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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 1 5 Laudatio von Herrn Prof. Gerhard Poll Verleihung des Georg-Vogelpohl- Ehrenzeichens an Herrn Dipl.-Ing. (FH) Richard Karbacher 7 A. Konrad, W. Nierlich, J. Gegner Modellierung des Tribokontakts schwingungsbelasteter Wälzlager Finite-Elemente-Analyse auf Grundlage eines Mikroreibungsmodells 15 A. Hausberger, H. Krampl, F. Grün, I. Gódor, G. Pinter, T. Schwarz Tribologische Kontaktsimulation elastomerer Dichtungswerkstoffe 25 M. Müller Einfluss der Oberflächengeschwindigkeit auf die Viskosität 31 T. Norrby, P. Salomonsson, L. Malm Group I Replacement Fluids - a Hydraulic Fluid Formulation and Compatibility Study 42 B. Pyzowski, N. Webb, P. Brutto, R. Stubbs Meeting Metalworking Fluid Longevity Requirements without Boron, Formaldehyde Condensates and Secondary Amines 48 L. E. Mirci Synthetic Complex Tetra-Esters Base Oils 55 P. Beau, C. Busch, L. Deters Veränderungen des Motorölzustandes während der Betriebsdauer - Auswirkungen auf das Tribosystem Kolbenring-Zylinderlauffläche Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 61 Impressum 62 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 69 Patentumschau 71 Schadensanalyse / Schadenskatalog Gleitlager 72 Hinweise für Autoren / Checkliste 73 Handbuch der T+S 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen 75 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 1 17 E 6133 64. Jahrgang www.expertverlag.de Tribokontakt schwingungsbelasteter Wälzlager ‒ Finite-Elemente- Analyse Tribologische Kontaktsimulation elastomerer Dichtungswerkstoffe Einfluss der Oberflächengeschwindigkeit auf die Viskosität Group I Replacement Fluids - a Hydraulic Fluid Formulation and Compatibility Study Meeting Metalworking Fluid Longevity Requirements without Boron, Formaldehyde Condensates and Secondary Amines Synthetic Complex Tetra-Esters Base Oils Veränderungen des Motorölzustandes - Auswirkungen auf das Tribosystem Kolbenring-Zylinderlauffläche Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 64. Jahrgang, Heft 1 Januar / Februar 2017 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 6 und 61) Grafik: Dr.-Ing. Johannes Wippler Veröffentlichungen Die Autoren wissenschaftlicher Beiträge werden gebeten, ihre Manuskripte direkt an den Herausgeber, Prof. Bartz, zu senden (Checkliste und Formatvorgaben siehe Seite 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_1_17 13.12.16 07: 52 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  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  06.02. - 08.02.17 Ostfildern Getriebeschmierung TAE*  12.02. - 16.02.17 Tampa Bay, USA 88 th Annual Meeting of the Society of Rheology http: / / www.rheology.org  20.02. - 21.02.17 Ostfildern Ölanalyse zur Beurteilung des Zustands von Schmierstoff und Reibstelle TAE*  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/  20.03. - 21.03.17 Ostfildern Kraftstoffe und ihre Anwendung in Otto- und Dieselmotoren TAE*  26.03. - 30.03.17 Long Beach, 21 st International Conference on Wear of Materials California, USA http: / / www.wearofmaterialsconference.com/  03.04. - 04.04.17 Ostfildern Schäden an geschmierten Maschinenelementen TAE*  24.04. - 26.04.17 Ostfildern Additive für Schmierstoffe TAE (in Zusammenarbeit mit GfT)*  10.05. - 11.05.17 Berlin Workshop: Zuverlässigkeit tribologischer Systeme http: / / www.dvm-berlin.de  21.05. - 25.05.17 Atlanta, STLE 72 nd Annual Meeting and Exhibition www.stle.org Georgia (USA)  29.05.17 Ostfildern Lebensmittelverträgliche Schmierstoffe TAE*  26.06. - 29.06.17 Nizza, Frankreich 24 th IFHTSE - European Conference on Heat Treatment and Surface Engineering http: / / www.ifhtse-a3ts-nice2017.com  27.06. - 29.06.17 Ostfildern 11 th International Colloquium Fuels TAE  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_1_17 13.12.16 07: 52 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_1_17 13.12.16 07: 52 Seite 3 2015 2016 2015 2016 Motorenöle 16.730 t 20.528 t 24.011 t 22.328 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 2.016 t 3.827 t 4.256 t 3.786 t Getriebeöl Industrie 1.664 t 2.159 t 1.910 t 1.916 t Turbinen-, Kompressorenöle 526 t 693 t 696 t 1.005 t Maschinenöle 3.281 t 3.374 t 3.098 t 2.179 t Hydrauliköl 7.647 t 9.592 t 10.088 t 8.224 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 2.327 t 2.613 t 2.393 t 3.309 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.502 t 2.224 t 1.454 t 2.645 t Weißöle (technische und medizinische) 5.339 t 5.625 t 5.184 t 5.133 t Schmierfette 1.959 t 2.448 t 2.267 t 2.880 t Basisöle 10.969 t 11.120 t 12.010 t 11.257 t September August Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate August und September 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 6 4 . Jahrgang 1/ 2017 Anzeige T+S_3_14 12.09.14 12: 52 Seite 4 Wissenschaftliche Fachbuchreihe Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Herausgegeben von Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Zur Geschichte der Tribologie B AND 1: 1988, 148 S., 141 Abb., 26,00 € www.expertverlag.de/ 0313 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Energieeinsparung durch tribologische Maßnahmen B AND 2: 1988, 92 S., 19,00 € www.expertverlag.de/ 0314 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Viskosität und Fließverhalten Glossary B AND 7: 1993, 41 S., 19,00 € www.expertverlag.de/ 1094 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz Tribological Relationship as Basis for the Solution of Friction and Wear Problems B AND 8: 1994, 71 S., 19,00 € www.expertverlag.de/ 1110 ! Prof. Dr.-Ing. habil. Marek Wisniewski Elastohydrodynamische Schmierung Grundlagen und Anwendungen B AND 9: 2000, 214 S., 141 Abb., 12 Tab., 46,00 € www.expertverlag.de/ 1745 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz (Ed.) and 48 co-authors Automobile Trans mission Lubrication Axle Gear Oils, ATFs and CVT Fluids B AND 11: 2003, 147 S., 48,00 € www.expertverlag.de/ 2142 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz und 10 Mitautoren Keramiklager Werkstoffe - Gleit- und Wälzlager - Dichtungen B AND 12: 2004, 215 S., 167 Abb., 34 Tab., 59,00 € www.expertverlag.de/ 2050 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz (Hrsg.) und 16 Mitautoren Tribologie und Schmierung bei der Massivumformung B AND 13: 2004, 345 S., 88,00 € www.expertverlag.de/ 2161 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz (Hrsg.) und 9 Mitautoren Luftlagerungen und Magnetlager Grundlagen und Anwendungen 3., völl. neu bearb. u. erw. Aufl. B AND 14: 2014, 362 S., 69,00 € www.expertverlag.de/ 1962 ! Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Wilfried J. Bartz (Hrsg.) und 10 Mitautoren Schmierfette Zusammensetzung, Eigenschaften, Prüfung und Anwendung B AND 15: 2., völl. neu bearb. Auflage ca. 400 S., ca. 69,00 € www.expertverlag.de/ 2959! Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 5 Aus Wissenschaft und Forschung Verleihung des Georg-Vogelpohl- Ehrenzeichens an Herrn Dipl.-Ing. (FH) Richard Karbacher Laudatio von Herrn Prof. Gerhard Poll Das Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen, die höchste nationale Auszeichnung auf dem Gebiet der Tribologie, wurde in diesem Jahr Herrn Dipl.-Ing. Richard Karbacher verliehen. Tradtionsgemäß fand die Ehrung auf der Plenarveranstaltung der Tribologie-Fachtagung am 27. September 2016 statt. Die nachfolgende Laudatio wurde von Prof. Gerhard Poll, IMKT, Leibniz Universität Hannover, gehalten. Richard Karbacher erblickte am 22. April 1953 als zweites von vier Kindern in Gerolzhofen nahe Schweinfurt das Licht der Welt und wuchs in Kleinrheinfeld auf, einem Dorf mit damals 160 Einwohnern etwas abseits der Straße von Gerolzhofen nach Haßfurt gelegen. Die Eltern bewirtschafteten eine kleine Landwirtschaft und zur Verbesserung der kargen Einkünfte übte der Vater daneben noch eine Reihe von (halb)ehrenamtlichen Tätigkeiten aus, unter anderem als Wiegemeister der Gemeindewaage und Organist. In Kleinrheinfeld besuchte Richard Karbacher sechs Jahre lang eine einklassige Volksschule, d. h. acht Klassen in einem Schulzimmer, und danach die Realschule in Gerolzhofen. Nach Abschluss der Realschule begann er eine Lehre als Maschinenschlosser bei der Fa. FAG Kugelfischer mit der Absicht, danach das Polytechnikum zu besuchen. Nach einem Jahr Lehre wechselte er in die 12. Klasse der Fachoberschule in Schweinfurt und erwarb dort die Fachhochschulreife. Das folgende Studium an der Fachhochschule Schweinfurt konnte er durch Anrechnung des einen Lehrjahres in der Rekordzeit von 7 Semestern als Diplom-Ingenieur beenden. Während des Studiums arbeitete er in den Wintersemesterferien bei FAG Kugelfischer in unterschiedlichen Produktionsabteilungen und lernte den Werdegang des Wälzlagers an der Basis von der Schmiede bis zur Endbearbeitung kennen. Ursprünglich war sein Berufsziel mehr auf Produktionstechnik ausgerichtet, insbesondere auf die Warmumformung. Da aber bei FAG Kugelfischer in der Fertigung keine entsprechende Position zu besetzen war, begann seine berufliche Laufbahn 1977 stattdessen - man kann heute sagen, glücklicherweise - in der Gruppe Grundlagenforschung Wälzlager mit Dr. Kleinlein als Leiter im Bereich Produktforschung unter H.-K. Lorösch. Der Bereich Schmierung war integraler Bestandteil der Wälzlagertechnik und die Betreuung der Prüfstände lag noch direkt bei den Projektingenieuren. So hatte Herr Karbacher auch die Verantwortung für die FE 8 Wälzlagerschmierstoff- Prüfgeräte, einen großen Radsatzlagerprüfstand und mehrere spezielle anwendungsnahe Prüfmaschinen. Arbeitsschwerpunkte waren u. a.: -die axiale Tragfähigkeit vollrolliger Zylinderrollenlager, -die Schmierung und Optimierung von Zylinderrollenlagern für Hochgeschwindigkeitsbahnen, -die Verbesserung der Bordgeometrie von Axialpendelrollenlagern und -die Fett-Schmierung von großen Radialpendelrollenlagern in Schaufelradbaggern und Förderbandrollen im Tagebau. Nach der Trennung der Bereiche Lagerentwicklung und Schmierung arbeitete Richard Karbacher von 1980 bis 1985 schwerpunktmäßig im Bereich Lagerentwicklung, um danach in den Bereich Schmierung zu wechseln, den er als Nachfolger von Herrn Dr. Kleinlein ab 1993 verantwortlich leitete. Mit dem Ausscheiden von Peter Dreschmann wurde ihm zusätzlich die Leitung des Bereichs Dichtungsentwicklung für industrielle Anwendungen und die Entwicklung von Kunststoffkäfigen übertragen, später übernahm er anstelle dessen die Verantwortung für die Bereiche Chemielabor und Produktionschemie. Durch die Fusion und die organisatorische Zusammenlegung mit den INA Standorten rückte 2008 wieder der Bereich Schmierung und Tribologie in den Mittelpunkt, den Richard Karbacher bis zum Eintritt in die passive Phase der Altersteilzeit im Mai 2015 leitete. Während seiner aktiven Dienstzeit hat Richard Karbacher eine intensive Zusammenarbeit mit deutschen und ausländischen Hochschulen (USA, Kanada, UK, Schweiz, Österreich, Slowakei, China) gepflegt, vor allem auch durch sein großes Engagement in der Forschungsgemeinschaft Antriebstechnik. Dort leitete er die Gruppe „Wälzlagerschmierung“ im Arbeitskreis „Schmierstoffe und Tribologie“, dessen stellvertretende Leitung er gleichzeitig innehatte. Gegenwärtig hält er T+S_1_17 13.12.16 07: 52 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 weiterhin seine Vorlesung an der Fachhochschule Schweinfurt zum Thema Schmierung. Einen ersten Kontakt zur GfT hatte Herr Karbacher durch seine Zuarbeit zu den Vorträgen, die Dr. Kleinlein auf der Tribologie-Fachtagung präsentierte. Ein erster direkter Besuch war ein begleitendes Seminar, damals noch in Koblenz, dem viele Besuche und Vorträge auf den jährlichen Tagungen folgten. Eine hervorgehobene Stellung in der GfT kommt Herrn Karbacher durch seine Mitwirkung im wissenschaftlichen Beirat und insbesondere durch seine führende Rolle bei der Gestaltung und Weiterentwicklung des GfT-Arbeitsblattes „Wälzlagerschmierung“ zu. In vielen Fachvorträgen bei der GfT, dem VDI, der FVA, dem VdEH, der DGMK und - international - bei NLGI, ELGI, STLE, WTC - hat Herr Karbacher sein Wissen zur Schmierung von Wälzlagern weitergegeben und zum guten Ruf der deutschen tribologischen Forschung wesentlich beigetragen. Nicht zuletzt hat er seine Expertise in eine Vielzahl von Normungs-Gremien eingebracht (DIN, EN, ISO, FIS) und damit die praktische Umsetzung tribologischer Erkenntnisse voran gebracht. In Würdigung seiner Verdienste verleiht die Gesellschaft für Tribologie e.V. Herrn Dipl.-Ing (FH) Richard Karbacher das Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen. Aus Wissenschaft und Forschung Bestellcoupon Tribologie und Schmierungstechnik „Richtungsweisende Informationen aus Forschung und Entwicklung“ Getriebeschmierung - Motorenschmierung - Schmierfette und Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Schmierung in der Umformtechnik - Tribologisches Verhalten von Werkstoffen - Minimalmengenschmierung - Gebrauchtölanalyse - Mikro- und Nanotribologie - Ökologische Aspekte der Schmierstoffe - Tribologische Prüfverfahren Bestellcoupon Ich möchte Tribologie und Schmierungstechnik näher kennen lernen. Bitte liefern Sie mir ein Probeabonnement (2 Ausgaben), zum Vorzugspreis von 7 39,-. So kann ich die Zeitschrift in Ruhe prüfen. Wenn Sie dann nichts von mir hören, möchte ich Tribologie und Schmierungstechnik weiter beziehen. Zum jährlichen Abo-Preis von 7 189,- Inland bzw. 7 198,- Ausland. Die Rechnungsstellung erfolgt dann jährlich. Das Jahresabonnement ist für ein Jahr gültig; die Kündigungsfrist beträgt sechs Wochen zum Jahresende. Firma, Abteilung Straße, Nr. Name, Vorname PLZ, Ort Ort/ Datum, Unterschrift: (ggf. Firmenstempel) Coupon an: expert verlag, Abonnenten-Service, Postfach 2020, 71268 Renningen oder per Fax an: (0 71 59) 92 65-20 T+S_1_17 13.12.16 07: 52 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 7 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.-Phys. Andreas Konrad, Institut für Werkstofftechnik, Universität Siegen, 57068 Siegen Dipl.-Phys. Wolfgang Nierlich, Ingenieurbüro Nierlich, 97424 Schweinfurt Prof. Dr. rer. nat. habil. Jürgen Gegner, Institut für Werkstofftechnik, Universität Siegen, 57068 Siegen Modellierung des Tribokontakts schwingungsbelasteter Wälzlager Finite-Elemente-Analyse auf Grundlage eines Mikroreibungsmodells A. Konrad, W. Nierlich, J. Gegner* Eingereicht: 5. 9. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 4. 2016 Zusätzlich zur Betriebslast werden Wälzlager in vielen Anwendungen durch extern erzeugte, oft mehrdimensional wirkende mechanische Schwingungen beansprucht. Die gestörten elasto-hydrodynamischen Schmierungsbedingungen rufen besondere Mischreibungszustände hervor. Zusätzliche Tangentialkräfte durch Gleitreibung erhöhen die Vergleichsspannung nach v. Mises und verschieben ihr Maximum von der Tiefe bei rein radialer Belastung hin zum Rand. Die analytische Rechnung für den gesamten Kontakt liefert einen Übergang bei zunehmendem Reibwert μ: für μ < 0,25 bzw. μ > 0,25 wird die maximale v. Mises-Spannung nahe an oder direkt auf der Oberfläche erreicht. Gemessene Eigenspannungsverteilungen von schwingungsbelasteten Laufbahnen weisen randnahe (mikro-) plastische Verformung an geglätteten eindrückungsfreien Oberflächen nach. Damit korrelierte Reibungskoeffizienten würden hohe μ-Werte bis über 0,25 annehmen. Auf der Grundlage eines tribologischen Modells für den Wälz(gleit)kontakt kann das Auftreten von zwei unterscheidbaren Arten der charakteristischen Druckeigenspannungsentwicklung erklärt und mit Hilfe einer Finite-Elemente-Simulation reproduziert werden. Die reibungsinduzierten tangentialen Zugspannungen erreichen ihr Maximum am Auslauf des Wälzkontakts. Ein Beispiel von großer technischer Bedeutung sind Frühausfälle von Windkraftgetriebelagern. In der Literatur wird durch umfassende Schadensanalysen nachgewiesen, dass auf der Laufbahn nahezu vertikale In addition to the intended service load, in many applications rolling bearings are affected by externally generated, frequently multi-dimensionally acting mechanical vibrations. The disturbed elasto-hydrodynamic lubrication conditions cause specific mixed friction Kurzfassung Abstract spröde Gewaltbruchanrisse von einer typischen Tiefe um 0,1 mm durch diese schwingungsbedingten Reibzugspannungen ausgelöst werden können. Ihre Berechnung erfolgt ebenfalls auf Basis des eingeführten Kontaktmodells. Da die ursächlichen Zugspannungen in tangentialer Richtung wirken, entstehen bevorzugt axial orientierte Anrisse. Die Analyse erklärt, warum große Wälzlager für diesen Schadensmechanismus besonders anfällig sind. Die Simulation des schwingungsbelasteten Wälzkontakts beruht auf dem tribologischen Modell mikroskopisch variierender Reibungskoeffizienten. Dabei stehen μ > und μ < für lokal erhöhte bzw. niedrige Werte, die intermittierend auf einzelnen Teilgebieten der Hertz’schen Kontaktfläche angenommen werden. Unter dem Einfluss von Schwingungen erreicht der große örtliche Reibungskoeffizient μ > kurzzeitig und lokal beschränkt eine Größe von 0,2 bis über 0,3. Das vereinfachte Finite-Elemente-Modell für die vorliegende Analyse umfasst innerhalb eines Wälzkontakts ein auf der Mantelfläche einer Zylinderrolle umlaufendes Band. Darauf werden dem hohen Reibungskoeffizienten μ > Werte zwischen 0,2 und 0,5 zugewiesen. Schlüsselwörter Wälzlager, Schwingungsbeanspruchung, Mikroreibmodell, Finite-Elemente-Simulation, Eigenspannungen, Windenergiegetriebe running conditions. Additional tangential forces by sliding friction raise the v. Mises equivalent stress and shift its maximum from the depth for pure radial load towards the surface. The analytical solution for the entire contact reveals a transition for an increasing friction coefficient T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 1 Einleitung Zusätzlich zur klassischen Wälzermüdung wird bei Wälzlagern durch extern erzeugte mehrdimensional wirkende mechanische Schwingungen eine oberflächennahe Beanspruchung erzeugt. Dies stellt eine häufige Ursache von gestörten elasto-hydrodynamischen Schmierungsbedingungen dar. Praktische Beispiele sind Wälzlager in Papier- und Webmaschinen, Kohle- und Metallmühlen, Kränen, Windenergieanlagen, Traktoren, Zügen oder Ventilatoren [1]. Die mechanische Bearbeitungsstruktur der betroffenen Laufbahnen ist durch Polierverschleiß geglättet. Materialanalysen mittels Röntgenbeugung (XRD) an im Feld gelaufenen oder auf Schwingungsprüfständen getesteten Lagern zeigen unter eindrückungsfreien Laufbahnen aufgebaute Druckeigenspannungen von charakteristischem Verlauf in der Randschicht [2‒4]. Offensichtlich erreicht die relevante Vergleichsspannung ihr Maximum in der Nähe oder direkt auf der Oberfläche. Die beobachteten Druckeigenspannungsverläufe treten auch bei Frühausfällen durch sogenannte weiß anätzende Risse auf, von denen insbesondere größere Rollenlager z. B. in Industriegetrieben betroffen sind [1, 4‒7]. 2 Typen der schwingungsinduzierten Eigenspannungsprofile Ein typisches Beispiel einer Röntgenbeugungsmessung an einem Kegelrollenlager (TRB) nach einem Versuch auf einem Schwingungsprüfstand ist in Bild 1 dargestellt. Die Testdauer betrug 1200 h. Druckeigenspannungen Aus Wissenschaft und Forschung μ: for μ < 0.25 and μ > 0.25, the maximum equivalent stress is located near and directly on the surface, respectively. Residual stress distributions measured on smoothed indentation-free vibrationally loaded raceways indicate near-edge (micro-) plastic deformation. The correlated friction coefficients would correspond to high μ values above 0.25. Based on a tribological model for the rolling (-sliding) contact, the occurrence of two distinguishable types of characteristic residual stress depth profiles can be explained and reproduced by means of a finite element simulation. The friction-induced tangential tensile stresses reach their maximum at the run-out of the rolling contact. For early failures of wind turbine gearbox bearings as the most important technical example, thorough investigations reported in the literature show that these normal stresses, caused by operational vibrations, initiate preferentially axial brittle spontaneous fractures of typically 0.1 mm depth on the raceway. Those are calculated from the applied contact model as well. As the causative tensile stresses act in the tangential direction, preferably axially oriented cracks are formed. The analysis explains why large bearings are particularly sensitive to this damage mechanism. The simulation of the vibration-loaded rolling contact is based on the tribological model of microscopically varying friction coefficients. Here, μ > and μ < respectively denote locally increased or low values that are generated intermittently in individual subareas of the contact area. Under the influence of vibrations, the large localized friction coefficient μ > ranges locally limited for short periods from 0.2 to more than 0.3. The simplified finite element model of the present analysis involves, within a rolling contact, a circumferential band along the lateral surface of a cylindrical roller. On it, the high friction coefficient μ > is assigned to values between of 0.2 and 0.5. Keywords Rolling bearings, Vibration loading, Micro friction model, Finite element simulation, Residual stresses, Wind turbine gearboxes Bild 1: Typ A-Verteilung von schwingungsinduzierter Eigenspannung und XRD-Halbwertsbreite unter der Laufbahn des Innenrings eines Kegelrollenlagers nach einem Rütteltest [2]; der Ausgangszustand nach der Fertigung ist eingezeichnet Bild 2: Typ B-Verteilung von schwingungsinduzierter Eigenspannung und XRD-Halbwertsbreite (relative Abnahme ist Maß der Werkstoffalterung, [1]) unter der Laufbahn des Innenrings eines Zylinderrollenlagers nach einem Getriebetest [1] T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 bis zu einer Tiefe z von etwa 40 µm haben sich unterhalb der Laufbahn des Innenringes (IR) gebildet. Die Eigenspannung σ E und die Halbwertsbreite HWB der aufgenommenen α-Fe (211)-Röntgenbeugungslinie (Cr Kα- Quelle) nehmen monoton zum Rand hin ab und erreichen ihr Minimum an der Oberfläche. Dieser bei Schwingungsbelastung häufig beobachte Verlauf wird als Typ A-Profil bezeichnet [2]. Ein weiteres typisches Beispiel für eine röntgenografische Tiefenverlaufsmessung an einem Zylinderrollenlager (CRB) nach einem Motorradgetriebetest mit 5,4∙10 7 IR-Umdrehungen ist in Bild 2 dargestellt. Ein ausgeprägtes Nebenmaximum der Druckeigenspannung mit entsprechender Abnahme der XRD-Linienbreite ist in einem Abstand von etwa 40 µm von der Oberfläche entstanden. Es liegt damit weit vor der Tiefe z 0v.Mises der maximalen v. Mises-Vergleichsspannung für rein radiale Hertz’sche Belastung. Eine derartige Tiefenverteilung nach Schwingungsbelastung wird als Typ B-Profil bezeichnet [2]. 3 Mikroreibungsmodell des schwingungsbelasteten Wälzkontakts Durch Schwingungseinfluss gestörte elasto-hydrodynamische Schmierungsbedingungen sind häufig eine Ursache für Mischreibung im Wälzkontakt. Die resultierenden Tangentialkräfte durch Gleitreibung erhöhen die Vergleichsspannungen nach v. Mises oder Tresca und verschieben ihr Maximum von der Tiefe z 0 für rein radiale Belastung hin zum Rand [5, 8]. Das Ergebnis der analytischen Rechnung für den gesamten Kontakt zeigt Bild 3. Als Näherung der v. Mises-Spannung ist die normalisierte Tresca-Vergleichsspannung σ Tresca / p 0 als Funktion der dimensionslosen Abstandsvariable z/ a dargestellt. Hierbei bedeuten p 0 die Hertz’sche Pressung, a die halbe Kontaktbreite bzw. allgemein die kleinere Halbachse der Kontaktellipse und z die Tiefe. Ein Übergang findet bei einem Reibwert von μ ≈ 0,25 statt: für μ < 0,25 wird die maximale Vergleichsspannung nahe an und für μ > 0,25 direkt auf der Oberfläche erreicht. Gemessene Eigenspannungsverteilungen von schwingungsbelasteten Laufbahnen weisen randnahe (mikro-) plastische Verformung an geglätteten eindrückungsfreien Oberflächen nach. Die korrelierten Reibungskoeffizienten würden gemäß der analytischen Rechnung hohe μ-Werte bis über 0,25 annehmen, was Fressen bedeutet. In betroffenen Wälzlagern kommt es allerdings fast nie zu Anschmierungen, weshalb diese einfache Vorstellung so nicht anwendbar ist. Mithilfe eines zur Beschreibung der Schwingungsbeanspruchung aus der Literatur bekannten tribologischen Modells [2], das im Ausschnitt von Bild 3 skizziert ist, kann das Auftreten von zwei unterscheidbaren Arten der charakteristischen Druckeigenspannungsentwicklung erklärt werden. Als Grundidee beinhaltet das Modell mikroskopisch variierende Reibungskoeffizienten. Hierzu wird die Fläche des Hertz’schen Kontakts in Zonen mit unterschiedlichen lokalen Reibungskoeffizienten μ > und μ < unterteilt. Dabei stehen μ > und μ < für lokal erhöhte bzw. niedrige Werte, die intermittierend auf einzelnen Teilgebieten der Berührungsfläche z. B. in Form von Bändern oder Flecken angenommen werden. Unter dem Einfluss von häufig dreidimensional wirkenden Schwingungen erreicht der örtliche Reibungskoeffizient μ > in kleinen Unterbereichen kurzzeitig eine Größe um 0,2 bis über 0,3. Schwingungsbedingte Scherbeanspruchung des Schmierstoffs (Thixotropieeffekt) unterstützt die Modellvorstellung, da dies infolge einer Viskositätsverminderung zu erhöhter Mischreibung im betroffenen Kontaktbereich führt. Das Modell gliedert die Fläche des Hertz’schen Kontakts in Zonen mit unterschiedlichen lokalen Reibungskoeffizienten μ > bzw. μ < . Diese Partitionierung verhindert Anschmierungen oder gar Fressen. Grund ist, dass die erhöhte Reibung nur zeitweise in auch ständig wechselnden Gebieten des Kontakts bei niedriger Gleitgeschwindigkeit auftreten kann. In den flächenmäßig überwiegenden Bereichen bleibt μ < viel kleiner als 0,1. Der makroskopische Reibungskoeffizient μ wird deshalb nie größer als 0,1, was Betriebsbedingungen von Wälzlagern unter beeinträchtigter Schmierung realistisch abbildet. Fressen tritt etwa ab μ > 0,15 auf. 4 Zugspannungsinduzierte Rissbildung Die reibungsinduzierten Zugspannungen erreichen ihr Maximum am Auslauf des Wälzkontakts. Hier verschwindet auch der hydrostatische Druck. In der Literatur wird z. B. bei Frühausfällen von Windgetriebelagern durch Schadensanalyse und Fraktografie nachgewiesen, dass diese schwingungsbedingten tangentialen Reibzugspannungen spröde Gewaltbruchanrisse bis zu einer Tiefe von etwa 200 µm in bevorzugt axialer Richtung auf der Laufbahn auslösen können [2‒4]. Eigenspannungsmessungen weisen als Ursache Schwingungsbeanspruchung in den betroffenen Lagern nach [4‒7]. 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Normierte Tiefenverteilung der Tresca-Vergleichsspannung unter einem Wälz-Gleitkontakt mit Reibungskoeffizienten µ und schematische Darstellung des tribologischen Modells von schwingungsbelasteten Wälzlagern im Ausschnitt [2, 8] T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Zwischen den reibenden Flanken der Risse erfährt der im Betrieb eindringende Schmierstoff starke chemische Alterung. Die ausgeprägte Verzweigungstendenz zeigt, dass das Wachstum der spaltbruchähnlichen Anrisse durch Schwingungsrisskorrosion getrieben wird. Der dabei an die benachbarte Stahlmatrix abgegebene Wasserstoff ruft lokal beschleunigte Wälzermüdung hervor [1, 9]. So kommt es zur Dekoration der Rissumgebung mit weiß anätzendem Gefüge [1, 4, 6, 7]. Die den Anriss auslösenden tangentialen Zugspannungen können durch die Anwendung des oben eingeführten Kontaktmodells berechnet werden. In Bild 4 ist die normierte Tiefenverteilung der tangentialen Zugspannung dargestellt [10], die im Auslauf des Wälz-Gleitkontakts bei y = −a ihr Maximum erreicht. Der Maximalwert an der Oberfläche beträgt σ yyy =‒a (z = 0) = 2 µp 0 . Mit y wird die Rollrichtung bezeichnet. Der steile Spannungsgradient bringt den spröden Gewaltbruchanriss wieder zum Stillstand. Die Wirktiefe der Reibzugspannung ist von der Kontaktbreite 2 a und damit der Lagergeometrie abhängig. Wie aus Bild 5 zu erkennen ist, vergrößert sich die betroffene Einflusszone mit dem Rollkörperdurchmesser d. Daher sind große Wälzlager für diesen Schadensmechanismus besonders anfällig. In Bild 5 ist außerdem die für das Versagenskriterium der Normalspannungshypothese anzuwendende Gewaltbruchfestigkeit angedeutet. Sie wird wegen der nahezu verformungslosen, spaltbruchartigen vertikalen Werkstofftrennung im Anriss ungefähr zu 1000 MPa abgeschätzt. (R e ≈ 800 MPa, R p0,2 ≈ 1500 MPa). 5 Finite-Elemente-Modell Für die vorliegende Analyse wird der schwingungsbeanspruchte Wälz-Gleitkontakt eines Zylinderrollenlagers mithilfe eines Finite-Elemente-Modells abgebildet. Es beinhaltet ein auf der Mantelfläche einer Rolle umlaufendes Band mit hohem Reibungskoeffizienten von 0,2 bis 0,5 innerhalb des Wälzkontakts. Auf diese Weise wird eine Variante des tribologischen Modells aus Bild 3 (Ausschnittsbild) angewendet. 5.1 Eigenschaften der Laufbahn Ein Finite-Elemente-Netz beschreibt die verformbare Innenringlaufbahn, die den kontraformen und damit höher belasteten Kontaktpartner innerhalb des Zylinderrollenlagers bildet. Zur Vereinfachung des Modells und damit des Rechenaufwands ist die Innenringlaufbahn eben ausgeführt. Sie hat eine Länge von 9,5 mm. Die Dicke von 1,2 mm entspricht etwa der 10-fachen Tiefe, bis zu der die betrachteten schwingungsinduzierten oberflächennahen Eigenspannungsprofile auftreten. Die Laufbahn ist aus zwei unterschiedlich vernetzten Lagen mit einer Dicke von jeweils 6 mm aufgebaut. Im Bereich, in dem die Auswertung durchgeführt wird, ist die Netzdichte am größten. Für die obere Lage nimmt dort die Elementgröße in vertikaler Richtung (z-Achse) von 3 µm an der Oberfläche bis 60 µm in der Tiefe von 6 mm zu. Dies erlaubt eine Auswertung der Eigenspannungsverteilungen, die typischerweise weniger als 120 µm in der Tiefe ausgedehnt sind, mit einer ausreichenden Auflösung. Die untere Lage besitzt in vertikaler Richtung eine Elementgröße von 75 µm. Damit wird ein ausreichendes Elastizitätsverhalten auch in der Tiefe erreicht. In Rollrichtung (y-Achse) beträgt die Elementgröße für beide Lagen im ausgewerteten Gebiet 5 µm und im restlichen Bereich 40 µm. Die Elementgröße quer zur Rollrichtung (x-Achse) misst in der Zone der Auswertung 15 µm und wird im angrenzenden Bereich stufenweise über 60, 95 und 100 µm angehoben. Daraus resultiert eine Gesamtanzahl von 295.191 Quaderelementen des linearen Typs C3D8R mit jeweils 8 Knoten. Diese werden für Kontaktsimulationen in ABAQUS ausdrücklich empfohlen. Gitterdefekte bleiben unberücksichtigt. Im hier vorgestellten ersten Teil der Simulationen werden herstellungsbedingte Eigenspannungen aus Wärmebehandlung und Kaltbearbeitung noch nicht einbezogen. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Normierte Tiefenverteilung der tangentialen Zugspannungen im Kontaktauslauf mit dem Reibungskoeffizienten μ als Parameter Bild 5: Tiefenverlauf der Reibzugspannung bei einer Last p 0 = 2500 MPa für durch die halbe Kontaktbreite a gekennzeichnete Lagergrößen (typisch für Industriegetriebe) T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 5.2 Eigenschaften des Wälzkörpers Die Zylinderrolle wird als nicht verformbarer Körper mit analytischer Oberfläche modelliert. Dadurch ist die Rolle ideal zylindrisch und die Oberfläche frei von Facetten. Sie besteht daher nicht aus finiten Elementen, wodurch deren Gesamtzahl begrenzt und die Rechenzeit signifikant reduziert wird. Für die beabsichtigten Simulationen ist das elastisch-plastische Verhalten des Wälzkörpers ohne Bedeutung. Dies wird durch den effektiven E-Modul berücksichtigt. Die Zylinderrolle mit einem Radius von 11 mm besteht aus drei Segmenten. Das mittlere umlaufende Band hat eine Breite von 240 µm und wird verwendet, um örtlich erhöhte Reibungskoeffizienten µ > von 0,2 bis 0,5 im Kontakt anzuwenden. Die beiden angrenzenden äußeren Segmente besitzen jeweils eine Breite von 1250 µm und stellen die Bereiche mit kleinem lokalen Reibungskoeffizienten µ < dar, dem in der Simulation ein Wert von 0,02 zugewiesen wird. Die gewählte Verteilung der Reibungskoeffizienten auf die Rollensegmente berücksichtigt die Forderung, dass der makroskopische Reibungskoeffizient µ für das gesamte Kontaktgebiet typischerweise kleiner als 0,1 sein soll. 6 Simulation Die Rolle ist frei um ihre Achse drehbar, während ihr Mittelpunkt in Rollrichtung (y-Achse) bewegt wird. Mit dem geringeren Reibungskoeffizienten μ < von 0,02 für die äußeren Rollensegmente tritt ein gewisser Anteil an Gleiten auf. Bild 6 zeigt das FEM-Modell in der verwendeten Version. Die Rolle legt einmal einen Weg von 8,11 mm zurück, so dass die Berührungslinie beim Stillstand wieder auf einer Linie von Elementknoten liegt. Das entspricht etwa dem 25-fachen Wert der halben Kontaktbreite, die sich bei der höchsten aufgebrachten Hertz’schen Pressung ergibt. Der Rollweg ist ausreichend gewählt, so dass stationäre Rollbedingungen erreicht sind, wenn die Rolle den Auswertebereich fast am Ende der Laufbahn erreicht. Der Kontaktdruck wirkt in Richtung der z-Achse. Die Ränder am Anfang und Ende der Laufbahn sind in der Rollrichtung eingespannt. Die Bodenfläche ist in vertikaler Richtung (Tiefenvariable z) sowie quer zur Rollrichtung fest. Das zeitliche Inkrement beim Rollen ist so festgelegt, dass eine Berechnung des sich einstellenden Bewegungszustands in Schritten von 8,11 µm in Rollrichtung erfolgt. Damit konvergiert die Simulation unter Verwendung von zwölf Prozessoren nach einer Rechenzeit von vier bis acht Tagen, abhängig von der Größe des eingestellten Reibungskoeffizienten. Für die betrachteten Mischreibungszustände mit hohen Reibungskoeffizienten µ von 0,2 bis 0,5 ist die Schmierfilmhöhe sehr klein, so dass der hydrodynamische Anteil der Reibung im Kontakt als vernachlässigbar angenommen wird. Der Kontakt wird daher als trocken behandelt und das Coulombsche Reibungsgesetz zu Grunde gelegt. Unter Ausnutzung der Symmetrie des Problems kann der hälftige Ausschnitt aus Wälzkörper und Laufbahn verwendet und somit bei gleicher Elementanzahl die Netzdichte erhöht werden. Die Modellierung, Simulation und Auswertung erfolgt mit der Software ABAQUS. 7 Parameter der Simulation Für die als isotrop angenommenen Materialeigenschaften der Innenringlaufbahn wird martensitischer Wälzlagerstahl 100Cr6 bzw. AISI 52100 der Härte 62 HRC zugrunde gelegt [11]. Der Elastizitätsmodul beträgt 201 GPa, wobei der effektive Wert wegen des starren Wälzkörpers zu 402 GPa resultiert. Die Querkontraktionszahl nimmt einen Wert von 0,277 an. Fließbeginn mit einer Dehnung von 0 ist bei einer Spannung von 1600 MPa erreicht. Bei einer plastischen Dehnung von 1,73 ∙10 -3 beträgt die Fließspannung 1867 MPa. Die Simulation erfordert außerdem die Angabe eines Verfestigungsgesetzes, wobei hier kinematische Verfestigung festgelegt wird. Für die folgenden Ergebnisse werden die Hertz’schen Pressungen auf 2400, 2854 und 3200 MPa und zum Teil auf 3000 MPa festgelegt. 8 Simulationsergebnisse Die Analyse erfolgt für einen vertikalen Pfad, beginnend von der Oberseite der Laufbahn in die Tiefe. Die Elementknoten repräsentieren die Punkte des Auswerte- 11 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: FEM-Modell mit Wälzkörper und Innenringlaufbahn Umlaufendes Band zur Simulation geringer Reibungskoeffizienten Umlaufendes Band zur Simulation hoher Reibungskoeffizienten Feine Vernetzung im Bereich der Auswertung T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 pfads. Damit ergibt sich die Tiefenkoordinate z als Abstand von der Oberfläche der Laufbahn. Als entsprechende Ordinate wird das zum jeweiligen Knoten gehörende Simulationsergebnis zugewiesen. Für die hier gezeigten Resultate liegt der Auswertepfad direkt unter dem Zentrum der Kontaktfläche bzw. versetzt davon am Rand oder in Randnähe des Reibbandes und verläuft senkrecht zur Kontaktfläche. Die folgenden Diagramme zeigen die resultierenden v. Mises- Eigenspannungen nach Überrollung durch den Wälzkörper. 8.1 Reibungskoeffizient µ > = 0,5 Bild 7 zeigt die erzeugten v. Mises-Eigenspannungsverläufe für einen Reibungskoeffizienten von 0,5. In allen drei angegebenen Lastfällen steigt die Eigenspannung zum Rand hin an, wobei der Maximalwert und die Reichweite in die Tiefe mit steigender Last zunehmen. Die gezeigten Beispiele entsprechen gut dem aus der Anwendung bekannten Typ A-Verlauf, weisen jedoch beim Typ B noch ein gering ausgeprägtes Nebenmaximum auf. In der Praxis trifft man ebenfalls auf kombinierte Profilformen [4]. 8.2 Reibungskoeffizient µ > = 0,24 In Bild 8 sind die erzeugten v. Mises-Eigenspannungsverläufe für einen Reibungskoeffizienten von 0,24 dargestellt. In den Lastfällen von 3200 und 2854 MPa entsteht hier ein noch schwach ausgeprägtes Nebenmaximum entsprechend dem Typ B-Verlauf. Für die Pressung von 2400 MPa wird keine Eigenspannung erzeugt, da offensichtlich die eingestellte Fließspannung nicht überschritten ist. Bild 9 zeigt im Detail den Übergangsbereich vom Typ Bzum Typ A-Eigenspannungsverlauf um einen Reibungskoeffizienten µ > von 0,25. Die Hertz’sche Pressung beträgt 3000 MPa. Für Reibungskoeffizienten von µ > = 0,24, µ > = 0,25 und µ > = 0,26 entsteht ein randnahes Nebenmaximum in einer Tiefe von ca. 45 µm mit geringfügig steigendem Niveau entsprechend dem Typ B-Eigenspannungsmuster. Für Reibungskoeffizienten µ > von 0,28 und 0,3 verschwindet das Nebenmaximum erwartungsgemäß. Weiterhin steigt für µ > = 0,3 die Eigenspannung monoton zum Rand hin an, gemäß einer beginnenden Entstehung des Typ A-Eigenspannungsverlaufes bei schwingungsbelastetem Wälzkontakt. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 7: Tiefenverteilung der v. Mises-Eigenspannung nach dem Überrollen mit Hertz’schen Pressungen p 0 von 2400, 2854 und 3200 MPa bei einem Reibungskoeffizienten µ > von 0,5; Auswertung unter dem Zentrum Bild 9: Tiefenverteilung der v. Mises-Eigenspannung nach dem Überrollen mit einer Hertz’schen Pressung von p 0 = 3000 MPa und Reibungskoeffizienten µ > von 0,2, 0,24, 0,25, 0,26, 0,28 und 0,3; Auswertung unter dem Zentrum (Basis ist hier die erste Version des FEM-Modells) Bild 8: Tiefenverteilung der v. Mises-Eigenspannung nach dem Überrollen mit Hertz’schen Pressungen p 0 von 2400, 2854 und 3200 MPa bei einem Reibungskoeffizienten µ > von 0,24; Auswertung unter dem Zentrum T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 In Bild 10 sind die erzeugten v. Mises- Eigenspannungsverläufe für einen Reibungskoeffizienten µ > von 0,24 bei einer Hertz’schen Pressung von 3000 MPa für verschiedene Auswertepfade unter dem Reibband dargestellt. Das am geringsten ausgeprägte Nebenmaximum, entsprechend dem erwarteten Typ B-Eigenspannungsprofil, ist direkt unter der Mitte des Reibbands entstanden. Wesentlich stärker ausgebildet ist aber das Nebenmaximum unter dem Rand des Reibbands. Auch in 20 µm Abstand zum Rand ergibt sich noch ein nahezu gleich ausgeprägter Eigenspannungsverlauf. Für diesen Randeffekt ist vermutlich der Sprung des Reibungskoeffizienten von 0,24 auf 0,02 ursächlich. Auch die v. Mises-Vergleichsspannung wird unter dem Randbereich des Reibbandes beim Überrollen des Wälzkörpers maximal. 8.3 Reibungskoeffizient µ > = 0,2 Bild 11 zeigt die erzeugten v. Mises-Eigenspannungsverläufe für einen Reibungskoeffizienten von 0,2. Im Lastfall von 3200 MPa ist ein Nebenmaximum entsprechend einer beginnenden Entstehung des Typ B-Eigenspannungsprofils entstanden. Für die Pressung von 2854 MPa dominiert lediglich das Maximum in der Tiefe, während für 2400 MPa keine Eigenspannung erzeugt wird, da offensichtlich die eingestellte Fließspannung nicht überschritten ist. 8.4 Reibzugspannung am Kontaktauslauf In Bild 12 sind die Tiefenverteilungen der Reibzugspannung am Kontaktauslauf für einen Reibungskoeffizienten von 0,5 und einer Hertz’schen Pressung von 3000 MPa als Ergebnis aus der Simulation sowie als Verlauf gemäß der analytischen Rechnung dargestellt. Die Übereinstimmung der beiden Verläufe wird auch zur Beurteilung der Güte des FEM-Modells herangezogen. Die Graphen entsprechen, mit geänderten Parametern bezüglich Reibungskoeffizient und Hertz’scher Pressung, den Kurven aus Bild 5 mit dem Rollkörperdurchmesser d = 22 mm. Das angedeutete Versagenskriterium beschreibt die Bildung des spröden Gewaltbruchanrisses. Dessen weiteres Wachstum bestimmt sich aus der Bruchmechanik, wobei zusätzliche Effekte wie z. B. betriebsbedingte Randschichtversprödung oder hohe Dehnungsgeschwindigkeit zu beachten sind. Die axial orientierten linsenförmigen Anrisse errei- 13 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 10: Tiefenverteilung der v. Mises-Eigenspannung nach dem Überrollen mit einer Hertz’schen Pressung von p 0 = 3000 MPa und einem Reibungskoeffizienten µ > von 0,24 für verschiedene Auswertepfade Bild 11: Tiefenverteilung der v. Mises-Eigenspannung nach dem Überrollen mit Hertz’schen Pressungen p 0 von 2400, 2854 und 3200 MPa bei einem Reibungskoeffizienten µ > von 0,2; Auswertung unter dem Zentrum Bild 12: Tiefenverteilung der tangentialen Reibzugspannungen am Auslauf des Wälzkontakts (y = ‒a) beim Überrollen mit einer Hertz’schen Pressung von p 0 = 3000 MPa und einem Reibungskoeffizienten µ > von 0,5 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 chen letztlich typische Tiefen von unter 100 bis gut 200 µm. Die anschließende Rissausbreitung folgt dann dem Mechanismus der Schwingungsrisskorrosion, indem durch den eindringenden, stark alternden Schmierstoff chemisch unterstützte Ermüdung eintritt. 9 Zusammenfassung und Ausblick Ein Ziel dieser Arbeit ist es, zu prüfen, ob die in der Praxis bei Schwingungsbelastung des Wälzlagerkontakts beobachteten Druckeigenspannungsverläufe vom Typ A und B (monoton zur Oberfläche ansteigend bzw. mit Nebenmaximum) unter Anwendung eines durch Beanspruchungsanalysen begründeten tribologischen Modells mit Hilfe einer Finite-Elemente-Simulation reproduziert werden können. Für alle in den Rechnungen angewandten Hertz’schen Pressungen werden Eigenspannungen in der Randschicht der Lauffläche erzeugt, deren Ausprägung vom Reibungskoeffizienten abhängt. Von besonderer Bedeutung ist die Entstehung eines stark ausgeprägten Typ B-Eigenspannungsprofils unter dem Rand eines Reibbandes, dessen Maximalwert den unter der Bandmitte entstehenden Verlauf deutlich übertrifft. Der Übergang vom Typ Bzum Typ A-Eigenspannungsprofil bei einem, dem Reibband zugewiesenen, erhöhten lokalen Reibungskoeffizienten von 0,25 kann bestätigt werden. Von weiterem Interesse bezüglich des Typ B-Eigenspannungsverlaufs ist es, im FEM-Modell die Bereiche mit stärkerer Reibung nur stellenweise in Form von Flecken wirken zu lassen, um den möglichen Effekt auf die Höhe des Maximums zu analysieren. Der Einfluss von herstellungsbedingten Eigenspannungen durch z. B. Wärmebehandlung und Hartbearbeitung wird ebenfalls Gegenstand zusätzlicher Untersuchungen sein. Diese Erweiterung der Simulationen erleichtert die Vergleichbarkeit mit Ergebnissen aus Beanspruchungs- und Schadensanalysen. Literaturangaben [1] J. Gegner, Tribological Aspects of Rolling Bearing Failures, in: C.-H. Kuo (Hrsg.), Tribology - Lubricants and Lubrication, Kap. 2, InTech, Rijeka, Kroatien, 2011, S. 33- 94. [2] J. Gegner, W. Nierlich, Operational Residual Stress Formation in Vibration-Loaded Rolling Contact, Adv. X-ray Anal. 52 (2008) 722-731. [3] W. Nierlich, J. Gegner, Material Response Bearing Testing under Vibration Loading, in: J.M. Beswick (Hrsg.), Advances in Rolling Contact Fatigue Strength Testing and Related Substitute Technologies, STP 1548, ASTM International, West Conshohocken, Pennsylvania, USA, 2012, paper ID: STP104653T. [4] J. Gegner, W. Nierlich, A. Konrad, Beanspruchung von Wälzlagern durch Schwingungen - Eigenspannungsantwort, Schädigungsmechanismen, Kontaktmodellierung und Einfluss der Werkstoffpaarung, VDI-Berichte 2202, VDI Wissensforum, Düsseldorf, 2013, S. 61-78 [5] W. Nierlich, J. Gegner, Material Response Models for Sub-Surface and Surface Rolling Contact Fatigue, in: Proc. 4th Int. Conf. on Mathematical Modeling and Computer Simulation of Materials Technologies MMT-2006, College of Judea and Samaria, Ariel, Israel, 2006, Bd. 1, Kap. 1, S. 182-192 [6] W. Nierlich, J. Gegner, Einführung der Normalspannungshypothese für Mischreibung im Wälz-Gleitkontakt, VDI- Berichte 2147, VDI Wissensforum, Düsseldorf, 2011, S. 277-290 [7] J. Gegner, W. Nierlich, Service Loading of Wind Turbine Gearbox Rolling Bearings based on X-ray Diffraction Residual Stress Measurements, Mater. Sc. Forum 768-769 (2014) 723-732 [8] E. Broszeit, J.F. Heß, K.H. Kloos, Werkstoffanstrengung bei oszillierender Gleitbewegung, Z. Werkstofftech. 8 (1977) 425-432 [9] J. Gegner, W. Nierlich, Hydrogen accelerated classical rolling contact fatigue and evaluation of the residual stress response, Mater. Sci. Forum 681 (2011) 249-254 [10] F. Karas: Die äußere Reibung beim Walzendruck. Forschung auf dem Gebiet des Ingenieurwesens 12 (1941) 6, 266-274 [11] Y.B. Guo, C.R. Liu, Mechanical Properties of Hardened AISI 52100 Steel in Hard Machining Processes, ASME J. Manuf. Sci. Eng. 124 (2002) 1-9 Aus Wissenschaft und Forschung Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Falls Sie eine Veröffentlichung wünschen, bitten wir Sie, uns die Daten auf einer CD, zur Sicherheit aber auch als Ausdruck, zur Verfügung zu stellen. Schön ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 72). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 1 Einleitung Für die Entwicklung von Dichtungsgeometrien und Materialien ist die Bestimmung tribologischer Eigenschaften wie dem Reibungskoeffizienten (µ), sowie der Verschleißrate mit Hilfe von Modelltests von größter Bedeutung. Die dabei generierten Daten ermöglichen eine geeignete Materialauswahl für die entsprechenden praxisrelevanten Anwendungen [1,2]. Im Bereich tribologischer Modellversuche werden unterschiedliche Prüfkonfigurationen (z. B. Ring- Scheibe und Stift- Block) genutzt, um unterschiedliche Kontaktbedingungen abzubilden und daraus abgeleitet geeignete Materialien für die jeweilige Beanspruchungssituation 15 Aus Wissenschaft und Forschung * Dr. Andreas Hausberger Polymer Competence Center Leoben GmbH (PCCL) 8700 Leoben, Österreich Dr. Herbert Krampl, Prof. Dr. Florian Grün, Dr. István Gódor Lehrstuhl für Allgemeinen Maschinenbau Montanuniversität Leoben, 8700 Leoben, Österreich Prof. Dr. Gerald Pinter Lehrstuhl für Werkstoffkunde und Prüfung der Kunststoffe Montanuniversität Leoben, 8700 Leoben, Österreich Dr. Thomas Schwarz SKF Sealing Solutions Austria GmbH, 8750 Judenburg Österreich Tribologische Kontaktsimulation elastomerer Dichtungswerkstoffe A. Hausberger, H. Krampl, F. Grün, I. Gódor, G. Pinter, T. Schwarz* Eingereicht: 29. 12. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 17. 2. 2016 Der vorliegende Artikel thematisiert die Simulation des Kontakt- und Reibungsverhaltens von thermoplastischen Polyurethanen in Kombination mit einem Stahlgegenkörper. Weiters werden in diesem Zusammenhang zwei kommerzielle Finite Elemente Methoden (FEM) bzw. die zugehörigen Softwarepakete (Abaqus und Comsol) verwendet und gegenübergestellt, um die allfällige bestehende Varianz im simulierten Komponentenverhalten aufgrund unterschiedlicher Simulationsumgebungen aufzuzeigen. Experimentell ermittelte Materialdaten wurden im Zuge der Untersuchungen mit Hilfe eines hyperelastischen Materialmodells implementiert. Basierend auf Simulationen der lokalen Spannungs- und Dehnungsverteilungen in den Werkstoffen, wurde eine gekoppelte Kolbenstangendichtungssimulation aufgebaut. Das Modell erlaubt die Berechnung des Schmierfilmdrucks im Bereich der Dichtlippe und der Stange, wie auch der minimal erforderlichen Schmierfilmdicke. Das Schubspannungs- und Deformationsverhalten beider Simulationsprogramme hängt stark von den gewählten Kontakt- und Reibungseinstellungen ab, welche in den jeweiligen Programmen auf spezifische Weise implementiert sind. Die Ergebnisse aus den Berechnungen zeigen Unterschiede in den modellierten Kontaktsituationen aufgrund der unterschiedlichen Kontakt- und Reibungsdefinitionen in den beiden verwendeten FEM Software Paketen. Schlüsselwörter Hyperelastische Materialmodelle, Dichtungen, TPU, Kontaktsimulation The present article approaches the simulation of contactand friction behaviour of thermoplastic polyurethanes in steel contact. Furthermore, a comparison of two widely established finite element method (FEM) software packages (Abaqus and Comsol) has been made agitated to examine the variety of behaviour of the simulated components in different simulation-environments. Experimental material properties were implemented using a hyperelastic material model. Based on the results of forgoing simulations regarding the local stress and strain distributions a coupled reciprocal sealing shaft contact simulation was established. The model allows the calculation of the lubricant pressure in the gap between shaft and seal, respectively the minimal film thickness. The shear stress and deformation behaviour from both FEM software packages significantly depend on the contact and friction parameters which are differently implemented in the individual tools. The results of the test calculations approve that there is a difference between modelled contact problems due to the different implementation of contact and friction in these two FEM software packages. Keywords Hyperelastic material models, seals, TPU, contact simulation Kurzfassung Abstract T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 auswählen zu können. Die lokalen Beanspruchungen spielen hierbei eine entscheidende Rolle für eine Übertragbarkeit auf das Bauteil [3]. Die Aspekte der lokalen Beanspruchung im Dichtungskontakt spielen für trockene und geschmierte Kontakte sowie im Speziellen für die Verformung bei elastohydrodynamischer Schmierung (EHD) eine entscheidende Rolle [4]. Eine experimentelle Bestimmung dieser Daten ist jedoch, wenn überhaupt möglich, verhältnismäßig aufwendig und kostenintensiv [5]. Darauf bezugnehmend ist eine Ermittlung der lokalen Spannungen und Dehnungen über eine Finite Elemente Methode (FEM) ein geeigneter Ansatz um bisher bestehende Einschränkungen der Prüfmethode zu umgehen. In der vorgestellten Arbeit wurden Versuche am generischen Modell Stift- Block durchgeführt, um das Reibungs- und Verschleißverhalten von elastomeren Dichtungsmaterialien wie thermoplastischen Polyurethanen (TPU) zu ermitteln. Aus bestehenden tribologischen Experimenten wurden Reibungskoeffizienten und aus Zugversuchen hyperelastische Materialdaten ermittelt. Diese Daten wurden verwendet um ein Stift-Block Modell in Abaqus und Comsol aufzubauen. Die Charakterisierung der in dieser Arbeit betrachteten Materialklasse hinsichtlich Festkörper- und Oberflächeneigenschaften wurde in einer vorangegangenen Untersuchung durchgeführt und dient hier als Datenbasis [6]. Eine Implementierung der experimentell gewonnenen Erkenntnisse in ein FE-Modell lässt eine Anwendung des charakterisierten Materialverhaltens auch für zukünftige Produktänderungen zu und erlaubt somit die Verringerung des Umfangs von Laboruntersuchungen bei gleichbleibender Vorhersagegüte. Hierzu wurden zwei FE-Software Pakete (Abaqus und Comsol) verwendet. Wobei Abaqus in der Dichtungsindustrie bekannt ist, während Comsol im wissenschaftlichen Umfeld Verwendung findet. Ein Ziel dieser Studie war es vor Allem, die eingesetzten Simulationsprogramme zu vergleichen, sowie in Comsol die Verformung und rheologische Aspekte in der Kontaktzone für den geschmierten Betriebszustand abzuschätzen. 2 Materialien Für die vorliegende Studie wurde ein ungefüllter TPU- Werkstoff untersucht. Diese Werkstoffklasse zeichnet sich durch ihre elastomeren Eigenschaften sowie die Verarbeitbarkeit mit Hilfe von Spritzgusstechnologien aus, was sich als vorteilhaft für Dichtungsanwendungen erwiesen hat [7,8]. Außerdem besitzt diese Werkstoffklasse eine den im Einsatz auftretenden Beanspruchungen gerecht werdende Morphologie, welche aus Hart- und Weichsegmenten besteht. Für eine ausführliche Behandlung der weiteren Werkstoffeigenschaften, siehe [9]. 3 Methodik Zugversuche Die charakteristischen mechanischen Eigenschaften des TPU-Materials wurden mit der uniaxialen Zugprüfmaschine Z010 (Zwick GmbH, Co. KG, Ulm, Deutschland) experimentell ermittelt. Die Prüfparameter mit einer Prüfgeschwindigkeit von 100 mm/ min, einer Vorlast von 0,1 MPa, einer Messlänge von 25 mm sowie einer Raumtemperatur von 23 °C und einer relativen Luftfeuchtigkeit von 50 % wurden in Anlehnung an DIN ISO 527-2 festgelegt [10]. Je fünf Versuche wurden durchgeführt um die Eingangsdaten für die Implementierung eines Materialmodells in die FEM Software statistisch abzusichern. An dieser Stelle sei erwähnt, dass für die Bestimmung der Materialdaten auch andere Prüfgeschwindigkeiten gewählt werden können, in dieser Arbeit jedoch Normkonform geprüft wurde. Weiters wurde auf semizyklische Zugversuche verzichtet, da für den verwendeten Ansatz bereits der erste Zyklus ausreichende Daten lieferte. Tribologische Untersuchungen Die tribologischen Eigenschaften des TPU-Materials wurden mit einem Lineartribometer TE77 (Phoenix Tribology, Hempshire, England) unter Verwendung einer Stift-Block-Prüfkonfiguration untersucht. Die Gegenkörper wurden aus Stahl (1.1730) gefertigt und der Prüfkörper mit einem Durchmesser von 6 mm sowie einer Länge von 10 mm wurde aus spritzgegossenen Halbzeugen im Drehprozess hergestellt. Die eingesetzte Versuchskonfiguration ist in Bild 1 erläutert. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Prüfkonfiguration am Lineartribometer TE77 Die Versuche wurden mit einer Belastung von 50 N, einer Amplitude von 25 mm, bei 23 °C, einer Prüffrequenz von 4 Hz (200 mm/ s) bzw. 6 Hz (300 mm/ s) und einer Prüfdauer von 4 h vorgenommen. Die Erfassung des Reibungskoeffizienten erfolgte über einen Reibungskraftsensor, dessen Einbausituation ebenfalls in Bild 1 veranschaulicht ist. Simulation Für den Simulationsteil wurden zwei unterschiedliche FEM-Softwarepakete verwendet. Die Generierung der Materialmodelle erfolgte zunächst in Abaqus und wurde in einem zweiten Schritt auf das Softwarepaket Comsol T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 übertragen. Der Aufbau der trockenen Simulationen erfolgte seperat in beiden Softwarepaketen. Die Simulation von gleichzeitig ablaufenden physikalischen Prozessen (Schmierfilmbildung) konnte nur in Comsol, unter Verwendung einer starken Kopplungsmethode, realisiert werden. Aufgrund der Verwendung der „Newton Iteration“ zur Lösung der diskretisierten Gleichungen mussten geeignete Anfangslösungen verwendet werden, um das Konvergenzverhalten der simulierten Parameter zu verbessern. Nach Festlegung der Anfangsbedingungen aus einer Vorsimulation wurde der Kopplungsprozess gestartet, entweder im „segregierten“ bzw. „voll gekoppelten“ Modus. In Bild 2 ist zur Erläuterung ein Schema des Kopplungsprozesses inklusive der Strukturanalyse sowie der Berechnung des Schmierfilms mithilfe der Reynoldsgleichung dargestellt. In Bezug auf die Formulierung der Kontaktbedingungen, bieten sowohl Abaqus als auch Comsol das „exponential decay friction model“ als Lösungsmodell an. In diesem wird ein statischer als auch ein dynamischer Reibungskoeffizient definiert. Der Verlauf des Reibungskoeffizienten folgt einer abnehmenden Exponentialfunktion, wobei der Abfall zunächst durch einen empirischen Koeffizienten aus Laboruntersuchungen bestimmt wird. Gleichung 1 beschreibt das in Abaqus hinterlegte Reibungsmodell. Glg. 1 Der Reibungskoeffizient wird beschrieben durch einen kinetischen Reibungskoeffizienten μ k , dem statischen Reibungskoeffizienten μ s , dem Exponentialkoeffizient d c und der Gleitrate γ eq . Die Formulierung dieses Reibungsmodells in Comsol ist analog dazu in Gleichung 2 beschrieben. Glg. 2 Der statische und kinetische Reibungskoeffizient werden in gleicher Weise beschrieben wie in Gleichung 1, allein die Nomenklatur zwischen dynamisch (d) und kinetisch (k) unterscheidet sich in den beiden verglichenen Programmen. Der Exponentialkoeffizient wird mit Alpha (α) bezeichnet, darüber hinaus verwendet Comsol eine Gleitgeschwindigkeit im Gegensatz zu einer Gleitrate bei Abaqus. An diesem Punkt scheint der erste wesentliche Unterschied zwischen den beiden eingesetzten Softwarepakten auf: Comsol definiert einen „contact normal penalty factor“ sowie einen „contact tangential factor“ (vgl. Glg. 8), Abaqus hingegen definiert harte und weiche Kontakte welche über ein normales und tangentiales Verhalten in den Interaktionseigenschaften definiert sind [11,12]. Generierung von Materialmodellen Für die mathematische Beschreibung des hyperelastischen Materialverhaltens von TPUs sind in der Literatur zahlreiche Modelle verfügbar [13-15]. Die häufig angewandten Materialmodelle für kleine Deformationen sind das Mooney-Rivlin sowie das Ogden Modell für inkompressible elastomere Materialien. Beide beruhen auf der während der Beanspruchung auftretenden Dehnungsenergie. Basierend auf den Herleitungen von Mooney, respektive Rivlin, kann ein allgemeines polynominales Elastizitätspotenial gemäß Gleichung 3 beschrieben werden [16]. Glg. 3 Die dargestellt Formulierung der Dehnungsenergie wurde in gleicher Weise in beide Simulationsprogramme implementiert [11,12]. I 1 und I 2 sind die Invarianten des linken Cauchy-Green Tensors und J ist der Volumenanteil. Die Materialeigenschaften sind durch C ij (Schermodul) und K i (Kompressionsmodul) für kleine Deformationen definiert als: Glg. 4 Abaqus definiert zudem den Kompressionsmodul zu Beginn der Berechnung mit: Glg. 5 Comsol setzt in diesem Fall K 0 den Kompressionsmodul gleich, im Gegensatz zu Abaqus, welches D 1 für die entsprechende Anpassung der Spannungs-Dehnungskurve nutzt. Für beide Programme werden sieben Parameter bestimmt, welche weiters für Abaqus (Glg. 6) und für Comsol (Glg. 7) folgendermaßen beschrieben werden: Glg. 6 Glg. 7 Die gesamte Anpassung der Messdaten aus den Zugversuchen an das mathematische Modell wurde in Abaqus durchgeführt. Die Koeffizienten D 1 , D 2 , C 01 , C 10 , C 11 , C 20 , und C 02 sind die Ausgangsgrößen von Abaqus und wurden auf Comsol übertragen, wobei exakt auf die Unterschiede der Definitionen der Kompressionsmoduli geachtet werden musste. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Schema des Kopplungsprozesses für die Schmierfilmsimulation d G u G u G G G G G d G T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Finite Elemente Modelle - Stift-Block Modell Das mathematische Modell eines Stift-Block Kontaktes wurde verwendet um die numerischen Ergebnisse aus Abaqus und Comsol mit experimentell ermittelten Daten zu vergleichen. Für die Berechnungen in Comsol wurde der symmetrische Aufbau des betrachteten Systems ausgenutzt, um die Anzahl der Freiheitsgrade möglichst klein zu halten. Bei der Simulation in Abaqus wurde hingegen die gesamte Prüfkörpergeometrie modelliert. In Bild 3 sind der Aufbau sowie die Randbedingungen (RB) des Comsol Modells dargestellt. In Bild 4 ist das Netz für das Stift-Block Modell in Comsol dargestellt. Die zugehörigen Größen der modellierten Komponente können zudem Tabelle 1 entnommen werden. Der Stift besteht aus quadratischen Tetraederelementen und der Block aus quadratischen hexagonalen Elementen. Bezüglich der Konvergenz musste der Eingangsfaktor für Comsol, welcher die Penetration in der Kontaktsimulation kontrolliert, an den Iterationsprozess der FEM Simulation angepasst werden. Dementsprechend musste zu Beginn der Iteration der „contact normal penalty factor“ passend gewählt werden, um eine unzulässige Penetration der Stiftbzw. Blockoberflächen zu vermeiden [17]. Glg. 8 Durch n wird die Nummer der Iterationen für den Lösungsprozess beschrieben, E äqu steht für den äquivalenten Elastizitätsmodul des weicheren Materials im Kontakt und h min beschreibt die minimale Elementlänge im Kontaktbereich. In beiden Modellen wird der Stift mit einem Druck von 1 MPa analog zur realen Testbedingung belastet. Nach Aufbringen der Belastung wird der Stift über die Blockoberfläche bewegt, mit einer Amplitude von 12.5 mm und einer Frequenz von 4 Hz. Die Simulation wurde parametrisch durchgeführt, ohne die Massenträgheit zu berücksichtigen. Für die Darstellung der quasistationären Ergebnisse wurden die Verschiebungsparameter als Zeitachse definiert, was einer reziproken Bewegung des Stifts von 0.25 Hz entspricht (siehe Tabelle 1). Für die Ergebnisdarstellung wurde eine Zeitskalierung wie in Bild 5 dargestellt verwendet. - Kolbenstangendichtungsmodell Das Modell durchläuft währen der Berechnung zwei Stadien (siehe Bild 2): - Berechnung der Einbausituation (Abaqus und Comsol) - Berechnung des Aufbaus des Schmierfilms (Comsol) Nach Erreichen der Anfangsbedingungen entsprechend der Einbausituation, wurde die Schmierfilmberechnung unter Verwendung einer Geschwindigkeit von 1 m/ s zur Ausbildung der hydrodynamischen Schmierung durchgeführt. Der Schmierfilmdruck wurde berechnet durch Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Randbedingungen der Stift-Block Kontaktsimulation Bild 4: Netz des Stift-Block Modells in Comsol Bild 5: Verlauf der Geschwindigkeit bezogen auf die Blockoberfläche Tabelle 1: Parameter für die Stift-Block Simulation Reziproke Reziproke Stift- Stift- Gegen Amplitude Frequenz durchlänge körpermesser länge 12.5 mm 4 Hz 8 mm 10 mm 40 mm p T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Lösen der Reynolds Gleichung [18] in der Kontaktzone der Dichtung und der Stange (Glg. 9). Glg. 9 Die Variable u aus Gleichung 9 beschreibt hierbei die hydrodynamisch effektive Geschwindigkeit: Glg. 10 Mit v 1 = 0 m/ s (entspricht der Geschwindigkeit der Dichtungsoberfläche) und v 2 = 1 m/ s, (Geschwindigkeit der Stange) wird die mittlere Geschwindigkeit u des Schmiermittels definiert. Die Geschwindigkeit wird zur Vereinfachung der Rechnung als laminar angenommen und weicht damit von der realen Geschwindigkeit ab. Die EHD Simulation wurde unter der Annahme eines vollständig gefüllten Schmierspalts vorgenommen und somit werden Abstreif- und Anfahreffekte nicht berücksichtigt. Die Kavitation wurde mit einer Exponentialfunktion beschrieben [19], welche in Gleichung 11 und Gleichung 12 verdeutlicht ist, wobei c aus empirischen Untersuchungen stammt. Dieser Parameter muss in der Simulation so lange angepasst werden, bis sich eine dem realen Kontakt entsprechende homogene Mischdichte im divergierenden Schmierspaltbereich einstellt.Glg. 11 Glg. 12 Im realen Kontakt bilden sich in der Kavitationszone Ölschlieren aus, was dazu führt, dass der Schmierspalt partiell mit Luft und Schmierstoff gefüllt ist. Das Modell beschreibt dieses partielle Füllen des Spaltes bei Reduzierung der Dichte des Schmierstoffs und einem relativen Druck nahe bei null in der Kavitationszone. Der für die Berechnungen und Laboruntersuchungen verwendete Schmierstoff entspricht einem Standardöl mit einer Dichte ρ = 842 kg/ m 3 und einer Viskosität η = 15.88 mPas (bei 23 °C). Die Randbedingungen für die Dichtungssimulation sind in Bild 6 dargestellt. Der obere linke Teil der Dichtung ist fixiert und die restlichen Oberflächen sind frei beweglich. Für die Lösung der Reynolds Gleichung sind die RB bezogen auf den relativen Druck an den Anfangspunkten des Schmierfilms mit p h = 0 (Umgebung) sowie p h (Hydraulikdruck) festgelegt. Auf der mit Arbeitsdruck beaufschlagten Seite wird ein Hydraulikdruck p h von 50 bar angenommen. Für die Berechnung der Einbausituation wurde ein Reibungskoeffizient von 0,08 verwendet, der in Modellversuchen unter vergleichbaren Bedingungen ermittelt wurde [20]. In Bild 7 ist die Diskretisierung der Geometrie für die Dichtungssimulation dargestellt. Es wurden lineare Dreieckselemente für die Einbausituation (aufgrund der anzunehmenden starken Deformation an der Dichtlippe) und quadratische zweidimensionale Elemente für die Schmierfilmsimulation verwendet. In weiterer Folge ist in Bild 8 die Einbausituation dargestellt bei der es zu einer Verpressung der Dichtung um 1,5 mm in radialer Richtung kommt. Zusätzlich wird hier der entsprechende Hydraulikdruck an der Druckseite der Dichtung aufgebracht. 19 Aus Wissenschaft und Forschung N G G G G N G G G G N G G G G N G G G G Bild 6: Darstellung der gekoppelten Schmierfilmsimulation Bild 7: Netzgröße der Dichtungssimulation Bild 8: Einbausituation der Dichtung in Comsol und Abaqus T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 5 Ergebnisse Korrelation Materialmodelle Die aus den Zugversuchen generierten Materialdaten wurden für die Implementierung eines hyperelastischen Materialmodells in Abaqus verwendet. Dazu wurden die Materialdaten des Materials TPU ungefüllt in das Materialevaluierungsprogramm von Abaqus für zwei Materialmodelle (Mooney-Rivlin und Polynomial (höhere Ordnung von Mooney)) angepasst. Das Ergebnis ist in Bild 9 dargestellt. Für die aufgrund der experimentellen Ergebnisse erwarteten Spannungen von unter 20 MPa in der Kontaktzone ist das Materialmodell Mooney-Rivlin zu ungenau (vgl. Bild 9 blaue Kurve), hingegen kann das polynomiale Materialmodell den experimentellen Verlauf weitgehend nachbilden. Tribologische Versuche Die Ergebnisse aus den tribologischen Versuchen sind in Bild 10 dargestellt. Die Reibungskoeffizienten in den Experimenten zeigen zu Beginn der Versuche signifikant erhöhte Werte, was durch die charakteristische hohe Adhäsion im Kontakt aufgrund der weichen Oberfläche des Elastomers zu erklären ist. Dieses Werkstoffverhalten ist auch aus der bisherigen Literatur gut belegbar [21]. Für die Simulation wurden zwei Werte für den Reibungskoeffizienten, 1,33 bei 4 Hz (μ s ) und 1,22 bei 6 Hz (μ k ) aus den Messschrieben nach einer Einlaufzeit von 30 Minuten entnommen, dies zudem vor dem Erreichen der Hochlage (Bild 10). Vergleich zwischen den Simulationsprogrammen anhand des Stift-Block Modells Bild 11 zeigt die Spannungsverteilungen nach von-Mises am Stift-Block Modell am Ende des Verpressens, berechnet mit Abaqus und Comsol unter Verwendung gleicher Randbedingungen, Netzgrößen, Elementtypen, Reibungsgesetze und Materialmodelle. Beide Ergebnisse, zeigen, dass der an der Oberseite des Stiftes aufgebrachte Druck mit jenem im Kontakt in Bezug auf die von-Mises Spannung übereinstimmt. In Bild 12 sind ergänzend die Deformationen an Vorder- und Hinterkante in x- und z-Richtung dargestellt. Die Deformationen zeigen generell in beiden Modellen ähnliche Übergänge zwischen der linken und der rechten Bewegungsrichtung. Jedoch weisen die Absolutwerte deutliche Abweichungen von einander auf. Aufgrund der insgesamt beobachtbaren Unterschiede zwischen Abaqus und Comsol, bedingt durch die Definitionen der Kontaktparameter (vor Allem Vermeidung der Penetra- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Datenanpassung mit Hilfe der hyperelastischen Materialmodelle (Mooney-Rivlin und Polynomial) Bild 10: Messschriebe der Versuche zur Bestimmung der Reibungskoeffizienten für die Simulation, (a) 4 Hz und (b) 6 Hz (a) (b) T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 tion der härteren Oberfläche) und nicht identisch einstellbaren Reibungsmodellen ist ein Vergleich der beiden Programme für diesen Anwendungsfall nur eingeschränkt möglich. Ein Vergleich der Resultate aus Abaqus und Comsol zeigt, dass bei der numerischen Analyse der hier betrachteten Kontakte besonderes Augenmerk auf Auswahl und Definition von Eingangsparametern gelegt werden muss. Um eine Ursache für das unterschiedliche Ergebnisverhalten zu finden, ist eine detaillierte Betrachtung der Funktionsweisen beider Programme erforderlich, welche jedoch aus Gründen des Umfangs im Rahmen dieser Arbeit nicht vorgenommen werden konnte. Simulation eines Kolbenstangendichtungskontaktes in Abaqus und Comsol Die Einbausituation der Dichtung ist für beide Simulationsprogramme in Bild 13 dargestellt. Dabei wird die von-Mises Spannung im Inneren der Dichtung abgebildet und nimmt maximale Werte von 28,7 MPa (Abaqus) bzw. 34,5 MPa (Comsol) an. Diese Maximalspannung ist lokal konzentriert und resultiert aus der Kontaktgeometrie selbst. Die Spannung in der konzentrierten Kontaktzone (KKZ) übersteigt die globalen mittleren Spannungen hierbei um den Faktor 1 bis 2. 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 11: Vergleich der von-Mises Spannungen am Ende der Verpressung (Abaqus (a) und Comsol (b)) Bild 12: Darstellung der Deformationen in x- und z-Richtung bezogen auf Vorder- und Hinterkante (Abaqus (a) und Comsol (b)) (a) (b) (a) (a) (b) (b) Bild 13: Einbausituation der Dichtung (a) Abaqus und (b) Comsol T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Die in Bild 13 veranschaulichten Ergebnisse beziehen sich auf die Einbausituation nach Aufbringen der Verpressung und des beaufschlagten Innendrucks. Bei Betrachtung beider Modelle im direkten Vergleich fallen vor Allem die Abweichungen der geometriespezifischen Deformationen ins Auge (siehe Bild 13). Diese Unterschiede, sowie die leichte Abweichung der maximalen Spannungen an der Dichtlippe können auf die schwierig zu definierenden Kontaktparameter und auf die aufwendige Implementierung des Materialmodells zurückgeführt werden. Der zu definierende „Initial Bulk Modulus“ in Comsol verursacht beim hyperelastischen Materialmodel eine Versteifung des Modells bei hohen Deformationen. Hier zeigen sich die Limitierungen der Vergleichbarkeit zwischen den unterschiedlichen Softwarepaketen, wobei die in Bild 13b gezeigten Deformationen auch im Vergleich mit anderen Softwarepaketen als Abaqus wesentlich drastischer ausfallen [22]. Für die weitere Betrachtung zur Möglichkeit einer Simulation des Schmierfilmverhaltens, wird die gekoppelte Simulation des geschmierten Dichtungskontaktes aus der FEM Software Comsol verwendet. Die globalen Spannungen ändern sich aufgrund des geringen Schmierfilmdrucks nicht wesentlich und sind in Bild 14 veranschaulicht. Bei Start der Schmierungssimulation wird von einer angenommenen minimalen Schmierfilmdicke von 1 μm ausgegangen. Dieser Wert dient als Startlösung für die in Comsol eingesetzte Newton-Iteration, um das nichtlineare Gleichungssystem der Kopplung zu lösen. Nach der Kopplung zwischen Struktur- und Schmierungsmodul nimmt die minimale Schmierfilmdicke einen Wert von 1,4 μm ein. Dieses Ergebnis erlaubt für die an den Proben vorliegende Oberflächenstruktur die Annahme eines Abhebens der Dichtung. Bedenkt man die Bewegung, ändert sich auch hier h min mit der Bewegungsrichtung der Dichtung. Das Ergebnis der Schmierfilmberechnung ist in Bild 15 verdeutlicht. Der maximale Schmierfilmdruck tritt vor Erreichen der minimalen Schmierfilmdicke von 1,4 μm auf. Die Filmdicke resultiert aus der Geometrie der Dichtung sowie der Oberflächendeformation aufgrund des Schmierfilmdrucks. Obwohl die Berücksichtigung der Kavitation in Form eines zusätzlich implementierten Modells erfolgte, reicht der Schmierfilmdruck im Schmierspalt nicht aus, um eine Druckabhängigkeit der Schmierfilmdicke erkennbar zu machen (vgl. Bild 15). 6 Schlussfolgerung und Ausblick Der Vergleich der Ergebnisse aus beiden herangezogenen Simulationen zeigt, dass vor allem die Definition und Auswahl der Eingangsparameter, sowie die Auswahl der Reibungsmodelle großen Einfluss auf die physikalisch konsistente Simulation von Reibungskontakten hat. Bezüglich der Stift-Block Simulation sind sowohl Abaqus als auch Comsol in der Lage zunächst den trockenen Kontakt abzubilden. Die Deformationen des Stiftes im Kontakt unterscheiden sich in Comsol geringfügig von jenen aus Abaqus berechneten. Eine identische Beschreibung des Reibungsverhalten im Kontakt in Abaqus und Comsol ist jedoch nicht möglich, da es zu umfassende Unterschiede in der Definition der Kontaktsituation gibt. Ein detaillierter Vergleich aufgrund der unterschiedlichen Definitionen erscheint zum jetzigen Zeitpunkt überaus aufwendig und konnte im Rahmen der Publikation nicht durchgeführt werden. Bezüglich der Dichtungssimulation, speziell die Kontaktgeometrie zwischen Dichtung und Stange betreffend, Aus Wissenschaft und Forschung Bild 14: Eingebaute Dichtung mit Schmierfilmdruck Bild 15: Schmierfilmausprägung in Comsol T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 zeigen sich wesentliche kritische Unterschiede zwischen beide Modellen. Um die Penetration gering zu halten muss auf den „normal contact penalty parameter“ sowie die Netzgröße der „Master“ und „Slave“ Bedingungen in beiden Programmen großes Augenmerk gelegt werden. Die Einbausituation zeigt zunächst in beiden Programmen ähnliche Gegebenheiten. Die gekoppelte Simulation für geschmierte Kontakte baut einen maximalen Schmierfilmdruck von (55 kPa) bei einer minimalen Filmdicke von (1,4 μm) auf. Somit dienen diese Ergebnisse als Ausblick für die Möglichkeiten einer Schmierfilmsimulation unter starker Kopplung. Für weitere Arbeiten ist eine noch genauere Simulation von Dichtungskontakten geplant, um die Übertragbarkeit zwischen Simulation und Experiment, unter Betrachtung der Druckverteilung und Oberflächenrauheit, zu verbessern. Danksagung Die vorliegende Forschungsarbeit wurde an der Polymer Competence Center Leoben GmbH im Rahmen des Kompetenzzentren-Programms COMET des Bundesministeriums für Verkehr, Innovation und Technologie unter Beteiligung des Lehrstuhls für Allgemeinen Maschinenbau, Montanuniversität Leoben des Instituts für Werkstoffkunde und Prüfung der Kunststoffe, Montanuniversität Leoben, dem Material Center Leoben GmbH und der SKF Sealing Solutions Austria GmbH durchgeführt und mit Mitteln des Bundes und der Länder Steiermark, Niederösterreich und Oberösterreich gefördert. Literatur [1] B. 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Telefonat, 2015. 23 Aus Wissenschaft und Forschung Bitte beachten Sie das Firmenportrait auf der folgenden Seite T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Firmenportrait Die Polymer Competence Center Leoben GmbH (PCCL) wurde im Jahr 2002 gegründet und hat sich in den vergangenen Jahren zum führenden österreichischen Zentrum für kooperative Forschung im Bereich Kunststofftechnik und Polymerwissenschaften entwickelt. Gemeinsam mit Unternehmen der Kunststoffwirtschaft und Universitäten (u. a. Montanuniversität Leoben, Technische Universität Graz, Technische Universität Wien) werden von den rund 100 hochqualifizierten MitarbeiterInnen F&E-Projekte für innovative Kunststofflösungen in einem breiten Feld von Anwendungen (von Automotive-, Luftfahrt- und Packagingbis hin zu Solar- und Photovoltaikanwendungen) bearbeitet. Die Thematiken Reibung und Verschleiß werden seit der Gründung des Unternehmens intensiv erforscht. Die Kompetenzen von PCCL in diesen Bereichen ermöglicht die Entwicklung spezieller, an die jeweilige Anwendung angepasster, Prüfmethoden (unter Einhaltung der Schadensäquivalenz). Hierfür verfügt das Unternehmen über diverse Prüfsysteme, die sämtliche modell- und bauteilähnlichen Kontakte (Ring-Scheibe, Stift-Scheibe etc.) im Millinewton bis Kilonewton Bereich abdecken. Des Weiteren bietet das PCCL ein breites Spektrum an schadensanalytischen Prüfmethoden (REM, AFM, XPS). Kombiniert mit morphologischen Prüfmethoden (DMA, DSC, SAXS/ WAXD, RAMAN, IR-Spektroskopie) ist das PCCL in der Lage, entsprechende Struktur/ Eigenschaftsbeziehungen abzuleiten. Experten für sämtliche Polymerwerkstoff-Klassen (Thermoplaste, Elastomere, Duroplaste, Composite) beteiligen sich in Materialauswahlverfahren und führen darüber hinaus auch experimentelle Absicherungen der Werkstoffauswahl durch. Unser Angebot reicht hierbei von kurzfristigen Services und Dienstleistungen, über Schadensanalysen und Unterstützungen bei der Bauteilauslegung (Simulation), bis hin zu langfristigen F&E-Kooperationen. Darüber hinaus beraten wir unsere Kunden bei der Konzipierung von F&E-Vorhaben und nützen hierbei auch die umfassende Kenntnis über die nationale und internationale Förderlandschaft. Polymer Competence Center Leoben GmbH Research - Development - Innovation Roseggerstrasse 12 A-8700 Leoben Tel.: +43 3842 429 62-0 Fax: +43 3842 429 62-6 office@pccl.at | www.pccl.at Polymer Competence Center Leoben GmbH Ein wichtiger Aspekt aller Forschungsaktivitäten des PCCL ist die starke Orientierung auf Leistung und Funktionalität der Polymer-Produkte im Einsatz. Der wissenschaftliche Zugang konzentriert sich auf systematische experimentelle Untersuchungen und fortschrittliche Simulations- und Modellierungs-Tools. Dabei werden alle Ebenen der Prozesskette des Endprodukts abgedeckt: Von der Entstehung und molekularen Struktur von Polymeren, über die Entwicklungstechnologie und -parameter, bis hin zur Leistung und Funktionen des Produkts. Möglich ist dies durch ein enges Netzwerk an kompetenten Forschungspartnern, die neben den eigenen Labors des PCCL auch Zugang zu spezialisierten Kunststoffchemie-Labors, Kunststoffverarbeitungs-Technika sowie Werkstoffprüfungslabor ermöglichen. In dieses Spektrum an Kompetenzfeldern gliedert sich das Arbeitsfeld der Tribologie am PCCL perfekt ein, denn aufgrund der Systemeigenschaften eines tribologischen Kontaktes ist die Betrachtung der gesamten Prozesskette unerlässlich. T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 25 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung Um den Einfluss der Temperatur auf das Viskositätsverhalten zu ermitteln, wurde die Viskosität mit einem Rotationsviskosimeter im Temperaturbereich von -30 °C bis 120 °C gemessen. Dabei erfolgt die Viskositätsmessung indirekt über eine Reibkraftmessung. Die durch Temperaturänderung im Fluid geänderte innere Reibung und Wechselwirkungskraft, wird durch Messung der Reibkraft oder des Reibmomentes in eine Viskosität umgerechnet. Die Messung des Reibmomentes bei einer definierten Temperatur erfolgt bei unterschiedlichen Drehzahlen. Des Weiteren wird vorausgesetzt, dass die Änderung der Drehzahl zu keinem zusätzlichen Energieeintrag ins System führt. Um das temperaturabhängige Viskositätsverhalten oberhalb der Transformationstemperatur zu beschreiben, wird oft die Vogel-Fulcher- Tammann Gleichung mit den Materialparametern η ∞ , B und der Vogeltemperatur T VF benutzt. Die VFT-Gleichung zur Beschreibung der Viskosität leitet sich dabei im Wesentlichen aus dem Modell des freien Volumens von Cohen und Turnbull [1], [2] und [3] her. (1) * Dipl. Ing. Mario Müller Siemens AG, 13629 Berlin Einfluss der Oberflächengeschwindigkeit auf die Viskosität M. Müller* Eingereicht: 11. 11. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 17. 3. 2016 Die Potenzialabschätzung und Auslegung von tribologischen Kontakten erfolgt im Fokus der Energieeffizienz sowie tribologischer Zuverlässigkeit. Im Zuge verschärfter CO 2 -Grenzwerte sind dadurch neue Zertifizierungszyklen zu erwarten, zu deren Einhaltung reibungsoptimierte Kontakte einen wesentlichen Beitrag leisten. Dabei wird das tribologische Verhalten in hohem Maße durch das eingesetzte Fluid beeinflusst. Zur Minimierung der Reibungsverluste werden Fluide mit immer geringerer Viskosität eingesetzt, denen zur Gewährleistung einer ausreichenden Schmierung hochmolekulare Additive zugesetzt werden. Darüber hinaus führt die verminderte Viskosität tendenziell zu reduzierten Schmierfilmdicken. Aus tribologischer Sicht steht somit eine höhere Belastung einer geringeren Belastbarkeit der Fluide gegenüber. Im Bereich der Auslegung und des Betriebs von tribologischen Kontakten werden ständig steigende Anforderungen gestellt. Um den Anforderungen gerecht zu werden, besitzt das zum Einsatz kommende Fluid hohe Anteile an hochmolekularen Strukturen. Damit erhalten die Fluide einen komplexen chemischen Aufbau, der die thermophysikalischen Eigenschaften beeinflusst. Die Viskosität des Fluiden unter Betriebsbedingungen ist eine wesentliche Stoffgröße, die die Betriebssicherheit und die Energieeffizienz des tribologischen Kontaktes maßgeblich beeinflusst. Schlüsselwörter Viskosität, thermophysikalische Eigenschaften, Messung, Tribokontakt, Scherrate, Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung Energy efficiency and tribological reliability are the main areas of focus for the potential assessment and interpretation of tribological contacts. Due to, stricter CO 2 limits new certification cycles are expected with the observance of friction optimized contacts making a significant contribution. Thereby the tribological behaviour is highly influenced by the used fluid. In order to minimize friction losses, fluids are used with increasingly lower viscosity, to which high molecular additives are added to ensure adequate lubrication. In addition, the reduced viscosity tends to lead to reduced lubricant film thickness. Hence, from a tribological standpoint there is a higher load carrying capacity facing a lower fluid load carrying ability. Constantly increasing demands are made in the area of design and operation of tribological contacts. To meet these demands, the used fluid has high levels of complex molecular structures. As a result, the fluids are given a complex chemical structure that affects the thermophysical properties. The viscosity of fluids under operating conditions is an essential material size which significantly affects the operational safety and energy efficiency of the tribological contact. Keywords viscosity, thermophysical properties, measurement, tribological contacts, shear rate, Vogel-Fulcher-Tammann equation Kurzfassung Abstract =  ×e B T-TVF T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Aus Wissenschaft und Forschung Dabei ist B eine Konstante, die mit der Aktivierungsenergie für das viskose Fließen verknüpft ist, T VF ist die Glastemperatur bei der die Viskosität divergiert und η ∞ ist ein Skalierungsfaktor. Die charakteristischen Kennwerte der untersuchten Fluide sind in der Tabelle 1 und 2 zusammengefasst. Die untersuchten Fluide können entsprechend ihres Einsatzbereiches in Getriebeöle und in Motoröle unterteilt werden. In den Bildern 1 bis 4 sind die bei Normaldruckbedingungen mit dem Rotationsviskosimeter (RV) gemessenen Viskositäten und die mit der Gleichung 1 bestimmten Viskositäten über der Temperatur dargestellt. Es zeigt sich eine sehr gute Übereinstimmung mit der Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung. Tabelle 1: charakteristische Kennwerte der untersuchten Fluide Bezeichnung Bezeichnung ISO ν 40 °C η 40 °C ρ 40 °C γ’ lang kurz VG [mm 2 / s] [mPas] [kg/ m 3 ] [kg/ m 3 K] Mineralöl 100 MIN 100 100 103,36 89,4 864,91 0,58753 Mineralöl 100 MIN 100 4%A99 4%A99 100 92,55 80,7 871,88 0,52464 Polyglykol 100 PG 100 100 104,09 107,4 1031,8 0,72401 ISO VG 46 ISO VG 46 46 52,75 45,4 860,72 0,50124 ISO VG 68 ISO VG 68 68 76,60 66,2 864,25 0,54195 ISO VG 320 ISO VG 320 320 324,25 285,1 879,25 0,52999 Polyalphaolefin 10 PAO 10 68 68,27 56,9 833,43 0,53158 Polyalphaolefin 100 PAO 100 100 104,03 87,2 838,24 0,56643 Polyether 10 PE 10 46 57,83 57,4 992,49 0,66358 Polyether 100 PE 100 100 118,89 117,5 988,27 0,74410 TMP-Ester 10 TMP 10 46 51,58 46,8 907,30 0,60333 TMP-Ester 140 TMP 140 150 149,68 137,4 917,94 0,57135 Tabelle 2: charakteristische Kennwerte der untersuchten Fluide Bezeichnung Bezeichnung ISO ν 40 °C η 40 °C ρ 40 °C γ’ lang kurz VG [mm 2 / s] [mPas] [kg/ m 3 ] [kg/ m 3 K] Referenzöl REF 68 69,48 58,5 841,97 0,57206 0W20 0W20 32 40,45 33,5 828,24 0,57921 5W30 5W30 68 68,71 57,1 831,04 0,57926 1/ 3 GOE A und 2/ 3 Ester GOE AE 22 24,03 19,8 824,00 0,41549 GOE AE und A ESA 68 59,97 53,7 895,37 0,62569 GOE AE und B ESB 68 62,24 53,2 854,71 0,60781 Gruppe 3 Grundöl GOE A 22 25,67 21,1 821,86 0,53133 GOE A+friction modifier A FMA 68 69,56 58,5 840,97 0,57206 GOE A+friction modifier B FMA2 68 67,82 57,1 841,97 0,57206 GOE A+VI- Verbesserer A VIA 100 87,65 73,8 841,97 0,57206 GOE A+VI- Verbesserer B VIB 68 70,42 59,5 844,97 0,57206 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 27 Aus Wissenschaft und Forschung In den Tabellen 3 und 4 sind die Materialparameter η ∞ , B und die Vogeltemperatur T VF der Rotationsviskosimetermessung zusammengefasst. Des Weiteren wurde die Viskosität der Fluide in einem Quarzviskosimeter (QV) gemessen. In den Bildern 5 bis 8 ist der im Quarzviskosimeter gemessene Viskositätsverlauf über der Temperatur dargestellt. In den Bildern 9 bis 12 sind auszugsweise die gemessenen Viskositäten des Rotations- und Quarzviskosimeters über der Temperatur für das MIN100, PE10, PG100 und ISO VG 320 dargestellt. Tabelle 3: Parameter der Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung der Getriebeöle Bezeichnung η ∞ x10 -5 B T VF [Pas] [K] [K] MIN 100 4,36198 1100,0 167,9 MIN 100 4%A99 3,94688 1131,0 164,8 PG 100 0,51107 716,4 179,0 ISO VG 46 5,02249 968,5 168,1 ISO VG 68 3,71703 1110,0 162,9 ISO VG 320 3,60718 1299,0 168,2 PAO 10 5,41908 1168,0 144,0 PAO 100 5,55071 1252,0 142,7 PE 10 0,20883 816,7 166,0 PE 100 0,24555 936,5 158,8 TMP 10 0,11223 957,4 151,9 TMP 140 0,10601 1176,0 147,5 Tabelle 4: Parameter der Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung der Motorenöle Bezeichnung η ∞ x10 -5 B T VF [Pas] [K] [K] REF 7,18450 1077,0 152,3 0W20 7,85323 979,9 151,1 5W30 9,17907 1026,0 152,9 GOE AE 7,86109 858,0 156,8 ESA 7,04928 1124,0 143,7 ESB 7,33697 1099,0 145,7 GOE A 0,26126 507,6 194,8 FMA 6,90969 1085,0 151,5 FMA2 6,19613 1115,0 149,6 VIA 5,52855 1161,0 150,9 VIB 0,15532 913,4 158,6 Bild 1: Temperatur-Viskositätsverlauf RV Bild 2: Temperatur-Viskositätsverlauf RV Bild 3: Temperatur-Viskositätsverlauf RV Bild 4: Temperatur-Viskositätsverlauf RV T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Temperatur-Viskositätsverlauf QV Bild 6: Temperatur-Viskositätsverlauf QV Bild 7: Temperatur-Viskositätsverlauf QV Bild 8: Temperatur-Viskositätsverlauf QV Bild 9: MIN100 Bild 10: PE10 Bild 11: PG100 Bild 12: ISO VG 320 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 29 Aus Wissenschaft und Forschung Es ist gut sichtbar, dass bei einem Teil der Fluide das Messsystem keinen Einfluss auf den Viskositätsverlauf hat. Im Gegensatz dazu zeigen einige Fluide einen Abfall der Viskosität schon bei moderat hohen Temperaturen. Des Weiteren zeigt gerade das hochviskose ISO VG 320 keinen nennenswerten Einfluss des Messsystems auf die Viskosität bei niedrigen Temperaturen. Der kontinuierlich zunehmende Viskositätsverlauf beim ISO VG 320 zeigt, dass sich bei tiefen Temperaturen kein oberflächennaher dünner Schmierfilm am Quarz bildet und die Messung nachhaltig beeinflusst. Um eine geschwindigkeitsabhängige Masterkurve zu erhalten, werden zwei Viskositätsmessungen benötigt. Dazu werden temperaturabhängige Viskositätsmessungen sowohl im Rotationsals auch im Quarzviskosimeter durchgeführt. Der Viskositätsquotient ergibt für jede Temperatur einen Punkt der Masterkurve. Somit ergeben sich für hohe Temperaturen Viskositätsquotienten nahe eins. Stellt man den Viskositätsquotienten, gebildet aus der gemessenen Viskosität des Quarzviskosimeters und der berechneten Viskosität des Rotationsviskosimeters mit der Gleichung 1, über dem Produkt aus der berechneten Viskosität des Rotationsviskosimeters η RV und der Kreisfrequenz ω des Quarzviskosimeters dar, so ergeben sich die Bilder 13 bis 16. Die Bilder 13 bis 16 zeigen, um wie viel sich der viskose Anteil reduziert, wenn sich die Oberflächengeschwindigkeit bei konstanter Temperatur erhöht. Obwohl der Quarz im Gegensatz zum Rotationsviskosimeter nur einen kleinen Drehwinkel zurücklegt, wird durch den Impulsaustausch mit der Quarzoberfläche mehr Energie auf das Fluid übertragen, als beim Rotationsviskosimeter. Bei der Viskositätsmessung mit dem Quarz, führt dies zu einer Abnahme der inneren Reibung und Wechselwirkungskraft und somit zu einer niedrigeren Viskosität. Die Abnahme der Viskosität bei hohen Oberflächengeschwindigkeiten ist bei allen fluidgeschmierten Kontakten zu berücksichtigen. Dies können sowohl hoch belastete tribologische Kontakte im Zahnrad oder Wälzlager als auch schnell drehende Rotoren wie z. B. Turbinen oder Turbolader sein. Obwohl die Einheit aus dem Produkt der Kreisfrequenz ω und der Viskosität eine Spannung ergibt, kann nicht davon ausgegangen werden, dass bei den beiden verglichenen Temperaturen die Schubspannung identisch ist. Somit kann aus den Bildern 13 bis 16 nicht auf einen schubspannungsabhängigen Einfluss auf die Viskosität geschlussfolgert werden. Da auch die Scherrate des Quarzviskosimeters bei den beiden verglichenen Temperaturen nicht bekannt ist, kann auch kein Rückschluss auf einen scherratenabhängigen Einfluss auf die Viskosität gezogen werden. Des Weiteren ist es nicht möglich diese Masterkurven zu nutzen, um ein Newtonsches oder Nicht-Newtonsches Fluidverhalten zu identifizieren. Bild 13: Masterkurve Bild 14: Masterkurve Bild 15: Masterkurve Bild 16: Masterkurve T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Aus Wissenschaft und Forschung 2 Zusammenfassung Wie erwartet steigt beim Rotationsviskosimeter die dynamische Viskosität aller Fluide mit abnehmender Temperatur an. Es zeigte sich, dass die Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung sehr gut geeignet ist, um den Temperatur-Viskositätsverlauf des Rotationsviskosimeters abzubilden. Aus den Messdaten des Quarzviskosimeters und den Werten der Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung ist es gelungen, Masterkurven zur Beurteilung des Einflusses der Oberflächengeschwindigkeit auf die Viskosität zu erstellen. Die Masterkurve kann als Darstellung der oberflächengeschwindigkeitsbedingten Absenkung der Viskosität angesehen werden. Literatur [1] M.H. Cohen, D. Turnbull, J. Chem. Phys. 31, 1164, 1959 [2] D. Turnbull, M.H. Cohen, J. Chem. Phys. 34, 120, 1961 [3] D. Turnbull, M.H. Cohen, J. Chem. Phys. 52, 120, 1970 Anzeige Dipl.-In Schä und Das Ha von Kre 2., aktua 10 Grafi (Kontakt Zum Buc Hier erha Pumpen Vorschläg managem aufgezeig wirtschaft Inhalt: Messtech Vorbeugu Bauteilen stationäre und Konz Wirtschaft Der Auto Dipl.-Ing. Strömung Betrieb vo eines Ind Untersuch ng. (FH) T äden Pump andbuch f eiselpum alisierte Au ken, 29 Di t & Studium ch: lten Planer, und Pumpen ge für Maß ment. Anhand gt und bew lich interessa nische Erfas ung vor Kavit zur Reduz e Schadensü zeption von tlichkeit der v or: (FH) Thom gstechnik un on Pumpen ustrieuntern hungen zum Thomas M an Pu pensy für den B mpen uflage 2016 agramme, m, 702) - I Anlagenbau nsystemen m ßnahmen zu d von praktis wertet. Der antem Rahm ssung von S tation und V zierung von überwachun n voraussch vorausschau as Merkle, d Energiete und Pumpe ehmens in Thema »Pu Be Tel: 0715 E-Mail: ex Merkle, M. umpe ystem Betrieb 6, 140 S., 39,80 €, 5 SBN 978er und Betre minimieren o u Fehlerverm schen Beispie Autor zeigt men möglich törungen un erschleiß - M Verschleiß g - Hinweis auender Ins uenden Insta M.Eng., ver echnik - von ensystemen. der Pumpen mpenversch estellhotl 59 / 92 65-0 xpert@expe .Eng . n men 104 Abb., 52,00 CHF 3-8169-33 eiber wichtig oder vermeid meidung, F elen werden t auch, das ist. nd Verschleiß Maßnahmen - Mobile se zu Plan standhaltung ndhaltung rfügt über ja n Entwicklun Seit mehr nbranche. Im leiß« durchg line: 0 • Fax: -20 ertverlag.de 20 Tab., F 312-0 ge Informatio den lassen. ehlererkenn Schadensm ss eine vo ß - n an und ung g - ahrzehntelan ng und Kon als 10 Jahre m Rahmen d geführt und L e nen darüber Das Buch v ung (Überw mechanismen rausschauen ge Erfahrun struktion bis en arbeitet e dieser Tätigk Lösungen era r, wie sich S vermittelt Hin wachung) un n und Zusam nde Instand ngen in den s hin zu Pla er in leitend keit wurden arbeitet. Schäden an nweise und nd Fehlermmenhänge haltung in Bereichen anung und er Position zahlreiche T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 31 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Introduction Group I mineral base oil is the workhorse of the industrial lubricants business. Today, 70 % of all Group I base oils are utilized in industrial applications, and 30 % are used in automotive, mainly HDDO and straight grade engine oil applications. The world base oil market is currently undergoing rapid change. Very large projects for the production of Group II and Group III have been completed in recent years in different regions of the world. Some estimates of the base oil market indicate that, by name plate capacity, the world market would be between 6 and 10 million metric tonnes per annum. This base oil glut spills over onto the Group I producers, which in 2015 alone has resulted in the announced closures in Western Europe of ca. 1.5 million metric tonnes, ca 20 % of the total regional base oil production, Table 1. * Prof. Dr. Thomas Norrby Patrik Salomonsson Linda Malm Nynas AB, Nynashamn, Sweden Group I Replacement Fluids - a Hydraulic Fluid Formulation and Compatibility Study T. Norrby, P. Salomonsson, L. Malm* Eingereicht: 4. 12. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 17. 3. 2016 Der Weltmarkt für Grundöle ist in Bewegung: Es ist ein struktureller Wandel zu beobachten, dessen Dynamik für die neuere Zeit beachtlich ist. Während Produktionskapazitäten für Grundöle der Gruppe I rasch verschwinden, nehmen die für Gruppe II rasant zu. Die technischen und wirtschaftlichen Hauptursachen hierfür liegen in den technischen Anforderungen an Kfz-Motoröle. Trotzdem benötigen industrielle Schmierstoffe weiterhin die Eigenschaften der Gruppe I, vor allem im Hinblick auf Viskosität und Lösungsvermögen. Die schnell abnehmende Verfügbarkeit von Ölen der Gruppe I stellt die Hersteller industrieller Schmierstoffe vor erhebliche Probleme. Als Ersatz hat Nynas daher eine Reihe neuer Produkte auf der Grundlage naphthenischer Basisöle entwickelt. Sie bilden die Eigenschaften der Gruppe-I-Öle sehr genau nach; untersucht wurden bei den neuen Produkten die Kälteeigenschaften und die Verträglichkeit mit Elastomeren. Außerdem wurden mit den neuen Grundölen Musterrezepturen für Hydraulikflüssigkeiten entwickelt und geprüft. Wir schlagen sie als geeigneten Ersatz für Grundöle der Gruppe I zur Formulierung industrieller Schmierstoffe für viele Anwendungsbereiche vor. Schlüsselwörter Grundöl, Gruppe I, Stockpunkt, Elastomerverträglichkeit, Hydraulikflüssigkeit, Schaum, RPVOT The world base oil landscape is currently going through rapid structural changes. The rate of change is unparalleled in modern times, with Group I base oil production capacity rapidly declining, and Group II capacity rapidly expanding. The main technical and commercial driver for this change is the technical needs of the automotive engine oil applications. Industrial lubricants, however, have a technical need firmly based in the Group I base oils, mainly due to viscosity and solvency needs. Thus, the rapid decline of Group I availability poses a great challenge for industrial lubricants formulators. Based on our Naphthenic base oil technology, Nynas has developed a new range of Group I replacement base oils. The properties of these closely mimic those of Group I base oils, and we have investigated the low temperature performance, and elastomer material compatibility of these. In addition, we developed and tested model hydraulic fluids based on these new oils. Thus, we propose that the new base oils will serve as a suitable substitute for Group I base oils in many industrial lubricant applications. Keywords Base oil, Group I, Pour Point, elastomer compatibility, hydraulic fluid, foam, RPVOT Kurzfassung Abstract T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Thus, rapid changes in the base oil market, driven mainly by the technical demand from high performance automotive engine oil applications, are impacting all lubricant applications. 2.1 Impact on Industrial Lubricants Some of these highly paraffinic base oils make their way into industrial lubricant formulations, so called overblending (or non-technical demand) [1]. However, many important chemical and physical differences exist between these base oil types. The viscosity range covered in Group I is wider, providing much needed high viscosity to industrial gear oils, greases and engine oils, Table 2. The solvency offered by Group II and Group III, with rapidly increasing aniline points, and lower aromatic carbon type content, is far lower than that of Group I base oils. Thus, some negative effect on the blending of industrial lubricants based on Group II or Group III base oils with existing Group I based industrial product can be foreseen, and have indeed been reported from the field. We propose that the resulting “collateral” damage to the industrial lubricants business could be mitigated by Group I replacement fluids, such as these in this study. Aus Wissenschaft und Forschung Table 1: Announced capacity rationalisation, Western Europe, 2015 Company Location Capacity (tpa) Shell Pernis, Netherlands 370000 Total Gonfreville, France 480000 Colas Dunkerque, France 290000 Nynas Hamburg, Germany 165000 Kuwait Rotterdam, 250000* Petroleum Netherlands *= 1Q, 2016 Table 2: Relative base oil yield in different viscosity grades Light Medium Heavy Bright API group Stock neutral neutral neutral Group I 38 % 13 % 33 % 16 % Group II 55 % 25 % 20 % none Group III 80 % 20 % none none Table 3: Key properties of the New Range (NR) 70 to 600 base oils Characteristics, Test method NR 70 NR 100 NR 150 NR 300 NR 500 NR 600 unit ASTM Density 15 °C (60 °F), kg/ dm 3 D 4052 0.873 0.867 0.871 0.886 0.889 0.876 Viscosity 40 °C, mm2/ s (cSt) D 445 14 22 30 60 100 120 Viscosity 100 °C, mm2/ s (cSt) D 445 3.1 4.2 5.0 7.3 10.2 12.6 Viscosity index D 2270 67 88 87 75 78 96 Viscosity 100 °F, SUS D 2161 78 115 155 312 524 628 Viscosity 210 °F, SUS D 2161 37 40 43 51 61 70 Flash point PM, °C D 93 154 188 202 214 226 250 Pour point, °C D 97 -27 -24 -24 -21 -21 -15 Aniline point, °C D 611 90 100 101 103 108 123 Copper strip, 100 °C, 3 hrs D 130 1 1 1 1 1 1 Sulphur, Wt% D 2622 0.02 0.01 0.04 0.05 0.03 0.02 Colour D 1500 <0.5 <0.5 <0.5 0.5 0.5 1.0 Total acid number, mg KOH/ g D 974 <0.01 <0.01 <0.01 <0.01 <0.01 <0.01 Hydrocarbon Type Analysis D 2140 CA, % 3 2 3 4 3 1 CN, % 42 36 35 36 36 30 CP, % 55 62 62 60 61 69 Appearance at 15 °C (60 °F) D 4176 Clear & Clear & Clear & Clear & Clear & Clear & Bright Bright Bright Bright Bright Bright DMSO extractable IP 346 < 2 < 2 < 2 < 2 < 2 < 2 compounds, Wt% T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 2.2 Experimental work Nynas has created a new range (NR) of products with Kinematic Viscosity (KV), Viscosity Index (VI) and Aniline Point (AP) closely matching those of existing Solvent Neutral Group I base oils. We conducted a low temperature study, where the treat rate response of a Pour Point Depressant (PPD) additive was investigated. Four reference elastomer materials (two NBRs, one H-NBR and one CR) have been investigated with respect to mass and hardness changes upon immersion in the new range base oils, and in reference base oils and hydraulic fluids. We have also concluded a model hydraulic fluid formulation study, based on our new base oil range. These model fluids have then been tested with respect to physical and chemical properties. They have also been compared to commercially available hydraulic fluids in a miscibility study. Particular attention was paid to oxidation stability, elastomer compatibility, and physical properties such as filterability, foaming tendency, air release, and demulsibility. 2.2.1 Experimental work: development of the New Range of Group I replacement fluids Our starting point was a close analysis of the available technical data for Solvent Neutral (SN) Group I base oils currently available across Europe, ranging from SN 70 to SN 600. We initially selected two key parameters, Kinematic Viscosity at 40 °C (KV) and Aniline Point (AP), as maintaining these would facilitate the retention of current formulations based on Group I base oils. The kinematic viscosity (KV) is the basis for lubricant selection and classification, and the aniline point (AP) serves as a good indicator of solvency: any additive combination soluble in a Group I base oil of similar KV and AP would also form stable solutions in the New Range (NR) of Group I replacement fluids. Also, we would expect additive response and relative treat rates to remain essentially unchanged, thereby facilitating any reformulation work encountered. The key properties of the New Range (NR) of fluids are given in Table 3. A second generation of the New Range, called NR ISO VG, was soon added, where more emphasis was put of KV and Viscosity Index (VI), as a response to frequent queries from the market, Table 4. In the NR ISO VG, we also decided to make available the frequently utilized ISO VG grades 32, 46, 68 and 100 cSt (rather than the 70 to 600 SUS in the first NR range), as most industrial lubricant fluids belong to one or more of these ISO VG grades. By offering a ready-made blend, logistic solutions are simplified, and formulation of e. g. 33 Aus Wissenschaft und Forschung Table 4: Key properties of the New Range (NR) ISO VG 32, 46, 68 and 100 base oils Characteristics, Test method NR ISO NR ISO NR ISO NR ISO unit ASTM VG 32 VG 46 VG 68 VG 100 Density 15 °C (60 °F), kg/ dm 3 D 4052 0.866 0.872 0.874 0.875 Viscosity 40 °C, mm 2 / s (cSt) D 445 32 46 68 100 Viscosity 100 °C, mm 2 / s ( cSt) D 445 5.4 6.7 8.8 11.4 Viscosity index D 2270 102 97 102 100 Viscosity 100 °F, SUS D 2161 163 237 353 504 Viscosity 210 °F, SUS D 2161 44 49 56 64 Flash point PM, °C D 93 204 216 222 236 Pour point, °C D 97 -18 -18 -18 -21 Aniline point, °C D 611 107 110 116 122 Copper strip, 100 °C, 3 hrs D 130 1 1 1 1 Sulphur, Wt% D 2622 0.02 0.02 0.02 0.01 Colour D 1500 <0.5 <0.5 <0.5 <0.5 Total acid number, mg KOH/ g D 974 <0.01 <0.01 <0.01 <0.01 Hydrocarbon Type Analysis D 2140 CA, % 2 2 1 1 CN, % 33 33 33 31 CP, % 65 65 66 68 Appearance at 15 °C (60 °F) D 4176 Clear Clear & Clear & Clear & & Bright Bright Bright Bright DMSO extractable IP 346 < 2 < 2 < 2 < 2 compounds, Wt% T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 industrial or mobile application hydraulic fluids is significantly facilitated (see 2.2.4) 2.2.2 Experimental work: Pour Point Depressant (PPD) expression We conducted an initial low temperature study, where the treat rate response of a Pour Point Depressant (PPD) additive was investigated in order to better understand the properties of the NR base oils. Specifically, a treat rate comparison study was made in order to elucidate the interplay between the naphthenic base oil components, and the added PPD additive. We prepared two sets of samples, containing one of the six NR base oils (70 to 600), and either 0.50 % or 0.25 % of PPD additive of a widely available global brand. We found that the lower treat rate 0.25 % (half the commonly used 0.50 %) gave almost the same response for the NR fluids as did a treat rate of 0.50 %. This indicated an improved low temperature performance, and suggested a possible cost-out in e. g. hydraulic fluids formulations (see 2.2.4). For the reference SN 150 fluid, the expected stepwise improvement going from neat oil to 0.25 % or 0.50 % was observed. In Figure 1, the result of adding 0.25 % PPD is shown. Aus Wissenschaft und Forschung Table 5: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008). New range base oils 70 to 600, model industrial hydraulic fluid (HM 46), model mobile hydraulic fluid (HV 46), commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46), and reference base oil SN 150. Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR 70 80 -4 -5,1 0,1839 7,55 NR 100 80 -3 -4,2 0,1247 5,32 NR 150 80 -4 -5,3 0,1337 5,61 NR 300 80 -4 -4,7 0,1381 5,81 NR 500 80 -3 -3,8 0,1188 5,04 NR 600 80 -3 -3,6 0,0614 2,51 HM 46 80 -3 -3,5 0,1185 4,58 HV 46 80 -4 -4,5 0,1016 4,01 M 46 80 -3 -4,1 0,1401 5,56 SN 150 80 -2 -3,0 0,0954 3,93 Figure1: PPD response in the New Range base oils 2.2.3 Experimental work: Elastomer base oil compatibility Elastomer compatibility is a key property of base oils, and finished lubricants, e. g. hydraulic fluids [2]. Four reference elastomer materials [3]: two NBRs, one H-NBR and one CR, have been investigated with respect to mass and hardness changes upon immersion for 168 h at 100 °C in the new range base oils, and reference base oil [4], and in reference and model (see 2.2.4) hydraulic fluids [5]. The purpose of this test series was to establish that the new range base oils have similar effect on the elastomer materials as the reference base oil, a standard Figure 2 : Hardness change of NBR 28 % AN, NR 70 to 600 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 34 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Group I Solvent Neutral (SN) 150. We also included four model hydraulic fluids (see 2.2.4) and two commercially available reference hydraulic fluids, procured and used off the shelf. The results for the elastomer compatibility of the new range base oils 70 to 600 (see Table 3), and reference fluids, for test material NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008), are given in Table 5. As one example, the influence on hardness and mass of NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008) for the same fluids are shown graphically for hardness change, Figure 2, and mass change, Figure 3. All results are found in Appendix I. In Figure 2, the direction of change, moderate loss of hardness (moderate softening), is the same for all base oils and fluids, and the magnitude is small, below -5 %. The commonly permissible variance of hardness is +/ - 10 %, e. g. in the Swedish Standard [6], or in DIN [7]. Likewise, for the second new range base oil series in ISO VG viscosity class (see Table 4), the results for the elastomer compatibility for test material on NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008) are given in Table 6. In this test series, two new model hydraulic fluids HM2 46 and HV2 46, based on the new ISO VG base oils, are included. Select results are shown graphically for hardness change, Figure 4, and mass change, Figure 5. All results are found in Appendix II. In Figure 4, the direction of change, moderate loss of hardness (moderate softening), again 35 Aus Wissenschaft und Forschung Table 6: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008). New range ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 base oils, model industrial hydraulic fluid (HM2 46), model mobile hydraulic fluid (HV2 46), and commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46). Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR ISO VG 32 80 -2,3 -2,9 0,1094 4,54 NR ISO VG 46 80 -2,3 -2,9 0,1011 4,10 NR ISO VG 68 80 -3,1 -3,9 0,0841 3,21 NR ISO VG 100 80 -1,6 -2,0 0,0564 2,18 HM2 46 80 -2,9 -3,7 0,1106 4,37 HV2 46 80 -3,9 -4,8 0,1162 4,72 M 46 80 -2,4 -3,0 0,1002 4,07 Figure 3: Mass change of NBR 28 % AN, NR 70 to 600 Figure 5: Mass change of NBR 28 % AN, ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 series Figure 4 : Hardness change of NBR 28 % AN, ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 series T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 35 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 is the same for all base oils and fluids, and the magnitude is small, below -5 %. The corresponding mass changes (Figure 5) are even smaller than those in Figure 3, less than + 5 % for all fluids. 2.2.4 Experimental work: formulation of model hydraulic fluids Hydraulic fluids are a very important lubricant segment, representing ca 10 % of the global market at 4 million metric tonnes per year. Of these, 1 million tonnes are industrial hydraulic fluids, and 3 million tonnes are mobile hydraulic (high VI, “multi grade”) fluids. Thus, we were keen to demonstrate the usefulness of our new base oils in this core application, and have concluded a model hydraulic fluid formulation study. The formulation study covered industrial (VI ca. 95) and mobile (VI ca. 150) hydraulic fluids. The typical formulations are given in Table 7. We utilized a readily available hydraulic fluid additive package, and likewise readily available PPD and VI Improver rheology modifier packages from global commercial suppliers. The treat rate of the additive package follows the recommendation. The PPD treat rate, 50 % lower than what is usually needed in Group I base oils, was determined in the first part of our study (see 2.2.2). The new model hydraulic fluids, and two commercially available reference hydraulic fluids, were analysed with respect to viscometric properties, pour point and flash point. Oxidation stability of our model fluids was determined by RPVOT [8]. A pass level is set to >300 minutes in the Swedish Standard [6]. In general, all properties more or less confirm to the ex-pectations of hydraulic fluids based on our new base oils. Pour points are lower, and flash points for some of the fluids are lower as well. Please see Table 8 for the general properties of the industrial hydraulic fluids, and Table 9 for the general properties of the mobile hydraulic fluids. In Table 8, please note that the Pour Point of both model industrial hydraulic fluids is very low, at -39 °C. For specimen HM2 46, the flash point increases by 24 °C, and the VI is 100. The oxidation stability by RPVOT also improves for the HM2 46. In Table 9, a similar trend of increasing flash point and oxidation stability by RPVOT, with pour points remaining low, is seen as the base oil changes from NR in HV 46, to the ISO VG range in HV2 46. To further probe the physical properties, filterability [9], foaming tendency [10], air release [11], and demulsibility [12] was investigated. These properties are influenced by the base oils, the interplay of the additives, and by the system history as the fluid ages under use, or become contaminated by dirt, dissolved substances, process fluid or other lubricants. Aus Wissenschaft und Forschung Table 7: Formulation of model hydraulic fluids HM46 HV46 HM2 46 HV2 46 Component %NR 100 - 83,15 - - NR 150 65,9 9,75 - - NR 600 33 - - - NR ISO VG 32 - - - 93,4 NR ISO VG 46 - - 98,9 - HF add pack. 0,85 0,85 0,85 0,85 PPD 0,25 0,25 0,25 0,25 VI Improver - 6,0 5,5 Table 9: General Mobile hydraulic fluid properties Characteris- Test HV 46 HV2 46 V 46, tics, unit method ASTM ref. KV @ 40 °C D 445 45,7 44,9 45,7 KV @ 100 °C D 445 8,24 8,09 7,74 VI D 2270 156 155 138 Density D 4052 0,879 0,870 0,872 (g/ ml @ 15 °C) FP COC (°C) D 92 186 222 232 PP (°C) D 97 -48 -48 -42 RPVOT (min) D 2270 330 388 nd* * = not determined Table 8: General Industrial hydraulic fluid properties Characteris- Test HM 46 HM2 46 M 46, tics, unit method ASTM ref. KV @ 40 °C D 445 46,8 46,2 45,8 KV @ 100 °C D 445 6,6 6,75 6,6 VI D 2270 90 99 94 Density D 4052 0,877 0,873 0,879 (g/ ml @ 15 °C) FP COC (°C) D 92 202 226 244 PP (°C) D 97 -39 -39 -24 RPVOT (min) D 2270 374 420 nd* * = not determined T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 However, the initial properties are still well worth determining, as these forms the base line performance, and will provide very useful information for the trained observer. In Table 10, the base line properties of the two hydraulic fluids, HM 46 and HM2 46 are given. For reference, also ISO 111 58, MH [13] limiting values are presented. The resulting data are in all aspects very promising, and well below the threshold limit values of the ISO 111 58 standard. Very fast air release, and fast and complete demulsibility stand out in this respect. For the high VI Mobile hydraulic fluids, HV 46 and HV2 46, the same properties were investigated. In Table 11, the base line properties of the two hydraulic fluids, HM 46 and HM2 46 are given, again also ISO 111 58 limits are given. The resulting data are again very satisfactory, and below the threshold limit values of the ISO 111 58 standard. Very fast air release, and fast and complete demulsibility stand out in a similar way as for the industrial hydraulic fluids. The final part of the physical properties study was a miscibility study, where our new model hydraulic fluids were blended with two similar and representative hydraulic fluids, one Industrial (called M 46) and one Mobile (called V 46). Such a blending study is frequently performed to assess the miscibility of an industrial lubricant, e. g. a hydraulic, turbine or gear fluid, present in an existing (legacy) lubricant reservoir or system. Typically, three different blends with the proportions 90: 10; 50: 50, and 10: 90 respectively, are prepared. A sufficient volume sample is mixed and stirred for one hour, and then left overnight to give it time to develop any reaction product, precipitates etc. The resulting blends are then tested for filterability, foaming tendency, air release, and demulsibility. In case of real life inuse systems, lubricant fluid suppliers sometime encounter filterability issues, intense foaming etc. usually at one of the extremes (90: 10 or 10: 90). 37 Aus Wissenschaft und Forschung Table 10: Physical properties of the Industrial hydraulic fluids Test Unit HM HM2 ISO b 46 46 Filterability I/ II a 97/ 94 98/ 97 80/ 60 Foam I @24 °C ml/ ml 10/ 0 0/ 0 150/ 0 Foam II @ 93 °C ml/ ml 30/ 0 0/ 0 80/ 0 Foam III @24 °C ml/ ml 10/ 0 0/ 0 150/ 0 Air Release min 2,0 3,9 10 Demulsibility min 10 10 30 Oil/ water/ emuls. ml 40/ 40/ 0 40/ 38/ 2 40/ 37/ 3 a = Dry (no added water), Applied Pressure 100 kPa b = ISO 111 58, HM Table 11: Physical properties of the Mobile hydraulic fluids Test Unit HV HV2 ISO b 46 46 Filterability I/ II a 102/ 96/ 94 80/ 60 102 Foam I @24 °C ml/ ml 10/ 0 20/ 0 150/ 0 Foam II @93 °C ml/ ml 20/ 0 20/ 0 80/ 0 Foam III @24 °C ml/ ml 10/ 0 20/ 0 150/ 0 Air Release min 4,3 2.5 10 Demulsibility min 5 10 30 Oil/ water/ emuls. ml 40/ 40/ 0 40/ 40/ 0 40/ 37/ 3 a = Dry (no added water), Applied Pressure 100 kPa b = ISO 111 58, HM Table 12: Miscibility study 1, Industrial hydraulic fluids HM 46 and M 46. The 90: 10 blend thus is composed of 90 % HM46 and 10 % M 46 Test Unit 90: 10 50: 50 10: 90 Filterability I/ II a 98/ 95 96/ 92 99/ 96 Foam I @24 °C ml/ ml 10/ 0 10/ 0 10/ 0 Foam II @93 °C ml/ ml 20/ 0 20/ 0 30/ 0 Foam III @24 °C ml/ ml 20/ 0 30/ 0 30/ 0 Air Release min 2,5 2,8 3,1 Demulsibility min 10 10 15 Oil/ water/ emuls. ml 40/ 40/ 0 40/ 37/ 3 40/ 38/ 2 a = Dry (no added water), Applied Pressure 100 kPa Table 13: Miscibility study 2, Mobile hydraulic fluids HV 46 and V 46. The 90: 10 blend thus is composed of 90 % HV46 and 10 % V 46 Test Unit 90: 10 50: 50 10: 90 Filterability I/ II a 98/ 95 103/ 98 98/ 87 Foam I @24 °C ml/ ml 0/ 0 0/ 0 0/ 0 Foam II @93 °C ml/ ml 20/ 0 30/ 0 30/ 0 Foam III @24 °C ml/ ml 0/ 0 0/ 0 10/ 0 Air Release min 3,6 2,8 2,8 Demulsibility min 5 10 15 Oil/ water/ emuls. ml 40/ 40/ 0 40/ 40/ 0 40/ 38/ 2 a = Dry (no added water), Applied Pressure 100 kPa T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 37 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 The information thus revealed is commonly utilized as a guideline for the application support team during a transition from one fluid supplier to another. In this case, as we are mixing and analysing fresh, unused hydraulic fluids, we do not expect to find any major incompatibilities or disturbance of properties. The results are given in Table 12 for the Industrial hydraulic fluid blends and in Table 13 for the Mobile hydraulic fluid blends. The same commercially available hydraulics fluids, M 46 and v 46, were utilised also for this part of the study. For ISO 111 58 reference value, please see Table 10 or 11. In Table 12, no detrimental effects can be seen. Air release remains very fast, and only a slight increase of the demulsibility time for 10: 90 stands out, but is still well within the limits of the ISO 111 58. In Table 13, again no detrimental effects can be seen. A slight increase of the demulsibility time for 10: 90 once again is observed, but is still well within the limits of the ISO 111 58. 3 Results and discussion In this study, we outline the design and testing of new range of specialty base oils, with its roots in Nynas’ naphthenic heritage. We set out to formulate one new range series to closely match the Kinematic Viscosity (KV) and Aniline Point (AP) of a reference set of Solvent Neutral Group I base oils, from 70 to 600 (SUS at 100 °F), Table 3. We also developed a second generation of these new base oils, Table 4, with ISO VG grade Kinematic Viscosity, and with Viscosity Index (VI) of 95 or more, as many end users find also the VI to be very helpful. We matched the KV, AP and VI according to our design expectations. The first applied study was in low temperature properties, especially the treat rate response and expression of added Pour Point Depressant (PPD) additive. We could establish a new, lower recommended use treat rate, at 50 % below conventionally used, for the new base oils. We conclude that a combination of lower content of nalkane wax precursor molecules, in combination with a higher content of multi ring naphthenic molecules contribute to the very good low temperature performance. This property was also found to be retained in the fully formulated model industrial and mobile hydraulic fluids that we developed, based on these new base oils. The purpose of the elastomer compatibility study was primarily to confirm out hypothesis that a solvency retained at similar levels as found in Group I base oils, would result in very similar elastomer-fluid interaction, and retained seal material behaviour. Specifically, we wanted to make sure that seal hardness and mass changes were of similar magnitude and in the same direction, as not to present the seal material with any additional challenges to satisfy the design need in a machine construction. We could determine that the elastomer material response to the new base oils met these expectations, and that our screening method was sufficiently sensitive, as seen in the response vs Chloroprene rubber (CR). We conclude that these elastomer experiments would serve as a no-harm screening study, and lends further support to our approach to Group I replacement base oils. For more extensive data, please see Appendix I and II. The model hydraulic fluids, four in all, that were prepared by blending of the new base oils with commercially available industry standard additives displayed the desired and expected properties. Close comparison, and miscibility testing, versus two commercially available hydraulic fluids indicate that the task of formulating and testing hydraulic fluids, based on our new base oils, would be feasible. As expected, the model hydraulic fluids based on the New Range ISO VG base oils display higher VI (for the Industrial hydraulic fluid HM2 46), and higher flash points for both the industrial (HM2 46) and mobile (HV2 46) model hydraulic fluids. The pour points remain low, a possible additional benefit for the end user. 4 Conclusions The results suggest that it is indeed possible to reproduce the key features of Group I base oils, and to formulate hydraulic fluids based on these. The new range of Group I replacement fluids thus offers a convenient way around compatibility, solubility and extensive reformulation issues that industrial lubricant blenders otherwise must conquer when formulating in base oils other than Group I, due to increasingly poor market availability, or by design choice. 5 References [1] Phadke. M., “Synthetic Basestocks Market -Market Trends and Outlook”, Proceedings of The 2015 European Base Oils & Lubricants Summit”, Vienna, September 2015 [2] Bock, W. “Hydraulic Oil”, Chapter 11 in “Lubricants and Lubrication”, 2 nd Ed., Editors: Mang, T., and Dresel, W., Wiley-VCH, Weinheim, Germany, 2007. ISBN 978-3- 527-31497-3 [3] Reference rubber materials from BAM, Berlin, Germany. NBR, 28% Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008); NBR, 28 % AN, Sulfur cured (BAM E009), HNBR-1, 35% AN, Peroxide cured (BAM E020), CR, Chloroprene Rubber (BAM E021) Aus Wissenschaft und Forschung T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 [4] ISO 1817: 2015(E), “Rubber, vulcanized or thermoplastic- Determination of the effect of liquids” [5] ISO 6072: 2011(E), “Rubber - Compatibility between hydraulic fluids and standard elastomeric materials” [6] Swedish Standard 155434: 2015 “Hydraulic fluids- Technical requirements, environmental properties and test methods” [7] DIN 51 524 “Minimum requirement of hydraulic fluids” Part 2 and 3 [8] ASTM D 2272-11 method A, “Standard Test Method for Oxidation Stability of Steam Turbine Oils by Rotating Pressure Vessel” [9] ISO 13357-2: 2005, “Petroleum products - Deter-mination of the filterability of lubricating oils - Part 2: Procedure for dry oils” [10] ASTM D 892-13, “Standard Test Method for Foaming Characteristics of Lubricating Oils” [11] ASTM D 3427-12, “Standard Test Method for Air Release Properties of Hydrocarbon Based Oils” [12] ASTM D 1401-10, “Standard Test Method for Water Separability of Petroleum Oils and Synthetic Fluids” [13] ISO 111 58: 2009 “Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family H (hydraulic sys-tems) - Specifications for categories HH, HL, HM, HV and HG” 39 Aus Wissenschaft und Forschung Appendix I Elastomer compatibility with the New Range (NR) 70 to 600 base oils Table 1: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28 % Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008). New range base oils 70 to 600, model industrial hydraulic fluid (HM 46), model mobile hydraulic fluid (HV 46), commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46), and reference base oil SN 150. Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR 70 80 -4 -5,1 0,1839 7,55 NR 100 80 -3 -4,2 0,1247 5,32 NR 150 80 -4 -5,3 0,1337 5,61 NR 300 80 -4 -4,7 0,1381 5,81 NR 500 80 -3 -3,8 0,1188 5,04 NR 600 80 -3 -3,6 0,0614 2,51 HM 46 80 -3 -3,5 0,1185 4,58 HV 46 80 -4 -4,5 0,1016 4,01 M 46 80 -3 -4,1 0,1401 5,56 SN 150 80 -2 -3,0 0,0954 3,93 Table 2: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28% Acetonitrile (AN), Sulphur cured (BAM E009). New range base oils 70 to 600, model industrial hydraulic fluid (HM 46), model mobile hydraulic fluid (HV 46), commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46), and reference base oil SN 150. Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR 70 80 -6,7 -8,6 0,1587 6,94 NR 100 80 -4,7 -6,1 0,0992 4,20 NR 150 80 -5,5 -7,1 0,1019 4,34 NR 300 80 -5,4 -7,0 0,1007 4,45 NR 500 80 -4,4 -5,8 0,0853 3,70 NR 600 80 -2,5 -3,3 0,029 1,26 HM 46 80 -5,9 -7,7 0,0768 3,31 HV 46 80 -3,2 -4,1 0,0646 2,83 M 46 80 -5,3 -6,8 0,1 4,43 SN 150 80 -2,7 -3,5 0,0636 2,66 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 39 40 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Aus Wissenschaft und Forschung Table 3: Base oil effect on hardness and mass of HNBR-1, 35% AN, Peroxide cured (BAM E020). New range base oils 70 to 600, model industrial hydraulic fluid (HM 46), model mobile hydraulic fluid (HV 46), commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46), and reference base oil SN 150. Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR 70 80 -2 -3,1 0,1388 6,28 NR 100 80 -2 -3,1 0,0816 3,88 NR 150 80 -3 -4,2 0,0773 3,60 NR 300 80 -2 -2,4 0,0886 3,95 NR 500 80 -2 -3,7 0,0733 3,40 NR 600 80 0 0,4 0,0193 0,87 HM 46 80 -2 -3,2 0,0611 2,70 HV 46 80 0 -0,7 0,0416 1,88 M 46 80 -2 -2,5 0,0813 3,61 SN 150 80 -5 -7,1 0,0421 1,92 Table 4: Base oil effect on hardness and mass of CR, Chloroprene Rubber (BAM E021). New range base oils 70 to 600, model industrial hydraulic fluid (HM 46), model mobile hydraulic fluid (HV 46), commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46), and reference base oil SN 150. Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR 70 80 -11 -13,4 0,5003 17,35 NR 100 80 -9 -10,8 0,3464 12,46 NR 150 80 -10 -11,5 0,3836 13,29 NR 300 80 -9 -10,4 0,3832 13,12 NR 500 80 -8 -9,8 0,3416 11,99 NR 600 80 -4 -5,1 0,1824 6,24 HM 46 80 -8 -9,9 0,3176 10,78 HV 46 80 -8 -10,0 0,3589 12,31 M 46 80 -8 -9,0 0,3287 11,34 SN 150 80 -7 -8,4 0,2883 10,31 Appendix II Elastomer compatibility with the New Range (NR) ISO VG 32 to 100 base oils Table 1: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28% Acetonitrile (AN), Peroxide cured (BAM E008). New range ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 base oils, model industrial hydraulic fluid (HM2 46), model mobile hydraulic fluid (HV2 46), and commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46) Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR ISO VG 32 80 -2,3 -2,9 0,1094 4,54 NR ISO VG 46 80 -2,3 -2,9 0,1011 4,10 NR ISO VG 68 80 -3,1 -3,9 0,0841 3,21 NR ISO VG 100 80 -1,6 -2,0 0,0564 2,18 HM2 46 80 -2,9 -3,7 0,1106 4,37 HV2 46 80 -3,9 -4,8 0,1162 4,72 M 46 80 -2,4 -3,0 0,1002 4,07 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 40 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 41 Aus Wissenschaft und Forschung Table 2: Base oil effect on hardness and mass of NBR, 28 % AN, Sulfur cured (BAM E009). New range ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 base oils, model industrial hydraulic fluid (HM2 46), model mobile hydraulic fluid (HV2 46), and commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46) Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR ISO VG 32 80 -2,9 -3,8 0,0813 3,16 NR ISO VG 46 80 -3,4 -4,4 0,0716 2,85 NR ISO VG 68 80 -4,6 -5,9 0,0481 1,90 NR ISO VG 100 80 -0,5 -0,6 0,0244 0,92 HM2 46 80 -4,0 -5,2 0,0752 3,03 HV2 46 80 -5,0 -6,5 0,0801 3,29 M 46 80 -1,7 -2,3 0,066 2,73 Table 3: Base oil effect on hardness and mass of HNBR-1, 35% AN, Peroxide cured (BAM E020). New range ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 base oils, model industrial hydraulic fluid (HM2 46), model mobile hydraulic fluid (HV2 46), and commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46) Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR ISO VG 32 80 0 0,5 0,0572 2,49 NR ISO VG 46 80 1 1,4 0,0585 2,46 NR ISO VG 68 80 2 2,9 0,0366 1,58 NR ISO VG 100 80 1 1,0 0,0132 0,60 HM2 46 80 1 1,4 0,0538 2,48 HV2 46 80 1 1,4 0,064 2,72 M 46 80 1 2,2 0,0454 1,90 Table 4: Base oil effect on hardness and mass of CR, Chloroprene Rubber (BAM E021). New range ISO VG 32/ 46/ 68/ 100 base oils, model industrial hydraulic fluid (HM2 46), model mobile hydraulic fluid (HV2 46), and commercial reference industrial hydraulic fluid (M 46) Fluid tested Hardness (start), Hardness change, Hardness change, Mass change Mass change Shore A Shore A % Δ g % NR ISO VG 32 80 -9 -10,2 0,2976 10,39 NR ISO VG 46 80 -9 -10,2 0,321 10,43 NR ISO VG 68 80 -6 -7,1 0,2501 8,14 NR ISO VG 100 80 -4 -4,6 0,1789 6,00 HM2 46 80 -9 -11,2 0,3124 10,08 HV2 46 80 -9 -10,2 0,306 10,65 M 46 80 -8 -10,0 0,3288 10,48 Anzeige Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction The demand for longer-lasting, better performing, lower maintenance metalworking fluids (MWFs) has never been greater. Reducing the frequency of tank-side maintenance and extending the time between shut-downs, can reduce the cost of fluid ownership and increase productivity. At the same time, regulatory requirements, health and safety considerations and customer preferences are limiting the ingredients considered acceptable, particularly for MWFs intended for use in multiple geographies. An important multi-functional additive, boric acid, has been used as a cost-effective, biostatic corrosion inhibitor and pH stabilizer since the early 1980s [1]. However, in 2010 the European Classification, Labelling and Packaging (CLP) regulation took effect, and under this regulation boric acid is classified as toxic to reproduction, Category 1B. Boric acid has been added to the European Union’s candidate list of Substances of Very High Concern (SVHC), and its use is limited to less than 5.5 % by weight in MWF concentrates. Although boric acid can be effective below this dosage, depending on the dilution rate, its classification as a reproductive toxicant has caught the attention of the industry. As a result, it is possible that some fluid producers and end users may decide not to allow any amount of boric acid. Formaldehyde-condensate biocides, in particular GRO- TAN ® (hexahydro-1,3,5-tris-(2-hydroxyethyl)-s-triazine), have been the bacteriacides of choice for water-dilutable MWFs for several decades. Triazine and another major class of formaldehyde condensates, the oxazolidines, provide cost effective control of prominent gram negative bacteria, such as Pseudomonas aeruginosa. These biocides are also relatively stable at the alkaline pH of most MWF concentrates. Unfortunately, formaldehyde condensate biocides also have the potential to release formaldehyde under MWF use conditions, and the International Agency for Research on Cancer (IARC) and National Toxicology Program (NTP) consider formaldehyde to be a known human carcinogen [2,3]. In view of industry concerns with formaldehyde and, by association, formaldehyde condensate biocides, 42 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 * Bonnie A. Pyzowski, Certificate in Chemistry Nicole L. Webb, B.Sc. Microbiology Patrick E. Brutto, M.Sc. Chemistry ANGUS Chemical Company Buffalo Grove, Illinois USA Robert M. Stubbs, B.Sc. Pure Chemistry Sea-Land Chemical Europe Byley Cheshire, United Kingdom Meeting Metalworking Fluid Longevity Requirements without Boron, Formaldehyde Condensates and Secondary Amines B. Pyzowski, N. Webb, P. Brutto, R. Stubbs* Water dilutable metalworking fluids are susceptible to shortened fluid life, due to the presence of numerous species of bacteria and fungi. Fluids have therefore been formulated with components which control microorganisms and/ or resist biological degradation. Examples include formaldehyde condensate biocides like GROTAN® (78 % hexahydro-1,3,5-tris-(2-hydroxyethyl)-s-triazine), boric acid or boron condensates, and secondary amines like dicyclohexylamine (DCHA). Regulatory actions and fluid end user preferences, driven primarily by health, safety and environmental concerns, are leading the industry to reduce or eliminate the use of these classes of compounds, at least in some countries. Maintaining fluid performance and longevity in the presence of microorganisms is more challenging when some or all of these compounds are eliminated. This paper discusses the use of certain primary amino alcohols, in combination with non-formaldehyde releasing biocides, and compares performance with systems containing 0-5 % boric acid and GROTAN, or DCHA and non-formaldehyde biocides, in the presence of hydraulic oil contamination. The performance of a high oil semi-synthetic fluid with 2.5 % boric acid and 2 % GROTAN is easily exceeded using DCHA or a primary amino alcohol combination (2-amino-1-butanol, 2-amino-2ethyl-1,3-propanediol and 3-amino-4-octanol), together with several non-formaldehyde biocides. Additionally, the primary amino alcohol combination with certain non-formaldehyde biocides approaches the performance of 5 % boric acid and 2 % GROTAN. Keywords Metalworking, bioresistance, boric acid, formaldehyde, secondary amines, primary amines, longevity Abstract T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis one major biocide manufacturer, The Dow Chemical Company, has decided not to reregister a product used for many years in the MWF industry, BIOBAN™ CS- 1246. The request for cancellation was acknowledged by the United States Environmental Protection Agency in July, 2014 [4]. Dicyclohexylamine (DCHA) has been used for several years to extend fluid life. However, although exempt from regulation in Germany under TRGS 611 due to its N-nitrosamine being considered non-carcinogenic, DCHA has the following GHS hazard classifications in the European Union: H301 (toxic if swallowed), H311 (toxic in contact with skin) and H410 (very toxic to aquatic life with long lasting effects) [5]. Some MWF producers and users have therefore decided not to allow the use of DCHA in their fluids. This paper will explore the use of alternative amino alcohols and registered biocides, with the goal of matching or exceeding the performance of generic fluids containing boric acid, GROTAN and/ or DCHA. 2 Experimental The following MWF formulations and test protocols were used in this study. 2.1 Semi Synthetic MWF Formulations High oil semi-synthetic MWF formulations were prepared for this study (Figure 1); this is a typical fluid class in Western Europe. The formulations are divided into four groups: • Fluids 1-3 contain 0-5 % boric acid, 2 % GROTAN and monoethanolamine (MEA) plus triethanolamine (TEA) for neutralization and pH adjustment/ buffering. These fluids served as “controls” in this study. • Fluids 4-8 include a primary amine stream (PAS) containing 2-amino- 1-butanol and 2-amino-2-ethyl-1,3propanediol, and the following nonformaldehyde biocides: ROCIMA™ BT2S (20 % benzisothiazolinone), BIOBAN™ P-1487 (4-(2-nitrobutyl)-morpholine and 4,4’-(2-ethyl- 2-nitrotrimethylene) dimorpholine), DOWICIDE™ 1E (o-phenylphenol) and Densil™ DN (n-butyl-1,2-benzisothiazolinone). DOWANOL™ EPh (phenoxyethanol) is not a registered biocide, but has synergistic preservative properties, for example in cosmetics formulations [6]. • Fluids 9-13 contain DCHA, MEA for neutralization/ pH adjustment and the same biocides as Fluids 4-8. A different organic acid is required to achieve stable fluid concentrates, due to the lipophilic nature of DCHA and its corresponding salts. • Fluids 14-18 contain PAS and CORRGUARD™ EXT (~85 % 3-amino-4-octanol), along with the same nonformaldehyde biocides. As with DCHA, the less hydrophilic character of CORRGUARD EXT and its salts requires a different acid to achieve stable concentrates. 2.2 Microbiological Challenge Test Protocol A modified ASTM E2275 procedure was used for the microbiological challenge tests. A mixed bacterial/ fungal inoculum was isolated from spoiled MWFs obtained from fluid producers in the USA. The fresh fluid concentrates were diluted to 5 % using Chicago tap water containing approximately 125 ppm total hardness. The diluted fluids were placed into Erlenmeyer flasks followed by cast iron chips, and then an inoculum of 10 6 colony forming units (CFU) per mL bacteria and 10 4 CFU/ mL fungi was added. Fresh hydraulic oil was also added (5 % on weight of diluted fluid), and the flasks were then sealed with foam caps and placed on orbital shakers. Shaking was continued for approximately 104 hours, following by shutdown for approximately 64 hours. After conclusion of the shutdown period, tramp oil was removed using an inert absorbent material and the fluids were sampled to determine bacterial and fungal counts using a serial dilution/ plate count method. After sampling, the fluids were re-inoculated with bacteria and Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 43 Ingredient Fluid ---> 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 CORFREE® M1 1 3 1.4 0.6 3 3 3 3 3 Diacid 1550 2 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 Boric Acid 0 2.5 5 Deionized Water 21.5 21 19.6 21.2 21.6 22 19.1 23.7 22.1 21.9 21 21.8 23.3 21.6 21.1 21.1 20.4 22.1 Primary Amine Stream (PAS) 3 8.2 8.4 8.4 8.4 8.4 2.4 2.9 2.6 2.4 2.4 CORRGUARD EXT 3 6 6 6 6 6 Triethanolamine 5 5 5 Monoethanolamine 4.4 4.4 4.4 1.2 1.7 1.5 1.2 1.4 DCHA 6 6 6 6 6 Hydrocal 100 4 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 40 Petronate HL 5 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 11 10 10 10 10 11 MWV L-5 2 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 Emulsogen MTP 070 6 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 5 4 4 4 4 4 4 4 Polartech PE 2110 7 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 2.4 DOWANOL™ PnB 8 3 3 3 3 3 2.1 0 3 3 3 2.1 3 3 3 2.1 3 Oleyl Alcohol 0.7 0.3 2.2 1.6 1.1 3.1 1.2 1.3 1 1 0.6 0.6 0.6 0.6 0.8 0.8 0.8 GROTAN® 9 2 2 2 ROCIMA™ BT2S 8 2 2 2 BIOBAN™ P-1487 8 2 2 2 DOWICIDE™ 1E 8 (70% in DOWANOL PnB) 3 3 3 DOWANOL EPh 8 6 6 6 Densil™ DN 10 0.3 0.3 0.3 TOTAL 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 100 1 Invista ; 2 Ingevity ; 3 ANGUS Chemical Company ; 4 Calumet Refining ; 5 Sonneborn ; 6 Clariant ; 7 Afton Chemical ; 8 Dow Chemical ; 9 Troy Corp ; 10 Lonza Figure 1: Semi-Synthetic MWF Formulations T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis fungi and 5 % fresh tramp oil was added. This cycle was repeated until failure, defined as two consecutive weeks above 10 5 CFU/ mL bacteria or 10 3 CFU/ mL fungi. 2.3 pH Monitoring A significant change in the pH of an in service fluid can be an indicator of microbiological degradation. Most often the pH will decrease due to the generation of acidic biodegradation products, but pH can also increase due to alkaline biodegradation products. In the present study, the pH of each fluid was measured initially and weekly thereafter during microbiological challenge testing. 2.4 Cast Iron Corrosion Test Protocol Loss of cast iron corrosion control can be an indicator of microbiological growth. In our study, a small sample of fluid was removed periodically from each flask during microbiological challenge testing, to determine corrosion control of standard cast iron chips. A modified ASTM D4627 procedure was used, where 3.0 grams of chips were placed on white filter paper in a petri dish, followed by addition of 5 grams of fluid to completely immerse the chips. The dish was covered for two hours and the fluid removed using a pipette. The wet chips were dried on the filter paper at 25 °C and 65 % relative humidity for approximately 24 hours. The percent staining of the filter paper was then estimated. 2.5 Aluminum Staining Test Protocol Staining of aluminum alloys can occur due to interaction with various fluid components, including certain amines and acids. The higher the fluid alkalinity and pH, the greater the chance of staining. In the present study, aluminum staining properties were determined by fully immersing freshly-sanded coupons of alloys 2024, 356, 6061 and 7075 in the freshly diluted fluids (5 % in tap water). The specimens were rough-sanded using 60 grit paper (Al 2 O 3 ), and then fine-sanded using 120 grit paper. The coupons were exposed for 24 hours at 40 °C, and staining was rated on a scale of 0 to 5, with 0 indicating similar appearance to the unexposed coupon, and 5 indicating dark or white stains on the majority of the coupon surface. 2.6 Residue Rinsability Test Protocol The residue left by in-service fluids on machines and parts can create cleaning difficulties and other problems. It is desirable for residues to be soft and easily removed using water. To test for rinsability, 2 g of diluted fluid (5 % in tap water) was placed in a small glass petri dish and dried at 50 °C for 24 hours. After cooling, 4 g of tap water was added to the dish and allowed to soak for 3 minutes. The dish was then swirled in a circular motion by hand for 2 minutes, inverted for 2 minutes to drain, and air dried with the open side up. Each fluid was tested in duplicate and the amount of residue estimated visually on a scale of 0 (least) to 3 (most). 3 Results and Discussion 3.1 Microbiology Results Bacterial results for the control fluids with GROTAN and 0-5 % boric acid, versus those with the primary amine stream (PAS) and non-formaldehyde biocides, are presented in Figure 2. The data show early bacterial failure for fluids with 0-2.5 % boric acid. The boron-free fluid with PAS and ROCIMA BT2S resists bacterial attack for an additional 4-5 weeks, and a similar fluid with PAS and Densil DN resists bacteria for 13 weeks. The fluid with GROTAN and 5 % boric acid, as well as those with PAS and the other non-formaldehyde biocides, resist bacterial attack through 15 weeks. Fungal challenge results for the controls vs. the fluids with PAS and non-formaldehyde biocides are presented in Figure 3. The fluids with GROTAN and 0-2.5 % boric acid lose fungal control early, but increasing the boric acid to 5 % prevents growth through 15 weeks. All fluids with PAS fail early, except that with Densil DN which resists fungi until 9 weeks. Results for the fluids with GROTAN and 0-5 % boric acid, versus those with DCHA and the non-formaldehyde 44 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Figure 2: Bacterial Results - PAS vs. Controls Figure 3: Fungal Results - PAS vs. Controls T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis biocides, are presented in Figures 4 and 5. Fluids 9, 10 and 12 with DCHA and ROCIMA BT2S, BIOBAN P- 1487 and DOWANOL™ EPh resist bacterial degradation longer than the fluids with GROTAN and 0-2.5 % boric acid, but not nearly as long as the fluid with 5 % boric acid. Fungal resistance of the fluids containing DCHA is better than those with GROTAN and 0-2.5 % boric acid, but only the fluid with DCHA and Densil DN approaches the performance of the fluid with 5 % boric acid. Results for the control fluids versus those with COR- RGUARD™ EXT and non-formaldehyde biocides are presented in Figures 6 and 7. The fluids with COR- RGUARD EXT resist bacterial growth better than those with GROTAN and 0-2.5 % boric acid, however only the fluid with CORRGUARD EXT and ROCIMA BT2S resists bacterial attack as well as that with 5 % boric acid. All fluids with CORRGUARD EXT resist fungal attack better than those with GROTAN and 0-2.5 % boric acid, and those with CORRGUARD EXT and RO- CIMA BT2S or DOWANOL EPh come closest to matching the performance of the fluid with 5 % boric acid. 3.2 pH Stability Results Changes in fluid pH can indicate microbiological degradation and loss of performance. The pH data taken during microbial challenge tests are presented in Figures 8-10, and are generally consistent with the microbiological results; the fluids with PAS have better pH stability than the authors would have predicted from the microbial data. The control fluids with GROTAN and 0-2.5 % boric acid lose pH control much faster than that with 5 % boric acid. Most fluids with PAS and the nonformaldehyde biocides have similar pH stability to the fluid with 5 % boric acid, except the one with ROCIMA BT2S which loses control after 9 weeks. The fluids with DCHA lose pH control relatively quickly, especially those with DOWICIDE 1E and Densil DN. This could be Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 45 Figure 4: Bacterial Results - DCHA vs. Controls Figure 5: Fungal Results - DCHA vs. Controls Figure 6: Bacterial Results - CORRGUARD EXT vs. Controls Figure 7: Fungal Results - CORRGUARD EXT vs. Controls Figure 8: pH Results - PAS vs. Controls T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis partially due to migration of DCHA into the tramp oil and/ or loss by evaporation. The fluids with CORRGU- ARD EXT have better pH stability than those with DCHA, although the pH of the fluid with Densil DN decreases rapidly after 9 weeks. CORRGUARD EXT has been shown in previous ANGUS studies to partition much less into tramp oil than DCHA, which could be one reason for the improved pH stability (and better microbiological control). 3.3 Cast Iron Corrosion Results Results for cast iron corrosion control during microbiological challenge testing are shown in Figures 11-13. Testing of the fluids with GROTAN and 0-2.5 % boric acid was stopped after 4 weeks due to poor microbial control, so corrosion data are not available beyond this point. Good corrosion control is observed for the control with 5 % boric acid through 13 weeks. Fluids with PAS and the alternative biocides lose corrosion control after 8 weeks, except the fluid with ROCIMA BT2S which loses control after 4 weeks. Most of the fluids with DCHA lose corrosion control at 8-13 weeks, although Fluid 10 with BIOBAN P-1487 performs a little better than the others. The fluids with CORRGUARD EXT control corrosion through 8 weeks, and those with DOWICIDE 1E and Densil DN perform close to the fluid with 5 % boric acid through 13 weeks. The fluid with 5 % boric acid performs best after 16 weeks. 3.4 Aluminum Staining Results Staining results for four common aluminum alloys are presented in Figure 14. Only the controls (Fluids 1-3) caused discoloration of the alloys, which could be due to the combined effects of MEA, TEA, GROTAN and their associated salts. The authors are not aware of boric acid having a negative impact on aluminum alloys. 46 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Figure 9: pH Results - DCHA vs. Controls Figure 10: pH Results - CORRGUARD EXT vs. Controls Figure 11: Corrosion Results - PAS vs. Controls Figure 12: Corrosion Results - DCHA vs. Controls Figure 13: Corrosion Results - CORRGUARD EXT vs. Controls T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis 3.5 Residue Rinsability Results Results of the residue rinsability tests are shown in Figure 15. The fluids with 2.5-5 % boric acid had better rinsability than the fluid without boric acid; this surprised the authors because reaction products of boric acid (amine salts, etc.) can produce hard, sticky residues. Most of the other fluids rinsed off easily, with the exception of Fluids 4 & 5 containing PAS and Rocima BT2S or BIOBAN P-1487; it seems the biocide influenced rinsability more than PAS, since Fluids 6-8 rinsed easily. The authors believe the high oil content of the semi-synthetic formulations had a beneficial effect on residue removal, which could explain why residues of the fluids with boric acid were easily rinsed. Unfortunately, this doesn’t explain why the residues of Fluids 1, 4 and 5 (without boric acid) were more difficult to remove than the others. 4 Conclusions The performance of a semi-synthetic fluid containing 2.5 % boric acid is easily exceeded using DCHA or a primary amine combination (PAS/ CORRGUARD EXT), together with several non-formaldehyde biocides. Additionally PAS/ CORRGUARD EXT enables performance approaching 5 % boric acid/ 2 % GROTAN, in a formulation free of boric acid, formaldehyde condensates and DCHA. Cost, performance and environmental/ safety requirements will dictate whether the alternatives presented in this paper are viable for MWF formulators and users requiring fluids without boric acid, secondary amines and formaldehyde condensate biocides. 5 Acknowledgements The authors would like to acknowledge and thank Soraya Kraszczyk of ANGUS Chemical Company for her help generating the data supporting this paper. References [1] Anderson, S., Determination of residual free boric acid in amine borate condensation reaction products by 11 B NMR spectroscopy, Lube Magazine, 110, 21-24, 2012 [2] IARC Press Release No. 153, 2004 [3] NTP, Department of Health and Human Services, 12 th Report on Carcinogens, 2011 [4] Federal Register Volume 79, Number 136, 41553-41554, 2014 [5] BASF safety data sheet according to Regulation (EC) No. 1907/ 2006, Version 9.0, Revised: 06.06.2014 [6] Dow Oxygenated Solvents Technical Data Sheet, Form No. 110-01140-607AMS Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 47 Alloy 356 Alloy 2024 Alloy 6061 Alloy 7075 Fluid 1 3 0 2 2 Fluid 2 3 1 3 2 Fluid 3 3 1 2 2 Fluid 4 0 0 0 0 Fluid 5 0 0 0 0 Fluid 6 0 0 0 0 Fluid 7 0 0 0 0 Fluid 8 0 0 0 0 Fluid 9 0 0 0 0 Fluid 10 0 0 0 0 Fluid 11 0 0 0 0 Fluid 12 0 0 0 0 Fluid 13 0 0 0 0 Fluid 14 0 0 0 0 Fluid 15 0 0 0 0 Fluid 16 0 0 0 0 Fluid 17 0 0 0 0 Fluid 18 0 0 0 0 Staining Rating Figure 14: Aluminum Staining Results - Controls vs. Others Residue Rinsability (Rating) Fluid 1 2 Fluid 2 0 Fluid 3 0 Fluid 4 3 Fluid 5 3 Fluid 6 0 Fluid 7 0 Fluid 8 0 Fluid 9 1 Fluid 10 1 Fluid 11 1 Fluid 12 1 Fluid 13 1 Fluid 14 1 Fluid 15 1 Fluid 16 0 Fluid 17 0 Fluid 18 0 Figure 15: Residue Rinsability - Controls vs. Others Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeige T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction and background The base oil industry has seen many changes over the last few years and looking back over 10 to 15 years, the changes in the base oil scene within Europe have been significant. And, if anything, the rate of change has sped up with additional types of base oils becoming available, not at least of which has been the introduction of new and higher specification oils. Recently, a new trading platform has evolved, specifically for the plastics and polymer industry [1, 2]. In fact, today there is a growing concern about the future availability of petroleum-based products. In addition, millions of tons of lubricants are dumped into the environment through leakage, exhaust gas and careless disposal. Some of the wastes are resistant to biodegradation and are threats to the environment. Thus, there are two major issues confronting the lubricant industries today: the search for raw materials that are renewable and products that are biodegradable [3]. During time, it became obvious that for the manufacture of fast biodegradable lubricating greases, vegetable and/ or synthetic ester oils, must be used instead of mineral oils. These products show clear advantages regarding lubricity, corrosion protection, viscosity/ temperature behaviour and as mentioned before, biodegradability. However, natural weak points of these derivatives are thermal and hydrolityc stability. As an additional aspect or consideration at this paragraph, it can be said, in principle, that synthetic esters in this respect and under the aspect of constant quality, are definitely superior to vegetable oils. Besides that, one must underline that esters are naturally polar molecules which give them the affinity for each other in the liquid state. This means they are less prone to evaporation than hydrocarbons, aromatics and ethers. At a given temperature and viscosity, synthetic esters are much less volatile than mineral oils, polyalphaolefins (PAO) and other less polar base oils. 48 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 * Prof.Dr.-Ing Liviu E. Mirci, University Politehnica Timisoara, Faculty of Chemical Engineering, Timisoara, Romania, E-Mail: livius_eduardus@yahoo.com Synthetic Complex Tetra-Esters Base Oils L. E. Mirci* Vorliegende Arbeit stellt die Ergebnisse betreffend die Synthese und Charakterisierung als bioabbaubare Schmiermittel von einigen komplexen Estern dar. Ausgegangen wird dabei von der Malonsäure, verschiedenen Glycolen, wie Triäthylen, Diäthylen, Monoäthylen, 1,3-Propylen, 1,4-Butylen, 1,5-Pentamethylen und Hexamethylenglykol, wobei die Ölsäure als Endglied oder als ein „Capping Element“ verwendet wird. Auf Grund einer regelmäßigen Alternation oder des Prinzips der sukzessiven Verteilung der polaren und nichtpolaren chemischen Funktionen, gleichmäßig verteilt auf die Länge eines genügend langen Moleküls, entstehen wertvolle synthetische bioabbaubare Schmiermittel. Diese Produkte weisen bedeutende tribologische Eigenschaften auf, wie z. B. einen hohen Viskositätskoeffizienten, hohen Flammpunkt und sehr gute Schmiereigenschaften. Schlüsselwörter synthetische Schmieröle; Malonsäure; Glycole, Ölsäure The paper presents results concerning the synthesis and characterisation as base oils lubricants with biodegradability potential of some complex esters realized on the basis of malonic acid, different glycols, such as triethylene, diethylene, (mono) ethylene, 1,3 propylene, 1,4 butylene, 1,5 pentamethylene and 1,6 hexamethylene glycol, respectively, along with oleic acid used/ considered as an end/ final segment or a capping element. On the basis of a theoretical concept of regular alternation or successive distribution principle of the polar and non-polar chemical functions equally issued/ shared out on the length of a sufficient/ satisfactory long/ large molecule, valuable synthetic ester lubricants/ base oils with biodegradability potential, were performed. These products showed remarkable good tribological properties, such as high viscosity indices, high flash points and very good lubricity features. Keywords synthetic ester base oils; malonic acid; glycols; oleic acid. Kurzfassung Abstract T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis One must also emphasize that synthetic lubricants are not an attempt to recreate mineral oil. It should be an impossible task to identify and synthesize all the mineral oil hydrocabon structures and mix them together to make a synthetic mineral oil. To come close would cost a fortune and its only use would be as a museum piece. There are many other structures in addition to hydrocarbons, such as esters, polyethers, silicones and halogenated fluids, which did not even occur in mineral oil but have unique and useful lubricating properties. Within each of these classes a variety of structures can be created with properties ranging from poor to excellent. Only those structures with particularly useful tribological properties are chosen for synthesis [4]. It should be remembered, however, that individual synthetic lubricants cannot be all things to all machines. One type of base stock may be perfect for one application but not good for another. A certain structural change may enhance one property at the expense of another. Additive differences in the same base stock can make or break a product. It is the lubricant formulator’s job to select the correct base stock and additive system so that the synthetic formulation shows measurable application benefits over mineral oils. The promise of synthetics has generated considerable research efforts to this end in recent years. This has resulted in in a broad spectrum of products which, in most cases, depend on unique additive systems to fully realize that promise [4]. Assured long-term availability of synthetic products enables the development of advanced designs whose successful operation depends on the properties of a synthetic. Ester-based lubricants, for example, are used in essentially all commercial and military jet engines due to the high temperatures encountered and mineral oils are out of this picture. The cost of a lubricant fill, even with synthetics, is small compared with the development and production costs of most equipment, and, as the engineering properties of synthetics become better appreciated, the trend to exclusive use of synthetics in certain applications will increase [4]. The review of the literature of the last several years offers some references that fall in this frame of interest. Thus, biodegradable lubricants and their production via chemical catalysts, represents the subject of an interesting paper. The main research emphasis has been placed on ways to produce biolubricants with suitable viscosity and liquid-state temperature range, and this aim was based on castor oil [3]. An US patent describes the production of synthetic biodegradable lubricants and functional fluids. More particularly, this invention relates to biodegradable synthetic oils which exhibit improved lubricity and anti-wear properties and also satisfy environmental standards for aquatic toxicity. The present invention is based on the discovery that esters of certain polyols with C 12 -C 28 carboxylic acids are highly effective as lubricity additives when combined with a base oil ester of an alcohol and a C 5 - C 10 carboxylic acid, which can be linear or branched, aromatic or aliphatic. This ester combination provides an oil which is a suitable biodegradable lubricant or functional fluid and exhibits lubricity and anti-wear properties [5]. A study of pentaerythritol tetraoleate ester as industrial gear oil was reported and the product was found to have good potential for use as a base stock for formulation as extreme pressure (EP) type of industrial gear oil VG-68 [6]. Ester based lubricants derived from renewable resources represent the theme of a study and this reports that the oxidation stability of saturated based ester formulation is better compared to the unsaturated ester based formulation. Especially regarding the rapeseed oil based formulation. The sensitivity to oxidative attack is caused mainly by multiple unsaturated (double) bonds present in the fatty acid part of the molecule and also by the “beta-CH group” of the glycerol. Ester based oils formulations exhibit less friction than mineral based oil, while unsaturated based synthetic ester formulation exhibits the best antiwear protection, especially in the boundary lubrication regime [7]. An elaborated study deals with the biodegradability testing of synthetic lubricants-effects of additives and usage. The results reported clearly show that the mineral oil is far less biodegradable than the ester oils and that their biodegradability is not affected by usage. Biodegradability of the ester oils is mainly depending on the characteristics of the base fluids and not affected by the additives. Antioxidants are influencing stability respectively biodegradability indirectly, since they prevent oxopolymerization effects. In this context, the antioxidants ensure ready biodegradability and have a positive effect on the environmental fate of synthetic ester lubricants [8]. The behaviour of esters in blend and its possible application was studied and it was found that a mixture of 32: 68 weight ratio of pentaerythritol-tetra-oleate (PETO) and dioctyladipate (DOA) was assigned as a suitable one to be used in two diesel engines [9]. A review of non-edible oil as a source of bio-lubricant for industrial application was published recently, and it pointed out that these materials present consistent advantages such as high lubricity, viscosity-temperature relationship, low lubricant consumption, energy efficiency combined with public health, safety and environmental contamination, more than offset the disadvantages of initial costs in most of these applications. It has been suggested that modified and stabilized oils of wasteland and forest origin and other non-edible oils and their che- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 49 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis mically modified derivatives, can be produced at relatively cheaper cost than similar oils marketed in the developed world and can be introduced in India with immense environmental and performance benefits [10]. Much attention is also recorded in the last years literature in order to understand the mechanism of action of phosphate esters, thiophosphate esters and metal thiophosphate which have been used as lubricant additives for over 50 years. The mechanisms of these materials interacting with a range of iron and steel based bearing material are examined [11]. By analyzing the most representative directions of research recorded, one can observe that there is a constant effort in order to realize biodegradable lubricants, strongly requested by the market. These offered examples also indicate that this goal is accomplished either via chemical alteration of a triglyceride molecule of a vegetable oil, or via the realization of various esters, with more or less biodegradability capability. One can also firmly remark that, almost exclusively, the long, unsaturated chain (oleic, being the most representative) is responsible for the valuable, unique characteristics of vegetable oils, when considered as biolubricants. Any chemical modification of their structure will obviously diminish drastically (even up to extinction) the intrinsic features of the considered/ discussed vegetable oil. Under this situation we have considered a new route of research. That is: We realized an absolutely new class of special complex (tetra) esters which contain the valuable part of a triglyceride, that is the long, unsaturated aliphatic chain, mainly of oleic type, as such, that is unaltered or without any chemical modification. By using an original principle, unreported in the literature, which means the regular alternation or the successive distribution of the chemical polar functions (in fact, ester bridges) with the non-polar ones (aliphatic segments, saturated and/ or unsaturated hydrocarbon chains), equally distributed on the length of a sufficient/ satisfactory long/ large molecule, valuable complex esters have been synthesized. In an essential general schematic representation the situation could be described/ depicted by the following graphic form: ---------O--------O--------O--------O-------where: --------represents the non polar (aliphatic chain) chemical function O represents the polar chemical function (esteric group) Under this way, by arranging in an uniformly alternating manner the polar chemical function groups with the nonpolar ones, or by assembling these chemical functions in order to be equally distributed on the length of a long/ large molecule, and by observing that the unsaturated long aliphatic chain obtained/ derived from natural vegetable oils (oleic rest) blocks / closes both ends of this realized molecule, one can expect from these compounds at least valuable lubrifying properties. In a more suggestive representation, this new conceived principle could be visualized within the following graphic form shown in Figure 1, in which the position of a lubricant and its supposed mechanism of action are also imagined/ represented. On the occasion of some recent (2012, 2014) International Congresses, held in Germany (Intern. Colloquiums on Tribology, Stuttgart/ Ostfildern) we have firstly presented/ proposed this elaborated representation, defined/ called consequently as the “myriopod (myriapod) concept” [12,13]. By using the principle mentioned above, we have realized some special complex synthetic ester lubricants of an elaborated tetraester type on the basis of malonic acid, oleic acid, considered as an end/ final segment or a capping element, and different glycols, respectively, with biodegradability potential. These products are defined by the general formula (I): R - COO - A - OOC - B - COO - A - OOC - R (I) where: A = radical of (mono) ethylene, 1,3 propylene, 1,4 butylene, 1,5 pentamethylene, 1,6 hexamethylene, diethylene and triethylene glycol, respectively B = malonic acid radical -CH2 - R = oleic acid radical, CH 3 -(CH 2 ) 7 -CH = CH-(CH 2 ) 7 - For sure we must underline that the use/ choice of oleic acid radical as an end/ final or a capping element was not 50 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Figure 1: The regular alternation or successive distribution principle, the “myriopod (myriapod) concept” T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis fortuitous, and this reason was firmly grounded on the well-known opinion that this part of the vegetable oil confers them such valuable lubricant properties. On the basis of this program, and by evaluating these new created lubricant models, it becomes possible to quantify the influence of different chemical functions that are present in each considered molecule on overall properties, and we also could investigate the variation of the representative tribology properties as a function of the general chemical structure, that is of the variation in length/ structure brought in by the chosen glycol. The synthesized products showed some excellent tribological properties, such as high viscosity indices, very good/ high flash points and remarkable lubricity properties. The results of some of our attempts were firstly presented, for instance, in an International Congress in Singapore [14], when the acid “B” was adipic acid, while the specific structure of these malonic derivatives, as well as the synthesis procedure, were protected by a patent [15]. Note: We have also produced the so-called “reversed series” of such complex esters, that is when “B” in formula (I) was a glycol, while “A” was malonic acid and “R” was isotridecanol, which results will be published subsequently. We must underline that the results of our researches were reported accordingly in the case of series of adipic and sebacic acids, respectively [16-19], while for this series some of the first results were presented in an International Congress [22]. 2 Experimental The glycols used, that is (mono) ethylene, 1,3 propylene, 1,4 butylene, 1,5 pentamethylene, 1,6 hexamethylene, diethylene and triethylene glycol, respectively, were pure chemical samples supplied by Merck, as well as malonic acid, while oleic acid was purchased from Aldrich. The synthesis of these special complex esters was performed in a solution esterification process, by using an aromatic solvent, which acted also as an azeotropic agent for the extraction of water (toluene, preferably), within either an autocatalytic system or by using solid a catalyst, via two steps, according to a specific method described elsewhere [20,21]. The adequate purified products were characterized by chemical and physical indices specific to this class, while the rheological characteristic tribological features were determined by using standardized techniques. Thus, dynamic viscosity was measured by means of a rotation viscometer (Rheotest Type RV, VEB Prüfgerate-Werk Medingen/ Dresden, Germany), at 20 °C, measuring device S1, shear rate within the interval 1.6- 1310 / s. The four ball test was accomplished on a SETA machine (SETA-Shell Four Ball Lubricants Tester, Stanhope Seta, England), according to ASTM 2783-03. Kinematic viscosity was determined with an Ubbelohde viscometer (Schott-Geräte GmbH, Hofheim, Germany) according to ASTM D 445-06, while the viscosity index,VI, was calculated from the data, conformably to ASTM 2770. The pour point was measured according to ASTM D 97- 06, and the flash point according to ASTM D 92-05. Note that in order to facilitate the reading of tables and make easier the identification of products, a coding system was used involving an abbreviation principle by taking into account the glycol used which represents in fact the only variant factor of the chemical structures of these derivatives, and also by mentioning the abridged forms MAL and OL, with the purpose that all chemical factors should have been considered. Consequently, the denominated terms are the following: MAL-(mono)-ethylene-OL, MAL-1,3-propylene-OL, MAL-1,4-butylene-OL, MAL-1,5 pentamethylene-OL, MAL-1,6 hexamethylene-OL, MAL-diethylene-OL and MAL-triethylene- OL, respectively. 3 Results and Discussion The main chemical and physical values of this series are presented in Table 1. From the data recorded in this table one can observe the following: (1) The molecular mass presents values between 720 and 896 mass units, which falls in the usual domain of synthetic oils. (2) The density shows a remarkable smooth variation, being a function of the long aliphatic chain brought in by the glycol. However, the high content in oleic acid radical, long aliphatic chain, sets the fashion of the very close values recorded, and that is in good agreement with theoretical presumptions. In the same time this smooth variation emphasize the high purity level of these complex synthetic esters. (3) The refractive index follows a similar behavior being not able to record/ discern a logical variation. This fact is also explainable, in general, by the high molecular mass of these derivatives and by observing that the variation is due to the content of glycol rest, which has a small Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 51 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis 52 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Table 1: Values of the main physical-chemical characteristics No. Parameter Molecular Molecular Density, Refractive Dynamic Code formula mass g/ cm 3 , 20 °C index, n 20 D viscosity, mPa∙s 1 MAL-(mono) C 43 H 76 O 8 720 0.9112 1.4662 40.1 ETYLENE-OL 2 MAL-1,3 C 45 H 80 O 8 748 0.9242 1.4675 42.0 -propylene-OL 3 MAL-1,4 C 47 H 84 O 8 776 0.9255 1.4683 47.3 -butylene-OL 4 MAL-1,5 C 49 H 88 O 8 804 0.9198 1.4672 45.6 -pentamethylene-OL 5 MAL-1,6 C 51 H 92 O 8 832 0.9160 1.4680 57.3 -hexamethylene-OL 6 MAL-diethylene-OL C 47 H 84 O 10 808 0.9436 1.4668 53.0 7 MAL-triethylene-OL C 51 H 92 O 12 896 0.9495 1.4670 47.7 Table 2: Representative tribologic parameters No. Parameter Kinematic viscosity, Viscosity Flash Pour mm 2 / s index, point, point, Code 40 °C 100 °C VI °C °C 1 MAL-(mono) 17.40 4.73 214 173 -8 -ethylene-OL 2 MAL-1,3propylene-OL 22.26 5.77 222 195 -4 3 MAL-1,4 butylene-OL 25.36 6.39 223 202 -1 4 MAL-1,5 -pentamethylene-OL 25.15 6.08 205 205 -12 5 MAL -1,6 31.34 6.97 193 204 0 -hexamethylene-OL 6 MAL-diethylene-OL 24.13 5.52 177 197 -15 7 MAL-triethylene-OL 24.40 5.81 195 203 -23 Table 3: Four ball test No. Parameter Wear scar diameter, mm, 20 daN, 100 min Base oil Additivated oil Code 1,0 % Zn 1,0 % dithiocarbamate dithiophosphate ashless 1 MAL-(mono)ethylene-OL 0.60 0.60 0.55 2 MAL-1,3 propylene-OL 0.40 0.40 0.40 3 MAL-1,4 butylene-OL 0.40 0.40 0.40 4 MAL-1,5 pentamethylene-OL 0.55 0.50 0.45 5 MAL-1,6 hexamethylene-OL 0.60 0.50 0.45 6 MAL-diethylene-OL 0.60 0.55 0.50 7 MAL-triethylene-OL 0.50 0.45 0.40 T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis weight contribution to the global mass. Refractive index underlines, again, the high level of purity of these products. (4) The dynamic viscosity follows a logical rule which means that it presents progressive increasing values as the length of the glycol used (that is implicitly the aliphatic content) increases. Generally, the values recorded are reasonable small. The values of the physical and rheological characteristics that are important with respect to the tribological properties, are included in Table 2. First of all, one can easily remark the excellent level recorded for the viscosity index, VI, with values ranging from 177 up to 223. This behavior means a very good dependence/ relationship of the viscosity versus temperature, which signifies, mainly, that temperature has a little influence on the viscosity, and this fact is a basis criterion as regards the choice of a lubricant which has to prove its application versatility. The values recorded for the flash point are also very good, the maximum value registered being 205 °C. As for the pour point, the values level is reasonable good, ranging from 0 °C to -23 °C. The complex structure of these derivatives has a substantial contribution for this behavior. To check the lubricity properties of these complex synthetic esters, some four-ball tests were performed, and the results of these measurements are recorded in Table 3. As one can see from this table, when these compounds are evaluated as (simply) base oils, that is without any anti-wear additive, they perform very well, by observing also that the values recorded fall in a homogeneous interval. When additivated, some of the terms show improved values, to a certain extent. One can also remark that they show a good compatibility with the additive system used. 4 Conclusions On the basis of the regular alternation or successive distribution principle of the polar and non-polar chemical functions, equally distributed on the length of a sufficient/ satisfactory long/ large molecule, principle that could be integrated in a so-called myriopod (myriapod) concept, some complex synthetic esters, considered as synthetic base oils with biodegradability potential, built on the basis of malonic acid, oleic acid which is considered/ used as an end/ final segment or a capping element, and by using different glycols such as (mono) ethylene, 1,3 propylene, 1,4 butylene, 1,5 pentamethylene, 1,6 hexamethylene, diethylene and triethylene glycol, respectively, were synthesized and evaluated as tribological fluids. These absolutely new compounds show excellent values for the viscosity index, VI, with values which are ranged from 177 up to 223 units.They also possess very good/ high values for the flash point, the best value being 205 °C, while the pour point presents also good values. On the other hand, this elaborated structure of these complex (tetra) esters permitted to reach a very good level of lubricating characteristics, as proved by the four-ball test. By taking into consideration the overall features described above of these special conceptualized absolutely new complex synthetic esters, considered as base oils with biodegradability potential, one can consider that the theoretical premises that have been considered, or the fundamental principles that grounded the whole program, were fully certified/ validated by the remarkable good level of general properties of these compounds. Acknowledgements Special thanks must be addressed to our former students Prof. Dr.-Eng Waltraut Brandl, Prorector at Gelsenkirchen University, Germany, and to Dr.-Eng Livius Cotarca, Scientific Director, Head of R&D Zambon Group, Italy, respectively, for their valuable support in order to acquire the raw materials used in this work, as well as to Dipl.-Eng Victor Boiangiu Head of Analytic Department at ICERP Institute,Ploiesti, Romania, for performing the specific tribological tests. References [1] Masson R., Europe: Last of the Group I Clubs ? , Lubes’n Greases Europe-Middle East-Africa, 2015, June,p.6. [2] Masson R., (Ex) Change for the Better? Lubes’n Greases Europe-Middle East-Africa, 2015, August p.6. [3] Cavalcanti da Silva J.A. Biodegradable Lubricants and their Production via Chemical Catalysis, Tribology-Lubricants and Lubrication, 2011, October, pp 185-200. 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Deters* Zur Realisierung von Kundenanforderungen und Einhaltung der gesetzlichen Rahmenbedingungen werden Verbrennungsmotoren zunehmend nach folgenden Aspekten entwickelt: Erhöhung der spezifischen Leistung, Verbesserung der Fuel-Economy sowie Reduzierung der ökologischen Belastung. Dieser Trend führt zu stetig steigenden, oftmals wechselwirkenden Anforderungen an das innermotorische TTS „Kolbenring-Zylinderlauffläche-Motoröl“. Bezogen auf den Schmierstoff sind das u. a.: niedrige Viskosität, erhöhter Verschleiß- und Fressschutz, verlängerte Ölwechselintervalle sowie ökologisch und ökonomisch vertretbare Grundöl-Additivpaket-Formulierungen. Besonders zu beachten ist in diesem Zusammenhang der Umstand, dass sich Motoröle - und damit ihre tribologischen und rheologischen Eigenschaften im Vergleich zum Frischölzustand - während des motorischen Betriebs durch thermische und mechanische Beanspruchungen sowie den Eintrag von Ruß, Kraftstoff und Kondensat erheblich verändern. Um die Auswirkungen der Ölalterungsprozesse im Ring- Liner-Kontakt charakterisieren zu können, wurden unterschiedlich gealterte Motoröle realitätsnah mit Originalbauteilen in einem SRV ® -Tribometer untersucht. Durch das gezielte Variieren der Alterungsparameter Rußgehalt und Thermostress konnte deren Einfluss auf das Reibungs- und Verschleißverhalten des Tribosystems Kolbenring-Zylinderlauffläche analysiert und besser verstanden werden. Schlüsselwörter Dieselmotor, Kolbenring, Zylinderlauffläche, SRV, Tribometer, Ölalterung, Rußgehalt, Reibung, Verschleiß, Öltemperatur For the fulfillment of customer requirements and compliance with legal requirements combustion engines are increasingly being developed with focus to the following aspects: increasing the specific power, improving fuel economy and reducing environmental pollution. This trend leads to steadily rising but often interacting demands on the internal engine tribology system “piston ring - cylinder liner - engine oil”. With respect to the lubricants, that means: low viscosity, increased wear and scuffing protection, longer oil change intervals and ecologically and economically acceptable base oil additive package formulations. Of particular note in this context is the fact that engine oils considerably change their tribological and rheological properties as compared to the fresh oil condition during the motor operation by thermal and mechanical stresses as well as the entry of soot, fuel and condensate. In order to characterize the effects of the oil aging processes in the ring-liner contact, different aged engine oils were realistically investigated with original engine components in a SRV ® tribometer. By specifically varying the soot content and thermal stress it was possible to analyze and interpret the influence of these aging parameters on the friction and wear behavior of the tribological system piston ring and cylinder liner. Keywords ring liner, SRV, tribometer, diesel engine oil, soot, rig test, friction, wear Kurzfassung Abstract * Dipl.-Ing.(FH) Patrick Beau, MAN Truck & Bus AG Material Technology Powertrain, Truck & Bus 90441 Nürnberg Prof. Dr.-Ing. Christian Busch, Westsächsische Hochschule Zwickau Fakultät Automobil- und Maschinenbau, 08056 Zwickau Univ.-Prof. Dr.-Ing. Ludger Deters, Otto-von-Guericke-Universität Magdeburg Institut für Maschinenkonstruktion, Lehrstuhl für Maschinenelemente und Tribologie, 39106 Magdeburg T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis tung. Im Motorenbau stellt hierbei die außermotorische Prüfung und tribologische Bewertung des Kolbenring-Zylinderlaufflächen-Systems mit Tribometern ein methodisches Werkzeug dar, mit dessen Hilfe eine zeit- und kostenoptimierte Produktqualifizierung unterstützt werden kann. Mit Hilfe eines optimierten SRV ® -Tribometers und gezielt vom Realsystem abgeleiteten Parametersätzen ist es beispielsweise möglich, Ring-Liner-Untersuchungen durchzuführen, die sich durch einen hohen Grad der Übertragbarkeit der Ergebnisse auf das Realsystem auszeichnen [1]. Im Rahmen unterschiedlicher Versuchsreihen konnten bereits eindeutige und signifikante Korrelationen der Laborergebnisse zu denen vom Motorenprüfstand nachgewiesen werden [2, 3]. Anzumerken ist hier, dass für die Realisierung von schädigungsäquivalenten Versuchen im Labormaßstab eine Beölung der zu untersuchenden Kolbenringe und Zylinderlaufflächen mit motorisch gealtertem Schmierstoff notwendig ist. Die Schädigungsäquivalenz der Laborergebnisse liegt vor, wenn im Tribometerversuch dieselben charakteristischen Verschleißbeträge und -mechanismen erzeugt werden, die auch im zugrundeliegenden Realsystem auftreten. Für das Ring-Liner-System von Nutzfahrzeugmotoren sind dies beispielsweise: ein ausgeprägter Zwickelverschleiß der GJL- Zylinderlauffläche im Bereich des oberen Totpunkts (Bild 1) sowie ein polierter Laufspiegel mit erkennbarem Chromrissnetzwerk auf der Oberfläche von CKS-Kolbenringen (Bild 2). Aus bereits stattgefundenen Untersuchungen ist bekannt, dass der Alterungszustand des im Tribometerversuch verwendeten Motoröls einen signifikanten Einfluss auf das Reibungs- und Verschleißverhalten des Ring-Liner-Systems hat (Bild 3 + 4). Während die Verwendung von Frischöl zu quasistationären Reibungskoeffizienten über der Versuchsdauer, unkritisch geringem Linerverschleiß ohne Zwickelzone sowie messtechnisch kaum feststellbarem Ringverschleiß führt, zeigt ein Frischöl, welches im Vorfeld des Versuches für eine definierte Zeit bei einer konstanten Temperatur im Labor thermisch beansprucht wurde - im Folgenden Thermostress-Öl genannt - ein deutlich erhöhtes Reibniveau 56 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Z w i c k e l v e r s c h l e i ß i m B e r e i c h d e r U m k e h r p u n k t e d e s K o l b e n r i n g s 2 µm B Bild 1: Verschleißmessung eines Liners nach einem schädigungsäquivalenten Tribometerversuch Bild 2: Laufspiegel mit Chromrissnetzwerk auf Kolbenring nach tribologischer Belastung Bild 3: Reibungsverhalten im 18-stündigen SRV-Versuch: Auswirkungen des Ölzustandes Bild 4: Verschleißbeträge nach dem 18-stündigen SRV-Versuch: Auswirkungen des Ölzustandes 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 0,23 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 Reibungskoeffizient µ [-] Zeit t [h] Reibungsverhalten Frischöl TÖ_150°C AÖ_1 AÖ_2 Ring-Liner I t = 18 h I T = 100 °C F N = 240 N I s = 4 mm I f = 20 Hz Versuchsbeginn nach 1 h RUN-IN n = 3 s ≤ 0,014 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 Frischöl TÖ_150°C AÖ_1 AÖ_2 Verschleiß W RL [µm] Systemverschleiß Liner Ring n = 3 s Liner ≤ 0,14 s Ring ≤ 0,026 Ring-Liner I t = 18 h I T = 100 °C F N = 240 N I s = 4 mm I f = 20 Hz Versuchsbeginn nach 1 h RUN-IN T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis bei ansonsten vergleichbarem Verschleißverhalten (TÖ_150 °C). Für motorisch gealterte Öle - im weiteren Verlauf mit Altöle (AÖ) bezeichnet - ist im Vergleich zu ihrer entsprechenden Frischölvariante im Allgemeinen folgendes Systemverhalten charakteristisch: ein über der Versuchsdauer instationärer, absinkender Reibungskoeffizient bei erhöhtem Anfangsreibwert sowie ein realsystemähnlicher Liner- und Ringverschleiß mit ausgeprägtem Zwickel bzw. Laufspiegel. Je nach vorliegendem Öl(-alterungs)zustand ergeben sich hierbei unterschiedlich ausgebildete Reibungsverläufe und Zwickeltiefen. Das dargestellte AÖ_1 spiegelt den Ölzustand zum Zeitpunkt eines anstehenden Ölwechselintervalls wider (im Nfz-Bereich nach ca. 125.000 km), während das AÖ_2 gezielt überfahren wurde und dabei gleichzeitig einer erhöhten thermischen Belastung im Betrieb ausgesetzt war. Basierend auf den dargestellten Versuchsergebnissen wurden folgende Hypothesen zu den Auswirkungen des Ölzustandes auf das tribologische Verhalten des untersuchten Ring-Liner-Systems abgeleitet: 1. Thermostress hat keinen Einfluss auf das Verschleißverhalten, erhöht aber die Reibung im System 2. Ring- und Zwickelverschleiß entstehen durch den im Altöl vorhandenen Ruß 3. Rußpartikel erzeugen eine reibungsminimierende Wirkung Um die Auswirkungen der Ölalterungsprozesse im Ring- Liner-Kontakt näher charakterisieren zu können, wurde für die in diesem Beitrag durchgeführten Untersuchungen der Schmierstoffzustand eines Referenzmotoröls - basierend auf den drei genannten Hypothesen - selektiv im Labormaßstab verändert. Durch das gezielte Variieren und Kombinieren der Alterungsparameter Rußgehalt und Thermostress sollten deren Einflüsse auf das Reibungsverhalten sowie Auswirkungen auf den Systemverschleiß mit Bezug auf die Tribopaarung Kolbenring-Zylinderlauffläche analysiert werden. Hierzu wurden sowohl einfache Kugel-Scheibe-Modellversuche als auch realitätsnahe Ring-Liner-Untersuchungen mit Originalbauteilen in einem SRV ® -Tribometer durchgeführt. Im Ergebnis sollen die im Vorfeld aufgestellten Hypothesen zu den Auswirkungen des Ölzustandes auf das untersuchte Tribosystem hinsichtlich ihrer Aussagekraft und Plausibilität neu bewertet werden. 2 Probenmaterial Um den tribologischen Einfluss der beiden ölzustandsverändernden Parameter Rußgehalt und Thermostress untersuchen zu können, wurden ausgehend von einem handelsüblichen Motoröl der SAE-Klasse 5W-30, welches als Frischölreferenz dient, folgende Ölvarianten im Labor hergestellt (Tabelle 1): Zur Erzeugung der rein thermisch beanspruchten Ölvarianten (TÖ) wurden Frischölproben unter Laborbedingungen entsprechend ihrer Nomenklatur auf 130 °C, 150 °C oder 190 °C erhitzt und für einen Zeitraum > 40 h konstant bei diesen Temperaturen gehalten. Durch die Zugabe von motorisch erzeugtem Ruß, welcher während des befeuerten Prüfstandbetriebs eines Nutzfahrzeugmotors auf einem Filter abgeschieden werden konnte, wurden Frischölvarianten mit einem Rußgehalt (RG) von 0,23 % bzw. 0,85 % hergestellt. Motoröle unterliegen infolge der Verbrennung sowohl thermischem Stress als auch der Verrußung. Aus diesem Grund wurden durch Kombination von Temperaturzufuhr und anschließender Rußzugabe drei weitere Alterungsvarianten (TÖ +RG) erzeugt, die sich hinsichtlich ihres Thermostressniveaus und Rußgehaltes gezielt unterscheiden. 3 Versuchsdurchführung und -ergebnisse Modellversuche: Kugel-Scheibe Für eine erste Parameterstudie mit dem Fokus auf einem schnellen Screening zum Einfluss der Ölzustände auf das tribologische Verhalten wurden Modellversuche der Prüfkategorie VI „Kugel-Scheibe“ gemäß DIN 51834 durchgeführt. Untersucht wurden hierbei sowohl eine Auswahl der im Labor erzeugten Ölvarianten als auch die beiden bereits bekannten Altöle. Die Darstellung der Versuchsergebnisse erfolgte gemäß Normvorlage und ermöglicht einen direkten Vergleich hinsichtlich Reibung (Bild 5) und Verschleiß (Bild 6) zum Referenzfrischöl. Aus der Analyse der gewonnenen Reibungs- und Verschleißergebnisse lassen sich in einer zum Frischöl vergleichenden Bewertung folgende grundsätzliche Erkenntnisse ableiten: Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 57 Tabelle 1: Übersicht der im Labor für Triboversuche hergestellten Ölvarianten (eine Auswahl) T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis • Ruß im Öl erhöht die Reibung zu Versuchsende und führt zu einem Anstieg des Systemverschleißes; diese Effekte verstärken sich mit zunehmendem Rußgehalt • thermisch gestresstes Öl zeigt kein erhöhtes Reibniveau; der Systemverschleiß reduziert sich insignifikant • die Kombination von Thermostress und Rußgehalt resultiert in der höchsten Reibung zu Versuchsende; der gemessene Grundkörperverschleiß liegt auf dem Niveau rein thermisch gestressten Öls, der des Gegenkörperverschleiß hingegen auf dem des Öls mit einem vergleichbar hohen Rußgehalt • Altöle zeigen einen geringen Anfangsreibwert, der über der Versuchsdauer deutlich ansteigt; es entsteht der mit Abstand größte Systemverschleiß • das am stärksten gealterte AÖ_2 führt reproduzierbar nach einer Versuchsdauer von t ≈ 30 min. zum Fressen, sodass weder der Reibungskoeffizient zum regulären Versuchsende noch der Verschleiß ausgewertet werden können • ein Zusammenhang zwischen den untersuchten Alterungsparametern und den detektierten Verschleißausbildungen sowie den zugrundeliegenden Verschleißmechanismen konnte nicht schlüssig erarbeitet werden Ein Abgleich der Ergebnisse aus den eben dargestellten Kugel-Scheibe-Versuchen mit den im Vorfeld formulierten Hypothesen aus Ring-Liner-Untersuchungen ergibt teils widersprüchlichen Aussagen zum Einfluss der Ölalterungsparameter Thermostress und Rußgehalt auf das tribologische Verhalten. Auch die im aktuellen Stand der Forschung durchgeführte Literaturrecherche zu den Auswirkungen der Veränderungen des Schmierstoffzustandes auf das tribologische Verhalten zeigt eine kontroverse Meinungsbasis auf (Vgl.: [4, 5] + [6, 7]). Ring-Liner-Untersuchungen Um auf die vorliegenden Hypothesen zu den Auswirkungen von Rußgehalt und Thermostress auf das tribologische Verhalten im System Kolbenring-Zylinderlauffläche aufbauen zu können, wurden die zu untersuchenden Ölvarianten im weiteren Verlauf mit Originalbauteilen und einem vom Realsystem abgeleiteten Beanspruchungskollektiv untersucht. Es hat sich gezeigt, dass die Alterungsmaßnahmen Thermostress und Rußgehalt zu einem erhöhten Reibungsniveau führen, wobei für beide gilt: Mit zunehmendem Rußgehalt bzw. zunehmender thermischer Belastung nimmt der Offset des Reibungskoeffizienten gegenüber dem Frischölzustand zu (Bild 7). Des Weiteren zeigen diese Ölvarianten ein ähnlich quasistationäres Reibungsverhalten wie Frischöl - tendenziell leicht ansteigende Reibwerte über der Versuchsdauer. Da für sich allein betrachtet, weder das Einbringen von Ruß noch thermisches Stressen zu einem Absinken der Reibungskoeffizienten unter das Frischölniveau geführt haben, so wie es bei Altölen beobachtet werden konnte, erfolgten die weiteren Untersuchung mit den Ölvarianten, die beide Alterungsparameter kombinieren. Durch diese Näherung an den Zustand motorisch gealterter Öle sollten mögliche Wechselwirkungen zwischen Thermostress und Rußgehalt und deren Auswirkungen auf das Tribosystem detektiert werden. Bei der Durchführung der anschließenden Triboversuche fiel auf, dass die Öle, welche auf der thermisch gestressten Ölvariante TÖ_130 °C basierten - unabhängig vom eingestellten Rußgehalt - erneut einen quasistationären µ-Verlauf aufwiesen. Hingegen konnten mit der Variante TÖ_150 °C + RG_0,80 % wiederholt unter das Frisch- 58 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 0,100 0,105 0,110 0,115 0,120 0,125 0,130 0,135 0,140 µ_15 min. µ_120 min. Reibungskoeffizient µ [-] Reibung nach DIN 51834-3 Frischöl RG_0,23 % RG_0,85 % TÖ_150°C TÖ_150°C RG_0,80 % AÖ_1 AÖ_2 Kugel-Scheibe I t = 2 h I T = 80 °C s = 1 mm I f = 50 Hz I F N = 300 N 0,3 ml Öl I Werkstoffe = 100Cr6 Bild 5: Gemittelte Reibungskoeffizienten aus drei Versuchen zu Versuchsbeginn und -ende 0,0000 0,0002 0,0004 0,0006 0,0008 0,0010 0,0012 0,0014 0,0016 0,0018 0,0020 Frischöl RG_0,23 % RG_0,85 % TÖ_150°C TÖ_150°C RG_0,80 % AÖ_1 AÖ_2 Verschleißvolumen [mm 3 ] Systemverschleiß nach DIN 51834-2 Kugel Scheibe Kugel-Scheibe I t = 2 h I T = 80 °C s = 1 mm I f = 50 Hz I F N = 300 N 0,3 ml Öl I Werkstoffe = 100Cr6 Bild 6: Auswertung des summierten Verschleißvolumens mit den Anteilen für Kugel und Scheibe T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis ölniveau absinkende Reibungskoeffizienten beobachtet werden; und damit ein Reibungsverhalten, welches dem von Altölen ähnelt. Eine daraufhin durchgeführte, intensivere Analyse der gewonnenen Reibwertsignale zeigte signifikante Unterschiede zwischen den hergestellten Ölvarianten im Bereich der sog. RUN-IN-Phase. Der RUN-IN wird mit einem Beanspruchungskollektiv aus zwei Normalkraftstufen und einer Versuchsdauer von einer Stunde dem eigentlichen Triboversuch (t = 18 h) vorgeschaltet, um durch einen gezielten Einlauf den Einfluss von Störgrößen zu reduzieren und so die Reproduzierbarkeiten der Ring- Liner-Versuche zu erhöhen. Bild 8 zeigt ausschnittsweise die zu Beginn des RUN-IN gemessene Reibung der Ölvarianten, deren Reibungsverhalten bereits in Bild 7 dargestellt wurde. Es ist deutlich erkennbar, dass sich das TÖ_150 °C signifikant von den anderen Ölen unterscheidet, da ein markanter Einlaufbuckel ausgeprägt ist. Dieser Effekt ist in vergleichbarer Form auch in den RUN-IN-Phasen der untersuchten Altöle gefunden worden. Zur Absicherung der Hypothese, dass ein späteres Absinken des Reibungskoeffizienten im 18stündigen Versuch ausschließlich dann erfolgt, wenn bereits in der RUN-IN-Phase ein Einlaufbuckel auftritt, wurden die auf TÖ_130 °C basierenden Öle als nicht zielführend eingestuft und durch die Thermostressvariante TÖ_190 °C, die auch einen Einlaufbuckel zeigt, und deren Rußgehaltkombinationen ersetzt. Mit den im Labor gealterten Ölen, bestehend aus einer Kombination von thermischem Stress und zugeführtem Ruß, ließ sich unter der Voraussetzung, dass das zugrundeliegende Thermostress-Öl einen Einlaufbuckel während der RUN-IN-Phase aufwies, ein instationärer, über der Versuchsdauer absinkender Reibungskoeffizientenverlauf reproduzierbar erzeugen (Bild 9). Dieses Reibungsverhalten ist von real motorisch gealterten Schmierstoffen bekannt. Die Auswertung der Reibwertverläufe der labortechnisch gealterten Öle weist auf starke Wechselwirkungen zwischen den Paramatern Thermostress und Rußgehalt hin. Dies wird durch einen direkten Vergleich der beiden TÖ_190 °C-Varianten besonders deutlich. Während die Reibungskoeffizienten zum Ende des RUN-IN (µ bei t = 0 h) und nach einer Stunde Versuchsdauer noch vergleichbare Werte aufweisen, sinkt dieser bei der hoch rußhaltigen Variante (RG_0,82 %) deutlich stärker ab. Ausgehend von den durchgeführten Vorversuchen wäre allerdings mit der Zunahme des Rußgehaltes ein erhöhter Reibwertverlauf zu erwarten gewesen. Weiterhin auffällig ist die Ähnlichkeit der µ-Verläufe von TÖ_150 °C + RG_0,80 % und TÖ_190 °C + RG_0,45 %, obwohl sich diese sowohl im Thermostress als auch im Rußgehalt deutlich unterscheiden. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 59 0,16 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 0,23 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 Reibungskoeffizient µ [-] Zeit t [h] Reibungsverhalten Frischöl RG_0,23 % RG_0,85 % TÖ_130°C TÖ_150°C n = 3 s ≤ 0,003 Ring-Liner I t = 18 h I T = 100 °C F N = 240 N I s = 4 mm I f = 20 Hz RUN-IN-Phase bis t = 1 h Bild 7: Auswirkungen von Rußgehalt und Thermostress auf die Reibung im Ring-Liner-Kontakt 0,18 0,19 0,2 0,21 0,22 0,23 0,24 0,25 0,26 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 Reibungskoeffizient µ [-] Zeit [s] RUN-IN-Phase TÖ_150°C RG_0,85 % TÖ_130°C RG_0,23 % Frischöl Ring-Liner I t = 1 h I T = 100 °C F N1 = 100 N (t < 600 s) I F N2 = 180 N s = 4 mm I f = 20 Hz Bild 8: Reibungsverhalten der RUN-IN-Phase (t < 1 h), ausgeprägter Einlaufbuckel bei TÖ_150 °C 0,12 0,13 0,14 0,15 0,16 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 0,23 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 Reibungskoeffizient µ [-] Zeit t [h] Reibungsverhalten TÖ_150 °C RG_0,80 % TÖ_190 °C RG_0,82 % TÖ_190 °C RG_0,45 % AÖ_1 n = 3 s ≤ 0,003 Ring-Liner I t = 18 h I T = 100 °C F N = 240 N I s = 4 mm I f = 20 Hz RUN-IN-Phase bis t = 1 h Bild 9: Reibungsverhalten labortechnisch gealterter Öle im Vergleich zu Altöl T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis Werden die bereits dargestellten Messergebnisse zum Reibungsverhalten um die Auswertung der Verschleißmessungen (Bild 10) ergänzt, lassen sich folgende Erkenntnisse zum Einfluss der Ölalterungsparameter Thermostress und Rußgehalt auf das tribologische Verhalten des Ring-Liner- Systems ableiten: Das Thermische Stressen des Motoröls führt zu einem stationären µ-Verlauf auf einem erhöhten Reibniveau, wobei der Offset gegenüber dem Frischöl vom Grad des Thermostresses selbst abhängig ist. Es entsteht kein Kolbenringverschleiß, der Verschleiß der Zylinderlauffläche ist im Vergleich zum Frischöl leicht reduziert und bildet sich ohne Zwickelzone aus. Die Reduzierung des Systemverschleißes könnte durch eine Vorkonditionierung der im Motoröl enthaltenen Additivpakete erklärt werden. Die Zugabe von Rußpartikeln resultiert - analog zum Thermostress - in erhöhter Reibung mit stationärem µ-Verlauf sowie der Zunahme des Offsets gegenüber Frischöl mit ansteigenden Rußgehalten. Der auch schon bei geringen Rußgehalten entstehende Ringverschleiß nimmt ebenso wie die Riefen auf der Laufspur leicht zu, wenn sich die im Öl enthaltene Menge an Ruß erhöht. Ein Laufspiegel mit sichtbarem Chromrissnetzwerk ist nicht vorhanden. Durch das Erhöhen des Rußgehaltes von 0,23 % auf 0,85 % hat sich der Linerverschleiß mehr als verdreifacht; eine Zwickelzone ist bei keiner der Varianten ausgeprägt. Im Labor aus einer Kombination von Thermostress und Ruß gealterte Öle führen, unter der Randbedingung des Vorhandenseins eines Einlaufbuckels im RUN-IN, zu einem absinkenden Reibungsverlauf, dessen µ-Werte zum Versuchsende deutlich unter dem Niveau eines Frischöls liegen. In Abhängigkeit des zugrundeliegenden Thermostresses und dem eingestellten Rußgehalt unterscheiden sich die Reibwerte über der Versuchsdauer teils signifikant, teils nur geringfügig. Das deutet auf Wechselwirkungen zwischen Temperatureinfluss und Rußzugabe hin. Diese Annahme wird durch die ermittelten Verschleißergebnisse zusätzlich unterstützt, da die untersuchten Synthese-Öle trotz eines Rußgehalts bis 0,82 % mit W RL < 3 µm um Faktor 2 weniger summierten Systemverschleiß erzeugen als das Öl RG_0,85 %. Weiterhin liegt bei allen drei dargestellten Varianten ein zum Altöl vergleichbarer Verschleiß mit ausgeprägtem Zwickel auf den Linern sowie polierte Laufspiegel mit sichtbarem Chromrissnetzwerk auf den Ringen vor. 4 Zusammenfassung Zur selektiven Einflussanalyse der Ölalterungsparameter Rußgehalt und Thermostress wurden Tribometerversuche nach Kat. V und VI durchgeführt und die gewonnenen Ergebnisse mit bereits formulierten Hypothesen zu den tribologischen Auswirkungen der Ölzustandsänderung abgeglichen. Die entgegengesetzten Erkenntnisse aus den Untersuchungen mit Kugel-Scheibe bzw. Ring-Liner lassen die Vermutung einer Prüfsystemabhängigkeit bei der Analyse von Ölalterungsprozessen zu. Dies könnte auch die mitunter widersprüchlichen Literaturaussagen und die kontroversen Diskussionen zum Einfluss von einzelnen Ölzustandsparametern erklären. Einige der gezielt im Labor gealterten Öle zeigten mit dem Realsystem vergleichbare Eigenschaften hinsichtlich Reibung und Verschleiß - diese Korrelationen beschränken sich auf den Ring-Liner-Versuchsansatz. Auf Basis von genormten Kugel-Scheibe-Versuchen könnte allerdings eine recht effiziente Möglichkeit zur Analyse und vergleichenden Bewertung von bereits gealterten Schmierstoffen hinsichtlich ihrer noch verbliebenen tribologischen Performance erarbeitet werden. Der hier erarbeitete Erkenntnisgewinn könnte als Grundlage für fortführende Versuchsreihen mit dem Ziel der labortechnischen Herstellung von gezielt synthetisch gealterten Schmierstoffen mit Realsystemeigenschaften dienen. Literaturverzeichnis [1] Beau, P.; Busch, Ch.; Perle, M.: Neuartiger SRV-Prüfaufbau zur Verbesserung der labortechnischen Abbildbarkeit motorischer Betriebsbedingungen des Ring-Liner-Kontaktes. Tagungsband der 54. Tribologie-Fachtagung, GfT e.V. (Hrsg.), Band II Beitrag 81, 2013. [2] Beau, P.: Untersuchung des Reibungs- und Verschleißverhaltens des Tribosystems Kolbenring / Zylinderlauffläche am oszillierenden Prüfstand - Untersuchungsbericht W08/ 14. MAN Truck & Bus AG. 2014, Nürnberg. [3] Beau, P.; Schmidt, S.; Busch, Ch.; Deters, L.: Bewertung von Honstrukturen im Ring-Liner-Kontakt an einem optimierten Oszillationstribometer. Tagungsband der 55. Tribologie-Fachtagung, GfT e.V. (Hrsg.), Band I Beitrag 62, 2014. [4] Truhan, J.; Qu, J.; Blau, P.: The effect of lubricating oil condition on the friction and wear of piston ring and cy- 60 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 0,0 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 Frischöl RG_0,23 % RG_0,85 % TÖ_130°C TÖ_150°C TÖ_150°C RG_0,80 % TÖ_190°C RG_0,82% TÖ_190°C RG_0,45 % AÖ_1 Verschleiß W RL [µm] Systemverschleiß Liner Ring n = 3 s Liner ≤ 0,18 s Ring ≤ 0,07 Ring-Liner I t = 18 h I T = 100 °C F N = 240 N I s = 4 mm I f = 20 Hz Versuchsbeginn nach 1h RUN-IN Bild 10: Ergebnisse der Verschleißmessungen der Ölvarianten im Vergleich zu Frisch- und Altöl T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis linder liner materials in a reciprocating bench test. Wear Volume 259, pp. 1048 - 1055, 2005. [5] George, S.; Balla, S.; Gautam, M.: Effect of diesel soot contaminated oil engine wear. Wear Volume 262, pp. 1113 - 1122, 2007. [6] Müller; Stern; Berlet; Pöhlmann: Praxisnahe Alterung von Motorölen und Auswirkungen auf tribologisch relevante Eigenschaften. Tagungsband der 54. Tribologie-Fachtagung, GfT e.V. (Hrsg.), Band I Beitrag 18, 2013. [7] Dilbat; Bölter; Mach; Pöhlmann: Erzeugung von Rußölen mittels eines neu konzipierten Rußgenerators sowie Charakterisierung der erzeugten Rußpartikel. Tagungsband der 53. Tribologie-Fachtagung, GfT e.V. (Hrsg.), Band I Beitrag 36, 2012. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 61 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. 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Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 1/ 17 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 1 Januar/ Februar 2017 64. Jahrgang Herausgeber und Schriftleiter: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstr. 91, 73770 Denkendorf Tel./ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner, Bonn Tel. (02 28) 9 61 61 36 E-Mail esantner@arcor.de Redaktionssekretariat: expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 61 Nachdem Prof. Franke nach zwei Amtsperioden als Vorsitzender des GfT-Vorstands satzungsgemäß nicht wieder kandidieren konnte, wurde Dr.-Ing. Christoph Wincierz am 28. September 2016 einstimmig zum neuen Vorsitzenden gewählt. Die Wahl fand auf der Vorstandssitzung im Rahmen der Tribologie-Fachtagung 2016 in Göttingen statt. Dr. Wincierz wurde 1966 in Bad Homburg geboren, ist verheiratet und hat zwei Kinder. Von 1986 bis 1992 studierte er Werkstoffwissenschaften an der Friedrich-Alexander-Universität Erlangen. Seine Diplomarbeit über die Ermüdung von Eisen fertigte er dort bei Prof. Mughrabi an. 1992 ging er an die TH Darmstadt, wo er bei Prof. Exner über den Verschleiß von Aluminiumlegierungen promovierte. In dieser Zeit gab es eine enge Zusammenarbeit mit Dr. Broszeit von der Materialprüfanstalt Darmstadt und dem AK Verschleiß der Deutschen Gesellschaft für Materialkunde, der damals von Prof. Zum Gahr geleitet wurde. Auf Dr. Wincierz‘ Initiative hin gründete sich in Darmstadt der „Tribotreff“, ein Kreis von Doktoranden, die sich an unterschiedlichen Forschungsstellen in Darmstadt mit tribologischen Themen beschäftigten. Dieser Kreis fand schnell Zulauf, weil die Mehrzahl der Doktoranden in ihren Instituten die einzigen waren, die ein tribologisches Thema erforschten. Seine berufliche Kariere in der Industrie begann Dr. Wincierz 1997 als Laborleiter in der Anwendungstechnik von Öladditiven bei der RohMax Additives GmbH, die damals Teil der VEBA-Tochter Hüls war, die wiederum 1999 mit der Degussa AG verschmolzen wurde und 2007 in der EVONIK Industries AG aufging. Dr. Wincierz hatte verschiedene Funktionen, darunter die Führung des globalen OEM-Teams, und leitet heute das Technical Service Center Europa des Geschäftsgebiets Öladditive der Evonik. Dr. Wincierz veröffentlichte einige Artikel in Fachzeitschriften und viele Konferenzbeiträge hauptsächlich über die Formulierung und Eigenschaften von Getriebe-, Hydraulik- und Motorenölen. Neben seinem Engagement für die Gesellschaft für Tribologie ist Dr. Wincierz aktives Mitglied der Forschungsvereinigungen Antriebstechnik (FVA) und Verbrennungskraftmaschinen (FVV), sowie der Organisationskomitees der Getlub-Konferenz und des Internationalen Kolloquium Tribologie der Technischen Akademie Esslingen. Dem Vorstand der GfT gehörte Dr. Wincierz bisher bereits als stellvertretender Vorsitzender an, so dass die Fortsetzung der erfolgreichen Arbeit von Prof. Franke zweifelsohne in sehr guten Händen ist. Anknüpfend an seine Zeit im Tribotreff sieht Dr. Wincierz einen Schwerpunkt seiner Tätigkeit, die Rolle der GfT als Treffpunkt der Tribologen aller Generationen in Deutschland zu stärken. Mitteilungen der GfT Dr.-Ing. Christoph Wincierz ist neuer Vorsitzender des GfT-Vorstands Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Bitte um Einreichung von Vorschlägen für den Werner-Stehr-Preis „Tribologie ist überall“ Die Gesellschaft für Tribologie e.V. verleiht auch in diesem Jahr wieder den von der Firma Werner Stehr Tribologie gestifteten Preis „Tribologie ist überall“. Er richtet sich an jüngere Wissenschaftler und soll für eine Arbeit vergeben werden, die in origineller Weise tribologische Phänomene behandelt, die jeder von uns aus dem Alltag kennt, jedoch nicht unmittelbar mit einer Wissenschaft in Verbindung bringt. Der Preisträger darf sich nicht nur über ein Preisgeld von 250,- € freuen, sondern auch über ein tribologisches Objekt (siehe Abbildung), das ihm auf der Abschlussveranstaltung der Tribologie-Fachtagung im September überreicht wird. Falls Ihnen eine entsprechende Bachelor- oder Masterarbeit, eine Dissertation oder auch eine sehr originelle Veröffentlichung aus diesem oder dem vergangenen Jahr bekannt sein sollte, melden Sie diese bitte bis zum 30. Juni 2017 der Geschäftsstelle. Gesellschaft für Tribologie e.V. | Löhergraben 33-35, 52064 Aachen | Tel.: (0241) 400 66 55; Fax: (0241) 400 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de | Internet: www.gft-ev.de T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 62 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 63 Werkstoffkundliche und tribologische Untersuchung eines potenziellen Tribowerkstoffes Sebastian Kamerling Geringe Dichte, hohe Korrosionsbeständigkeit und unschlagbare Anpassungsfähigkeit machen Kunststoffe zu immer beliebteren Werkstoffen für Anwendungen, welche zuvor von Metallen dominiert wurden. Auch in tribologischen Systemen werden Kunststoffe aufgrund ihres Selbstschmiereffektes gerne eingesetzt; die Integration einer externen Schmierung ist meist mit erheblichem Mehraufwand verbunden. Das Material muss in solchen Systemen oft extremen mechanischen und thermischen Belastungen über lange Zeiträume standhalten. Es ist daher essentiell, die Reibungs- und Verschleißphänomene zu verstehen und durch Anpassung der Materialzusammensetzung zu kontrollieren. Ein glasfaserverstärkter Kunststoff auf Basis von Polyamid überzeugte in vorhergehenden Tests durch seinen auffällig niedrigen Verschleiß und einen geringen Reibungskoeffizienten. Obwohl nicht für tribologische Beanspruchung ausgelegt, lagen die Kennwerte des Werkstoffes im Bereich optimierter und in der Praxis etablierter Tribocompounds. Als Ursache wurde die erhöhte Wärmeleitfähigkeit des Materials angenommen: Gerade wegen der Temperatursensitivität von Kunststoffen spielt die abgetragene Wärme in tribologischen Systemen eine große Rolle. Ziel der Studie war es, die Mechanismen hinter den guten tribologischen Eigenschaften aufzudecken, wozu der Verbundwerkstoff mechanisch und thermisch charakterisiert, noch unbekannte Füllstoffe bestimmt und die Verschleißmechanismen bei unterschiedlichen Gleitgeschwindigkeiten analysiert wurden. Hervorzuheben sind die mittels dynamischer Differenzkalorimetrie (DSC) gewonnenen Resultate: In der Wärmeflusskurve des Materials bildet sich neben dem Schmelzpeak (216 °C) ein markanter, endothermer Doppelpeak im Bereich zwischen 300 und 500 °C aus (Bild 1). Mithilfe einer thermogravimetrischen Analyse (TGA) wurde im gleichen Bereich eine Zersetzungsreaktion nachgewiesen. Verknüpft mit dem Hinweis, es handele sich bei dem Verbundwerkstoff um ein flammenresistentes Material, führten diese Ergebnisse schließlich zum Füllstoff Magnesiumhydroxid (MH). Durch einen Pulverbeugungsversuch wurde dies zweifellos bestätigt. Die Wirkungsweise dieses Flammschutzmittels basiert darauf, dass durch die endotherme Zersetzung (höchster Ausschlag in Bild 1) zunächst viel Wärme aus dem System abgeleitet wird. Als Reaktionsprodukte entstehen Wasser und Magnesiumoxid. Letzteres besitzt eine hohe Wärmekapazität und verringert dadurch den Energietransfer von der Heizquelle zum Material [1, 2]. GfT-Förderpreis Bachelorarbeit * M.Sc. Sebastian Kamerling Lehrstuhl für Verbundwerkstoffe, TU Kaiserslautern 67663 Kaiserslautern Bild 1: Exemplarische Wärmeflusskurve des untersuchten Materials Das tribologische Verhalten des Verbundwerkstoffes fiel überraschend aus: So kam es bei steigender Beanspruchung nicht wie erwartet zu einem übermäßigen Anstieg der Verschleißrate. Vielmehr schien sie asymptotisch auf einen konstanten Wert zuzulaufen. Der Reibungskoeffizient verringerte sich bei 4 m/ s, der höchsten betrachteten Geschwindigkeit, um rund 20 %. Erklärungen für das beobachtete Verhalten wurden in der besonderen Zersetzungsreaktion des Füllstoffes gefunden, was zur Herleitung folgender Hypothesen führte: (1) Bei den tribologischen Versuchen mit 4m/ s werden Temperaturen erreicht, die zur Zersetzung von MH führen. (2) Die Zersetzungsreaktion von MH begünstigt die tribologischen Eigenschaften des Verbundwerkstoffes. Tatsächlich konnte durch eine DSC-Analyse von Verschleißpartikeln nachgewiesen werden, dass die entstandenen Temperaturen in der Kontaktzone hoch genug für die Zersetzung des Füllstoffes waren; die Wärmeflusskurve zeigte genau wie bei künstlich zersetztem Material keine endothermen Ausprägungen. Der Matrixwerkstoff wird demnach durch die hohe Wärmeaufnahme des Füllstoffes vor thermischer Beanspruchung geschützt. Weiterhin ist durch das freigegebene Wasser in Kombination mit den hohen Temperaturen mit der Bildung eines T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 63 Nachrichten 64 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Dampfkissens zu rechnen, welches einen Übergang von Festkörperzu Mischreibung bewirkt. Eine morphologische Betrachtung der Verschleißflächen bekräftigte diese Vermutung: Auf den Mikroskopaufnahmen sind keine Anzeichen starker Wechselwirkungen zwischen den Oberflächen erkennbar (Bild 2) [3]. Da sonst noch keine Untersuchungen zum tribologischen Verhalten von Kunststoffen mit integrierten Flammschutzmitteln existieren, eröffnet die Studie ein spannendes neues Themengebiet. Vorstellbar ist die gezielte Ausnutzung wärmeinduzierter Effekte zur Entwicklung intelligenter Compounds, die je nach aufgebrachter Last selbsttätig reagieren und für ein stets vorteilhaftes tribologisches Verhalten sorgen. Literatur [1] HORNSBY, P.R., J. WANG, R.N. ROTHON, G. JACK- SON, G. WILKINSON und K. COSSICK. Thermal Decomposition Behaviour of Polyamide Fire-Retardant Compositions containing Magnesium Hydroxide Filler. Polymer Degradation and Stability, 1996, 51, 235-249. [2] ROTHON, R.N. und P.R. HORNSBY. Flame Retardant Effects of Magnesium Hydroxide. Polymer Degradation and Stability, 1996, 54, 383-385. [3] CHANG, L., Z. ZHANG, H. ZHANG und A.K. SCHLARB. On the sliding wear of nanoparticle filled polyamide 66 composites. Composites Science and Technology, 2006, 66, 3188-3198. Bild 2: Verschleißfläche nach Beanspruchung mit 4 m/ s (IFOS Kaiserslautern) Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 64 Nachrichten Einsatz masseerhaltender Kavitationsmodelle bei der Simulation hydro- und elastohydrodynamischer Kontakte mit kommerziellen FE-Programmen Max Marian Numerische Simulationen können bei der Auslegung tribologischer Systeme bereits in einer frühen Phase der Produktentwicklung helfen, fundierte Kenntnisse über vorliegende Beanspruchungen und Schmierungszustände zu erlangen. Die Eigenschaften der beteiligten Systempartner und die auftretenden Phänomene sind durch physikalische Modelle möglichst exakt zu repräsentieren, wohingegen Rechenzeiten gering gehalten werden sollen. Neben der elastischen Deformation der Kontaktpartner und der Fluidströmung des Schmierstoffs (Hydrodynamik) ist unter anderem auch das mit letzterer verbundene Phänomen der Kavitation relevant. In der Literatur finden sich verschiedene Modellierungsansätze zur Behandlung von Kavitationseffekten. Diese lassen sich grundsätzlich in nicht-masse- und masseerhaltende Kavitationsmodelle untergliedern. Bei Ersteren erfolgt der Übergang zwischen Druck- und Kavitationsgebiet, dem Namen folgend, ohne Einhaltung des Gesetzes der Masseerhaltung. Im gesamten Lösungsgebiet wird also von einem vollständig mit Schmierstoff gefüllten Schmierspalt ausgegangen. Im Gegensatz dazu verstoßen letztere nicht gegen die Kontinuitätsgleichung und auch ein nur teilweise gefüllter Schmierspalt ist möglich. Meist erweisen sich diese jedoch durch eine aufwändigere Formulierung als numerisch wenig effizient und erlauben nicht die Verwendung von konventionellen Lösungsalgorithmen kommerzieller FE-Programme. Dagegen wird dies von einer Penaltybasierten Variable-Dichte-Formulierung gewährleistet. Bei dieser werden Dichte sowie Viskosität mit einer mathematischen Funktion für den Spaltfüllungsgrad multipliziert, welche bei Drücken kleiner dem Kavitationsdruck asymptotisch gegen Null geht. Der Fokus liegt hier nicht auf absoluter physikalischer Korrektheit, sondern auf numerischer Anwendbarkeit und Stabilität. Beim Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodellen zeigt sich, dass in den berechneten Verläufen für Druck und Schmierspalthöhe im isothermen hydrodynamischen Fall bereits deutliche Unterschiede vorliegen, während sich im elastohydrodynamischen Fall keine Differenzen ergeben. Erst unter Berücksichtigung thermischer Effekte im Rahmen der TEHD-Simulation zeigt sich ein Einfluss des verwendeten Kavitationsmodells. Bei nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodellen in TEHD-Berechnungen besteht aufgrund des Verstoßes gegen die Kontinuitätsgleichung die Gefahr, dass die sich einstellenden Druck- und Temperaturverteilungen unterbzw. die Schmierspalthöhe überschätzt werden. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 65 GfT-Förderpreis Masterarbeit * Max Marian, M.Sc., Dipl.-Ing. Martin Weschta, Dr.-Ing. Stephan Tremmel, Prof. Dr.-Ing. Sandro Wartzack Lehrstuhl für Konstruktionstechnik, Friedrich-Alexander- Universität Erlangen-Nürnberg, 91058 Erlangen Bild 1: Druck- und Kavitationsgebiet im EHD-Kontakt 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_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 65 Tribology of Machine Hammer Peened Tool Surfaces for Deep Drawing D. Trauth Einleitung Das Tribosystem beim Tiefziehen unterliegt aufgrund gesetzlicher Vorgaben technologischen Veränderungen, wodurch Reibung und Verschleiß zunehmen. Dies mindert die Wettbewerbsfähigkeit tiefziehender Unternehmen aufgrund eines stark gestiegenen globalen Kostendrucks. Das maschinelle Oberflächenhämmern (MOH) besitzt die einzigartigen Vorteile, definierte Oberflächenstrukturen bei gleichzeitiger Einbringung von Kaltverfestigung und Druckeigenspannungen zu fertigen. Das MOH ist zum aktuellen Stand der Technik nicht vollständig erforscht. Aus diesem Grund wurde mit dieser Forschungsarbeit ein Beitrag zur Tribologie maschinell gehämmerter Oberflächen für das Tiefziehen geleistet. Der Forschungsarbeit liegt die Forschungshypothese zu Grunde, dass Maßgeschneiderte Oberflächenstrukturen auf gehärteten Tiefziehwerkzeugen durch maschinelles Oberflächenhämmern reproduzierbar gefertigt werden können, sodass nachhaltig Reibung, Verschleiß und Schmierung optimiert werden. Einfluss der Prozessparameter des Hämmerns auf die Werkstückoberflächen und Werkstoffeigenschaften In einem ersten von sechs Schritten wurde hierfür die Prozesskinematik des MOH untersucht. Im Vordergrund der Untersuchung stand die Forschungsfrage: Welche MOH-Parameter maximieren die Einschlagkraft beim Auftreffen des Stößels auf der gehärteten Werkzeugoberfläche und welche metallografischen Werkstoffeigenschaften werden hierdurch begünstigt? Es wurde gezeigt, dass die Einschlagkraft mit größer werdendem Hub degressiv ansteigt und dass der Hub antiproportional mit der Hammerfrequenz im Quadrat korreliert. Eine maximale Einschlagkraft von F i = 1 kN wurde mit dem vorhandenen Hammersystem beobachtet. Die Oberflächeneinglättung, Kaltverfestigung und Induktion von Druckeigenspannungen wurden anschließend für den Fall maschinell polierter und strukturierter Oberflächen experimentell-numerisch quantifiziert. Anhand einer maximalen Kaltverfestigung und Induktion von Druckeigenspannungen wurden drei Oberflächenstrukturen definiert, welche nachfolgend einer Reibwertanalyse unterzogen wurden. Einfluss der gehämmerten Oberflächen auf die Reibung Im zweiten Schritt wurde untersucht, ob diese Oberflächenstrukturen mit definierter Geometrie und metallografischen Werkstoffeigenschaften überhaupt in der Lage sind, tribologische Vorteile aufzuweisen. Es wurde daher die Forschungsfrage untersucht: Welche MOH-Parameter weisen eine reibungsreduzierende Wirkung auf und welche Mechanismen bewirken diesen Effekt? Mithilfe von Streifenziehversuchen konnte nachgewiesen werden, dass eine Reibungsreduktion bei den untersuchten Strukturen um bis zu Δµ = 58 % möglich ist. Darauf aufbauende numerische Studien zeigten, dass dies im Falle von Mischreibung durch einen hydrostatischen Druck von bis zu p fl = 50 MPa begründet ist. Gleichzeitig steigt die Kontaktnormalspannung an den Strukturbergen um das 26-fache an. Einfluss der gehämmerten Oberflächen auf den Verschleiß Im dritten Schritt wurde daher untersucht, welche Verschleißbeständigkeit die gefertigten Strukturen aufweisen. Gegenstand der Untersuchung war folglich die Forschungsfrage: Welche Verschleißmechanismen betreffen die gehämmerten Strukturen und wie kann der Verschleiß reduziert werden? Unter Zuhilfenahme des gleichen Streifenziehversuchs wurde anhand von n = 500 Hüben nachgewiesen, dass primär adhäsiver Werkzeugverschleiß vorliegt. Es wurde gleichzeitig aber auch gezeigt, dass eine TiCN-Werkzeugbeschichtung den Verschleiß deutlich reduziert, wenn auch nicht gänzlich verhindert werden kann. Die minimalen adhäsiven Verschleißanhäufungen wurden durch aufbrechende Schmierfilme erklärt. Einfluss der gehämmerten Oberflächen auf die Schmierung Im vierten Schritt wurden daher die physikalisch-chemischen Wechselwirkungen zwischen Oberflächenstruktur und Schmierstoff analysiert. Der Analyse lag die Forschungsfrage zugrunde: Welchen Einfluss nehmen die Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 GfT-Förderpreis Dissertation * Dr.-Ing. Dipl.-Wirt.Ing. Daniel Trauth Werkzeugmaschinenlabor WZL der RWTH Aachen T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 66 Nachrichten Oberflächenstrukturen auf das Benetzungsverhalten von Schmierstoffen? Hierfür wurden anhand einer Tropfenkonturanalyse ausgewählte Schmierstoffe und Werkzeugbeschichtungen untersucht. Es wurde gezeigt, dass das untersuchte Mineral/ Esteröl sowie die untersuchte TiCN-Beschichtung zu hervorragenden physikalisch-chemischen Wechselwirkungen führen, die sowohl das Aufreißen des Schmierfilms verhindern als auch die Benetzung der Oberflächenstrukturen sicherstellen. Einfluss der Geometrie der gehämmerten Oberflächenstrukturen auf den hydrodynamischen Druck, die Tragkraft und den Reibwert Im fünften Schritt wurden die fluidmechanischen Zusammenhänge zwischen Fluiddruck, Tragkraft und Reibkoeffizient unter hydrodynamischer Schmierung untersucht. Es wurde die Forschungsfrage nach einer analytischen Lösung der fluidmechanischen Zusammenhänge und deren Auswirkungen auf Reibung, Verschleiß und Schmierung untersucht. Durch unterstützende numerische Simulationen wurde abgeleitet, dass eine Anordnung von Oberflächenstrukturen durch MOH eine transversale, aber keine longitudinale Überdeckung, eine Strukturlänge zwischen r p = 0,4 mm und r p = 0,6 mm sowie eine Strukturtiefe zwischen h p = 5 µm und h p = 10 µm aufweisen sollte. Validierung der Forschungshypothese Im letzten Schritt wurden anhand eines industriellen Feldversuchs über n = 3.500 Hübe die formulierte Forschungshypothese und vor allem das erforschte Design gehämmerter Werkzeugoberflächen verifiziert. Verglichen mit einem polierten Referenzsystem, aber sonst identischem Tribosystem, und einem Referenzsystem unter Verwendung einer Ziehfolie, wurden geringere Stempelkräfte und eine bessere Verschleißbeständigkeit der gehämmerten Werkzeuge nachgewiesen, siehe Bild 1. Durch ein entwickeltes Benutzerprogramm für Fortranbasierte FE-Programme können zudem druck-, geschwindigkeits- und temperaturabhängige Reibwerte auf Tiefziehwerkzeugen identifiziert werden, auf welche ans c h li e ß e n d m a ß g e schneiderte Oberflächenstrukturen durch MOH appliziert werden können. Das Forschungsziel Wissensbasierte Auslegung maßgeschneiderter Oberflächenstrukturen auf gehärteten Werkzeugstählen durch maschinelles Hämmern zur Überwindung der Herausforderungen beim Tiefziehen bezüglich Reibung, Verschleiß und Schmierung durch ein Modell zur Erklärung der Oberflächenbeschaffenheit und Wechselwirkungen zwischen Strukturierung und Tribologie wurde erreicht. Förderung Die der Dissertation zugrunde liegenden Forschungsarbeiten wurden von der Deutsche Forschungsgemeinschaft (DFG) und dem Landesamt für Natur, Umwelt und Verbraucherschutz Nordrhein-Westfalen (LANUV) gefördert. Danksagung Bei der Gesellschaft für Tribologie (GfT) möchte ich mich rechtherzlich für die Auszeichnung der Dissertation mit dem GfT-Förderpreis bedanken. Professor Dr.-Ing. Dr. E.h. Dr. h.c. Dr. h.c. Fritz Klocke gilt mein hochachtungsvoller Dank für die fachliche und persönliche Betreuung der Dissertation. Ebenso gilt ein besonderer Dank den Projektpartnern: Christian Löcker und Peter Schenk (accurapuls GmbH), Alfons Ambros und Edmund Steiger (BMW AG), Carsten Smits (LTS Fertigungstechnik OHG), Ulrich Wiehagen und Dennis Hamm (Dörries Scharmann Technologie GmbH), Dr. Lenore Staubwasser und Stefan Schuberth (Outokumpu Nirosta GmbH), Prof. Dr. Erik Woldt, Karl-Uwe Bansmann und Oliver Naumann (Miele & Cie. KG), Mathias Schmeier (Raziol Zibulla & Sohn GmbH), Dr. Farwah Nahif und Marcus Lartz (eifeler-vacotec GmbH) sowie Prof. Dr. Joachim Schulz (Fuchs Wisura GmbH). Literatur [1] Trauth, D.: Tribology of Machine Hammer Peened Tool Surfaces for Deep Drawing. Dissertation RWTH Aachen, Apprimus-Verlag Aachen, 2016. ISBN: 978-3-86359- 424-4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 67 Vers c hleißanalys e am Ziehring na c h 3.500 Hüben durc h L ic htmik ros k op R e f e r e n z P o l i e r t ( b e s c h i c h t e t ) G e h ä m m e r t ( b e s c h i c h t e t ) G e b r a u c h s s p u r e n V e r s c h l e i ß s p u r e n K e i n e N u t z u n g s s p u r e n Bild 1: Validierung der Forschungshypothese im industriellen Feldversuch [1] T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 67 Nachrichten 68 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Tribologie-Nachwuchspreis 2016 Dank des Engagements unseres ÖTG-Mitgliedes Dirk B OERSTE (Anglo Euro Scientific, Nottingham, UK) wurde nunmehr bereits zum dritten Mal auch im Jahr 2015 ein besonderer Akzent gesetzt, um gezielt die „neue Generation“ von TribologInnen anzusprechen und „vor den Vorhang zu holen“: Aus Anlass des Jubiläums- Symposiums 2016 - 40 Jahre Österreichische Tribologische Gesellschaft - am 23.11.2016 im Gästehaus der voestalpine AG in Linz (Oberösterreich) wurden Fachpräsentationen von Nachwuchstribologen (insbesondere Techniker und Studierende von Master-/ Diplomstudien, aber auch DoktorandInnen) von der Jury bewertet. Diesbezügliche Kriterien der Jury, die sich aus Vorstandsmitgliedern der ÖTG zusammensetzte, waren insbesondere ► Tribotechnik - die wissenschaftlich-technische Aufbereitung bzw. Bearbeitung der Thematik, ► Didaktik - die klar verständliche, nachvollziehbare Darlegung der Forschungsmethoden und -ergebnisse sowie ► Präsentationstechnik - die Professionalität der Präsentation. Gemeinsam mit dem Initiator wurde festgelegt, den von der Phoenix Tribology Ltd. (Kingsclere, UK) gestifteten Preis - entsprechend abgestuft - auf die drei Erstgereihten in der Bewertung der Jury aufzuteilen: 1. Platz: Ing. Rainer F RANZ (AC2T research GmbH, Wiener Neustadt, NÖ) 2. Platz: DI Andreas S IKORA (Technische Universität Wien) / Harald R OJACZ (AC2T research GmbH) 3. Platz: Michael A DLER (AC2T research GmbH) ÖTG-Präsident Prof. Friedrich F RANEK , kürzlich für weitere zwei Jahre in seinem Amt bestätigt, und der Initiator Dirk B OERSTE , Geschäftsführer von Anglo Euro Scientific und Repräsentant der Phoenix Tribology Ltd, überreichten den Tribologie-Nachwuchspreis 2016 zum Abschluss des ÖTG-Symposiums im Großen Saal des Gästehauses der voestalpine AG Martina G ANTAR -H OFINGER Mitteilungen der ÖTG Überreichung des Tribologie-Nachwuchspreises an die Preisträger des „Jubiläumspreises 2016“ - vlnr: ÖTG-Präsident Univ.-Prof. Dr. Friedrich F RANEK , Harald R OJACZ und DI Andreas S IKORA (2. Platz), Ing. Rainer F RANZ (1. Platz), Michael A DLER (3. Platz), Dirk B OERSTE (Geschäftsführer von Anglo Euro Scientific) T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 68 Patentumschau Lubricant oil composition for warm pressing which composition , propylene glycol and polyoxyalkylene glycol monoalkyl ether. Lee, Wan Doo (Unitec Co., Ltd., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 33,354 (Cl. C10M105/ 04), 12.04.2005 (145: 440956j) Multifunctiional composite additves for lubricating oil for industrial gears and worm gears. Liu, Weimin; Xia, Yanqiu; Jin, Zhishan (Lanzhou Inst. of Chemical Physics, Chinese Academy of Sciences, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,288,047 (Cl. C10M161/ 00), 21.03.2001 (145: 440957k) Lubricant composition. Kawata, Ken (Fuji Photo Film Co., Ltd., Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 106,856 (Cl. C10M171/ 00), 12.10.2006 (145: 440958m) Lubricant oil composition for compressors. Sawada, Takeshi; Miyajima, Makoto (Nippon Oil Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 282,778 (Cl. C10M169/ 04), 19.10.2006 (145: 440959n) Lubricant and lubricating fluid composition. Ishida, Noboru; Konishi , Shozaburo (Nippon Oil Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 282,797 (Cl. C10M105/ 62), 19.10.2006 (145: 440960f) Lubricant composition for sliding parts. Komaba, Masanori; Ogawa, Tetsuo (Kyodo Yushi Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 282,945 (Cl. C10M173/ 02), 19.10.2006 (145: 440961g) Lubricating grease composition for uniform universal joints. Takabe, Shinichi; Takemura, Atsuto (Ntn Corp. Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 283,830 (Cl. F16D3/ 20) , 19.10.2006 (145: 440963j) Additives for synthetic fluoropolyether-type lubricating base oils consisting of triazine-terminated fluoropolyoxyalkylenes. Russo, Antonio; Maccone, Patrizia (Solvay Solexis S.p.A, Italy) Eur. Pat. Appl. EP 1,712,580 (Cl. C08G65/ 00), 18.10.2006 (145: 440964k) Grease composition. Fujinami, Yukitoshi; Kamimura, Hideto (Idemitsu Kosan Co., Ltd. , Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 109,652 (Cl. C10M171/ 00), 19.10.2006 (145: 440965m) Grease composition for one-way clutch. Sakamoto, Kiyomi; Arai, Takashi; Kinoshita, Hirotsugu (Nippon Oil Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 109,541 (Cl. C10M171/ 00), 19.10.2006 (145: 440966n) Method of obtaining lithium grease. Steinmec, Franciszek; Zajezierska, Anna; Gurgacz, Wojciech; Bartus, Stanislaw; Paszynski, Roman; Wegrzyn, Jan; Stadnicka, Aldona (Instytut Technologii Nafty im.Prof.Stanislawa Pilata ; Rafineria Nafty Jedlicze S. A , Pol.) Pol. PL 190,270 (Cl. C10L1/ 00) , 30.11.2005 (145: 440971k) Method for preparing antiwear additive with carbon nanotubes for lubricating oil and grease.Yang, Dongtong; Liu , Jianliang (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,847,374 (Cl. C10M125/ 02), 18.10.2006 (145: 440972m) Manufacture of high performance multifunctional lubricant additive. Li, Jian; Gu, Kali; Zhao, Yuan (Wuhan Research Institute of Materials Protection, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,847,375 (Cl. C10M133/ 44), 18.10.2006 (145: 440973n) Method for preparing antiwear additive with carbon nanotubes for lubricating oil and grease. Yang, Dongtong; Liu, Jianliang (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,847,374 (Cl. C10M125/ 02), 18.10.2006 (145: 440972m) Manufacture of high performance multifunctional lubricant additive. Li, Jian; Gu, Kali; Zhao,Yuan (Wuhan Research Institute of Materials Protection , Peop. Rep.China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,847,375 (Cl. C10M133/ 44), 18.10.2006 (145: 440973n) Combined hydroisomerization-hydrofinishing with 1 H-NMR monitoring of olefin content in manufacture of lubricating base oils. Abernathy, Susan M.; Johnson, David R.; Rosenbaum, John M.; Young, Don (Chevron U. S. A Inc., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 237,344 (Cl. 208-40; C10C3/ 00), 26.10.2006 (145: 440975q) Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 69 Patentumschau T+S_1_17 13.12.16 07: 53 Seite 69 Anzeige 70 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 T+S_1_17 14.12.16 10: 01 Seite 70 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 71 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Gleitlager haltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Korrosion Unterbegriff: Chemische Korrosion Beschreibung des Schadensbildes Raue (angefressene), poröse oder samtige Lauffläche (meist dunkel verfärbt) oder auch Abtragung der Laufschicht mit Übergangszonen unterschiedlicher Färbung. Fallweise auch Totalabtragung der Laufschicht. In Extremfällen auch Angriff der Bleibronze. Schadensursache Verwendung von unzulässigen, aggressiven Ölzusätzen - Verunreinigung des Schmieröls durch Alkalien (Frostschutz) oder Säuren - Starkes Überschreiten der Ölwechselfristen (Ölalterung) - Aggressive Produkte aus der Verbrennung, besonders bei Schwerölbetrieb - Hoher Wassergehalt des Öls. Mit freundlicher Genehmigung der MIBA Gleitlager AG T+S_1_17 14.12.16 09: 51 Seite 71 Hinweise für unsere Autoren 72 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik Herausgeber und Schriftleiter Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf Telefon/ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de. Verlag expert verlag GmbH Wankelstr. 13 , 71272 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-12 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: info@expertverlag.de www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon (02 28) 9 61 61 36 Checkliste Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Es ist geplant, Ihren Beitrag nach Erscheinen in unserer Zeitschrift auch digital unter www.expertverlag.de anzubieten. Bitte senden Sie eine Mail an Herrn Paulsen (Paulsen@expertverlag.de), falls Sie dagegen Einwände haben sollten. Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Autorenangaben Federführender Autor:  Postanschrift  Telefon- und Faxnummer  E-Mail-Adresse Alle Autoren:  Akademische Grade, Titel  Vor und Zunamen  Institut/ Firma  Ortsangabe mit PLZ Umfang / Form  bis ca. 15 Seiten, (ca. 1200 Wörter)  12 pt, 1,5-zeilig  neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden Daten (CD)  Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.)  Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi / ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) (Bilder in WORD reichen nicht aus! ) Manuskript bitte auf weißem Papier, einseitig bedruckt, Seiten durchnummerien:  kurzer, prägnanter Titel  deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter  Schlüsselwörter 6 bis 8 Begriffe  englisches abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen)  Keywords, 6 bis 8 Begriffe  Bilder / Diagramme / Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen)  Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften  Literaturangaben Manuskript und Daten bitte per Post an Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 72 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 73 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen Eine vergleichende Bewertung von Radiallagern soll für kontinuierliche Bewegungen erfolgen. Tabelle 4.4 enthält Hinweise zur Auswahl von Radiallagern für besondere Umgebungsbedingungen. In Ergänzung dazu findet man in Tabelle 4.2 einen Vergleich der verschiedenen Lagertypen für spezielle Anforderungen. Die entsprechenden Vergleiche für Axiallager enthalten die Tabellen 4.5 und 4.3. Für die Auswahl eines optimalen Lagertyps kann man wie folgt vorgehen: Zunächst wird die Art der Belastung sowie die Bewegungsart ermittelt. Anhand der Bilder 4.6 und 4.7 erfolgt danach die Vorauswahl eines Lagertyps. Nachdem dann die Einsatzgrenzen des gewählten Lagertyps unter Berücksichtigung der Umgebungsbedingungen und speziellen Anforderungen beurteilt worden sind, kann die endgültige Festlegung des Lagertyps erfolgen. Diese Vorgehensweise wird in Bild 4.8 vorgestellt. Tabelle 4.2: Auswahl von Radiallagern für spezielle Anforderungen Bild 4.8: Auswahl eines optimalen Lagertyps T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 73 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 74 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Tabelle 4.3: Auswahl von Axiallagern für spezielle Anforderungen Tabelle 4.4: Auswahl von Radiallagern für besondere Umgebungsbedingungen T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 74 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN 51485: 2016-09 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Schmierstoffe - Bearbeitungsmedien für die Umformung und Zerspanung von Werkstoffen - Kühl- und Umformschmierstoffe: Anforderungen und Prüfverfahren Lubricants - Processing fluids for forming and machining of materials - Metalworking and forming fluids: Requirements and test methods Vorgesehen als Ersatz für DIN 51520: 1995-10 und DIN 51521: 1999-03 Erscheinungsdatum: 2016-08-19 Einsprüche bis 2016-10-19 Gegenüber DIN 51520: 1995-10 und DIN 51521: 1999- 03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Bearbeitungsmedium Umformschmierstoff wurde in den Geltungsbereich aufgenommen; b) die Begriffe wurden an DIN 51385: 2013-12 angepasst; c) die Normen DIN 51520 und DIN 51521 wurden zusammengeführt; d) Im Vorwort wurde ein Text eingeführt, welcher die Funktion der Norm genauer beschreibt; e) die normativen Verweise wurden aktualisiert; f) in Tabelle 1 und 2 wird der Mineralölgehalt durch den Basisölgehalt ersetzt; g) in die Tabelle 1 wurden Prüfverfahren zur Bestimmung des Verdampfungsverlustes und des Viskositätsindexes aufgenommen; h) in den Tabellen 1 und 2 wurden die Prüfverfahren zur Bestimmung des Gesamtschwefels, des Chlorgehaltes und der Korrosionswirkung aktualisiert; i) In der Tabelle 1 wurde das Prüfverfahren DIN EN ISO 4263-3 zur Bestimmung der Alterungsstabilität von nichtwassermischbaren Bearbeitungsmedien SCN und SFNL neu eingeführt; j) in der Tabelle 2 wurden die Prüfverfahren zur Bestimmung des Wassergehaltes und des Chlorgehaltes aktualisiert; k) in der Tabelle 2 wurden die Prüfverfahren zur Bestimmung der elektrischen Leitfähigkeit und zur Bestimmung des mit Salzsäure abscheidbaren Anteils von wassergemischten Kühlschmierstoffen (DIN 51368) gestrichen; l) die Begriffe der DIN 51385: 2013-12 werden eingeführt; m)das Prüfverfahren für das Wasserabscheidevermögen (Demulgierverhalten) DIN ISO 6614 wurde neu eingeführt. Dieses Dokument legt die Anforderungen und die zugehörigen Prüfverfahren für Bearbeitungsmedien für die Umformung und Zerspanung von Werkstoffen fest. DIN 51805-2: 2016-09 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung des Fließdruckes von Schmierfetten mit dem Verfahren nach Kesternich - Teil 2: Automatisches Verfahren Testing of lubricants - Determination of flow pressure of lubricating greases according to Kesternich method - Part 2: Automatic method Dieses Dokument legt ein automatisches Verfahren zur Bestimmung des Fließdruckes von Schmierfetten bei verschiedenen zu vereinbarenden Temperaturen und Temperierzeiten fest. E DIN 51810-1: 2016-09 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 1: Bestimmung der Scherviskosität mit dem Rotationsviskosimeter und dem Messsystem Kegel/ Platte Testing of lubricants - Testing rheological properties of lubricating greases - Part 1: Determination of shear viscosity by rotational viscosimeter and the system of cone/ plate Vorgesehen als Ersatz für DIN 51810-1: 2007-07 Erscheinungsdatum: 2016-08-12 Einsprüche bis 2016-10-12 Gegenüber DIN 51810-1: 2007-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Konkretisierung der Temperierung unter 10.2 mit Angabe einer Kühlrate. 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. E DIN 51810-2: 2016-09 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Bestimmung der Fließgrenze mit dem Oszillationsrheometer und dem Messsystem Platte/ Platte Testing of lubricants - Testing rheological properties of lubricating greases - Part 2: Determination of flow point using an oscillatory rheometer with a parallel-plate measuring system Vorgesehen als Ersatz für DIN 51810-2: 2011-04 Erscheinungsdatum: 2016-08-12 Einsprüche bis 2016-10-12 Gegenüber DIN 51810-2: 2011-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Konkretisierung derAuswerteparameter inAbschnitt 11. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 75 Normen T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Fließgrenze von Schmierfetten, bevorzugt der NLGI- Klassen 0 bis 2 nach DIN 51818, fest, und gibt zusätzlich die Möglichkeit, weitere Kennwerte von viskoelastischen Eigenschaften zu ermitteln. 1.1.1.1 Übersetzugen keine 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL 9150-0093: 2016-02 Technische Lieferbedingungen - Hydraulikflüssigkeit, Erdölbasis, HLP ISO VG 68; NATO-Kode: keiner; Bw- Kode: HY5065 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0093: 2016-06 BAAINBw TL 9150-0093: 2016-06 Technische Lieferbedingungen - Hydraulikflüssigkeit, Erdölbasis, HLP ISO VG 68 NATO-Kode: keiner Bw- Kode: HY5065 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0093: 2016-02 1.1.3 VDI-Richtlinien Z VDI 3397 Blatt 3: 2008-03 Entsorgung von Kühlschmierstoffen Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 3397 Blatt 3: 2016- 10 VDI 3397 Blatt 3: 2016-10 61,40 EUR Entsorgung von Kühlschmierstoffen Disposal of metalworking fluids Ersatz für VDI 3397 Blatt 3: 2008-03 1.1.4 ZH-1-Schriften Z BGI 875: 1988-04 Merkblatt für den Umgang mit gebrauchtem Motorenöl 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen Z EN ISO 2719: 2002-11 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel (ISO 2719: 2002) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 2719: 2016-07 ZE prEN ISO 2719: 2015-06 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegeln (ISO/ DIS 2719: 2015) EN ISO 2719: 2016-07 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel (ISO 2719: 2016) Determination of flash point - Pensky-Martens closed cup method (ISO 2719: 2016) Ersatz für EN ISO 2719: 2002-11 1.2.2 ISO-Normen ZE ISO/ FDIS 12829: 2016-04 Hydraulic spin-on filters with finite lives - Method for verifying the rated fatigue life and the rated static burst pressure of the pressure-containing envelope ISO 12829: 2016-08 65,90 EUR Hydraulic spin-on filters with finite lives - Method for verifying the rated fatigue life and the rated static burst pressure of the pressure-containing envelope 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1.1 DIN-Normen E DIN 6799: 2016-10 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Sicherungsscheiben (Haltescheiben) für Wellen Retaining washers for shafts Vorgesehen als Ersatz für DIN 6799: 2011-04 Erscheinungsdatum: 2016-09-30 Einsprüche bis 2017-01-31 Gegenüber DIN 6799: 2011 04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) normative Verweisungen aktualisiert; c) Formulierung im Abschnitt 6 überarbeitet. Diese Norm legt Anforderungen an Sicherungsscheiben (Haltescheiben) zum axialen Halten von Bauteilen auf Wellen fest. 2.1.1.1 Übersetzungen DIN ISO 12090-1: 2016-08 Print: 100,60 EUR/ Download: 92,50 EUR 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) Wälzlager - Profilschienenführungen mit kompakten Kugel- oder Rollenumlaufwagen - Teil 1: Maße und Toleranzen für Serie 1, 2 und 3 (ISO 12090-1: 2011) DIN ISO 12090-2: 2016-08 Print: 82,10 EUR/ Download: 75,70 EUR 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) Wälzlager - Profilschienenführungen mit kompakten Kugel- oder Rollenumwagen - Teil 2: Maße und Toleranzen für Serie 4 und 5 (ISO 12090-2: 2011) 2.1.2, VDI-Richtlinien Z VDI 2727 Blatt 2: 1991-05 Konstruktionskataloge; Lösung von Bewegungsaufga- T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 76 Normen ben mit Getrieben; Erzeugung hin- und hergehender Schubbewegungen; Antrieb gleichsinnig drehend Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 2727 Blatt 2: 2016-10 VDI 2727 Blatt 2: 2016-10 156,90 EUR Konstruktionskataloge - Lösung von Bewegungsaufgaben mit Getrieben - Erzeugung hin- und hergehender Schubbewegungen - Antrieb gleichsinnig drehend oder wechselsinnig schiebend Catalogues for machine design - Mechanisms for motion transfer - Converting unidirectional rotation or alternate push into rectilinear alternate motion Ersatz für VDI 2727 Blatt 2: 1991-05 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen Z ISO 3601-2: 2008-06 Fluidtechnik - O-Ringe - Teil 2: Maße der Einbauräume für allgemeine Anwendungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3601-2: 2016-07 ZE ISO/ FDIS 3601-2: 2016-02 Fluid power systems - O-rings - Part 2: Housing dimensions for general applications ISO 3601-2: 2016-07 202,20 EUR Fluid power systems - O-rings - Part 2: Housing dimensions for general applications Ersatz für ISO 3601-2: 2008-06 Z EN ISO 3928: 2006-04 Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung (ISO 3928: 1999) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 3928: 2016-07 ZE prEN ISO 3928: 2015-11 Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces (ISO/ DIS 3928: 2015) EN ISO 3928: 2016-07 Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung (ISO 3928: 1999) Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces (ISO 3928: 1999) Ersatz für EN ISO 3928: 2006-04 E ISO/ DIS 6526: 2016-07 65,90 EUR Gleitlager - Dünnwandige aus Band hergestellte Axiallager-Halbscheiben - Merkmale und Toleranzen Plain bearings - Pressed bimetallic half thrust washers - Features and tolerances Vorgesehen als Ersatz für ISO 6526: 1983-12; Ersatz für ISO/ DIS 6526: 2016-02 Einsprüche bis 2016-09-12 E ISO/ DIS 15242-3: 2016-07 65,90 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 3: Radial-Pendelrollenlager und Radial-Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 3: Radial spherical and tapered roller bearings with cylindrical bore and outside surface Vorgesehen als Ersatz für ISO 15242-3: 2006-01 und ISO 15242-3 Technical Corrigendum 1: 2010-01 Einsprüche bis 2016-09-26 E 15242-4: 2016-07 65,90 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 4: Radial-Zylinderrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 4: Radial cylindrical roller bearings with cylindrical bore and outside surface Vorgesehen als Ersatz für ISO 15242-4: 2007-10 Einsprüche bis 2016-09-26 Z ISO 16656: 2004-06 Fluidtechnik - Hydraulik-Kurzhubzylinder mit einseitiger Kolbenstange, Zylinderdurchmesser von 32 mm bis 100 mm, 10 Mpa-(100-bar-)Reihe - Anschlussmaße Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 16656: 2016-08 ZE ISO/ FDIS 16656: 2016-04 Fluidtechnik - Hydraulik-Kurzhubzylinder mit einseitiger Kolbenstange, Zylinderdurchmesser von 32 mm bis 100 mm, 10 Mpa-(100-bar-)Reihe - Anschlussmaße ISO 16656: 2016-08 43,20 EUR Hydraulic fluid power - Single rod, short-stroke cylinders with bores from 32 mm to 100 mm for use at 10 MPa (100 bar) - Mounting dimensions Ersatz für ISO 16656: 2004-06 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 15: 2016-08 65,90 EUR Wälzlager - Radiallager - Maßplan Rolling bearings - Radial bearings - Boundary dimensions, general plan Vorgesehen als Ersatz für ISO 15: 2011-03 Einsprüche bis 2016-11-14 E ISO/ DIS 5295: 2016-09 65,90 EUR Synchronriemen - Berechnung der Nennleistung und des Antriebsachstandes Synchronous belts - Calculation of power rating and drive centre distance Vorgesehen als Ersatz für ISO 5295: 1987-12 Einsprüche bis 2016-11-24 Z ISO 6336-5: 2003-07 Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 5: Festigkeit und Werkstoffqualitäten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6336-5: 2016-08 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 77 T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 ZE ISO/ DIS 6336-5: 2015-05 Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 5: Strength and quality of materials ISO 6336-5: 2016-08 179,50 EUR Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 5: Strength and quality of materials Ersatz für ISO 6336-5: 2003-07 E ISO/ DIS 20056-1: 2016-08 65,90 EUR Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 1: Dynamische Tragzahlen Rolling bearings - Load ratings for hybrid bearings with rolling elements made of ceramic - Part 1: Dynamic load ratings Einsprüche bis 2016-11-01 3 Vorhaben 3.1 NMP Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der Entflammbarkeits-Charakteristik von Flüssigkeiten bei Kontakt mit heißen Oberflächen - Zündverfahren; (DIN EN ISO 20823: 2003-10); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-61 AA <06235029> Diese Norm legt ein Verfahren zur Bestimmung der Entflammbarkeit von Flüssigkeiten in Kontakt mit heißen Oberflächen bei einer festgelegten Temperatur fest. Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der EP-Eigenschaften und Verschleißkennwerte von Flüssigkeiten - Verfahren mit dem 4-Kugel- Apparat (Europäische Bedingungen); (DIN EN ISO 20623: 2004-05); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-61 AA <06235038> Diese Norm legt ein Verfahren zur Bestimmung der EP- Eigenschaften und Verschleißkennwerte von Schmierstoffen und anderen Flüssigkeiten mit Hilfe des 4-Kugel-Apparates fest. Die Prüfbedingungen sind wie in Europa und anderen Bereichen, die eine ähnliche Stromversorgung mit 200 V bis 250 V und 50 Hz haben. Mineralölerzeugnisse - Bestimmung von aromatischen Kohlenwasserstoffgruppen in Mitteldestillaten - Hochleistungsflüssigkeitschromatographie-Verfahren mit Brechzahl-Detektion; Deutsche Fassung EN 12916: 2016; (DIN EN 12916: 2016-06); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-14 AA <06235044> Diese Europäische Norm legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung des Gehaltes an mono-aromatischen, di-aromatischen und tri+-aromatischen Kohlenwasserstoffen in Dieselkraftstoffen fest, die bis zu 30 % (V/ V) Fettsäuremethylester (FAME) und Mineralöldestillate im Siedebereich zwischen 150 °C und 400 °C enthalten dürfen. Der Gehalt an polycyclischen aromatischen Kohlenwasserstoffen wird als Summe der Gehalte an di-aromatischen und tri+-aromatischen Kohlenwasserstoffen berechnet. Der Gesamtgehalt an aromatischen Kohlenwasserstoffen errechnet sich aus der Summe der individuellen aromatischen Kohlenwasserstofftypen. 4 Erklärung über die technischen Regeln Soweit bekannt sind zu den einzelnen Dokumenten Preise angegeben. Ein Preisnachlass auf DIN-Normen und DIN SPEC wird gewährt für Mitglieder des DIN in Höhe von 15 % und für Angehörige anerkannter Bildungseinrichtungen (Bestellung muss mit Nachweis versehen sein) in Höhe von 50 %. Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 78 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 79 B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC-Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC- Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC-Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer 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) T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 1/ 2017 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 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 5.5 VDI-Richtlinien Herausgeber: VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.6 ZH-1-Schriften Herausgeber: Deutsche Gesetzliche Unfallversicherung - DGUV, Glinkastraße 40, 10117 Berlin Bezug: Carl Heymanns Verlag GmbH, Luxemburger Str. 449, 50939 Köln Dipl.-Ing. Alfred P. Thilow und 6 Mitautoren Entgrattechnik Entwicklungsstand und Problemlösungen 4. Auflage 2012, 215 S., 178 Abb., 11 Tab., 8 54,00, CHF 89,50 Kontakt & Studium 392 ISBN 978-3-8169-3152-2 Zum Buch: Dieser Themenband zeigt den aktuellen Stand der Entgrattechnik auf. Er stellt dar, welche Gratdaten als Entscheidungskriterien herangezogen werden können, wie sie beeinflussbar sind und welche Entgratverfahren sich im konkreten Fall eignen. So ist zum Beispiel der Einfluss auf die Gratausbildung durch die Auswahl der Fertigungsparameter und der Fertigungsfolge mitentscheidend für den nachträglichen Entgrataufwand bzw. für das anzuwendende Entgratverfahren. Es werden die Entgratverfahren vorgestellt und ihre Anwendungsbereiche und Einsatzgrenzen durch Eckdaten aufgezeigt. Abgerundet wird das Thema durch die Darstellung der weniger bekannten Entgratverfahren wie Druckfließläppen, magnetabrasive Feinstbearbeitung und Hochdruckwasserstrahlen. 71272 Renningen Wankelstraße 13 Anzeige T+S_1_17 13.12.16 07: 54 Seite 80