wurde. Um das Thema abzurunden konnte ebenfalls im Foyer ein 3D-Drucker der Firma Vividesign in Aktion betrachtet werden. Begleitendes Seminar Das begleitende Seminar unter der Überschrift „Tribologische Schichten I: PVD/ PECVD und Thermisches Spritzen“ wurde von Timo Brögelmann vom IOT, RWTH Aachen, gehalten. Im nächsten Jahr ist eine Fortsetzung mit den Themen „Gleitlacke“ und „Galvanische Schichten“ geplant. Göttinger Kreis Wie in jedem Jahr tagte am Montagnachmittag der Göttinger Kreis, dem alle Träger des Georg-Vogelpohl- Ehrenzeichens angehören. Breiten Raum nahm die Besprechung der neu erschienenen 3. Auflage des vom Göttinger Kreis initiierten Büchleins zur Entwicklung der Tribologie in Deutschland ein, das diese anhand von Kurzbiografien aller bisheriger Träger des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens sowie weiterer prägender Persönlichkeiten darstellt. Prof. Gläser, der neben einem einleitenden Beitrag über die Entwicklung der tribologischen Gesellschaften in beiden deutschen Staaten auch die redaktionelle Bearbeitung des Büchleins übernommen hatte, erläuterte die Veränderungen zu den 2010 und 2013 erschienenen Auflagen. Die 142 Seiten umfassende 3. Auflage enthält nun auch Beiträge von Prof. Franek zur Geschichte der Österreichischen Tribologischen Gesell- Mitteilungen der GfT 57. Tribologie-Fachtagung 2016 in Göttingen T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 66 Nachrichten schaft sowie von Frau Dr. Crockett zur Swiss Tribology. Die besondere Initiative von Prof. Fleischer, persönliche Erinnerungen an bedeutende Tribologen festzuhalten, wurde hervorgehoben und als jederzeit erweiterungsfähig herausgestellt. Die weitere Diskussion konzentrierte sich auf neue Ideen für die nächste Auflage des Büchleins, die wiederum in drei Jahren erscheinen soll. In diesem Jahr kam es zu einer Begegnung zwischen „Jung und Alt“, da nach etwa der Hälfte der Zeit auch Mitglieder der „Jungen Tribologen“ eingeladen waren, an der Sitzung teilzunehmen. Es wurde hauptsächlich das Thema „Tribologie als eigene Wissenschaft“ diskutiert. Bei einem derartigen Erfahrungsaustausch interessierten sich die Nachwuchswissenschaftler aber natürlich auch dafür, wie die anwesenden Mitglieder des Göttinger Kreises zur Tribologie (oder ihren Vorgängerbezeichnungen) gekommen waren. Plenarveranstaltung „50 Jahre Tribologie“ Die Tatsache, dass sich 2016 die Geburtsstunde der Tribologie als eigenständige Wissenschaft zum 50sten Mal jährte, wurde im Rahmen der Plenarveranstaltung von Dr. Christoph Wincierz durch einen Jubiläumsvortrag mit dem Titel „50 Jahre Tribologie“ gewürdigt. Der aus dem griechischen Wort „tribo“ für „reiben“ abgeleitete Begriff wurde erstmals im „Jost-Report“ verwendet, einem Bericht, der im Jahr 1966 an die britische Regierung übergeben wurde und in dem erstmals ein Konzept gegen die hohe Zahl reibungs- und verschleißbedingter Maschinenschäden durch eine fachübergreifende Herangehensweise vorgestellt wurde. Da Prof. Peter Jost, der Leiter der damals mit dem Report befassten Expertenkommission, am 7. Juni diesen Jahres im Alter von 95 Jahren verstorben ist, ergriffen auch Prof. Bartz als sein wohl längster Wegbegleiter und Prof. Franek das Wort für Nachrufe und steuerten vielfältige persönliche Erinnerungen bei. Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen Mit dem Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen, welches traditionsgemäß im Rahmen der Plenarveranstaltung überreicht wird, wurde in diesem Jahr Dipl.-Ing. Richard Karbacher ausgezeichnet. In seiner Laudatio würdigte Prof. Gerhard Poll von der Universität Hannover die besonderen Verdienste Richard Karbachers im Bereich der Schmierung von Wälzlagern, die durch viele Fachvorträge und seine langjährige Mitarbeit in Normung s gremie n zum Ausdruck kamen. Für die GfT war seine führende Rolle bei der Gestaltung des Arbeitsblatts „Wälzlagerschmierung“, die seit vielen Jahren als technische Richtlinie allgemein anerkannt ist, von besonderer Bedeutung. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 67 Der Göttinger Kreis R. Karbacher in Diskussion mit Fachkollegen T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 67 68 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 GfT-Förderpreise Ebenfalls zur Plenarveranstaltung gehörte die Verleihung der GfT-Förderpreise. Der Preis in der Kategorie 3 für Bachelorarbeiten ging an Herrn Sebastian Kamerling von der TU Kaiserslautern für seine Arbeit „Werkstoffkundliche und tribologische Untersuchung eines potentiellen Tribowerkstoffes“. In der Kategorie 2 wurde die Masterarbeit von Herrn Max Marian, mit dem Titel „Erweiterung eines Simulationstools für elastohydrodynamische Kontakte um ein masseerhaltendes Kavitationsmodell“ ausgezeichnet, die am Lehrstuhl für Konstruktionstechnik der Universität Erlangen-Nürnberg entstanden ist. Herr Daniel Harald Trauth vom WZL der RWTH Aachen erhielt einen GfT Förderpreis für seine Dissertation „Tribology of Machine Hammer Peened Tool surfaces for Deep Drawing“. Auf der Fachtagung wurden die ausgezeichneten Bachelor- und Masterarbeiten als Kurzvorträge im Rahmen der neu eingeführten „Short Session“ für junge Wissenschaftler vorgestellt. Herr Tauth hielt einen Vortrag über seine Dissertation zu Beginn der Sitzung „Zerspanungs- und Umformtechnik“. Es ist vorgesehen, Kurzfassungen dieser Arbeiten im nächsten Heft von „Tribologie und Schmierungstechnik“ zu veröffentlichen. Fachvorträge In diesem Jahr wurden 67 Vorträge in 5 Parallelsitzungen zu den Themen „Tribologische Systeme“, „Zerspanungs- und Umformtechnik“, „Maschinenelemente und Antriebstechnik“, „Tribometrie“, „Werkstoffe und Werkstofftechnologien“, „Dünne Schichten und Oberflächentechnologien“, „Schmierstoffe und Schmierungstechnik“, „Dichtungstechnik“ und „Fahrzeugtechnik“ gehalten. Auffällig viele Beiträge waren für den Themenbereich „Maschinenelemente und Antriebstechnik“ eingereicht worden, wobei die Problematik der „White Etching Cracks“ in Kugellagern einen Schwerpunkt bildete. Ebenfalls stark vertreten waren wiederum Vorträge zu verschiedensten Varianten von C-Schichten im Bereich der dünnen Schichten und Oberflächentechnik. Neu war eine „Short Session“ für junge Wissenschaftler mit Kurzvorträgen von max. 15 min Länge in englischer Sprache. Diese war für alle Themenbereiche offen und richtete sich in erster Linie an Masterstudenten, Doktoranden und Postdocs, von denen erfahrungsgemäß viele aus dem Ausland kommen. Diesen, aber auch deutschen Kollegen, die erste Erfahrungen für internationale Tagungen sammeln möchten, sollte hiermit ein ausschließlich englischsprachiges Forum gegeben werden. Mit fünf gut besuchten Vorträgen war zumindest ein Anfang für diese Art von Beiträgen gemacht. Abschlussveranstaltung Neu in diesem Jahr war, dass die Tagung mit einem Fachvortrag, einer Preisverleihung und einem Schlusswort des Vorsitzenden beendet wurde. Der Vortrag mit dem Titel „Thermographisch an die Grenze des Reibspalts“ wurde von Werner Stehr, der für seine originellen und einprägsamen Experimentalvorträge bekannt ist, gehalten. Anschließend wurde der von der Firma Werner Stehr Tribologie gestiftete Preis „Tribologie ist überall“ an Herrn Dr.-Ing. Robbin Wetter für seine Dissertation „The Interplay of System Dynamics and Dry Friction: Shakedown, Ratcheting and Micro-Walking“ verliehen. Der Preis soll Arbeiten auszeichnen, die sich in origineller Weise wissenschaftlich mit tribologischen Alltagsphänomenen befassen. Die Arbeit von Herrn Wetter passte genau zu dieser Intention und das Thema konnte sogar durch kleine Demonstrationsexperimente anschaulich gemacht werden. Dementsprechend gut kamen diese Neuerungen an und veranlassten viele Teilnehmer dazu, bis zum Ende der Veranstaltung zu bleiben. Mitteilungen der GfT Werner Stehr bei seinem Abschlussvortrag Preisträger Tribologie ist überall Das Schlusswort des GfT-Vorsitzenden beendete die Veranstaltung mit dem Hinweis auf die nächste Tribologie- Fachtagung, die vom 25. bis 27. September 2017 wieder in Göttingen stattfinden soll. Weitergehende Informationen zur Tagung erhalten Sie bei der Geschäftsstelle der 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. Dort können Sie auch die beiden Tagungsbände und die CD-ROM mit allen Beiträgen und zusätzlichen Informationen bestellen. Näheres finden Sie auf der Webseite www.gft-ev.de unter „Publikationen“. Dr. Thomas Gradt T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 68 Nachrichten Mit Wirkung ab dem 1. Oktober 2016 hat die Technische Universität Wien Herrn Dr.-Ing. Carsten G ACHOT auf die Position eines Universitätsprofessors für Tribologie berufen. Diese Berufung wurde dankenswerter Weise durch die Bereitschaft des Landes Niederösterreich ermöglicht, im Rahmen eines Stiftungsvertrages eine Tribologie-Gruppe an der TU Wien aufzubauen, und ist das Ergebnis eines Auswahlverfahrens mit internationaler Ausschreibung, auf die zahlreiche Bewerbungen eingelangt waren. Im Rahmen dieser „Stiftungsprofessur“ ist eine enge Verzahnung der Aktivitäten mit dem Forschungsarbeiten des Österreichischen Exzellenzzentrums für Tribologie (AC 2 T research GmbH) in Wiener Neustadt vorgesehen. Forschungsthemen dieser Stiftungsprofessur sind u. a. die Schmierstoff-Oberflächen-Interaktionen in tribologisch beanspruchten Maschinenelementen, die Untersuchung von reibinduzierten Schädigungszonen mittels hochauflösenden Analysemethoden auf mikro-, nano- und atomarer Skala sowie die Oberflächenfunktionalisierung von Konstruktionselementen für tribologische Applikationen. Herr Dr.-Ing. Carsten GACHOT hat an der Universität des Saarlandes Materialwissenschaft und Werkstofftechnik studiert und sich im Rahmen seines Doktoratsstudiums („Doktorväter“ waren Prof. Dr. Frank M ÜCKLICH und Prof. Dr. Martin H. M ÜSER ) mit der Laserinterferenzstrukturierung von metallischen Oberflächen und den Auswirkungen dieser Laserbehandlung auf das Gefüge der untersuchten Werkstoffe sowie den tribologischen Eigenschaften beschäftigt. Herr Dr.-Ing. Carsten GACHOT hat an der Universität des Saarlandes eine Arbeitsgruppe zum Thema „Surface Engineering“ mit 11 Mitarbeitern geleitet und hat als Gastwissenschaftler am Imperial College in London in der Tribologiegruppe von Prof. Hugh S PIKES gearbeitet. Aktuell ist Herr Dr. G ACHOT auch Gastprofessor an der Päpstlichen Katholischen Universität in Santiago de Chile (PUC). Er wurde Anfang September 2016 mit Kollegen der Universität des Saarlandes, der TU Dresden sowie des Fraunhofer IWS in Dresden mit dem renommierten Leibinger Innovationspreis der Berthold- Leibinger-Stiftung für die Entwicklung eines kommerziell verfügbaren Laserverfahrens ausgezeichnet, mit dem man beispielsweise Oberflächen „maßschneidern“ kann, um somit Reibung und Verschleiß in technologischen Anwendungen, z. B. an elektrischen Steckkontakten, zu reduzieren. Der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft ist satzungsgemäß die „Förderung der Lehre und Ausbildung im Fachgebiet Tribologie …“ ein Anliegen. Mit der nun erfolgten Berufung eines Universitätsprofessors für Tribologie an der „Wiege der Tribologie“ in Österreich (der TU Wien) geht eine seit Langem bestehende und in den Vereinsgremien immer wieder vorgebrachte Intention in Erfüllung. Die ÖTG begrüßt Herrn Professor G ACHOT herzlich und wünscht ihm für seine neue Aufgabe und in seinem neuen Arbeitsumfeld ein erfolgreiches, „tribologisch optimiertes“ Wirken. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 69 Mitteilungen der ÖTG TU Wien beruft Universitätsprofessor für Tribologie © C. Gachot T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 69 Nachrichten 70 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Mitteilungen der ÖTG Tribologie - als „Wissenschaft und Technik von aufeinander einwirkenden Oberflächen in Relativbewegung“ - feiert im Jahr 2016 das 50-Jahr-Jubiläum der offiziellen Definition dieses Begriffes: Am 09. März 1966 wurde der „Jost- Report“ im Britischen Parlament offiziell vorgestellt. Die Prägung dieses neuen Begriffes war zugleich Signal und Auftrag, im Bezug auf die Wirkungen von Reibung und Verschleiß Zusammenhänge neu zu überdenken, Erkenntnisse zu erschließen, Erfahrungen in ihrer Gewichtung neu zu strukturieren und Fachgebiete zu integrieren. Forschungs- und Entwicklungsvorhaben, die sich den vorgenannten Aufgaben widmen, stehen traditionell im Fokus des ÖTG-Symposiums, das seit nunmehr schon vielen Jahren jeweils an verschiedenen Tagungsorten in Österreich veranstaltet wird. Auf Einladung der voestalpine Stahl GmbH findet das ÖTG-Symposium 2016 im Gästehaus der voestalpine in Linz statt. Seit zehn Jahren kooperiert die voestalpine Stahl auf dem Gebiet der Verschleißbekämpfung und Anlagentechnik mit dem Österreichischen Kompetenzzentrum für Tribologie (AC2T research GmbH) in Wiener Neustadt. Wichtige Forschungsthemen sind die anlagenspezifischen Anwendungen von Schmierstoffen und deren Zustandsanalyse mit dem Hauptaugenmerk auf die strukturierte systematische Gewichtung verschleißrelevanter Themen. AC2T setzt auf Kundennähe und betreibt seit Herbst 2015 eine Geschäftsstelle im Techcenter Linz. 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 AC²T-Geschäftsstelle im Techcenter Linz zu besichtigen. Ziel-Branchen: Maschinen- und Anlagenbau, Schmierstoff- und Oberflächentechnik, Werkstofftechnik, Fahrzeugtechnik, Antriebstechnik, Automatisierungstechnik, Fertigungstechnik, Anwendungstechnik Tribology as the „science and technology of interacting surfaces in relative motion" in 2016 celebrates the 50 years anniversary of the official definition of this term: On March 09, 1966 the „Jost-Report“ has officially been presented to the British Parliament. The coining of this new concept was both a signal and request in the context of the effects caused by friction and wear to consider follow a new approach in considering relations, to gain knowledge, to restructure experiences according to their emphasis and to integrate disciplines. Research and development projects devoted to the aforementioned tasks are traditionally in the focus of the ÖTG Symposium which - since 2000 - has been organized each year on different venues in Austria. At the invitation of voestalpine Stahl GmbH, the ÖTG Symposium 2016 will be held in the Guest House of voestalpine in Linz. Since about ten years voestalpine Stahl has been cooperating on the area of wear control and plant technology with the Austrian Centre of competence for Tribology (AC2T research GmbH) in Wiener Neustadt. Important research topics are the plant-specific applications of lubricants and its condition analysis with the main focus on the structured systematic assessment of wear issues. AC²T sets a high value on the proximity to customers and operates a branch office in the Techcenter Linz since fall 2015. The ÖTG Symposium 2016 offers lectures or poster presentations by experts from the industry and research institutions. A technical exhibition is also intended, e.g. for relevant procedures, measurement and analysis techniques. Furthermore, on the 22 November 2016 afternoon the participants will have the possibility to visit the “Stahlwelt Linz”, as well as the AC²T Office in the Techcenter Linz. Target industries: Mechanical and plant engineering, lubricant and surface treatment, materials engineering, automotive engineering, drive technology, automation technology, manufacturing technology, application engineering Symposium Teilnahmeentgelt / Participation Fee € 310,- Besonderes Teilnahmeentgelt für Vortragende / Speakers Fee (Kann von max. einer Person pro Vortrag in Anspruch genommen werden ! / Applies to max. one speaker per presentation ! ) € 120,- Ermäßigtes Teilnahmeentgelt für Mitglieder der ÖTG (gemäß Mitgliedskategorie) Reduced fee for special ÖTG members € 220,- Freie Teilnahme für Studenten (nach Maßgabe verfügbarer Plätze) und im Rahmen der ÖTG-Firmenmitgliedschaft (je nach Kategorie der bestehenden ÖTG-Mitgliedschaft)! Free attendance for students (depending on free places) as well as for company-members of the ÖTG. Im Teilnahmeentgelt sind Tagungsunterlagen, Pausengetränke und Mittagsimbiss sowie Bustransfers am 22.11.2016 enthalten. Preise exkl. MWSt. Participation fee includes proceedings, coffee breaks, short lunch. As well as bus service (cf. programme) on 22 Nov 2016. All prices excl. VAT. Tagungsort / Venue: voestalpine Stahl GmbH, voestalpine-Straße 3, 4020 Linz, Austria Veranstalter / Organisation Office: - Kontakt/ Contact: Martina GANTAR-HOFINGER, Mobil: +43 (0) 676 84516 2300 Viktor-Kaplan-Straße 2/ C, 2700 Wiener Neustadt Bankverbindung / bank account: Vorarlberger Landes- und Hypothekenbank AG BIC/ SWIFT: HYPVAT2B, IBAN: AT145800021363800022 Anmeldungen erbeten bis 18. November 2016 unter Please register not later than 18 Nov. 2016 at office@oetg.at Änderungen vorbehalten! - Subject to change without notice! Wir freuen uns auf Ihre Teilnahme! We are looking forward to welcoming you at the Symposium! ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT SYMPOSIUM 2016 FACHTAGUNG Tribologie in Industrie und Forschung Verschleißschutz, Instandhaltung und Anlagenzuverlässigkeit Tribology in Industry and Research Wear Protection, Maintenance and Plant Reliability Mittwoch, 23. November 2016 Wednesday, 23 November 2016 Veranstaltungsort / Venue voestalpine Stahl GmbH voestalpine-Straße 3, 4020 Linz, Austria veranstaltet gemeinsam mit / organised in cooperation with www.oetg.at T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 70 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 71 Mitteilungen der ÖTG ! ""# $ % "&'(! '')&& * '+)&& ,- * - % '# . / 0 . - - 1 "# $ - 2 +# - 3 1 2 % % "+#''#"&'4 5# - ) # 61 # 7 4# . - 8 - (# - 0 2 - "&'4 9 : ; # . "&'; <# = - : > 1 # 3 0 1 $ %# "&'( $ %# "&'< ? # = - 8 - 0 1 $ %# "&'( $ %# "&'< '&# . - : 6 1 ''# @ "&'; '"# 6 '+# 6 ! 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F01M11/ 10), 12.10.2006 (145: 422118h) Additive system for lubricants. Wu, Shi-Ming; Sullivan, William T.; Brandes, Ellen Bernice (USA) U.S. Pat. Appl. Publ. US 2006 229,214 (Cl. 508-279; C10M141/ 10), 12.10.2006 145: 422122e) Method for preparing metal drawing oil. Yu, Shining (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,706,923 (Cl. C10M129/ 16), 14.12.2005 (145: 422123f) Polyisobutenylphenol-amino acid-aldehyde Mannich reaction products as sequestration agents for lubricating oils. Harrison, James J.; Nelson, D. Kenneth (Chevron Oronite Company LLC, USA) Eur. Pat. Appl. EP 1,712,605 (Cl. C10M133/ 54), 18.10.2006 (145: 422124g) Synthetic oil used for air-oil lubrication. Liu, Deming; Li, Hui; Liu, Peng (Anshan Haibua Oleo Chemicals Co., Ltd., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,710,041 (Cl. C10M169/ 04), 21.12.2005 (145: 422125h) Determing quality of lubricating oils in use. Halalay, Ion C.; Schneider, Eric West; Rogers, Michael William (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 232,267 (Cl. 324- 158.1; G01R31/ 00), 19.10.2006 (145: 422126j) Working materials with smart cutting fluids. Leeb, Steven B. ; Lupton, Elmer C. (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 234,881 (Cl. 508-579; C10M173/ 02), 19.10.2006 (145: 422127k) Lubricant composition and process of preparation thereof. Naik, Manjanath Ramachandra; Krishnan, Venkatesh; Deb, Kumar Tapadar (Indian Aluminium Company Ltd., India) Indian IN 192,038 (Cl. C10M105/ 06), 14.12.2004 (145: 422129n) Corrosion-resistant zinc-coated metal articles, especially nuts and bolts. Klos, Klaus-Peer (Germany) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 228,575 (Cl. 428-621; B21D39/ 0), 12.10.2006 (145: 423822v) Metal corrosion inhibitor. Ivanov, D. M.; Ivanoc, M. G.; Kalinichenko, I. I. (Russia) Russ RU 2,285,752 (Cl. C23F11/ 18), 20.10.2006 (145: 423872m) Body cavity lubricant. Yang, Ping ; Wnag, Zhenxi (Peop. Rep. 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Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 18,211 (Cl. C10M137/ 10), 23.02.2005 (145: 440954g) Lubricant oil composition for cold pressing which comprises hydrocarbon composition of aliphatic hydrocarbon and olefine polymer. Lee, Wan Doo (Unitec Co., Ltd., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taehho Kongbo KR 2005 33,353(Cl. C10M111/ 00), 12.04.2005 (145: 440955h) Patentumschau T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 72 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 73 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Wälzlager - Kugellager haltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Korrosion Unterbegriff: Stromschaden durch Überspannung Beschreibung des Schadensbildes Stromkrater (Schmelzpunkte) an den Laufbahnen und Wälzkörpern der Lager. Schadensursache Stromüberschlag bei hohen Stromstärken, mangelhafte Isolierung der betreffenden Maschine . Weitere Ursachen können sein unzureichende Erdung bei E. Schweißungen am Maschinenrahmen, unzureichend isolierte Lagerschilde und Nichtverwendung stromisolierter Lager. STEYR Wälzlager, Auszug aus dem Schadensbilder-Katalog nach Entwurf ÖNORM M 6328, Teil 2 T+S_6_16 17.10.16 17: 10 Seite 73 Hinweise für unsere Autoren 74 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 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_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 74 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 75 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen In Bild 4.5 werden die wichtigsten Lagertypen für kontinuierliche Bewegung am Beispiel der Radiallager dargestellt. Die Einsatzgrenzen für diese Lagertypen in Abhängigkeit von Belastung, Drehzahl und Durchmesser zeigt Bild 4.6. Man erkennt, dass die Trockenlager nur für niedrige Drehzahlen geeignet sind, die deutlich abnehmen, wenn höhere Belastungen zu übertragen sind. Ein größerer Bereich für Drehzahl und Belastung kann durch die geschmierten Gleitlager und die Wälzlager überdeckt werden. Man erkennt auch, dass für hydrodynamische Gleitlager der mögliche Einsatzbereich zu höheren Geschwindigkeiten verschoben ist. Hydrostatische Gleitlager sind hingegen für den gesamten in diesem Diagramm überdeckten Bereich geeignet. Ähnliche Grenzen für Axiallager zeigt Bild 4.7. Bild 4.5: Lagertypen am Beispiel der Radiallager T+S_6_16 17.10.16 17: 01 Seite 75 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 76 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Bild 4.6: Einsatzgrenzen verschiedener Radiallagertypen Bild 4.7: Einsatzgrenzen für verschiedene Axiallager T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 76 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 2137: 2016-08 Print: 102,30 EUR/ Download: 94,10 EUR Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der Konuspenetration von Schmierfetten und Petrolatum (ISO 2137: 2007); Text Deutsch und Englisch Petroleum products and lubricants - Determination of cone penetration of lubricating greases and petrolatum (ISO 2137: 2007); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2016-07-01 Einsprüche bis 2016-09-01 Gegenüber DIN ISO 2137: 1997-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aufnahme von den Abschnitten „Normativen Verweisungen“ und „Literaturhinweise“; b) Erweiterung des Anwendungsbereiches (Penetrationen bis 500 Einheiten); c) Maßtoleranzen von Konen an handelsüblich erhältliche Maße angepasst; d) Abschnitt 6 „Probenahme“ hinzugefügt; e) detailliertere Beschreibung von Abschnitt 8 „Durchführung zur Bestimmung der Konuspenetration von Schmierfetten - Halb- und Viertelkonus-Verfahren“; f) Anpassung der Präzision für den Standardkonus; g) redaktionelle Anpassungen. Dieses Dokument legt mehrere Verfahren zur empirischen Abschätzung der Konsistenz von Schmierfetten und Petrolatum durch Messung der Penetration mit einem Standardkonus fest. E DIN 51399-1: 2016-07 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Prüfung von Schmierölen - Bestimmung der Elementgehalte aus Additiven, Abrieb und sonstigen Verunreinigungen - Teil 1: Direkte Bestimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Testing of lubricants - Determination of elements content in additives, wear and other contaminations - Part 1: Direct determination by optical emission spectral analysis with inductively coupled plasma (ICP OES) Vorgesehen als Ersatz für DIN 51399-1: 2009-01; Ersatz für E DIN 51399-1: 2012-05 Erscheinungsdatum: 2016-06-17 Einsprüche bis 2016-08-17 Gegenüber DIN 51399-1: 2009-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) Überarbeitung der normativen Verweisungen; c) Anpassung des Anwendungsbereichs; d) Aufnahme von Präzisionsdaten aus Ringversuchen. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur direkten Bestimmung der Elementgehalte aus Additiven, Abrieb und sonstigen Verunreinigungen fest. Die Bestimmung erfolgt mittels optischer Spektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES). E DIN 51777: 2016-08 Print: 102,30 EUR/ Download: 94,10 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Wassergehaltes durch Titration nach Karl Fischer Petroleum products - Determination of water content using titration according to Karl Fischer Vorgesehen als Ersatz für DIN 51777- 1: 1983-03 und DIN 51777-2: 1974-09; Ersatz für E DIN 51777: 2014-10 Erscheinungsdatum: 2016-07-08 Einsprüche bis 2016-11-08 Gegenüber DIN 51777-1: 1983-03 und DIN 51777- 2: 1974-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Verfahrensvarianten aus DIN 51777-1 und DIN 51777-2 wurden zusammengefasst, wodurch eine verbesserte Gegenüberstellung beider Verfahrensvarianten erreicht wird; b) die Prüfvorschrift wurde an den aktuellen Stand der modernen Messgerätekonfigurationen angepasst; c) die Gemeinsamkeiten und Unterschiede zwischen den volumetrischen und coulometrischen Verfahrensvarianten werden im Detail beschrieben; d) der Arbeitsbereich einiger Verfahrensvarianten wurde deutlich erweitert. Dieses Dokument legt direkte und indirekte Verfahren für die Bestimmung des Wassergehaltes in Mineralölerzeugnisse mittels Titration nach Karl Fischer fest. DIN 51810-3: 2016-08 Print: 72,90 EUR/ Download: 67,00 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 3: Bestimmung der Fließgrenze mit der Kippstabmethode Testing of lubricants - Testing of rheological properties of lubricating greases - Part 3: Determination of flow point with inclining rod method Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Fließgrenze von Schmierstoffen mit der Kippstabmethode fest. Z DIN 51821-1: 1988-10 Prüfung von Schmierstoffen; Prüfung von Schmierfetten auf dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9; Allgemeine Arbeitsgrundlagen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51821-1: 2016-07 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 77 Normen T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 DIN 51821-1: 2016-07 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung von Schmierfetten auf dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9 - Teil 1: Allgemeine Arbeitsgrundlagen Testing of lubricants - Test using the FAG roller bearing grease testing apparatus FE9 - Part 1: General working principles Ersatz für DIN 51821-1: 1988-10 Gegenüber DIN 51821-1: 1988-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Definition des Beharrungsmomentes entfällt; b) Definition der Abschaltleistung ergänzt; c) Bestimmung der Schmierfettgebrauchsdauer bei nur vier Beanspruchungsdauern aufgenommen; d) Definition der Drehrichtung aufgenommen; e) Bild 1, Prüfgerät, aktualisiert; f) Bild 2, Prüfeinheit, aktualisiert. In dieser Norm sind die allgemeinen Arbeitsgrundlagen für die Prüfung von Schmierfetten der NLGI-Klassen 1 bis 4 nach DIN 51818 mit dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9 festgelegt. Z DIN 51821-2: 1989-03 Prüfung von Schmierstoffen; Prüfung von Schmierfetten auf dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9; Prüfverfahren A/ 1500/ 6000 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51821-2: 2016-07 DIN 51821-2: 2016-07 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung von Schmierfetten auf dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9 - Teil 2: Prüfverfahren Testing of lubricants - Test using the FAG roller bearing grease testing apparatus FE9 - Part 2: Test method Ersatz für DIN 51821-2: 1989-03 Gegenüber DIN 51821-2: 1989-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Erweiterung des Anwendungsbereiches um Prüfverfahren B/ 1500/ 6000; b) Abschnitt Reinigung der Prüflager vollständig überarbeitet; c) Einstellen der Abschaltleistung beschrieben; d) alternative programmgesteuerte Regelung der Prüftemperatur aufgenommen; e) Wiederanlauf der Prüfeinheiten untersagt; f) Definition von Frühausfällen, anderen Ausfallursachen und abgebrochenen Prüfläufen und Festlegung der Auswertung bei deren Auftreten; g) manuelle Auswertung mittels Weibull-Diagramm ersetzt durch softwaregestützte Weibull-Auswertung; h) Angabe der Ergebnisse überarbeitet; i) Bild überarbeitet; j) Definition der Wiederholbarkeit aufgenommen; k) Definition der Vergleichbarkeit überarbeitet. Diese Norm legt Verfahren für die Prüfung von Schmierfetten der NLGI-Klassen 1 bis 4 nach DIN 51818 auf dem FAG-Wälzlagerfett-Prüfgerät FE9 fest. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN ISO 4263-3: 2016-05 Print: 127,90 EUR/ Download: 117,80 EUR Petroleum and related products - Determination of the ageing behaviour of inhibited oils and fluids using the TOST test - Part 3: Anhydrous procedure for synthetic hydraulic fluids (ISO 4263-3: 2015) Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Alterungsverhaltens von inhibierten Ölen und Flüssigkeiten unter Anwendung des TOST-Verfahrens - Teil 3: Wasserfreies Verfahren für synthetische Druckflüssigkeiten (ISO 4263-3: 2015) DIN EN 12916: 2016-06 Print: 100,60 EUR/ Download: 92,50 EUR Petroleum products - Determination of aromatic hydrocarbon types in middle distillates - High performance liquid chromatography method with refractive index detection Mineralölerzeugnisse - Bestimmung von aromatischen Kohlenwasserstoffgruppen in Mitteldestillaten - Hochleistungsflüssigkeitschromatographie-Verfahren mit Brechzahl-Detektion 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL 9150-0069: 2012-11 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, halbflüssig; NATO-Kode: O-204, Bw-Kode: OY1130 A Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0069: 2016-04 BAAINBw TL 9150-0069: 2016-04 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, halbflüssig; NATO-Kode: O-204; Bw-Kode: OY1130 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0069: 2012-11 Z BAAINBw TL 9150-0078: 2012-03 Technische Lieferbedingungen - Waffenschmieröl; NATO-Kode: S-761; Bw-Kode: OY1045 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0078: 2016-05 BAAINBw TL 9150-0078: 2016-05 Technische Lieferbedingungen - Waffenschmieröl; NATO-Kode: S-761; Bw-Kode: OY1045 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0078: 2012-03 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen keine 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 2719: 2002-11 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 78 Normen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 2719: 2016-06 ZE ISO/ DIS 2719: 2015-06 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel ZE ISO/ DIS 2719: 2015-06 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel ISO 2719: 2016-06 134,00 EUR Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel Determination of flash point - Pensky-Martens closed cup method Ersatz für ISO 2719: 2002-11 ZE ISO/ DIS 15380: 2015-04 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie H (Hydraulische Systeme) - Anforderungen für die Kategorien HETG, HEPG, HEES und HEPR Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 15380: 2016- 06 E ISO/ FDIS 15380: 2016-06 100,00 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie H (Hydraulische Systeme) - Anforderungen für die Kategorien HETG, HEPG, HEES und HEPR Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family H (Hydraulic systems) - Specifications for hydraulic fluids in categories HETG, HEPG, HEES and HEPR Vorgesehen als Ersatz für ISO 15380: 2011-04; Ersatz für ISO/ DIS 15380: 2015-04 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN 631: 2016-08 Print: 88,00 EUR/ Download: 81,00 EUR Wälzlager - Prüfbedingungen zur versuchstechnischen Verifikation der dynamischen Tragzahl von Profilschienenführungen mit kompakten Kugel- oder Rollenumlaufwagen Rolling bearings - Testing conditions for the experimental verification of the dynamic load rating of ball carriage or roller carriage profiled rail guides Vorgesehen als Ersatz für DIN 631: 2010-04 Erscheinungsdatum: 2016-07-29 Einsprüche bis 2016-11-29 Gegenüber DIN 631: 2010-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Vorwort aktualisiert; b) Normative Verweisungen aktualisiert; c) Anpassung und Vereinheitlichung der Begriffe im gesamten Dokument; d) Literaturhinweise aktualisiert. Dieses Dokument legt die versuchstechnischen Parameter zur Verifikation der dynamischen Tragzahl einer Linearführung nach ISO 14728-1 fest. B DIN ISO 6621-1: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Begriffe; Identisch mit ISO 6621-1: 1986 Zurückgezogen; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-08-31 B DIN ISO 6621-2: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Prüfung der Qualitätsmerkmale; Identisch mit ISO 6621-2: 1984 Zurückgezogen; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-08-31 B DIN ISO 6621-3: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Werkstoffe; Identisch mit ISO 6621-3: 1983 Zurückgezogen; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-08-31 B DIN ISO 6621-4: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Allgemeine Anforderungen; Identisch mit ISO 6621-4: 1988 Zurückgezogen; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-08-31 B DIN ISO 6621-5: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Gütebedingungen; Identisch mit ISO 6621-5: 1988 Zurückgezogen; technisch veraltet. Einsprüche bis 2016-08-31 DIN ISO 12090-1: 2016-08 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Wälzlager - Profilschienenführungen mit kompakten Kugel- oder Rollenumlaufwagen - Teil 1: Maße und Toleranzen für Serie 1, 2 und 3 (ISO 12090-1: 2011) Rolling bearings - Profiled rail guides for linear motion rolling bearings - Part 1: Boundary dimensions and tolerances for series 1, 2 and 3 (ISO 12090-1: 2011) Dieser Teil von ISO 12090 legt die Grenzmaße und Toleranzen für die Reihen 1, 2 und 3 von Profilschienensystemen mit Wälzkörperumlauf fest. DIN ISO 12090-2: 2016-08 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Wälzlager - Profilschienenführungen mit kompakten Kugel- oder Rollenumwagen - Teil 2: Maße und Toleranzen für Serie 4 und 5 (ISO 12090-2: 2011) Rolling bearings - Profiled rail guides for linear motion rolling bearings - Part 2: Boundary dimensions and tolerances for series 4 and 5 (ISO 12090-2: 2011) Dieser Teil von ISO 12090 legt die Grenzmaße und Toleranzen für die Reihen 4 und 5 von Profilschienensystemen mit Wälzkörperumlauf fest. Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 79 T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 2.1.1.1 Übersetzungen DIN 3967: 1978-08 Print: 109,90 EUR/ Download: 101,10 EUR System of Gear Fits; Backlash, Tooth Thickness Allowances, Tooth Thickness Tolerances; Principles Getriebe-Paßsystem; Flankenspiel, Zahndickenabmaße, Zahndickentoleranzen, Grundlagen 2.1.2 VDI-Richtlinien VDI 2736 Blatt 1: 2016-07 147,80 EUR Thermoplastische Zahnräder - Werkstoffe, Werkstoffauswahl, Herstellverfahren, Herstellgenauigkeit, Gestalten Thermoplastic gear wheels - Materials, material selection, production methods, production tolerances, form design Teilweiser Ersatz für die 1996-09 zurückgezogene Technische Regel VDI 2545: 1981-01 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 1206: 2016-06 65,90 EUR Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearings with machined rings - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance valuess Vorgesehen als Ersatz für ISO 1206: 2001-11 und ISO 1206 AMD 1: 2013-08 Einsprüche bis 2016-09-19 E ISO/ DIS 3547-1: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen Teil 1: Maße Plain bearings - Wrapped bushes - Part 1: Dimensions Vorgesehen als Ersatz für ISO 3547-1: 2006-10 Einsprüche bis 2016-09-05 E ISO/ DIS 3547-2: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser Plain bearings - Wrapped bushes - Part 2: Test data for outside and inside diameters Vorgesehen als Ersatz für ISO 3547-2: 2006-10 Einsprüche bis 2016-09-05 E ISO/ DIS 3547-3: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen Plain bearings - Wrapped bushes - Part 3: Lubrication holes, grooves and indentations Vorgesehen als Ersatz für ISO 3547-3: 2006-10 Einsprüche bis 2016-09-05 E ISO/ DIS 3547-4: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe Plain bearings - Wrapped bushes - Part 4: Materials Vorgesehen als Ersatz für ISO 3547-4: 2006-10 Einsprüche bis 2016-09-05 E ISO/ DIS 4378-1: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 1: Design, bearing materials and their properties Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378-1: 2009-09 Einsprüche bis 2016-09-04 E ISO/ DIS 4378-2: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 2: Reibung und Verschleiß Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 2: Friction and wear Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378- 2: 2009-09 Einsprüche bis 2016-09-04 E ISO/ DIS 4378-3: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 3: Lubrication Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378-3: 2009-09 Einsprüche bis 2016-09-04 E ISO/ DIS 6279: 2016-05 65,90 EUR Gleitlager - Aluminiumlegierung für Einstofflager Plain bearings - Aluminium alloys for solid bearings Vorgesehen als Ersatz für ISO 6279: 2006-04 Einsprüche bis 2016-08-30 E ISO/ DIS 10129: 2016-05 65,90 EUR Gleitlager - Prüfung von Werkstoffen für Lager - Korrosionswiderstand durch Schmiermittel unter statischen Bedingungen Plain bearings - Testing of bearing metals - Resistance to corrosion by lubricants under static conditions Vorgesehen als Ersatz für ISO 10129: 2006-02 Einsprüche bis 2016-08-30 E ISO/ FDIS 12131-2: 2016-06 65,90 EUR Gleitlager - Hydrodynamische Axial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 2: Funktionen für die Berechnung von Axialsegmentlagern Plain bearings - Hydrodynamic plain thrust pad bearings under steady-state conditions - Part 2: Functions for the calculation of thrust pad bearings Vorgesehen als Ersatz für ISO 12131-2: 2001-04 E ISO/ FDIS 12167-1: 2016-06 156,70 EUR Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 80 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 81 Plain bearings - Hydrostatic plain journal bearings with drainage grooves under steady-state conditions - Part 1: Calculation of oil-lubricated plain journal bearings with drainage grooves Vorgesehen als Ersatz für ISO 12167-1: 2001-12 E ISO/ DIS 14104: 2016-06 65,90 EUR Gears - Surface temper etch inspection after grinding, chemical method Vorgesehen als Ersatz für ISO 14104: 2014-06 Einsprüche bis 2016-09-19 V ISO/ TS 19880-1: 2016-07 224,90 EUR Gasförmiger Wasserstoff - Betankungsanlagen - Teil 1: Allgemeine Anforderungen Gaseous hydrogen - Fuelling stations - Part 1: General requirements Ersatz für die 2015-12 zurückgezogene Vornorm ISO/ TS 20100: 2008-12 E ISO/ DIS 19880-3: 2016-06 65,90 EUR Gaseous hydrogen - Fueling stations - Part 3: Valves Einsprüche bis 2016-09-14 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL; Mindestanforderungen; (DIN 51524-1: 2006-04*DIN 51524-1 Berichtigung 1: 2006-09); NA 062-06-51 AA Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen sich durch hohe thermische Beanspruchung zu kurze Gebrauchszeiten für unlegierte Hydrauliköle H ergeben würden, und/ oder in denen, z. B. durch Wasserzutritt, mit Korrosion zu rechnen ist. Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 2: Hydrauliköle HLP; Mindestanforderungen; (DIN 51524-2: 2006-04*DIN 51524-2 Berichtigung 1: 2006-09); NA 062-06-51 AA <06234988> Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen hohe thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP; Mindestanforderungen; (DIN 51524-3: 2006-04*DIN 51524-3 Berichtigung 1: 2006-09); NA 062-06-51 AA <06234989> Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle HLVP für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Prüfung von Schmierstoffen - Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen; (DIN 51574: 2004-09); NA 062-06-63 AA <06234997> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen mit Umlaufschmierung in Fahrzeugen, Aggregaten, Motorprüfständen, Schienenfahrzeugen und Großmotoren fest. Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Bestimmung der Fließgrenze mit dem Oszillationsrheometer und dem Messsystem Platte/ Platte; (DIN 51810-2: 2011-04); NA 062-06-62 AA <06235009> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Scherviskosität von Schmierfetten der NLGI-Klassen 0 bis 2 nach DIN 51818 bei konstanter Schergeschwindigkeit nach definierter Vorscherung mit dem Messsystem Platte/ Platte fest. Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der Scherviskosität von Schmierfetten mit dem Rotationsviskosimeter - Teil 1: Messsystem Kegel/ Platte; (DIN 51810- 1: 2007-07); NA 062-06-62 AA <06235010> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Scherviskosität von Schmierfetten der NLGI-Klassen 000 bis 2 nach DIN 51818 bei konstanter Schergeschwindigkeit nach definierter Vorscherung mit dem Messsystem Kegel/ Platte fest. 3.1.1 Zurückziehung DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 1: Bauform und Durchführung der Messung; (DIN 51562-1: 1999-01); NA 062-08-31 AA <06234634> Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 4: Viskosimeterkalibrierung und Ermittlung der Meßunsicherheit; (DIN 51562-4: 1999-01); NA 062-08-31 AA <06234635> 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 %. T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN 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. T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 82 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 83 Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 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 5.5 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Herausgeber: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Bezug: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz 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_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 83 Anzeige 84 Tribologie + Schmierungstechnik 63. Jahrgang 6/ 2016 T+S_6_16 17.10.16 17: 02 Seite 84