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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 1 5 N.K. Myshkin, V.V. Konchits Tribology of Electrical Contacts 13 T. Abraham, M. Weber, M. Keunecke, C. Stein, R. Weirauch, M. Grahs, G. Bräuer Entwicklung von Werkzeugbeschichtungen für die Hochtemperatur-Titanumformung 21 J. König, M. Felbermaier, T. Tobie, K. Stahl Tribologische Einflussfaktoren auf die Entstehung von Graufleckigkeit an einsatzgehärteten Zahnrädern 28 A. Albers, M. Blust, K. Wantzen, B. Lorentz A New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Axial Piston Pumps 35 M. Boretius, H. Krappitz, I. Rass Wear protection coatings generated by brazing, sintering and heat treatment in vacuum 41 M. Müller Klassifizierung von Schmierstoffen basierend auf der Aktivierungsenergie 46 J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer, H. Schwarze Berücksichtigung des Größeneinflusses bei der Berechnung der Plansch- und Schleppverluste an Wälzlagern 53 M. Grebe Schäden bei Wälzlagern unter kleinen Schwenkwinkeln oder Vibrationsbelastung Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 4 Hinweise für Autoren / Checkliste 40 Impressum 61 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 70 Schadensanalyse / Schadenskatalog Zahnrad - Innenverzahnung 71 Handbuch der T+S 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen 73 Patentumschau 74 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 2 17 E 6133 64. Jahrgang www.expertverlag.de Tribology of Electrical Contacts Entwicklung von Werkzeugbeschichtungen für die Hochtemperatur-Titanumformung Tribologische Einflussfaktoren auf die Entstehung von Graufleckigkeit an einsatzgehärteten Zahnrädern A New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Axial Piston Pumps Wear protection coatings generated by brazing, sintering and heat treatment in vacuum Klassifizierung von Schmierstoffen basierend auf der Aktivierungsenergie Berücksichtigung des Größeneinflusses bei der Berechnung der Plansch- und Schleppverluste an Wälzlagern Schäden bei Wälzlagern unter kleinen Schwenkwinkeln oder Vibrationsbelastung Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 64. Jahrgang, Heft 2 März / April 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 40 und 60) 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 4. Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 4 for formatting guidelines). T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  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/  28.03. - 29.03.17 Würzburg GETPRO - Getriebeproduktionskongress http: / / getpro.de/  03.04. - 04.04.17 Ostfildern Schäden an geschmierten Maschinenelementen TAE*  03.04. - 06.04.17 Kopenhagen, AERC2017 - The Annual European Rheology Conference Dänemark http: / / aerc2017.dk  04.04. - 05.04.17 Stuttgart UNITI Mineralöltechnologie-Forum 2017 http: / / www.umtf.de/  24.04. - 26.04.17 Ostfildern Additive für Schmierstoffe TAE (in Zusammenarbeit mit GfT)*  24.04. - 28.04.17 Diego, USA ICMCTF 2017 - 44 th International Conference on Metallurgical Coatings and thin films http: / / www2.avs.org/ conferences/ ICMCTF/ 2017  06.05. - 09.05.17 Helsinki, Finnland 29 th ELGI Annual Gerneral Meeting http: / / www.elgi.org/ joomla152  09.05. - 11.05.17 Ostfildern Tribologie und Schmierung in Windenergieanlagen TAE*  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*  07.06. - 09.06.17 Ljubljana, Slowenien Ecotrib 2017 https: / / www.tint-ecotrib.com  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  26.07. - 27.07.17 Porto, Portugal FFW 2017 - 6 th International Conference on Fracture, Fatigue and Wear http: / / www.ffw.ugent.be  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_2_17_korr 21.03.17 11: 35 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 3 2015 2016 2015 2016 Motorenöle 23.329 t 23.519 t 19.031 t 19.737 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.196 t 3.883 t 2.665 t 3.222 t Getriebeöl Industrie 2.573 t 2.162 t 1.789 t 1.779 t Turbinen-, Kompressorenöle 564 t 662 t 606 t 560 t Maschinenöle 4.069 t 2.624 t 4.398 t 1.835 t Hydrauliköl 10.235 t 9.172 t 7.850 t 7.652 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 2.173 t 4.621 t 2.504 t 3.397 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 1.420 t 2.681 t 2.241 t 2.682 t Weißöle (technische und medizinische) 4.858 t 4.313 t 5.086 t 3.496 t Schmierfette 2.229 t 2.909 t 1.759 t 2.279 t Basisöle 11.702 t 11.221 t 9.552 t 9.246 t Dezember November Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate November und Dezember 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 64. Jahrgang 2/ 2017 Hinweise für unsere Autoren 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_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Introduction Electrical contacts are necessary components of all technical systems [1]. Figure 1 represents the most general classification of electrical contacts considering the contact kinematics, functionality and design features. Tribology is a key factor in operation of many types of electrical contacts. In fact, all the sliding contacts and most of the commutating ones are specific tribosystems. Contacts of electrical machines, current pick-offs of transport and lifting machines, and of radio-electronic devices, control and automatic systems are the most important and widely used types of sliding contacts. As a rule, sliding contacts for electrical and transportation machines transfer currents of a moderate and high density while those for radio-electronic devices, control and automatic systems are usually low-current ones. 2 Contact resistance There are many parameters that can be used to asses the operating efficiency of electrical contacts. Among these parameters, the most important are electrical (resistance and its stability) and tribological ones (the wear resistance and friction coefficient). The real surfaces are not flat; hence, in metal-to-metal contact the surface asperities will penetrate the surface contaminant films, establishing metallic contacts. As the force increases, the number and the area of these small * Professor Dr. Sc. Nikolai K. Myshkin, Director and Head of Tribology Dept., MPRI, Valery V. Konchits, Ph.D., Leading Researcher, MPRI Metal-Polymer Research Institite of Belarus National Academy of Science, Gomel, 246050, Belarus ELE C TR IC C O N TA C TS STA TIO N A R Y M O V IN G S LID IN G C O M M U TA TIN G B IN D IN G B R U SH S LID ER TR O LLEY S EPA R AB LE R ELA Y B R EA K IN G S O L D E R ED W E LD ED B O N D ED C U R R E N T- C A R R Y IN G B U SS ES C U R R EN T P IC K O FF S O F E LEC TR IC A L A N D W E LD IN G M A C H IN E S R H EO ST A T S, P O T EN TIO - M ET ER S C O D E SEN D ER S C U R R EN T P IC K O FFS O F C R A N ES A N D TR A N S PO R T PLU G C O N N EC TO R S A N D C IR C U IT B R EA K E R S O PE R A TE U N D ER C O N D ITIO N S O F FR IC TIO N A N D W E AR Figure 1: Classification of electrical contacts Tribology of Electrical Contacts N.K. Myshkin, V.V. Konchits* Eingereicht: 20. 10. 2015 Nach Begutachtung angenommen: 15. 2. 2016 The role of electrical contacts in modern engineering is very important due to the fact that all the electric energy is passing them at least once. Much more important is the fact that the reliability of control and communication systems strongly depends on electrical contacts. Tribology is a key factor in operation of many types of electrical contacts. In fact, all the sliding contacts and most of the commutating ones are specific tribosystems. In the era of high-tech we meet new problems relating to miniaturization in electronics, automation, and robotics. It means that advances in microand nanotribology should be applied to solve these problems. The practical applications of tribology to various types of electrical contacts and trends in research and development of the efficient contacts are considered. Keywords contact mechanics, electric current in tribosystem, nanoscale effects, friction and wear performance. Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 5 F = A c H R c = ( 2 H/ 4F) 1/ 2 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 contact spots will increase.The actual (real) contact area A r is a fraction of the expected (apparent) contact area A a , as shown in Figure 2. The current passes through the conducting spots which are much smaller than the apparent, real and load-bearing contact spots, so the current lines are constricted [2]. As a result, the electrical resistance increases. This increase is defined as the constriction resistance. Contaminant films on the mating surfaces make the contact quasi-metallic and increase the resistance of conducting spots. The total resistance due to constriction and contaminant films is termed the contact resistance. The contact load-bearing spots consist of a set of smaller spots formed by subroughness. Figure 3 is an illustration of this concept and depicts the AFM data processing. The positions of the clusters are determined by the largescale waviness of the contact surfaces and the positions of spots formed by the small-scale surface roughness. Contact resistance is then determined by the number and size of the spots and by the pattern and size of their clusters. It is usually accepted that the real contact area is determined by plastic deformation of asperities. Bowden and Tabor [3] proposed that contact pressure on contacting asperities is equal to the yield limit of the softer of contact materials and the normal load is supported by softer asperities. Under this assumption, the area of mechanical contact A c is related to normal load F and to hardness H of the softer material as This expression states that the real area of mechanical contact between two surfaces is independent of the area of nominal contact of the surfaces i. e., A c = F/ H depends only the contact force and the hardness of the contacting bodies, and is independent of the dimensions of the contacting objects. If the electrical interface does not carry electrically insulating films and is characterized by a sufficiently large number of conducting spots the contact resistance may be expressed as Holm has analyzed the basic consequences of the effect of the size and the number of contact spots on their conductivity [2]. Electric resistance of metal contact in the absence of surface films due to constriction of current lines is described by the formula derived with the assumption that contact materials have similar conductivity, all the spots are equal in size and are small comparing to the size of contact bodies: Aus Wissenschaft und Forschung Figure 2: Schematic of current constriction and real contact area Figure 3: Visualization of contact spots at various scales: a - AFM-image of an analyzed area (scan 15 ×15 μm); b - clusters of real contact spots at microlevel; c -real contact spots at submicrolevel (physical contact area) (a) (b) (c) T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 6 + = + = c a na R R R 1 1 2 2 1 ρ . + = α ρ 21 21na R , where ≠ ≠ − = j i j i ij s n 1 16 3 2 1 π α c R α π 2 3 3 16 = Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 where a is the radius of an elementary spot and α c is the size of circle enveloping the cluster of spots. Greenwood has proposed further development of calculation techniques taking into account the mutual influence of spots [4]: Here s ij are the distances between the spots in the cluster. It is reasonable to add the third term taking into account the mutual influence of clusters [5]: Value of α c can be found by the same technique as α and in first approximation it is equal to the radius of nominal contact area. The test of the relations was carried out using the setup given in Figure. 4 [5]. Plastic cage containing a certain number of steel balls having 6.3 mm diameter is compressed between two steel circular plates with diameter equal to 130 mm. Plastic cage was fabricated of glass-cloth laminate having shape of disk with diameter equal to 120 mm and thickness 2.5 mm. A total number of 109 holes having diameter slightly larger than 6.3 mm were drilled in the cage providing the possibility to arrange the balls in the regular groups with different spacing. Contact resistance was measured by four-wire technique. The analysis of the data shows that the test and calculation results describing the changes in the number of balls and their position within the nominal area are in good qualitative agreement. More uniform and less dense array of spots under approximately the same contact area results in a lower contact resistance. This trend is more apparent when the number of balls in contact is increased which can be expected from theoretical predictions and confirmed by calculation and testing the real metal specimens with different surface treatment [1]. The theoretical prediction gives a ground for design of more efficient electrical contacts and most simple solutions are used in design of the stationary contacts with surfaces patterned by regular asperities distributing uniformly the mechanical load and spots of conductivity over the nominal contact area [1, 6, 7]. Figure 5 shows the application of such contacts in the busbar joints [6]. 7 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 4: Plastic cage retaining the balls between disc plates (left) and scheme of the test (right) Figure 5: Typical application of the multilam contacts in busbar connection [6] 3 Solution of Tribological Problems in Electrical Contacts 3.1 Interrelation of friction and electrical processes When analyzing the operation of different types of contacts they can be considered as current-passing tribosystems. A specific feature of moving electrical contacts is their wear under operation conditions. Two basic wear modes are typical, i.e. mechanical wear caused by friction and electrical wear resulting from the effect of electric current on the contact materials. The mechanical wear appears in sliding electrical contacts in a similar manner as in common friction pairs. Depending on the current passage mechanism and the combination of contact ma- T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 terials the electrical wear may be caused mainly by the transfer of ions of one material to another. This factor can increase molecular attraction and induce seizure with tearingoff, sparking, and arcing. The processes of friction transfer and the formation of intermediate films on friction surfaces are of primary importance for sliding electrical contacts of all types. For example, the formation of the film is characteristic for brush contacts and it is strongly controlled by the direction of current [8]. In low-current contacts the films appear due to friction even on such noble metals as platinum (the effect of frictional polymerization) [9]. Inevitable interrelation of friction and current in operation is an important feature of the moving electrical contacts. This specific feature is taken into account in requirements to contact materials, coatings, lubricants, and contact design. The interrelation of friction and electrical processes is governed also by the state of the interface and by behavior of boundary films. The analysis shows that the improvement of sliding contacts includes the following three basic directions: a) development of new contact materials, coatings, and lubricants; b) special techniques affecting the state of the interface; c) improvement in contact design (Figure 6) 3.2 Design aspects The data relating the contact conductivity to topography are essential for making the recommendations for contact design. For example, it was shown [7] that the use of regular texture of contact surfaces can greatly improve the efficiency of moving electrical contact due to homogeneity in load distribution and conduction spots, as well as trapping of debris (Figure 7). Another significant design solution in electrical contacts is the development of fiber brushes for high-current pickoffs [10, 11]. Solving the brush wear problem by increasing the number of elastic contact spots is efficient from tribological point of view and simultaneously from the point of electrical conductivity. In order to meet the strict requirements for the current density and sliding velocities with low friction and wear, brush design similar to those used in the 19 th century (brush made of copper wires) was proposed for highcurrent pick-offs. Modern brushes of this type are made of small diameter metal or metallized fibers (Figure 8). Aus Wissenschaft und Forschung MEANS OF IMPROVING RELIABILITY OF ELECTRICAL CONTACTS DESIGN CONTACT MATERIALS INTERFACE CONTACT LOAD NUMBER OF INDEPENDENT ELEMENTS GEOMETRY OF ELEMENTS REDUCING ADHESION HARDENING SURFACE TOPOGRAPHY LUBRICATION Figure 6: Means of improving reliability of sliding contacts Figure 7: Scanning electron micrograph of the modulated surface [7] Figure 8: Micrograph of the cross section of almost finished “brush-stock”, comprising bundles of 20-μm gold fiber in a copper matrix [10]. White color shows the sections of gold microfibers, grey relates to copper. At final stage of the material processing the copper is etched out exposing the gold microfibers T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Potentially superior properties of metal fiber brushes, in particular, low resistance, low noise, and high speed and current density capabilities have been demonstrated in practical applications [10]. To ensure the long-lasting, slow-wearing sliding metalmetal contacts it is essential to make the contact operating in the elastic deformation mode. As it is shown by Kuhlmann-Wilsdorf wear rate decreases to much lower levels when contact spots are elastic. Unlubricated metal-fiber brushes can operate with mild wear due to very large number of contact spots and hence low contact pressure. The presence of moisture film (~ 5 A) at contact spots is extremely valuable for metal-fiber brush operation since it is the thinnest conceivable surface film shield which prevents cold-welding and permits almost wearless sliding at modest friction. Fiber brushes were initially invented in order to provide current collection for homopolar motors. They need to provide current density of j = 310 A cm -2 at velocity v = 40 ms -1 with a maximum total loss of L T = 0.25 W A -1 and to be operated in a protective atmosphere of moist CO 2 . Due to low heat loss and voltage drops of about 0.1 V and less, extremely low noise, and very high current density metal fiber brushes should spread to all types of brush motors as costs come down and reliability is established. They will be irreplaceable whenever very high current density is needed, even in short pulses. For example, brushes currently being developed for magnetically levitated trains, planned to run at up to 300 m.p.h. ≈ 150 ms -1 . 3.3 Materials Formation of thin transfer films on contact surfaces, which do not affect strongly the current passage but reduce essentially the probability of seizure, welding, and severe wear is a generally used method of improving the performance of sliding contacts. For these purposes the composite materials containing conductive solid lubricants are commonly used. In most electrical sliding systems graphite brushes run on copper or copper-plated surfaces. However, in a few instances steel, nickel, or noble metals have been used. Therefore compatibility effects were studied by Rabinowicz and Ross [12]. It was found that when carbon and the metal of the counterbody are incompatible (low solid solubility) the wear tended to be low, and conversely (Figure 9). When the silver-graphite brushes were used, it was found that the lowest wear was obtained when metal of the counterbody had poor compatibility against both carbon and silver. Gold and copper were the metals giving the minimum wear against graphite, while rhodium and iridium were the best against silver-graphite. Electrical wear in the composite - metal contacts results from many factors which often influence each other and whose contributions are difficult to separate. However, if we can determine the principal factors and explain the mechanism of wear under the action of current, it becomes possible to select the optimal combination of contact elements and formulate the requirements to mechanical, electrical, and other properties of the contact materials. It follows from the experimental data that the action of several electrical wear factors is facilitated by the presence of oxygen in the ambient medium [1]. Oxygen accelerates the formation of non-conductive films followed by fritting, chemical erosion, selective oxidation of the binder, etc. The search for ways reducing the harmful influence of oxygen has shown that inert gaseous atmosphere (carbon dioxide, nitrogen, helium, argon, etc.) with controlled moisture can significantly increase the wear resistance and improve electrical characteristics of carbon and metal-graphite contact materials [13]. It has been shown [14] that new types of composite contact materials produced by traditional technology on the base of common materials can operate with much higher current density and sliding velocity than it was previously assumed. An example is a new type of sintered coppergraphite composite materials with improved self-lubrication for railway current collectors. These materials use the concept of a network structure of copper matrix for the electrical conduction and self-lubrication which is provided by graphite and MoS 2 powders stored in the pores. The unique microstructure of the material, which is composed of a graphite islands in a copper matrix achieves the solid lubrication function with very little effect on electrical conduction during sliding. A special electrical conductive mechanism - network conduction plays a major role in maintaining the low resistivity of the material. Friction and wear of the composite-metal contacts are basically determined by the 9 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 9: A plot of the average wear coefficient versus the compatibility of the flat materials against graphite for pure graphite brush tests [13] T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 action of electric current on the brush surface layer [8]. The reversible reduction in strength of the surface layer of carbon brushes at the Joule heating reduces microcutting and causes “lubrication” by the electric current. Irreversible changes in the surface layer of brushes with high content of non-carbonized polymer binder at certain critical magnitude of contact current lead to sharp reduction in friction and increase in wear intensity of these materials. Development of plastic deformation leading to increase in the contact area, explains the frictional behavior of brush materials with high content of metal. The changes in the collector surface layer and intermediate films during current passage influence the frictional characteristics to a lesser degree than electrical characteristics of the contact. In the absence of sparking, the basic cause of brush wear intensification under the action of electrical current is the Joule heating in the friction contact. Depending on the operation conditions and type of contact materials the additional heat release resulting from current passage may lead to mechanical weakening of the brush surface layer, roughening of the collector surface, intensification of adhesion on contact spots, reversible reduction in the brush material strength near the contact spots, mechanical stresses because of thermal expansion, etc. The electric field in the contact area can be additional factor affecting wear rate due to oxidation, mass transfer, and debris formation. 3.4 Lubricants in electrical contacts The applications of lubricants in electrical contacts are steadily increasing. Nowadays almost all types of lightduty sliding contacts operating at low velocities without arcing and electrical erosion are lubricated. Lubricants were also used in heavy-duty sliding contacts. The application of a proper contact lubricant can reduce sliding wear by several orders of magnitude [15]. In order to examine the role of lubrication it is necessary to evaluate its influence on both frictional and electrical characteristics of the contact, and this influence may evidently be ambiguous. In a general case, the effects of lubricants can be positive and negative. Along with the positive effects, leading to reductions of mechanical and electrical losses and improvement of the service life and operating reliability of the contact, negative effects are also possible. The latter are characterized by the necessity of complicated design and prevention of irreversible changes in lubricant composition, and also prevention of the hydrodynamic lubrication conditions, leading to sparking and electrical erosion of the contact. Ideal properties of a good sliding-contact lubricant were formulated by Glossbrenner [16] as follows: • Operates best if retained on the contact surface by chemical adsorption or strong physical adsorption • Must not chemically degrade metals of the contact surfaces • Must not chemically react with insulation of the contact assembly • Must not chemically react with gases of the operating environment • Must have low volatility at the operating temperature and pressure • Must have proper viscosity at given velocity, temperature, and contact force • Must not form friction polymer of sufficient viscosity to separate contacts • Should have low surface energy to wet the contact surfaces Both liquid lubricants and greases are used in sliding contacts. Some organic fluids such as esters and polyglycols provide better antifriction and antiwear properties for sliding contacts than the organic greases [17]. Among the positive effects we note one which is achieved only by the application of liquid lubricants. If a liquid lubricant wets well the contact surface, the lubricant removes other fluids, e. g. water, from the surface and forms a thin protective film. The halogen-containing liquid lubricants are effective for application in sliding electrical contacts whereas the silicon fluids are the poorest ones [18]. Oxygen-containing and hydrocarbon fluids take an intermediate position. Mass-produced perfluorinated polyalkylether (PFPE) fluids are widely used. They also serve as a base for developing filled lubricants for application in certain contact pairs, for example made of gold [19]. Greases are quite often used in sliding contacts [15]. Graphite, dichalcogenides of metals (Mo,W, Nb, Ta), and metal powders are used as fillers to greases. The bulk electrical characteristics of lubricants with the conductive filler vary slightly, yet the conductivity of thin films (from a few to hundreds microns) increases significantly. High filler concentration can deteriorate the grease lubricity, so the optimal content of the conductive filler has to be determined experimentally for each application. In high-current sliding contacts lubricants are used more rarely and they can be divided into two groups. The first group includes the compositions whose properties are similar to those of mass-produced lubricants for light-current contacts, i. e. they do not contain conducting particles. The second group comprises greases with fine conductive fillers. For example, graphite suspensions in oil are used to lubricate contacts of Aus Wissenschaft und Forschung T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 welding machines, urban transport pantographs and current pick-offs. Several base oil chemistries have been successfully applied in contact lubricants. Selecting the proper lubricant starts with the choice between the synthetic and petroleum-based products. Petroleum products begin to degrade at or before 100 °C, and become virtually intractable at sub-zero temperatures; some synthetic lubricants still function well at -70 °C to beyond 200 °C. Synthetic lubricants may cost more than petroleum-based lubricants, but they generally can be used in smaller quantities (Table 1). Material compatibility should be considered as well. While lubricants do not affect most thermoplastics, esters (diesters and polyolesters) are noted for their incompatibility with polycarbonate, polyvinyl chloride, polystyrene and acrylonitrile-buta-diene-styrene copolymer resins. Only the fluoroethers (PFPEs) are inert enough to be safe with most polymers. Compatibility charts are available from many manufacturers, but testing is the only way to guarantee a successful match between lubricant and contact material. 4 Summary. • Electrical contacts are in most cases specific tribosystems which can be considered in complexity of current conduction, friction, and changes in structure and composition of materials and surface films. • Progress in engineering, more severe operation conditions, and necessity of optimization in mechanical and 11 Aus Wissenschaft und Forschung Table 1: Lubricant application in electrical connectors and sliding electrical contacts [1] Application Lubricant alternatives Special characteristics Electrical connectors (automotive, telecommunication, computer or PC board connectors; backplanes; instrumentation accessories) • Synthetic hydrocarbon and ester based lubricants • Fluorinated ether based lubricants • Polyphenyl ether based lubricants • Provides thin protective film on tin-lead connectors, reducing corrosion and contact forces while making a weather resistant seal. • Long life without generating lubricant decomposition products. • Traditional for gold on gold. Electrical sliding contacts (automotive instrumentation; rotary and sliding switches; appliance controls; distribution switch gear) • Synthetic hydrocarbon greases • Synthetic hydrocarbon gels • Synthetic polyether greases • Polyol ester greases • Water-resistant; good plastic compatibility. • Non-melting; water-resistant; oxidation stability; low volatility. • Suitable for high temperature, arcing conditions. • High lubricity; salt water-resistant; wide temperature fluidity. Potentiometers (wire wound and conductive plastic potentiometers; trimmers; automotive sensors; aerospace controls) • Halogenated silicone oils and gels • Polyol ester greases • Fluorinated ether greases • Temperatures from -70 °C to 200 °C; good noise reduction. • High temperatures stability; good noise reduction; low thin-film volatility. • Resists aggressive chemicals and all except fluorinated solvents; temps from -65 °C to 225 °C. T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 energy losses require new solutions in design and materials of electrical contacts. • The research basis and achievements in surface engineering make realistic further increase in contacts efficiency and reliability. References [1] Braunovic, M., Konchits V. V., Myshkin N. K.: Electrical Contacts: Fundamentals, Applications and Technology, New York: CRC Press 2007 [2] Holm, R.: Electrical Contacts. New York: Springer, 1979. [3] Bowden F.P., Tabor D.: Friction and Lubrication of Solids, Oxford: Clarendon Press, 1986 [4] Greenwood, J.A.: Constriction resistance and the real area of contact. Brit. J. Appl. Physics. 17 (1966), 1621-1631 [5] Myshkin, N. K., Kim, C. K.: Influence of relative position and size of metal contact spots on conductivity. Journal of Friction and Wear. 15(1994), 54-58 [6] The multi-lam principles, Multi-contact Tech., Catalog Multi-Contact USA, Santa Rosa, California [7] Saka, N., Llou, M. G., Suh, N. 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Anders als bei Reintitan sind für hochbeanspruchbare Titanlegierungen für die umformtechnische Verarbeitung Temperaturen von 750 °C bis 950 °C nötig, um ausreichende Umformgrade für formkomplexe Bauteile erzielen zu können. Diese hohen Umformtemperaturen verstärken zusätzlich die Adhäsionsneigung [1]. Am weitesten verbreitet für die Hochtemperatur-Umformung von Titanlegierungen sind Werkzeuge aus Nickelbasislegierungen [2], welche in Kombination mit Hochtemperaturschmierstoffen eingesetzt werden. Trotz des Schmiermitteleinsatzes genügen die Bauteiloberflächengüte und die Prozessstabilität der Umformoperationen nach kürzester Zeit nicht den Anforderungen. Effiziente Umformtechniken, wie z.B. das Tiefziehen oder die Innenhochdruck-Umformung, werden dadurch stark eingeschränkt. Ein möglicher Lösungsansatz stellt die Applikation einer dünnen Hartstoffschicht auf Wolframcarbid-basis (WC) 13 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl. Wirt.-Ing. Tim Abraham, Dipl.-Ing. Martin Weber, Dr.-Ing. Martin Keunecke, Dr.-Ing. Christian Stein, Dipl. Wirt.-Ing. René Weirauch, B.Sc. Matthias Grahs, Prof. Dr. Günter Bräuer Fraunhofer-Institut für Schicht- und Oberflächentechnik IST, 38108 Braunschweig Entwicklung von Werkzeugbeschichtungen für die Hochtemperatur- Titanumformung T. Abraham, M. Weber, M. Keunecke, C. Stein, R. Weirauch, M. Grahs, G. Bräuer* Eingereicht: 18. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 1. 11. 2016 Im Rahmen dieser Ausarbeitung wurden erste prozesstechnische und tribologische Untersuchungen zur Abscheidung von Wolframcarbidschichten (WC) als Werkzeugbeschichtung für die Hochtemperatur-Titanumformung durchgeführt. Ziel war es die Vorzüge einer Nickelbasislegierung als Hochtemperaturwerkzeugwerkstoff mit den tribologischen Eigenschaften von WC zur Ausbildung von selbstschmierenden Oxiden (z. B. Magnéliphasen) zu vereinen, um den adhäsiven Werkzeugverschleiß zu senken. Hierzu wurden sowohl mit Hilfe eines reaktiven als auch nicht reaktiven Magnetronsputterprozesses WC-Hartstoffschichten auf Nickelbasisproben abgeschieden und mit Chrom, Silizium oder Molybdän modifiziert. Für eine tribologische Bewertung der WC-Hartstoffschichtsystemen wurden Stift-Scheibe-Tribometerversuche in Schutzgasatmosphäre im Temperaturbereich von 750 °C bis 950 °C gegen TiAl6V4 durchgeführt. Die Untersuchung demonstriert das Potential von Wolframcarbid als Werkzeugbeschichtung zur Vermeidung von Titananhaftungen und zeigt Möglichkeiten zur Verbesserung der Oxidations- und Verschleißbeständigkeit auf Basis der durchgeführten Schichtmodifikationen auf. Schlüsselwörter Warmumformung, Titan, Dünnschichten, PVD, Tribometer, Schutzgasatmosphäre In this study initial procedural and tribological investigations were conducted to deposit tungsten carbide coatings (WC) as tool coatings for the high-temperature forming of titanium. The main goal was a reduction of the adhesive tool wear by a combination of the advantages of nickel-base alloys as high temperature tool material with the tribological properties of WC to form self-lubricating oxides (e. g. Magnéliphases). The WC coatings were deposited by magnetron sputtering in reactive and non-reactive mode on nickel-base samples. Furthermore, WC coatings were modified by chrome, silicon or molybdenum. For a tribological evaluation of the WC coatings pin-ondisc-tribometer tests were conducted in the temperature range of 750 °C to 950 °C within an inert gas atmosphere against the titanium alloy TiAl6V4. The Investigation demonstrates the potential of WC coatings to reduce titanium adhesions and the possibilities to improve the oxidation and wear resistance of the coating based on a coating modification. Keywords Hot forming, titanium, thin films, PVD, tribometer, inert atmosphere Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 als Verschleißschutz von Umformwerkzeugen dar. Durch die Oxidation von Wolfram, bilden sich Magnéli-Phasen aus [3, 4], die einen sukzessiven Ausbau von Sauerstoff geordneten Fehlstellenverteilungen und somit Scherstrukturen an der Randschicht beschreiben [5]. Diese Scherstrukturen entfalten eine selbstschmierende Wirkung und können über eine gezielte Tribooxidation für thermisch hochbeanspruchte Gleitpaarung genutzt werden. In der Vergangenheit wurden hierzu bereits Untersuchungen mit wolframhaltigen Hartstoffschichten durchgeführt, die eine tribologische Verbesserung für Hochtemperaturanwendungen nachweisen [6, 7, 8]. Die Ausbildung einer Magnéli-Phase ist bis zu einem kritischen, werkstoffspezifischen Restsauerstoffgehalt gewährleistet, unterhalb dessen die Oxidation und somit die Schmierwirkung ausbleibt und der Verschleiß zunimmt [9]. Demgegenüber ist der maximale Sauerstoffpartialdruck zur Vermeidung einer Verzunderung des Titanbauteils limitiert. Aufgrund dieser Limitierungen ist eine Anpassung des Schichtsystems an die Gasatmosphäre der Hochtemperatur-Titanumformung notwendig. Zur Einstellung der Oxidationsbeständigkeit kann das Schichtsystem mit weiteren Elementen modifiziert werden. Chrom oder Silizium bilden eine dichte, inerte Oxidschicht, welche als Barriereschicht fungiert. Daher werden sie zur Verbesserung der Oxidationsbeständigkeit von Schichtsystemen als Modifikation erfolgreich eingesetzt [10, 11]. Nebst Wolfram zählen Vanadium, Molybdän und Titan zu den Magnéliphasenbildnern. Sie weisen eine niedrigere Einsatztemperatur als Wolfram auf [12]. Die Einsatztemperatur von MoO x -Schichtsystemen ist aufgrund ihrer hohen Flüchtigkeit mit 500 °C am niedrigsten [13, 14]. Unbekannt ist, ob der Zusatz von Molybdän die Oxidationsempfindlichkeit einer WC-Hartstoffschicht ansteigen lässt und somit der Einsatzbereich hin zu einem niedrigeren Sauerstoffgehalt verschoben werden kann. Gegenstand dieser Arbeit sind erste prozesstechnische und tribologische Untersuchungen zur Abscheidung und Modifikation von WC-Hartstoffschichten auf Nickelbasiswerkstoffen. Hierzu werden reine sowie mit Chrom, Silizium oder Molydbän modifizierte WC-Hartstoffschichten mittels eines reinen und reaktiven Magnetronsputterprozesses abgeschieden. Anschließende Pin-on- Disc-Tribometertests im tribologischen Belastungsregime der Hochtemperatur-Titanumformung geben Aufschluss über die Eignung der abgeschiedenen WC-haltigen Hartstoffschichten zur Senkung des adhäsiven Verschleißes im Reibkontakt mit Titan und zeigen Optimierungsansätze für weiterführende Entwicklungsarbeiten auf. 2 Versuchsaufbau 2.1 Schichtabscheidung Die Abscheidung der wolframcarbid-haltigen Dünnschichtsysteme erfolgte mit Hilfe des Magnetronsputterns unter Verwendung von Argon als Intertgas sowohl mit als auch ohne Einsatz eines Reaktivgases. Der Prozessdruck betrug ca. 0,4 Pa und die Targetleistung ca. 3000 W. Als Testsubstrate dienten Scheiben mit einem Durchmesser von 35 mm und einer Dicke von 4 mm aus der Nickelbasislegierung Inconel 718. Zur Einstellung einer definiert glatten Substratoberfläche wurden die Scheiben mit einer 3 µm Diamantsuspension poliert und wiesen einen arithmetischen Mittenrauwert (Ra) von 0,01 µm auf. Zu Beginn des Beschichtungsprozesses wurden die Substrate mittels Argon-Ionenätzens gereinigt. Für die Abscheidung ohne Reaktivgaseinsatz lag das Beschichtungsmaterial direkt als Targetmaterial in Form von WC-Co mit einem Co-Gehalt von 6 gew.-% vor. Demgegenüber wurde bei der reaktiven Prozessführung ein reines Wolfram-Target in Kombination mit Acetylen als Reaktivgas verwendet. Zur Modifikation der WC-Schichtsysteme mit den Elementen Chrom, Silizium und Molybdän wurde ein entsprechendes Target im jeweiligen Beschichtungsprozess hinzugefügt. Im Falle der reaktiven Prozessführung führt der Einsatz eines Reaktivgases auch zu einer Carbidisierung der Modifikationselemente. Die chemische Zusammensetzung Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 1: Chemische Zusammensetzung der WC-haltigen Schichten gemäß EPMA-Analyse Schichtbezeichnung W C Co Cr Si Mo Rest [at.-%] [at.-%] [at.-%] [at.-%] [at.-%] [at.-%] [at.-%] WC-Co 45,6 47,1 5,1 <0,1 <0,1 <0,1 2,2 WC-Co / Cr 28,3 31,0 3,6 35,3 <0,1 <0,1 1,8 WC-Co / Si 28,0 25,9 4,2 <0,1 40,0 <0,1 1,9 WC-Co / Mo 26,1 32,2 2,7 <0,1 <0,1 36,6 2,4 WC 48,3 49,1 <0,1 <0,1 <0,1 <0,1 2,6 WC / CrC 31,7 37,6 <0,1 28,6 <0,1 <0,1 2,1 WC / SiC 49,4 47,7 <0,1 <0,1 0,3 <0,1 2,6 WC / MoC 33,4 41,3 <0,1 <0,1 <0,1 22,1 3,2 T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 der generierten Schichten wurde mittels einer Elektronenstrahlmikroanalyse (EPMA) bestimmt und ist in Tabelle 1 zusammengefasst. Die Schichtdicke sowie der Schichtverschleiß wurden über das Kalottenschliffverfahren unter Verwendung eines kaloMAX NTII der Firma BAQ GmbH bestimmt [15, 16]. Zur Ermittlung der plastischen Härte sowie des elastischen Eindringmoduls diente ein Fischerscope H100 der Firma Helmut Fischer GmbH, wobei die Härtemessung mit einer Last in Höhe von 30 mN zehnfach durchgeführt und gemittelt wurde. Die Schichtcharakterisierung ist in Tabelle 2 aufgelistet. Die Oberflächenrauheit der Substrate wurde mit Hilfe einer Form Talysurf Series 2 von der Firma Ametek GmbH gemessen. Die Rauheitskennwerte nach den Beschichtungsprozessen entsprachen nahezu der Ausgangsrauheit der Testsubstrate und lagen im Ra-Bereich von 0,01 µm bis 0,03 µm. Die Schichten wiesen eine gute bis ausreichende Haftung für den Einsatz als Werkzeugbeschichtungen auf. 2.2 Tribologische Untersuchung Für die Schichtbewertung wurden rotierende Stift-Scheibe-Tribometerversuche im Belastungsregime der Hochtemperatur-Titanumformung durchgeführt. Die beschichteten Substrate aus Inconel 718 rieben hierzu gegen Pins aus TiAl6V4 (r = 5mm) unter einer Argon- Schutzgasatmosphäre bei 750 °C und 950 °C innerhalb einer speziellen Hochtemperaturkammer, siehe Bild 1. Die Schutzgasatmosphäre wurde über den gesamten Testzeitraum bei einem konstanten Argonfluss beginnend mit der Aufheizphase (45min) bis zur Abkühlung (120 - 160 min) der Testkörper auf 150 °C aufrechterhalten. Während des Versuchsdurchlaufs wurde die Sauerstoffkonzentration innerhalb der Kammer mit Hilfe des Rest- 15 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 2: Schichtcharakteristiken der WC-haltigen Schichten Schichtbezeichnung Dicke HUpl EIT/ (1-vs 2 ) Verschleiß [µm] [GPa] [GPa] [m 3 m-1N-110-15] WC-Co 2,6 39 339 20,19 WC-Co / Cr 3,82 24 251 26,26 WC-Co / Si 5,45 13 164 21,70 WC-Co / Mo 4,13 35 290 27,66 WC 3,86 32 303 12,81 WC / CrC 4,16 23 255 25,27 WC / SiC 2,99 39 315 15,67 WC / MoC 3,53 37 307 17,87 Bild 1: Versuchsaufbau des Stift-Scheibe-Tribometers für rotierende Hochtemperaturversuche unter Schutzgasatmosphäre T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 sauerstoffmessgeräts PRO2 plus der Firma Orbitalservice GmbH gemessen. Zur Einstellung der Versuchstemperatur wurde zunächst die Temperatursteuerung des Thermoelements T Kammer mit der resultierenden Temperatur nahe dem Tribokontakt T Substrat korreliert. Die Einstellung der Temperatur erfolgte daraufhin über das Thermoelement T Kammer . In Tabelle 3 sind die Versuchsparameter zusammengefasst. Vor Beginn der Versuche wurden die Proben unter Verwendung von Ethanol mit einem staubfreien Tuch gereinigt. Zur Bestimmung der Messvarianz erfolgten zwei Versuche mit der WC-Co- und der WC-Schicht für den jeweiligen Parametersatz. Als Grundlage für die tribologische Bewertung der Schichtsysteme wurden ferner Scheiben aus einem WC- und WC-Co-Vollwerkstoff (Co 6 gew.-%) einmalig für beide Parametersätze getestet. Die mit Chrom, Silizium und Molybdän modifizierten Schichtsysteme wurden einmalig mit dem Parametersatz 2 getestet, um die tendenzielle Einflussnahme der Modifikationen auf die tribologischen Eigenschaften zu bestimmen. 3 Ergebnisse und Diskussion 3.1 WC- und WC-Co-Schichten und -vollwerkstoffe Die resultierenden Reibungszahlverläufe aus den Tribometerversuchen mit den WCbzw. WC-Co-Schichten und Vollwerkstoffen sind in Bild 2 unterteilt nach der Versuchstemperatur dargestellt. Während der Versuche betrug der Sauerstoffpartialdruck 1577 ±1350 ppm bei 750 °C und 3386 ±1878 ppm bei 950 °C. Mit Ausnahme von der WC-Co-Schicht liegen die Reibungszahlverläufe der Vollwerkstoffe sowie der WC- Schicht bei beiden Versuchstemperaturen auf nahezu einem Niveau. Das Reibungsniveau der WC-Co-Schicht liegt deutlich unterhalb des Niveaus der anderen Versuche. Auffällig sind die periodischen Schwankungen in allen Reibungszahlverläufen, die innerhalb der Messdauer viermalig auftreten. Diese Zeitabstände entsprechen der Umdrehungszahl des Versuchsaufbaus und deuten auf inhomogene Reibungszustände entlang der Reibspur bzw. Oberflächenzustände auf den Flachproben hin. Die Reibungsamplitude steigt mit der Zeit im Falle der beschichteten Substrate bei 750 °C an. Diese Tendenz lässt eine Zunahme der Inhomoginitäten erkennen. REM- und EDX-Analysen der getesteten WC-Co- und WC-Schichten zeigen eine Oxidation des Wolframs auf. Die Reibspuren sind von abrasiven Verschleiß geprägt und weisen keine Titananhaftungen auf dem oxidierten Wolfram auf, siehe Bild 3. Ferner bildet sich auf den Titan-Pins im Verlaufe der Tribometerversuche eine Transferschicht bestehend aus Wolframoxid aus, siehe Bild 4. Nach der Theorie von Magnéli bilden sich Scherebenen innerhalb des Wolframoxids aus. Die bei der Adhäsionsausbildung wirkenden Scherkräfte führen zur Trennung Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 3: Versuchsparameter zu den rotierenden Pin-on-Disc-Tribometerversuchen Parametersatz Last Geschwindigkeit U/ min Temperatur Argonfluss Distanz [N] [mm/ sek] [-] [°C] [l/ min] [mm] 1 30 4 4 750 10 240 2 30 4 4 950 10 240 Bild 2: Reibungszahlverläufe aus den Pin-on-Disc-Tribometerversuchen der WC- und WC-Co-Schichten und -vollwerkstoffe bei 750 °C (a) und 950 °C (b) a b T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 entlang dieser Scherebenen und zur Ausbildung einer wolframoxidhaltigen Transferschicht. Die beobachteten Verschleißmechanismen entsprechen dieser Theorie, wonach die generierten Schichten in der Lage sind selbstschmierende Magnéli-Phasen im Belastungsregime der Hochtemperatur-Titanumformung auszubilden. In Bild 3b sind blasenförmige Schichtabplatzungen sowie vollständige Schichtdelaminationen zu erkennen, die sowohl bei der WC-Coals auch WC-Schicht auftreten. Eine detaillierte Analyse der Schichtdefekte zeigt eine starke Volumenzunahme des Schichtmaterials aufgrund der Oxidation des Wolframs. Aus dieser Volumenzunahme resultiert eine Druckeigenspannung innerhalb des Schichtsystems, die bei voranschreitender Oxidation oder durch die mechanische Beanspruchung im Tribokontakt zu Ausbrüchen und Delaminationen führt. Unterhalb der Delaminationen sind weiterhin die Wolframschichten zu erkennen, wonach kein vollständiges Schichtversagen vorliegt. REM-Analysen der Oberfläche sowohl von den Schichten als auch Vollwerkstoffen zeigen Unterschiede in der Oberflächenstruktur auf, welche auf ein variierendes Oxidationsverhalten aufgrund geringer Schwankungen des Restsauerstoffgehalts in der Prüfkammer zurückgeführt werden können. Diese Inhomogenitäten führen zu variierenden Reibungszuständen und stellen einen möglichen Erklärungsansatz für die periodischen Reibungszahlverläufe in Bild 2 dar. Die hohe Oxidationsempfindlichkeit ist insbesondere für die tribologischen Eigenschaften der Schichten maßgeblich. Zonen mit unterschiedlich stark ausgeprägten Schichtausbrüchen und -delaminationen führen zu einer Varianz in der Rauheit. Ferner bedarf es nach einer Schichtdelamination einer gewissen Zeit, Temperatur und Sauerstoffkonzentration bis zur Regeneration des Wolframoxids und damit verbunden der Schmierwirkung. Während der Versuche aus Bild 2a lag eine geringe Temperatur und Sauerstoffkonzentration gegenüber den Versuchen aus Bild 2b vor. Die ansteigenden Reibungsamplituden der Schichten in Bild 2a sind möglicherweise auf eine unvollständige Regeneration des Wolframoxids nach einer Schichtdelamination zurückzuführen. Während der Tribometerversuche bildeten sich auf den WC-Co-Schichten dünne Kobaltschichten aus, siehe Bild 5. Die Verschleißcharakteristik der Kobaltschicht lässt auf ein Aufbrechen aufgrund der Volumenzunahme des darunter befindlichen Wolframoxids als auch aufgrund der mechanischen Belastung im Tribokontakt schließen, woraufhin die Kobaltschicht delaminiert. Das darunter befindliche Wolframoxid tritt in den Tribokontakt ein und entfaltet daraufhin die selbstschmierende Wirkung. Am Ende der Tribometerversuche sind Abschnitte der Reibspur weiterhin vollständig mit Kobalt bedeckt und weisen Titananhaftungen auf, was eine Erklärung für den erhöhten Titan-Pinverschleiß im Reibkontakt mit der WC-Co-Schicht darstellt, vgl. Bild 4a und 4b. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: REM- und EDX-Analyse der Reibspur nach einem Tribometertest bei 950 °C von der WC-Co- (a) und WC-Schicht (b) (EDX-Mapping: orange - Wolfram; grün - Titan) Bild 4: REM- und EDX-Analyse des TiAl6V4-Pinverschleißes nach einem Tribometertest bei 950 °C gegen die WC-Co- (a) und WC-Schicht (b) (EDX-Mapping: orange - Wolfram; grün - Titan) a b a b T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 3.2 Modifizierte WC- und WC-Co-Schichtsysteme In Bild 6 sind die gemittelten Reibungszahlen für die reinen und modifizierten WC-Co- und WC-Schichten bei einer Versuchstemperatur von 950 °C gegenübergestellt. Gegenüber der WC-Co-Schicht weist die WC- Schicht eine hohe Varianz auf, was sich mit unterschiedlichen Oxidationsbzw. Oberflächenzustände zwischen den einzelnen WC-Schichtproben begründen lässt. Durch eine Chrommodifikation sinkt die Reibung beider Schichtvarianten und ist insbesondere bei der WC- Schicht mit einem Reibungsabfall von 0,3 stark ausgeprägt. Auch eine Molybdänmodifikation vermag die Reibung beider Schichtvarianten zu verringern, wobei das WC-Co/ Mo-Schichtsystem die geringste Reibung sämtlicher Schichten aufweist. Demgegenüber steigt die Reibung der WC-Co-Schicht durch eine Siliziummodifikation um 0,21 an bzw. führt für die WC- Schicht zu keiner signifikanten Verbesserung. Eine Modifikation der WC-Co- und WC-Schicht mit Chrom oder Silizium erhöht die Adhäsionsneigung und führt zur Ausbildung von Titananhaftungen auf den Reibspuren, siehe Bild 7. Die Chrommodifikation unterdrückt die Ausbildung von Schichtausbrüchen oder -delaminationen sowie die Diffusion von Kobalt an die Oberfläche der WC-Co-Schicht. Demgegenüber treten bei einer geringen Siliziummodifikation, wenn auch vermindert, weiterhin Schichtausbrüche auf, siehe Bild 7d und Tabelle 1. Im Falle einer höher konzentrierten Siliziummodifikation sind keine Schichtausbrüche erkennbar, jedoch kommt es verstärkt zu Schichtdelaminationen, siehe Bild 7c. Die Adhäsionsneigung der Schichten bleibt nach einer Molybdänmodifikation unverändert, was wahrscheinlich auf die Ausbildung von Magnéliphasen zurückzuführen ist. Während der Tribometerversuche steigert das Molybdän allerdings die Schichtoxidation und bildet ein gelbliches nur leicht an der Oberfläche gebundenes Pulver aus, wodurch ein massiver Verschleißanstieg mit Schichtabrasionen bis auf das Grundmaterial zu verzeichnen ist. Wie aus der Untersuchung mit der chrommodifizierten WC-Schicht hervorgeht, sinkt das Reibungsniveau trotz einer erhöhten Adhäsionsneigung aufgrund einer verbesserten Oxidationsbeständigkeit des Wolframs. Dabei entspricht das Reibungsniveau der WC/ CrC-Schicht dem Niveau der WC-Co-Schicht, wo die ausgebildete Kobaltschicht ebenfalls eine Adhäsionsneigung gegenüber Titan aufweist. Wie auch die Chrommodifikation schützt womöglich die während der Aufheizphase gebildete Kobaltschicht das Wolfram vor einer stärkeren Oxidation, woraus weniger Delaminationen der Wolframoxidschicht und somit eine verbesserte Schmierwirkung resultieren. Ein weiterer Erklärungsansatz besteht in einer optimalen Wolframoxidschichtdicke über der sich die tribologischen Eigenschaften von Magnéliphasen sich verschlechtern. 4 Zusammenfassung WC-Co- und WC-Schichten als auch Modifikationen mit Cr, Si und Mo wurden erfolgreich auf Inconel 718 abgeschieden. Die Schichthaftung und mechanischen Eigenschaften der Beschichtungen belegen eine gute Eignung als harte und verschleißfeste Werkzeugbeschichtung. Anschließende Tribometerversuche im Belastungsregime der Hochtemperatur-Titanumformung gaben Aufschluss über das Verschleißverhalten der ge- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Gegenüberstellung der gemittelten Reibungszahlen der reinen und modifizierten WC-Co- und WC- Schichten getestet bei 950 °C Bild 5: REM- und EDX-Analyse der WC-Co-Schicht, hier: gebrochene, delaminierte Kobaltschicht mit Ausbrüchen der darunterliegenden WOx- Schicht (EDX-Mapping: orange - Wolfram; grün - Kobalt) T+S_2_17 30.01.17 11: 58 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 nerierten Schichten in einer Schutzgasatmosphäre bei Temperaturen zwischen 750 °C und 950 °C. Folgende Aussagen können über die tribologischen Eigenschaften von WC-Co- und WC-Schichten getroffen werden: • Die WC-Co- und WC-Schichten verhindern die Ausbildung von Titananhaftungen, was auf eine Ausbildung von Magnéliphasen zurückzuführen ist. • Aus der Oxidation von Wolfram resultiert eine starke Volumenzunahme. Die dadurch induzierte Druckeigenspannung kann zu Schichtausbrüchen und -delaminationen führen, welche wiederum zu einer erhöhten Reibung führen können. • Eine ungleichmäßige Sauerstoffverteilung im Tribometer resultiert in einer inhomogenen Oxidation des Wolframs und bedingt somit variierende Reibungs- und Verschleißausprägungen. • Die hohen Versuchstemperaturen begünstigen eine Diffusion des in der WC-Co-Schicht enthaltenen Kobalts an die Oberfläche. Die dabei entstehende dünne Kobaltschicht weist eine Adhäsionsneigung gegenüber Titan auf. Weiterhin wurden die WC-Co- und WC-Schichten mit Chrom, Silizium oder Molybdän modifiziert und getestet. Der Einfluss der Modifikationen auf das tribologische Verhalten in dieser Versuchsreihe kann wie folgt zusammengefasst werden: • Chrom kann als Barriereschicht zur Verbesserung der Oxidationsbeständigkeit und Unterdrückung der Kobaltdiffusionsvorgänge in der WC-Co-Schicht beitragen. Allerdings erhöht Chrom u.U. die Adhäsionsneigung der Schicht gegenüber Titan. • Silizium verbessert die Oxidationsbeständigkeit, kann jedoch bei höherer Konzentration zu einer verstärkten Schichtdelamination führen. Zudem steigt unter diesen Testbedingungen die Adhäsionsneigung gegenüber Titan selbst bei geringer Konzentration stark an. • Die Molybdänmodifikation führt zu einer Senkung des Reibwerts bei einer gleichbleibend niedrigen Adhäsionsneigung zu Titan. Molybdän bildet ein pulverförmiges, leicht an der Oberfläche gebundenes Oxid aus, wodurch sich der Abrasivverschleiß stark erhöhen kann. 19 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 7: REM- und EDX-Analyse der Reibspur nach einem Tribometertest bei 950 °C der Schichtsysteme WC-Co/ Cr (a), WC/ CrC (b), WC-Co/ Si (c), WC/ SiC (d), WC-Co/ Mo (e) und WC/ MoC (f) (EDX-Mapping: orange - Wolfram; grün - Titan) T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Weiterführende Untersuchungen werden die Rolle des Schichtaufbaus, der Einzellagendicken und verschiedener Kombinationen von Modifikationselementen hinsichtlich ihres mechanischen, tribologischen und Oxidationsverhaltens thematisieren. Danksagung Das IGF-Vorhaben 18855 BG der Forschungsvereinigung Europäischen Forschungsgesellschaft Dünne Schichten e.V. (EFDS) wurde über die AiF im Rahmen des Programms zur Förderung der Industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert. Literatur [1] Kahles J.F., Field M., Eylon D., Froes F.H., 1985, Journal of Metals 37 [2] Behrens B.A., Gastan, E., 2006, Pulverschmieden vorgepresster Grünlinge aus Titan zu endkonturnahen Bauteilen, www.UTFscience.de [3] Magnéli A., 1948, Acta chem. Scand. 2, 501, S. 861 [4] Wriedt H.A., 1989, Bull. 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Technol. 201, 3335-3341 [14] Suszko T., Gulbinski W., Jagielski J., 2005, Surf. Coat. Technol. 194, 319-324 [15] DIN EN 1071-2, 2003, Hochleistungskeramik - Verfahren zur Prüfung keramischer Schichten - Teil 2: Bestimmung der Schichtdicke mit dem Kalottenschleifverfahren [16] Michler T., Siebert C., 2003, Surf. Coat. Technol 163- 164, 546-551 Aus Wissenschaft und Forschung Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Erscheinungsbild und Entstehung von Graufleckigkeit Als Graufleckigkeit werden eine hohe Anzahl mikroskopisch kleiner Anrisse und Ausbrüche der Zahnflankenoberfläche bezeichnet, die zu einem begrenzten aber ggf. stetigen Materialabtrag führen. Auftretende Graufleckigkeit lässt sich mit bloßem Auge als gräulich mattierter Bereich auf der Zahnflanke erkennen. Im Evolventenmessschrieb äußern sich Grauflecken als Abweichung der Profilform. Graufleckigkeit tritt bevorzugt im Bereich negativen Gleitens auf, ist jedoch nicht auf diesen beschränkt. Ursächlich für Graufleckigkeit sind lokal begrenzte Spannungsspitzen, die zu einer örtlichen Spannungskonzentration führen. Aus der Überbeanspruchung folgt eine lokale Ermüdung des Gefüges. Die Rissinitiierung findet an der Oberfläche statt. Nach Niemann/ Winter [9] zeigt sich Graufleckigkeit primär an einsatzgehärteten, hoch belasteten Verzahnungen, besonders im Geschwindigkeitsbereich unterhalb von 21 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.-Ing. Johannes König, Forschungsstelle für Zahnräder und Getriebebau (FZG), TU München Dipl.-Ing. Michael Felbermaier, Dr. Ing. h.c. F. Porsche AG, Stuttgart Dr.-Ing. Thomas Tobie, Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl, Forschungsstelle für Zahnräder und Getriebebau (FZG), TU München Tribologische Einflussfaktoren auf die Entstehung von Graufleckigkeit an einsatzgehärteten Zahnrädern J. König, M. Felbermaier, T. Tobie, K. Stahl* Eingereicht: 18. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 1. 11. 2016 Graufleckigkeit ist eine Ermüdungserscheinung, die im belasteten Zahnflankenkontakt primär im Bereich des negativen spezifischen Gleitens auftritt. Durch Graufleckigkeit entsteht eine gekerbte, rissbehaftete Zahnflankenoberfläche, die neben einer Beeinträchtigung der Dynamik und des Geräuschverhaltens des Getriebes im weiteren Verlauf auch zu einer Minderung der Grübchentragfähigkeit führen kann. In mehreren Forschungsvorhaben der FVA wurden die Mechanismen der Graufleckenbzw. Grübchenbildung intensiv theoretisch und experimentell untersucht. Dieser Bericht fasst ausgewählte Ergebnisse der Forschungsvorhaben FVA 459 I und FVA 459 II zusammen. Zunächst wird eine Übersicht über die maßgeblichen tribologischen Einflussgrößen auf die Entstehung von Graufleckigkeit gegeben. Anschließend wird eine Methode zur gezielten Erzeugung von Graufleckigkeit vorgestellt. Abschließend werden ausgewählte Grübchenschäden an mit dieser Methode vorkonditionierten Zahnrädern diskutiert. Schlüsselwörter Graufleckigkeit, Grübchen, Zahnräder, Vorschädigung, Tragfähigkeit, Tribologie Micropitting is a fatigue damage which occurs during the loaded tooth flank contact primarily in the area of negative specific sliding. By micropitting, a notched, crack-affected tooth flank surface is created. This leads to a reduction of the pitting resistance as well as to an impairment of the dynamic and noise behavior of the transmission. In several FVA research projects, the mechanisms of pitting and micropitting has been investigated intensively, both theoretically and experimentally. This article summarizes selected results of the research projects FVA 459 I and FVA 459 II. Firstly, an overview of the primary tribological influences on the formation of micropitting is given. Secondly, a method for the targeted creation of micropitting is described. Finally, selected pitting damages are discussed which were created using gears both impaired and not impaired by micropitting. Keywords Micropitting, Pitting, Gears, Load Carrying Capacity, Pitting Resistance, Tribology Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 10 m/ s. Geringe Schmierfilmdicken und hohe Hertzsche Pressungen begünstigen die Bildung von Grauflecken. Die Intensität der Graufleckigkeit ist weiterhin stark abhängig von der Oberflächengestalt, Werkstoffeigenschaften und den Schmierstoffeigenschaften. Ein Verfahren zur Berechnung der Graufleckentragfähigkeit bzw. -sicherheit gegenüber Grauflecken ist beispielsweise in FVA 259 I [10] belegt. Dieses Verfahren bildet die Basis für das Verfahren nach ISO/ TR 15144-1 [6]. Dabei wird eine auftretende spezifische Schmierfilmdicke λ GF,min mit einer erforderlichen spezifischen Schmierfilmdicke λ GFP verglichen. Die Ermittlung der erforderlichen spezifischen Schmierfilmdicke λ GFP kann anhand standardisierter Zahnradtests erfolgen, zum Beispiel dem Graufleckentest nach FVA 54/ 7 [3]. Maßgebliche tribologische Einflussfaktoren im wälzbeanspruchten Zahnkontakt Die Zahnflanke ist beim Eingriff unter Last einer tribologischen Beanspruchung ausgesetzt. Unter der örtlich wirkenden Belastung bildet sich hierbei ein Schmierfilm aus, dessen Leistungsfähigkeit von einer Vielzahl von Einflussfaktoren abhängig ist. In FVA 459 I [5] wurden die maßgeblichen tribologischen Einflussfaktoren auf die Graufleckentragfähigkeit zusammengefasst, unterteilt in die Teilbereiche „Schmierstoff“, „Betriebsbedingungen“ und „Verzahnungseigenschaften“. Im Folgenden werden die zentralen Aussagen dieses Vorhabens wiedergegeben: Einflüsse des Schmierstoffes Nach FVA 54 III+IV [2] ist bei einer höheren Schmierstoffviskosität mit einer Steigerung der Graufleckentragfähigkeit zu rechnen. Dies wird mit der zunehmenden Schmierfilmdicke begründet. Weitere Untersuchungen, beispielweise in FVA 259 [10] ordnen den Einfluss der Viskosität im Vergleich zu weiteren Kenngrößen allerdings als eher gering ein. Der Zusammensetzung des Schmierstoffes wird in FVA 459 I [5] ein hoher Einfluss auf die Graufleckentragfähigkeit zugeschrieben. In experimentellen Untersuchungen zeigten synthetische Grundöle gegenüber Mineralölen eine verringerte Graufleckenbildung. Hinsichtlich des Additiveinflusses wird von unterschiedlichen Erfahrungen sowohl aus der Forschung als auch der industriellen Anwendung berichtet, so dass hier keine eindeutige Aussage getroffen werden kann. Allgemein bleibt aber festzuhalten, dass den chemisch-physikalischen Wechselwirkungen zwischen Additivkomponente und Werkstoff eine maßgebliche Bedeutung für die Graufleckentragfähigkeit einer Verzahnung zukommt. Eine verlässliche Bestimmung des Additiveinflusses auf die Graufleckensicherheit muss daher nach aktuellem Stand der Technik experimentell erfolgen, beispielsweise durch Anwendung des standardisierten Graufleckentests nach FVA 54/ 7 [3]. In FVA 259 [10] wurden Untersuchungen mit tauchbzw. einspritzgeschmierten Verzahnungen durchgeführt. Die tauchgeschmierten Versuchsläufe zeigten hierbei eine geringer ausgeprägte Graufleckigkeit bei sonst gleichen Betriebsbedingungen. Dies wird der besseren Kühlung zugeschrieben. Einflüsse der Betriebsbedingungen Die auftretende Zahnflankenpressung übt grundsätzlich einen Einfluss auf die Entstehung von Grauflecken aus. Obwohl Graufleckigkeit nach FVA 459 I [5] bereits bei vergleichsweise niedrigen Belastungen und nach kurzer Laufzeit auftreten kann, führen höhere Drehmomente bzw. Pressungen an den Zahnflanken im Allgemeinen zu einer verstärkten Bildung von Graufleckigkeit. Einer steigenden Schmierstofftemperatur wird im Allgemeinen ein negativer Einfluss auf die Graufleckentragfähigkeit attestiert. Es wird jedoch darauf hingewiesen, dass bei einer zu starken Absenkung der Temperatur ggf. vorhandene Additivierungen nicht ihre volle Schutzwirkung entfalten können. Bei einer steigenden Umfangsgeschwindigkeit ist aufgrund der größeren Schmierfilmdicke mit einer Steigerung der Graufleckentragfähigkeit zu rechnen. Sehr hohe Umfangsgeschwindigkeiten können sich aus dynamischen Gründen jedoch negativ auswirken [5]. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Graufleckigkeit auf einer Zahnflanke (links) [4] und exemplarischer Verlauf des Profilmessschriebs bei fortschreitender Graufleckigkeit (rechts) [8] T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Einflüsse aus Verzahnungsgeometrie und Fertigung Der Einfluss der Verzahnungsgeometrie wurde in FVA 259 [10] untersucht. Es konnte gezeigt werden, dass Maßnahmen, die den Bereich des negativen Gleitens sowie die absoluten Gleitgeschwindigkeiten in diesem Bereich verkleinern, die Bildung von Graufleckigkeit mindern. Entsprechend kann durch eine positive Profilverschiebung die Bildung von Graufleckigkeit gehemmt werden. Profilkorrekturen (z. B. Kopfrücknahmen) wirken sich dann günstig auf die Graufleckentragfähigkeit aus, wenn hierdurch eine Verschiebung des Pressungsmaximums in einen Zahnflankenbereich erreicht wird, der eine wesentlich geringere Neigung zur Graufleckenbildung aufweist. Hinsichtlich eines Baugrößeneinflusses konnte gezeigt werden, dass sich eine Erhöhung der Zähnezahl sowie eine Verkleinerung des Moduls positiv auf die Graufleckentragfähigkeit auswirken können. Dies wird mit der Verkürzung der Eingriffsstecke und der Verringerung der absoluten Gleitgeschwindigkeiten begründet. [10] In FVA 54 III+IV [2] wurde die Oberflächenrauheit der Zahnflanken als ein maßgeblicher Einflussfaktor auf die Entstehung von Graufleckigkeit identifiziert. Demnach wirken sich höhere Oberflächenrauheiten negativ aus, ebenso Paarungen aus glatten und rauen Zahnrädern. In FVA 459 I [5] wird dies durch Mikro-Spannungsüberhöhungen begründet, die an den Rauheitsspitzen auftreten. Prüfverzahnungen für die experimentellen Untersuchungen Für die Durchführung der hier dokumentierten experimentellen Untersuchungen wurden einsatzgehärtete FZG-Standardprüfverzahnungen des Typs 17/ 18 eingesetzt. Bei diesen Verzahnungen handelt es sich um geradverzahnte Stirnräder mit den in Tabelle 1 aufgeführten Hauptgeometriedaten. Im Rahmen des Vorhabens FVA 459 II [4] wurden zusätzlich Versuche an Schrägverzahnungen sowie standardisierten C-Verzahnungen durchgeführt. 23 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: FZG-Verspannungsprüfstand mit Achsabstand a = 91,5 mm [1] Bild 2 / Tabelle 1: 3D-Ansicht und Hauptgeometriedaten der 17/ 18-Verzahnungen Benennung Zeichen Einheit FVA 459 II Achsabstand a mm 91,5 Normalmodul m n mm 5,00 Normaleingriffswinkel α n ° 20 Schrägungswinkel β ° 0 Zähnezahl z - 17 18 Profilverschiebungsfaktor x - 0,514 0,407 Zahnbreite b mm 14,0 Kopfrücknahme C a μm 20 - 25 Werkstoff - - 18CrNiMo7-6 FZG-Verspannungsprüfstand Die experimentellen Untersuchungen wurden an FZG- Verspannungsprüfständen [1] mit einem Achsabstand von a = 91,5 mm durchgeführt. Der Prüfstand ist schematisch in Bild 3 dargestellt. Für die Untersuchungen wurden sowohl Prüfstände herkömmlicher Bauart mit mechanischer Verspanneinrichtung, als auch ein Prüfstand mit hydrostatischer Verspannung eingesetzt. Der Antrieb der mechanisch verspannten Prüfstände erfolgt mit Drehstrom-Asynchron- Motoren. Der hydrostatisch verspannte Prüfstand wird von einem drehzahlregelbaren Gleichstrommotor angetrieben. Die Prüflast wird bei den mechanisch verspannten Prüfständen durch Verdrehen und Verspannen der beiden T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Hälften der Belastungskupplung aufgebracht. Proportional zum Verdrehweg wirkt ein definiertes statisches Moment, dass durch die Zahnradstufen im Prüf- und im Übertragungsgetriebe übertragen wird. Der Leistungsfluss erfolgt als mechanischer Kreislauf über das Prüfgetriebe und das Übertragungsgetriebe gleicher Übersetzung. Der Elektromotor gleicht die Verlustleistung des Systems aus. Bei dem hydrostatisch verspannten Prüfstand erfolgt die Verspannung mittels eines hydrostatischen Verspannmotors anstelle der Belastungskupplung. Die Ölversorgung des Prüf- und Übertragungsgetriebes erfolgt bei allen Prüfständen durch ein 28 Liter fassendes Ölaggregat mit Temperaturregelung und Drucküberwachung. [4] Verfahren zur definierten Erzeugung von Graufleckigkeit Im Rahmen des Forschungsvorhabens FVA 459 II [4] wurde ein Verfahren entwickelt, Graufleckigkeit an den Zahnflanken einsatzgehärteter Verzahnungen definiert zu erzeugen. Ziel dieses Verfahrens war es, durch Vorläufe speziell vorkonditionierte Radsätze bereitzustellen, die in den anschließenden Hauptläufen auf ihre Grübchentragfähigkeit untersucht werden. Im Folgenden wird dieses Verfahren beschrieben: In Bild 4 ist die Entwicklung der Graufleckigkeit über der Laufzeit für verschiedene Versuchsläufe schematisch dargestellt. Die Angabe „GF0“ kennzeichnet hierbei eine Zahnflanke, die keine bzw. nur eine minimale Graufleckigkeit aufweist. Mit „GF1“ wird eine mittlere Graufleckigkeit bezeichnet, die ca. 10 - 30 % der Zahnflanke bedeckt. „GF2“ kennzeichnet schließlich eine starke Graufleckigkeit über mehr als 30 % des Bereichs der Zahnflanke. Die Festlegung geeigneter Betriebsparameter zur definierten Konditionierung der Zahnflanken mit Graufleckigkeit erfolgte auf Basis der Erkenntnisse, die im Vorgängervorhaben [5] gesammelt wurden. Als Schmierstoff wurde der FVA-Referenzschmierstoff Nr. 3, additiviert mit 4 % Anglamol99 [7] eingesetzt, der innerhalb der FVA bereits für frühere Arbeiten Verwendung fand. Im Rahmen der umfangreichen Voruntersuchungen wurden die Einflussparameter Zahnflankenrauheit, Drehzahl und Drehmoment innerhalb der in Tabelle 2 genannten Grenzen variiert, um geeignete Betriebsbedingungen für die in Bild 4 dargestellten Verläufe zu bestimmen. Im Rahmen der Vorversuche zeigte sich, dass unabhängig von den Zahnflankenrauheiten eine verringerte Drehzahl zu einer verstärkten Ausbildung von Graufleckigkeit führt. Dieser Parameter wurde daher im Folgenden für alle Konditionierungsläufe einheitlich mit 1500 min -1 vorgegeben. Bei Versuchsläufen mit höheren Drehmomenten traten neben Graufleckigkeit auch einzelne Grübchenschäden auf. Dies weist auf eine signifikante Ermüdung des Zahnflankengefüges bereits während der Vorläufe hin. Da eine solche Ermüdung während der Vorkonditionierungsläufe vermieden werden soll, wurde das Drehmoment für die Vorläufe auf einen Wert von 302 Nm festgesetzt. Als maßgeblichste Einflussparameter auf die Bildung von Graufleckigkeit konnten die Zahnflankenrauheiten von Ritzel und Rad identifiziert werden. So führte bei allen Vorversuchen eine höhere Rauheit an einem Rad zu einer entsprechend stärkeren Beeinträchtigung durch Graufleckigkeit am Gegenrad. Je nach gewünschtem Grad der Graufleckigkeit sowie dem weiteren Verlauf der Graufleckigkeit wurden daher die Rauheit der Räder sowie die Laufzeit variiert. Die entsprechenden Werte sind in Tabelle 4 belegt. Die weiteren Betriebsparameter wurden einheitlich festgelegt, siehe Tabelle 3. Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Schematische Verläufe der Graufleckenentwicklung über der Laufzeit (FVA 459 II [4]) Tabelle 3: Betriebsbedingungen der Vorläufe Bezeichung Zeichen Wert Drehzahl n 1 1500 min -1 Drehmoment T 1 302 Nm Schmierstoff - FVA 3 +4 % A99 Schmierungsart - Einspritzschmierung Einspritztemperatur ϑ Öl 60 °C Benennung Zeichen Minimum Maximum Zahnflankenrauheit des Ritzels Ra 1 0,20 μm 0,53 μm Zahnflankenrauheit des Rads Ra 2 0,20 μm 0,62 μm Drehzahl n 1 1500 min -1 3000 min -1 Drehmoment T 1 302 Nm 352 Nm Tabelle 2: Variationsbereiche der Betriebsparameter zur Konditionierung von Graufleckigkeit T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Zu beachten ist hier, dass die in Tabelle 4 genannten mittleren Flankenrauheiten nur für die Vorkonditionierung der in Bild 4 schematisch dargestellten Versuchsverläufe Ia, II und III Anwendung fanden. Da bei diesen Versuchen im Hauptlauf die bisher erzeugte Graufleckigkeit an den Zahnflanken stagnieren soll, ist bei den Graufleckenzuständen GF1 und GF2 nach Ende des Vorlaufs ein Austausch des Rades gegen eines mit einer ebenfalls geringen Flankenrauheit von Ra 2 = 0,20 - 0,30 μm notwendig. Für Versuchsverläufe mit fortschreitender Graufleckenentwicklung wurden die Vorläufe analog zu GF0 (Tabelle 4) durchgeführt, so dass im Vorlauf keine Graufleckenbildung stattfindet. Das glatte Rad wurde anschließend für den Hauptlauf getauscht. Die hierfür geeigneten mittleren Rauheitswerte sind in Tabelle 5 belegt. Ausprägung der Graufleckigkeit Die durch die Vorläufe erzeugten Graufleckenzustände sind in Tabelle 6 dokumentiert. Die Zustände unter- 25 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 4: Flankenrauheiten und Laufzeiten für unterschiedliche Graufleckenzustände (Vorläufe) Graufleckenzustand / Mittl. Flankenrauheit Lastwechsel im Vorlauf Versuchsverlauf Ra 1 = 0,20 - 0,30 μm GF0 / Ia Ra 2 = 0,20 - 0,30 μm 4 Mio. Ra 1 = 0,20 - 0,30 μm GF1 / II Ra 2 = 0,40 - 0,60 μm ca. 4 - 6 Mio. Ra 1 = 0,25 - 0,35 μm GF2 / III Ra 2 = 0,60 - 0,80 μm ca. 4 - 6 Mio. Tabelle 5: Flankenrauheiten für Versuchsverläufe mit fortschreitender Graufleckenentstehung Graufleckenentwicklung / Versuchsverlauf Rauheit des Ritzels Rauheit des Rads fortschreitend (GF1) / Ib Ra 1 = 0,25 - 0,30 μm Ra 2 = 0,30 - 0,40 μm fortschreitend (GF2) / Ic Ra 1 = 0,30 - 0,35 μm Ra 2 = 0,40 - 0,60 μm Tabelle 6: Graufleckenzustände nach dem Ende der Vorläufe [4] Graufleckenzustand / Exemplarisches Profilmessschrieb Auskolkungstiefe Versuchsverlauf Flankenbild (Auskolkungsfläche) GF0 / Ia < 2 μm (< 10 %) GF1 / II ca. 5 - 10 μm (10 - 30 %) GF2 / III > 10 (> 30 %) T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 scheiden sich im Wesentlichen in der graufleckenbedingten Auskolkungstiefe. Diese war auch das maßgebliche Kriterium für die Einordnung in den jeweiligen Graufleckenzustand. Des Weiteren unterscheiden sich die einzelnen Zustände auch in der Graufleckenfläche. Entsprechend sind in Tabelle 6 typische Ausdehnungen der Auskolkungsfläche ergänzend angegeben. Im Ergebnis zeigt sich, dass durch das hier vorgestellte Verfahren eine gestufte Konditionierung der Zahnflanken ermöglicht wird. Grübchenschäden an vorkonditionierten Verzahnungen Im Folgenden werden exemplarisch ausgewählte Ergebnisse der experimentellen Untersuchungen an vorkonditionierten Zahnrädern aus dem Vorhaben FVA 459 II [4] vorgestellt. Die Versuche wurden entsprechend den Vorgaben der FVA-Richtlinie Nr. 563 [11] zur Vereinheitlichung von Zahnradversuchen durchgeführt. In Tabelle 7 sind für die hier beschriebenen Graufleckenzustände exemplarische Flankenbilder nach Abschluss der Hauptläufe dargestellt. Die mittlere Spalte zeigt hierbei jeweils die Zahnflanke eines Ritzels nach Erreichen der definierten Grenzlastwechselzahl (50 Millionen Lastwechsel). In der rechten Spalte sind Flankenbilder von Ritzeln dargestellt, die bei einer höheren Pressung durch eine Grübchenschädigung ausfielen. Die in der ersten Zeile dargestellten Ritzel mit Graufleckenzustand GF0 wiesen zu Beginn des Hauptlaufs keine Graufleckigkeit auf. Das schadenfreie Ritzel zeigt keine Flankenveränderungen nach Versuchsende. Der im rechten Flankenbild dargestellte Grübchenschaden tritt, wie zu erwarten, im Bereich negativen spezifischen Gleitens auf. Im Zahnfußflankenbereich ist eine minimale Beeinträchtigung durch Graufleckigkeit erkennbar, die jedoch deutlich unterhalb der in Tabelle 6 beschriebenen Grenzen für den Zustand GF0 verbleibt. In der zweiten Zeile sind exemplarische Zahnflanken von Verzahnungen der Variante GF1 dargestellt. Diese Verzahnungen wurden mit moderater Graufleckigkeit vorkonditioniert. Der Radsatz, der ohne Schaden die Grenzlastspielzahl erreicht hat, zeigt gegenüber der Vorkonditionierung keine weiter gestiegene Graufleckigkeit. Die durch Grübchen ausgefallene Zahnflanke zeigt eine leicht erhöhte Graufleckigkeit, die sich noch nicht zu einer geschlossenen Fläche ausgeweitet hat. Die Definition „GF1“ ist damit weiterhin erfüllt. Das Grübchen beginnt im Randbereich der Graufleckigkeit. In der letzten Zeile sind exemplarisch die Flankenzustände für zwei Ritzelflanken dargestellt, die mit dem Graufleckenzustand GF2 vorkonditioniert wurden. Es ist eine deutlich stärker ausgeprägte Graufleckigkeit im Vergleich zum Flankenzustand GF1 erkennbar, die bei dem durchgelaufenen Ritzel auch leicht gewachsen ist. Das ausgefallene Ritzel hingegen zeigt keine signifikante Steigerung der Graufleckigkeit gegenüber der Vorkonditionierung. Der Grübchenschaden beginnt im Randbereich der Graufleckigkeit. Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 7: Exemplarische Flankenbilder der Versuche zur Grübchentragfähigkeit [4] Graufleckenzustand / Exemplarisches Flankenbild Exemplarisches Flankenbild Versuchsverlauf (Durchläufer) (Ausfall) GF0 / Ia GF1 / II GF2 / III T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Zusammenfassung Graufleckigkeit ist eine Ermüdungserscheinung, die im belasteten Zahnflankenkontakt primär im Bereich des negativen spezifischen Gleitens auftritt. Durch Graufleckigkeit entsteht eine gekerbte, rissbehaftete Zahnflankenoberfläche, die neben einer Beeinträchtigung der Dynamik und des Geräuschverhaltens des Getriebes im weiteren Verlauf auch zu einer Minderung der Grübchentragfähigkeit führen kann. Zunächst wurden im Zuge einer Literaturrecherche die maßgeblichen tribologischen Einflussgrößen auf die Entstehung von Graufleckigkeit zusammengefasst. Die in der Literatur belegten Einflussfaktoren wurden in die Teilbereiche „Schmierstoff“, „Betriebsbedingungen“ und „Verzahnungsgeometrie und Fertigung“ eingeordnet. Als Einflussfaktoren mit dem größten Einfluss konnten die Schmierstoffzusammensetzung sowie die Oberflächenrauheit identifiziert werden. Anschließend wurde eine Methode zu definierten Erzeugung von Graufleckigkeit an den Zahnflanken einsatzgehärteter Verzahnungen vorgestellt. Diese Methode wurde im Forschungsvorhaben FVA 459 II [4] entwickelt und erlaubt eine definierte Erzeugung von Graufleckigkeit in verschiedenen Ausprägungen. Im letzten Teil wurden ausgewählte Grübchenschädigungen an vorkonditionierten Zahnflanken diskutiert. Es konnte gezeigt werden, dass die in den Vorläufen erzeugte Graufleckigkeit über die Laufzeit der Hauptläufe konstant werden konnte. Die Verzahnungen fielen schließlich durch Grübchen aus, die sich jeweils im Randbereich der vorhandenen Graufleckigkeit bildeten. Auf Basis der hier vorgestellten Untersuchungen erfolgte in FVA 459 II [4] weitere systematische Untersuchungen zum Einfluss von Graufleckigkeit auf die Tragfähigkeit von Verzahnungen. Danksagung Das Forschungsvorhaben FVA 459 I der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. wurde von der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) HO 1339/ 20-1 und aus Eigenmitteln der FVA finanziert. Das Forschungsvorhaben FVA 459 II der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. wurde über die AiF im Rahmen des Programms zur Förderung der Industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert (IGF-Nr. 16088 N). Literaturverzeichnis [1] DIN ISO 14635-1: Zahnräder - FZG-Prüfverfahren - Teil 1: FZG-Prüfverfahren A/ 8,3/ 90 zur Bestimmung der relativen Fresstragfähigkeit von Schmierölen (ISO 14635- 1: 2000). Beuth Verlag, Berlin (2006). 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(FVA), Frankfurt am Main (2012). 27 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 1. Introduction and Motivation An effective method to reduce CO 2 emission in mobile systems, especially in automotive applications, is the reduction of moving masses. Due to that, lightweight design is getting applied in an increasing number of products. A field which has still high potential for applying lightweight design are hydraulic systems. Actual hydraulics systems are often oversized, which leads to high masses and also to high costs. In order to identify the lightweight potential in a first step, each component of a hydraulic system has to be analysed concerning an optimization of masses. A high potential was identified for the main component of a hydraulic system, an axial piston pump. A possibility to realize lightweight design in the axial piston pump is the replacement of steelcomponents with components made of polymeric material or hybrid design. If these components are part of a tribological system, the replacement will lead to an unknown change of the behaviour of the tribological system. This is because in this application the behaviour of polymeric materials or hybrid design components is still unknown. Aus Wissenschaft und Forschung * Univ.-Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers M.Sc. Markus Blust Dipl.-Ing. Knut Wantzen Dr.-Ing. Benoit Lorentz IPEK - Institute of Product Engineering, Karlsruhe Institute of Technology (KIT), Karlsruhe, Germany A New Tribological Test Bench for Lightweight Hydraulic Axial Piston Pumps A. Albers, M. Blust, K. Wantzen, B. Lorentz* Eingereicht: 13. 3. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 1. 7. 2016 Aus Gründen der Ressourcenschonung besteht bei hydraulischen Systemen in mobilen Anwendungen, wie beispielsweise den Axialkolbenpumpen, zunehmend die Forderung nach Einsparung von Gewicht und Kosten. Hierfür wird häufig die Leichtbaustrategie der Materialsubstitution genutzt. Angewendet auf Komponenten in tribologischen Systemen, wie das Kolben-Buchse System in einer Axialkolbenpumpe, führt dies oft zu einem unbekannten Verhalten in den tribologischen Kontakten. Daher wird auf die Anwendung der Materialsubstitution verzichtet und Leichtbaupotentiale bleiben ungenutzt. Um ungenutzte Potentiale im tribologischen System Kolben-Buchse einer Axialkolbenpumpe nutzen zu können, wurde am IPEK ein Prüfstand entwickelt, der die Charakterisierung der Eignung verschiedene Materialien ermöglicht. Der Prüfstand, das verwendete Kontaktmodell und erste Versuchsergebnisse werden vorgestellt. Schlüsselwörter Axialkolbenpumpe, Hydraulik, Leichtbau, Polymer- Werkstoffe, Prüfstand, Tribologie The aim to reduce the costs and the mass of hydraulic systems, for the example of an axial piston pump, is getting even more important. To reach this target, it is necessary to optimize the actual hydraulic systems by integrating lightweight designs. An often used design strategy is the so called “material substitution”. Typical material substitutions are replacements of steelcomponents with polymeric material or hybrid design components. If the substitution is affecting parts of a tribological system, the substitution changes the behaviour of the tribological system in an unknown way. Because of that, parts in a tribological system are mostly excluded from a lightweight design. To use the potential of the lightweight design also in parts of tribological systems, the IPEK developed a test bench, which makes it possible to investigate and characterize different materials for a substitution in the tribological contact between the pistons and the cylinder of an axial piston pump. The descriptions of the contact-modeling as well as first measurement results of the test bench are presented in this paper. Keywords axial piston pump, hydraulic, lightweight design, polymer materials, test bench, tribology Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 The IPEK developed the test bench RPT to investigate lightweight materials and their behaviour in tribological contacts of an axial piston pump and to develop a scientific understanding of the tribological system. The analysis of the tribological contacts in an axial piston pump has shown that the contact between the pistons (figure 1, number 1) and the cylinder (figure 1, number 2) is highly stressed during operation and a replacement of the materials has a great effect on the tribological behaviour. Due to that, a test bench was designed based on a model of this tribological contact. A detailed description of the model is given in chapter 3. The test bench is presented in chapter 4 and first measurement results are shown in chapter 5. The IPEK has also developed a test bench for the tribological analysis of the contact between cylinder and control plate of an axial piston pump, the so called RPR test bench. The test bench RPR is presented in [2], [3] und [4]. 2 State of the Art Basic considerations of the kinematic processes and of the conditions in the tribological contact between the piston and the cylinder of an axial piston pump are shown by van der Kolk [5], Renius [6] and Regenbogen [7]. There are various materials available to decrease the overall mass of the system. The principle suitability of ceramics and polymers for their application in hydraulic systems is shown by Donders et al. [8]. The use of ceramics for components of hydraulic systems is discussed by Bartelt et al. [9] and Feldmann [10] and Schöpke [11]. Bartelt et al. [9] describe the development of test procedures for components of hydraulic systems made of ceramics. Feldmann [10] shows which developments in the field of ceramics could be of interest for hydraulic systems. A consequence of this work is that there is a potential of common ceramics for the use in components of hydraulic systems. He also shows that development is necessary to improve the components of hydraulic systems. Schöpke [11] works on simulation and testing of ceramics in the contact between cylinder and control plate of an axial piston pump. Investigations on PVD-coatings for optimization of friction and wear in the tribological contacts of a hydraulic axial piston pump are shown by Murrenhoff / Scharf [12], van Bebber [13] and Kleist et al. [14]. PVDcoated components of a hydraulic axial piston pump are tested with test benches by Murrenhoff / Scharf [12]. Their main finding is that there are PVD-coatings with high potential for the use in components of hydraulic axial piston pumps. The paper of van Bebber [13] contains investigations on PVD-coated pistons and control plate of a hydraulic axial piston pump and shows that with PVD-coatings a minimization of friction and wear is possible. The result of the investigations of Kleist et al. [14] is that the properties of PVD-coatings have to be adapted to the case of application in hydraulic systems. A multitude of polymers have been tested by Künkel [15] on a pin-on-disk test bench as well as on a journal bearing test bench. This way he gains knowledge for the estimation of the tribological behavior of the tested materials. The general tribology of polymers, polymer composites and ceramics is studied in [16]. In [17] especially tribological tests and results are presented. Pin-on-disk sliding friction and wear experiments were conducted on two different titanium alloys by Qu et al. [18]. Disks of titanium alloys were slid against fixed bearing balls composed of stainless steel, silicon nitride, alumina, and PTFE. One of the results was that a higher friction coefficient with larger fluctuation and higher wear rate was observed at lower sliding speed. Another result was that ceramic sliders experienced much higher wear and created more wear on the counterfaces than the stainless steel sliders did. 3 Test Bench Model The volumetric flow in an axial piston pump is realised by an oscillating backand forward movement of the pistons (figure 1, number 1) in the piston bushes of the cylinder (figure 1, number 2). During the forward movement, the pistons push the fluid out of the piston bushes and generate the oil pressure and volumetric flow. In the backward movement, the pistons suck new fluid into the pistons bushes. To realize the backand forward movement of the pistons and to translate the rotation of the driveshaft into a translation, the pistons are connected to a swashplate. The swashplate is directly connected to 29 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 1: Axial piston variable pump, design Bosch- Rexroth, type A10VNO [1] T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 the driveshaft. This leads to a translational movement of the pistons. But due to the swashplate and the oil pressure in front of the pistons, the pistons get tilt in the piston bushes and generate a force on edge at the front of the piston bushes. According to that, the tribological contact of the RPT test bench is modeled as a line contact. As shown in figure 2, a piston rod with the diameter d k is oscillating up and down with a stroke of h k while two half shells are pressed with their edges on the rod with a defined force F K and realizes the tribological line contact. The diameter of the rod is variable in a range of 12 to 20 mm. To realize a realistic load in the contact area, it is possible to apply a force FK with a maximum of 6 kN on every half shell. Unlike the real system, the forces are kept constant, which models a worst-case condition. In the real system, during the different phases of pushing and sucking the oil, the force decreases periodically and unloads the tribological contact. Because of the simple geometry of the piston rod and the half shells, it is easily possible to manufacture them out of a wide range of lightweight materials and with various topographies. Furthermore the two half shells makes it possible to test two test specimen at the same test. In the opposite to the real system, the piston rod and the two half shells are working under an oil bath lubrication without any oil pressure. Compared with this, in the real system occurs unsteady oil pressure and thereby an unsteady form of pressure lubrication. The oil pressure has a load supporting effect which leads to less friction and wear. Due to that, lubrication without pressure is a worst case scenario for the tribological behaviour of the contact. Because of that, at the RPT the oil bath lubrication is realized. It is possible to use various lubricants and to temper them with a heating and cooling system within a range T Fluid , with the constraint that it is not possible to realize oil temperatures below 20 degree. An overview of the properties of the RPT test bench and their ranges is given in table 1. The RPT is equipped with a measurement system which allows measuring the occurring friction force between the piston rod and the two half shells. Wear measurement is realized in an indirect way: the half shells are weighed before and after testing. To get a sufficient statistical probability of the test results, the RPT test bench also features the possibility for testing 8 tribological contacts with the same testing-parameters at the same time. 4 Design of the Test Bench Figure 3 shows the realized design of the RPT test bench. The main component is the test chamber (figure 3, num- Aus Wissenschaft und Forschung Figure 2: Modeling of the test bench RPT Figure 3: Design of the test bench RPT Table 1: Characteristics of the test bench RPT Diameter of the pistons d K 12 - 20mm Pressure load F K < 6 kN Number of strokes n K < 500 1/ min Height of stroke < 30 mm Oil lubrication process oil-bath lubrication Lubricant temperature T Fluid 20 - 80 °C Number of tribological during simultaneous testing 8 T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 ber 1), placed on a test bench table (figure 3, number 6). The test chamber integrates four test units (figure 3, number 2): Two test units in front and two test units on the back of the gearbox (figure 3, number 4). Every test unit allows a testing of two tribological contacts. The test bench is driven by an electric engine (figure 3, number 5). The gearbox transmits the drive power to two parallel shafts. At the end of the both shafts are two eccentrics (figure 3, number 3). With the eccentrics the rotation is translated in an oscillating movement which drives the piston rods in the test units. Figure 4c shows a cross-sectional view of a test unit. The conrod (figure 4c, number 1) in combination with the eccentric realizes the oscillating vertical movement of a carrier (figure 4c, number 2). This carrier is radial guided by a sleeve bearing (figure 4c, number 3). On this carrier, the piston rod specimen (figure 4c, number 4) is clamped by a clamping fixture (figure 4, number 5). At the lower end of the specimen a second carrier (figure 4, number 6) is clamped (figure 4, number 7) to the piston rod. This carrier is also guided by a sleeve bearing (figure 4, number 8) and guarantees a radial guiding of the piston rod specimen. The both half shells (figure 4c, number 9) are fixed in two holders, which are at one side simply supported (figure 4a, number 12 and figure 4b) and on the other side the hydraulic cylinders (figure 4c, number 10) are pressing them down. A constant pressure load of the hydraulic cylinders is guaranteed by a particular closed loop control with a pressure proportioning valve. Due to the pressure load of the hydraulic cylinders, the edges of the half shells are pressed against the piston rod specimen. Every test unit realizes two tribological contacts. During operation, the pressure of the half shells on the piston rod creates a friction force. This force leads to a strain in the four hanging rods of the half shell holders (figure 4c, number 11). Compressiontension resistance gauges are located on the hanging rods. With them it is possible to measure the strain and therewith the friction force between the piston rod and the two half shells. The compressiontension resistance gauges are measuring a constant load of the hydraulic cylinders superposed with an oscillating load of the friction force. The constant part of the measured signal could be taken for the calculation of the force F K on the half shells (based on geometrical properties of the test units). The oscillating part of the signal is nearly the friction force of the tribological contacts of the two half shells. Assuming that the friction forces are the same in both contacts, the half of the measured friction force can be correlated with the friction force of one contact. Furthermore the arrangement of the resistance strain gauges is chosen in a way that the measurement is not influenced by the temperature of the fluid. At the moment only two of the four test units of the test bench RPT are equipped with compressiontension resistance gauges. Additional test units could be also equipped with compressiontension resistance gauges. The test chamber is filled by the test fluid and tempered by a continuous-flow heater and a cooler within a range T Fluid . A special control circuit with thermocouples in the test chamber guarantees a constant temperature of the test fluid. 31 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 4: Test unit test bench RPT, a.) overall view, b.) principle sketch, c.) sectional view T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 5 Validation For a first validation of the test bench RPT and as a reference for further investigations, test components made of common materials for the pistons and piston bushes in axial piston variable pumps were taken under investigation. The characteristics of the test specimen and the lubricant are shown in table 2. The geometries of the test specimen are shown in figure 5. Figure 6 shows the defined test procedure for the validation of the test bench RPT. The pressure in the hydraulic cylinders is kept constant at 21,4 bar. There is also a constant number of strokes of 250 per min (broken line in figure 6) and a constant oil bath temperature of 50 °C. The duration of the validation test is 60 min. The test procedure was repeated two times. Each time with completely new test specimen and the friction force was measured with both test units equipped with compressiontension resistance gauges. In figure 7 and figure 8 the results of both validation runs are shown. Based on the signals of the compressiontension resistance gauges, the friction force and the pressure load F K on the edges of the half shells were calculated. A comparison of figure 7 with figure 8 shows reproducible results for the friction forces and pressure loads F K in each validation run and also reproducible results in each test unit. Therewith the test bench RPT is verified based on the test procedure shown in figure 6. In figure 7 and figure 8 the friction forces are increasing over the duration of the validation test. A reason for this could be the increase of the contact area between pistons and half shells because of the wear. Aus Wissenschaft und Forschung Table 2: Validation parameters test bench RPT Material of the pistons Heattreated steel Material of the half shells Nodular graphit cast iron Lubricant H-LP 32 (DIN 51524) Diameter of the pistons d k 14,5 mm Figure 5: Geometry of the test specimen for the validation of the test bench RPT Figure 6: Validation test procedure for the test bench RPT T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 In figure 9 and figure 10 extracts of the friction forces of both validation runs are shown. A comparison of figure 9 with figure 10 shows also reproducible results regarding the profile of the measured friction forces. There is a phase shift between the signals of the test units 1 and 2 in both figures because of the different positions of the eccentrics of the test units. Figure 9 and figure 10 show increasing friction forces depending on the moving direction of the piston. 6 Conclusion A test bench for the analysis of the tribological behavior of the contact between piston and piston bush in the axial piston variable pump was developed. The main objective of the developed test bench is to test the tribological behavior of lightweight materials in this specific contact. The aim of the test bench is the modelling of tribological conditions like they are observed in the real system. Measurements done for a first validation of test bench indicated reproducible test results. Therewith the developed test bench is verified. There will be tests with lightweight materials in the future. Acknowledgments The authors would like to thank the German Federal Ministry of Education and Research for financial support within the framework of the research project “LHYDIA - Leichtbauhydraulik im Automobil”. References [1] Matthies, H. J., Renius, K. T.: Einführung in die Ölhydraulik. 7. Aufl., Vieweg+Teubner Verlag, Wiesbaden, 2012 33 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 7: Results of the first validation run Figure 8: Results of the second validation run Figure 9: Extract of the friction forces of the first validation run Figure 10: Extract of the friction forces of the second validation run T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 33 34 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 [2] Albers, A., Blust, M., Lorentz, B., and Burger, W., 2014, “A New Tribological Test Bench for Light-weight Hydraulic Components”, In Proceedings TAE - 19 th International Colloquium Tribology - Industrial and Automotive Lubrication 2014, TAE - Technische Akademie Esslingen e.V. 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Gestaltung, Berechnung und Erprobung hochbeanspruchter Keramikbauteile - Lagerplatte und Umsteuerplatte für eine Axialkolbenmaschine, Dissertation TU Hamburg - Harburg 1998, Fortschritt - Berichte VDI, Reihe 1, Nr.308 [12] Murrenhoff, H.; Scharf, S.: Verschleißreduzierung in hydraulischen Verdrängereinheiten durch Verwendung PVDbeschichteter Komponenten. Materialwissenschaft und Werkstofftechnik, 2004, 35. Jg., Nr. 10-11, S. 881-888 [13] Van Bebber, D. G.: PVD-Schichten in Verdrängereinheiten zur Verschleiß- und Reibungsminimierung bei Betrieb mit synthetischen Estern. Aachen, RWTH, Diss., 2003 [14] Kleist, A., Nevoigt, A., Lehner, S., Donders, S.: Oberflächenbeschichtungen - neue Möglichkeiten für die Fluidtechnik, Ölhydraulik und Pneumatik, Band 40, Heft 4, Seite 263-268, 1996 [15] Künkel, R.: Auswahl und Optimierung von Kunststoffen für tribologische Systeme, Dissertation Universität Erlangen-Nürnberg 2005 [16] Stachowiak, G. W.; Batchelor, A. W.: Engineering Tribology. 3. 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Wear, 258(9), 1348-1356, 2005 Aus Wissenschaft und Forschung Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-0 · Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de Anzeige T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 34 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction Heat treatment processes performed in vacuum give the opportunity to use different technologies for generating wear resistant coatings or diffusion layers on a broad range of component materials. Thin PVD or CVD as well as very thick surface welded coatings are very popular to design tribological performance of surfaces. Presented complementary technologies brazing, sintering and heat treatment enable coating thicknesses starting from 0,02 mm up to 20 mm or even more. 2 Wear protection by brazed composites Vacuum brazing is predestinated to implement a modular design approach. Complex shaped parts can be generated by joining simple, inexpensive semi-finished products to each other. Even combinations of very thin-walled and sturdy components, which are difficult to weld, are possible. Moreover materials even with a significant difference in mechanical and/ or physical properties can be joined. For instance electrical or thermal isolators can be combined with materials possessing a high electrical or thermal conductivity [1]. This strategy can be applied to wear applications too, where very hard materials are metallurgical connected to softer ones. Figure 1 shows a steel clamping jaw with a grip coat consisting of brazed hard metal grits. Besides wear protection the rough tool surface enables reliable clamping of components made of less stiff materials like aluminium and titanium during machining. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 35 * Dr.-Ing. Manfred Boretius, Listemann Technology AG, Eschen, Liechtenstein Dr.-Ing. Harald Krappitz, Innobraze GmbH, Esslingen, Germany Dr.-Ing. Ino Rass, Euromat GmbH, Aachen, Germany Wear protection coatings generated by brazing, sintering and heat treatment in vacuum M. Boretius, H. Krappitz, I. Rass* Mittels Vakuumlöten werden Komponenten mit unterschiedlichen Verschleisseigenschaften stoffschlüssig miteinander kombiniert, wie z.B. Hochleistungskeramiken oder sogar Diamant mit Stahl. Entwickler und Konstrukteure haben die Möglichkeit, Materialien mit spezifischen Verschleisseigenschaften nur dort einzusetzen wo sie tatsächlich benötigt werden oder sogar neue Funktionalitäten zu schaffen. Durch die löttechnische Applizierung von flexiblen Matten, die aus einem Lotpulver und Hartpartikeln bestehen, auf die Bauteiloberfläche, lassen sich Verschleissschutzschichten mit Dicken von 0,5 bis einige Millimeter herstellen. Das Vakuumsintern von Kompositmaterialien ermöglicht sehr dicke Schichten, die sich durch einen hohen Hartstoffgehalt und hartmetallähnlichen Eigenschaften auszeichnen. Der einzigartige ODH-Prozess (Oxygen Diffusion Hardening) kann den Verschleisswiderstand von Titanwerkstoffen erheblich verbessern. Die Oberflächenhärte von Titan Grade 5 kann bis zu 1.000 HV erreichen, was nahezu dem Dreifachen der Kernhärte entspricht. Schlüsselwörter Vakuumlöten, Sintern, Wärmebehandlung, Härten, Beschichtungen, Titan, Verschleissschutz, Hartstoffe By vacuum brazing solid components with adapted material properties can be joined to each other, e. g. ceramic or even diamond to steel. Design engineers have the flexibility to use specific wear resistant materials only where needed and to create new or improved functionality. Applying prefabricated tapes, consisting of a braze alloy and hard particles, to a component surface, a wear resistant coating can be established with thicknesses from 0.5 up to few mm. By vacuum sintering of composite materials coating thickness can be further increased with a very high content and equal distribution of hard phases, resulting in wear resistance properties close to hard metals. The unique ODH process, which means Oxygen Diffusion Hardening, can improve the wear resistance of titanium alloys significantly. Surface hardness of ODH treated Titanium Grade 5 can reach up to 1.000 HV which is almost 3 times the hardness of the bulk material. Keywords Vacuum brazing, sintering, heat treatment, hardening, coatings, Titanium, wear protection, hard materials Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis A similar property combination is demonstrated in Figure 2 showing the cross section of a cubic boron nitride (cBN) composite layer brazed to a steel component [2]. Figure 3 on top shows a dosage piston for food industry consisting of an alumina cylinder, being wear resistant and chemically inert, directly brazed to a steel connector in which afterwards the thread for the drive is machined. 3 Wear protection by brazed coatings With the so called tape technology flexible pads can be manufactured consisting of a metal or ceramic powder and a polymer binder (Figure 4). Shaping by stamping or cutting is easy, adapting itself to curved component surfaces [3, 4]. At first a tape with hard particles is placed on the component area to be coated, then a braze filler metal tape is applied on top. The whole assembly is introduced into a brazing furnace. When heating up the tape binder decomposes and evaporates leaving a skeleton of hard and filler metal powder particles. At brazing temperature, the filler metal melts, infiltrates the hard metal skeleton and creates a metallurgical bond to the component surface (Figure 5). By this simultaneous infiltration and brazing process wear resistant coatings with high hard particle content up to 70 vol.-%, homogeneous particle distribution and a thickness from 0.7 up to few mm can be created. Depending on the nature of the hard particles coating hard- 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Figure 1: Clamping tool with brazed grip coat Figure 2: Vacuum brazed cBN-hard facing alloy composite Figure 3: Active or direct brazed ceramic-metal-joints Figure 4: BrazeCoat-M ® tapes Figure 5: Microstructure of BrazeCoat-M ® after brazing Figure 6: BodyClad ® hard facing on farming ploughshare © Innobraze GmbH © Innobraze GmbH © Euromat GmbH T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis ness up to 70 HRC can be achieved. Such coatings prove itself in applications with heavy abrasive wear attack as experienced with ploughshares for farming equipment (Figure 6). Even for lower coating thicknesses, in the range of 0.05 - 0.5 mm, brazing can be applied. A suspension consisting of hard and braze filler metal powder is sprayed to the component surface, air dried and finally densified by a brazing process. Resulting coatings are dense, smooth, with very fine dispersed hard particles and a coating hardness up to 65 HRC (Figure 7). This procedure is suited to coat even complex shaped parts as demonstrated with components for disc mills (Figure 8). 4 Wear protection by sintered coatings SWP, an abbreviation for Sintered Wear Parts, is a technique to manufacture wear resistant semi-finished products as well as coatings. A mixture of carbide and hardfacing alloy powder is placed on a steel surface and consolidated by a vacuum sintering process. The result is a very dense, smooth coating with a thickness up to 4 mm (Figure 9). Compared to surface welding a very uniform hard particle distribution is observed. Within the same coating hard materials of different nature, size and morphology can be combined (Figure 10). Semi-finished products can be further processed by plasma arc-, laser beamor water jet cutting and assembled to more complex structures by screwing or welding. In contrast to components made of cemented carbide SWP can be shaped afterwards by warm forming up to a certain bending radius without cracking (Figure 11). Depending on the nature and volume fraction of the hard particles the wear resistance can be tuned according to the specific application needs. “Eco” is the most economic grade with improved wear resistance and surface quality compared to surface welded coatings. The top grade “Premium” is almost close to cemented carbide in terms of wear resistance but with Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 37 Figure 7: Microstructure of BrazeCoat-S ® after brazing Figure 8: Disc mill components coated by BrazeCoat-S ® Figure 9: Vacuum sintered composite coating (SWP) Figure 10: Cross-section of a vacuum sintered hard coating Figure 11: Slides coated by SWP after warm forming © Innobraze GmbH © Innobraze GmbH © Euromat GmbH T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis less brittleness and susceptibility to cracking. Figure 12 shows the sliding wear properties in comparison. Values for the weight loss were determined by a frictiondisc test without vibration and impact shock. All SWP composite coatings are suitable for high-temperature application and exhibit a corrosion resistance comparable to nickel based alloys. Actually SWP successfully replaces cemented carbide within components used for plastic granulate manufacturing equipment, where predictable long term reliability counts more than maximum hardness. Other typical application areas for SWP are wear resistant plates, slides, transverse baffles, mixing and grinding components and separators. 5 Wear protection of titanium by heat treatment Titanium and its alloys are promising materials for lightweight structures, possessing a favourable strength to specific weight ratio. One major disadvantage is low hardness and as a consequence poor wear resistance. Applying thin wear resistant coatings onto the component surface is ineffective due to low stiffness and the so-called “eggshell” effect. With ODH (Oxygen Diffusion Hardening) it is possible to improve surface hardness of titanium and some of its alloys by heat treating in a special furnace atmosphere. Oxygen atoms are introduced into the border area which then diffuse into the bulk material, resulting in a lattice strain and significant hardness increase. There is no oxidation of the bulk material. Figure 13 shows the structure of untreated (left) and ODH-treated titanium grade 5 (right) [5]. The impact of ODH is already visible in the microstructure and a hardness measurement reveals a surface 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Figure 12: Wear resistance of SWP in comparison Figure 13: Microstructure of Titanium Grade 5 before (left) and after (right) ODH treatment Figure 14: Hardness profile of Titanium Grade 5 before (red) and after (blue) ODH treatment Figure 15: Results of pin-on-disc tests for Titanium Grade 5 against steel 90MnCrV8 without (brown) and with (yellow) ODH treatment T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis hardness of almost 1.000 HV0.5 which is almost 3 times the hardness of the bulk material. Typical for diffusion based processes the hardness drops down to the bulk material level across a penetration depth of approx. 0.06 mm (Figure 14). The positive impact of increased hardness on wear resistance is proved by a pin-on-disc test. With respect to the mentioned test conditions the wear rate of titanium grade 5 could be reduced by magnitudes (Figure 15). 6 Conclusion Brazing and sintering processes are an interesting addition and alternative to well-established thin-film techniques, surface welding and thermal spraying to create wear resistant coatings. Performed in vacuum furnaces a broad range of wear protective alloys and base materials can be processed without oxidation and ensuring a uniform heating, resulting in low component distortion. Both effects can reduce rework and related costs significantly. State-of-the-art equipment ensures high reproducibility and traceable documentation. Depending on the technique applied coating thicknesses from few tenth of a millimetre up to few centimetres are feasible. This gives the opportunity to locally unify specific materials properties. In some cases the coating process can be performed simultaneously with the hardening of steel parts. With ODH a process is available enabling a significant surface hardness increase of titanium and its alloys with improved resistance against planar abrasive attack. 7 References [1] Boretius, M.: Brazing of hot-runner nozzles made of dissimilar materials; Proceedings of 4 th Int. Brazing and Soldering Conference, 2009, Orlando/ USA, page 387, ISBN: 978-0-87171-751-1 [2] Boretius, M.: Tailored diamond and cBN tools by vacuum brazing; Proceedings of 6th Int. Conference on Joining Ceramics, Glass and Metal, 2002, Munich/ Germany, page 82 [3] Krappitz, H.: Coating techniques, using brazing; Sekulic, D. P. (Editor): Advances in Brazing - Science, Technology and Applications, Woodhead Publishing in Materials, March 2013, page 472, ISBN: 978-0-85709-423-0 [4] Rass, I.: BodyClad-Flexible Pulvertapes steigern die Materialeffizienz im Lötprozess für innovative Füge- und Beschichtungsanwendungen; Werkstoffe in der Fertigung, edition 02.2015, page 6 [5] Boretius, M.: Neue Wege zur Verbesserung der tribologischen Eigenschaften von Titan und Titanlegierungen; Proceedings of 7 th Aachener Oberflächentechnik Kolloquium, 2012, ISBN: 978-3-8440-1497-6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 39 Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! Wenn auch Sie die Leser von T + S über Ihre aktuellen Broschüren und Kataloge informieren möchten, empfehlen wir Ihnen, diese Werbemöglichkeit zu nutzen. Für weitere Informationen - wie Gestaltung, Platzierung, Kosten - wenden Sie sich bitte an Frau Sigrid Hackenberg, die Ihnen jederzeit gerne mit Rat und Tat zur Verfügung steht. 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Versand im Inland 189,- 7 (incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- 7 * , Einzelheft 39,- 7; * (in der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.); Studenten und persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo-Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar; kürzere Rechnungszeiträume bedingen einen Bearbeitungszuschlag von 3,- 7 pro Rechnungslegung. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 2/ 17 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 2 März/ April 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 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 4). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 41 1 Stationärer thermodynamischer Prozess Um einen stationären thermodynamischen Prozess handelt es sich immer dann, wenn die Temperatur im tribologischen Kontakt konstant ist. Dies ist in der Regel immer dann der Fall, wenn ein konstanter Betriebszustand erreicht ist und die Belastung sich nicht mehr zeitlich ändert. Die Lagerung eines Dampfturbinenstrangs wäre ein solcher Fall. Sobald das Hochfahren der Dampfturbine abgeschlossen ist und in einen dauerhaften Betriebszustand übergeht, kann man von einer zeitlich konstanten Belastung ausgehen. Die in der Regel durch Unwucht auftretenden dynamischen Belastungen und das beschreiben einer elliptischen Verlagerungsbahn sind in diesem Fall vernachlässigbar klein und haben keinen nennenswerten Einfluss auf die Temperatur im tribologischen Kontakt. Um den stationären Einfluss der Temperatur auf die Aktivierungsenergie 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 keinen zusätz- * Dipl. Ing. Mario Müller Siemens AG, 13629 Berlin Klassifizierung von Schmierstoffen basierend auf der Aktivierungsenergie M. Müller* 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. Schlüsselwörter Aktivierungsenergie, thermophysikalische Eigenschaften, Messung, Tribokontakt, 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. Keywords activation energy, thermophysical properties, measurement, tribological contacts, Vogel-Fulcher-Tammann equation Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis lichen Energieeintrag ins System führt. Um das temperaturabhängige Viskositätsverhalten zu beschreiben, wird die Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung mit den Materialparametern η ∞ , B und der Vogeltemperatur T VF verwendet. (1) 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 zusammengefasst. Die untersuchten Fluide können entsprechend ihres Einsatzbereiches in Getriebeöle und in Motoröle unterteilt werden. In [1] wurde gezeigt, dass die VFT-Gleichung sehr gut geeignet ist, um den Viskositätsverlauf abzubilden. In [2] wurde ein Ansatz vorgestellt, wie mit Hilfe der Viskositätsmessung die Aktivierungsenergie von Fluiden bestimmt werden kann. Wird die Aktivierungsenergie E A über die VFT-Gleichung ausgedrückt, dann gilt: (2) In den Bildern 1 bis 4 sind die nach [2] und die mit der Gleichung 2 bestimmten Aktivierungsenergien über der Temperatur dargestellt. In den Bildern 5 bis 8 sind die Aktivierungsenergien für die Temperatur 40 °C und 90 °C dargestellt. Stellt man dem MIN100 die reibungsreduzierten Öle Polyglykol, Polyether und TMP-Ester gegenüber, so ist es durchaus möglich die Reibungsverluste bei den Getriebeölen um bis zu 30 % zu reduzieren. Im Gegensatz dazu, wurde bei den untersuchten Motorölen ein solcher Effekt nicht beobachtet. 42 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 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 4%A99 MIN 100 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 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+friction modifier A ESA 68 59,97 53,7 895,37 0,62569 GOE AE+friction modifier 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 3 1 stationärer thermodynamischer Prozess Um einen stationären thermodynamischen Prozess handelt es sich immer dann, wenn die Temperatur im tribologischen Kontakt konstant ist. Dies ist in der Regel immer dann der Fall, wenn ein konstanter Betriebszustand erreicht ist und die Belastung sich nicht mehr zeitlich ändert. Die Lagerung eines Dampfturbinenstrangs wäre ein solcher Fall. Sobald das Hochfahren der Dampfturbine abgeschlossen ist und in einen dauerhaften Betriebszustand übergeht, kann man von einer zeitlich konstanten Belastung ausgehen. Die in der Regel durch Unwucht auftretenden dynamischen Belastungen und das beschreiben einer elliptischen Verlagerungsbahn sind in diesem Fall vernachlässigbar klein und haben keinen nennenswerten Einfluss auf die Temperatur im tribologischen Kontakt. Um den stationären Einfluss der Temperatur auf die Aktivierungsenergie 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 zu beschreiben, wird die Vogel-Fulcher-Tammann Gleichung mit den Materialparametern  , B und der Vogeltemperatur T VF verwendet. =  ×e B T-TVF (1) 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  ist ein Skalierungsfaktor. Die charakteristischen Kennwerte der untersuchten Fluide sind in der Tabelle 1 zusammengefasst. Die untersuchten Fluiden können entsprechend ihres Einsatzbereiches in Getriebeöle und in Motoröle unterteilt werden. 5 In [1] wurde gezeigt, dass die VFT-Gleichung sehr gut geeignet ist, um den Viskositätsverlauf abzubilden. In [2] wurde ein Ansatz vorgestellt, wie mit Hilfe der Viskositätsmessung die Aktivierungsenergie von Fluiden bestimmt werden kann. Wird die Aktivierungsenergie E A über die VFT-Gleichung ausgedrückt, dann gilt: E A =E A0 +ln   0 ×e B T-TVF ×R× ! T 0 -T " (2) In den Abbildungen 1 bis 4 sind die nach [2] und die mit der Gleichung 2 bestimmten Aktivierungsenergien über der Temperatur dargestellt. Bild 1: Aktivierungsenergie Getriebeöl Bild 3: Aktivierungsenergie Motoröl Bild 2: Aktivierungsenergie Getriebeöl Bild 4: Aktivierungsenergie Motoröl In den Abbildungen 5 bis 8 sind die Aktivierungsenergien für die Temperatur 40°C und 90°C dargestellt. Stellt man dem MIN100 die reibungsreduzierten Öle Polyglykol, Polyether und TMP-Ester gegenüber, so ist es durchaus möglich die Reibungsverluste bei den Getriebeölen um bis zu 30% zu reduzieren. Im Gegensatz dazu, wurde bei den untersuchten Motorenölen ein solcher Effekt nicht beobachtet. T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 43 Bild 1: Aktivierungsenergie Getriebeöl Bild 2: Aktivierungsenergie Getriebeöl Bild 3: Aktivierungsenergie Motoröl Bild 4: Aktivierungsenergie Motoröl Bild 5: Aktivierungsenergie bei 40 °C Bild 6: Aktivierungsenergie bei 90 °C Bild 7: Aktivierungsenergie bei 40 °C Bild 8: Aktivierungsenergie bei 90 °C T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis 44 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Bild 13: Steigung der E A bei 40 °C Bild 14: Steigung der E A bei 90 °C Bild 15: Steigung der E A bei 40 °C Bild 16: Steigung der E A bei 90 °C Bild 9: Steigung der E A beim Getriebeöl Bild 10: Steigung der E A beim Getriebeöl Bild 11: Steigung der E A beim Motoröl Bild 12: Steigung der E A beim Motoröl T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis 2 Instationärer thermodynamischer Prozess Um einen instationären thermodynamischen Prozess handelt es sich immer dann, wenn sich die Temperatur im tribologischen Kontakt zeitlich ändert. Dies betrifft insbesondere die tribologischen Kontakte, die einer ständig zeitlich ändernden Belastung unterliegen. Im Gegensatz zum stationären thermodynamischen Prozess, bei dem die Aktivierungsenergie bei einer definierten Temperatur entscheidend ist, ist beim instationären thermodynamischen Prozess der Anstieg der Aktivierungsenergie bei einer definierten Temperatur entscheidend. Ausgehend von der Gleichung 2 kann die Steigung der Aktivierungsenergie E A berechnet werden zu: (3) In den Bildern 9 bis 12 sind die nach Gleichung 3 bestimmten Steigungen der Aktivierungsenergien für den relevanten Temperaturbereich von 20 °C bis 100 °C dargestellt. In den Bildern 13 bis 16 sind die Steigungen der Aktivierungsenergien für die Temperatur 40 °C und 90 °C dargestellt. Auch bei instationären thermodynamischen Prozessen haben reibungsreduzierte Öle, wie z. B. Polyglykol, Polyether und TMP-Ester, das Potential die Reibungsverluste bei den Getriebeölen um bis zu 30 % zu reduzieren. Ein vergleichbarer Effekt wurde bei den untersuchten Motorölen nicht nachgewiesen. 3 Zusammenfassung Im vorliegenden Artikel wurde eine Gleichung entwickelt, die mit Hilfe der VFT-Gleichung die Berechnung der Aktivierungsenergie ermöglicht. Des Weiteren wurde gezeigt, dass reibungsreduzierte Öle, wie z. B. Polyglykol, Polyether und TMP-Ester, das Potenzial haben, die Reibung im tribologischen Kontakt um bis zu 30 % im Vergleich zu Mineralöle der gleichen ISO VG Klasse zu reduzieren. Ebenso wurde gezeigt, dass Friction Modifier, VI-Verbesserer und andere Additive das Reibungsverhalten eines Fluiden maßgeblich beeinflussen. 4 Formelverzeichnis E A Aktivierungsenergie [J/ mol] E A0 Aktivierungsenergie am Bezugspunkt [J/ mol] E 'A Steigung der Aktivierungsenergie [J/ (mol K)] E 'A0 Steigung der Aktivierungsenergie am Bezugspunkt [J/ (mol K)] R Universelle Gaskonstante [J/ (mol K)] T Temperatur [K] T 0 Temperatur am Bezugspunkt [K] η 0 Viskosität am Bezugspunkt [Pa s] Literatur [1] M. Müller, Einfluss der Oberflächengeschwindigkeit auf die Viskosität, Tribologie und Schmierungstechnik, Tribologie und Schmierungstechnik 1/ 2017 [2] M. Müller, Bestimmung der Aktivierungsenergie von Fluiden mit Hilfe der Viskositätsmessung, Tribologie und Schmierungstechnik 2/ 2016 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 45 6 Bild 5: Aktivierungsenergie bei 40°C Bild 7: Aktivierungsenergie bei 40°C Bild 6: Aktivierungsenergie bei 90°C Bild 8: Aktivierungsenergie bei 90°C 2 instationärer thermodynamischer Prozess Um einen instationären thermodynamischen Prozess handelt es sich immer dann, wenn sich die Temperatur im tribologischen Kontakt zeitlich ändert. Dies betrifft insbesondere die tribologischen Kontakte, die einer ständig zeitlich ändernden Belastung unterliegen. Im Gegensatz zum stationären thermodynamischen Prozess, bei dem die Aktivierungsenergie bei einer definierten Temperatur entscheidend ist, ist beim instationären thermodynamischen Prozess der Anstieg der Aktivierungsenergie bei einer definierten Temperatur entscheidend. Ausgehend von der Gleichung 2 kann die Steigung der Aktivierungsenergie E A' berechnet werden zu: E A' =E A0 ' -  R×ln   0 ×e B T-TVF + B×R× ! T 0 -T " ! T-T VF " 2 (3) In den Abbildungen 9 bis 12 sind die nach Gleichung 3 bestimmten Steigungen der Aktivierungsenergien für den relevanten Temperaturbereich von 20°C bis 100°C dargestellt. 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_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Die wesentlichen Einflussgrößen auf das Gesamtreibmoment eines Wälzlagers bilden die Wälzlagerbauform sowie die Betriebsbedingungen hinsichtlich der Drehzahl und der wirkenden Belastung. Eine weitere wichtige Einflussgröße stellt die Schmierung dar. In diesem Fall spielen nicht nur das Schmierverfahren oder der Typ des Schmierstoffes sondern auch die zur Verfügung gestellte Schmierstoffmenge eine entscheidende Rolle. Im Falle einer Ölbadschmierung bewirkt, unabhängig von der Ausrichtung der Lagerung, ein zunehmender Ölstand einen Anstieg des Gesamtreibmoments eines Wälzlagers. Das ist in erster Linie auf den Anstieg der hydraulischen Verluste zurückzuführen [Kor07]. Diese lastunabhängigen, schmierstoffbedingten Verluste lassen sich in Plansch- und Schleppverluste unterteilen [Gup84]. Die Planschverluste resultieren aus der Schmierstoffscherung auf den freien Flächen einzelner Wälzlagerelemente. Die Schleppverluste sind auf die Schmierstoffverdrängung durch die Wälzkörper zurückzuführen (siehe Bild 1). Im Rahmen eines DFG-Forschungsprojektes (SA 898/ 12-1 & SCHW 826/ 9-1) wurden Grundlagenuntersuchungen zur Bestimmung der hydraulischen Verluste sowie deren Einflussgrößen durchgeführt. Die Untersuchungen fokussierten auf vertikal ausgerichteten Kegelrollensowie Rillenkugellagern gleicher Baugröße und rotationssymmetrischen Betriebsbedingungen hinsichtlich der Last- und Schmierstoffverteilung [LSS15a]. Die 46 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 * Dipl.-Ing. Jürgen Liebrecht Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT), TU Kaiserslautern, 67663 Kaiserslautern Dr.-Ing. Xiaojiang Si Prof. Dr.-Ing. Hubert Schwarze Institut für Tribologie und Energiewandlungsmaschinen (ITR), TU Clausthal-Zellerfeld, 38678 Clausthal-Zellerfeld Berücksichtigung des Größeneinflusses bei der Berechnung der Plansch- und Schleppverluste an Wälzlagern J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer, H. Schwarze* Im Rahmen eines durch die Deutsche Forschungsgemeinschaft (DFG) finanzierten Projektes wurden verschiedene technisch-mathematische Berechnungsmodelle (CoDaC-Calculation of Drag and Churning) zur näherungsweisen Bestimmung der hydraulischen Verluste an Kegelrollensowie Rillenkugellagern abgeleitet. Die Modelle basieren auf experimentellen und numerischen Untersuchungen der genannten Lagertypen mit der Bohrungskennzahl 08 und der Verwendung verschiedener dimensionsloser Kennzahlen. Durch die Verwendung solcher Kennzahlen wird die Übertragbarkeit der Modelle auf weitere Baugrößen und Betriebsbedingungen angenommen. Um diese Annahmen zu Überprüfen wurden weitere experimentelle Untersuchungen an Kegelrollensowie Rillenkugellagern mit der Bohrungskennzahl 12 durchgeführt. In diesem Beitrag werden die aktuellen Ergebnisse zur Verifikation und Erweiterung der abgeleiteten technisch-mathematischen Modelle vorgestellt. Schlüsselwörter Berechnungsmodell, Wälzlager, Reibmoment, Planschverluste, Schleppverluste In the framework of a project financed by the German Research Association (DFG) technical mathematical models (CoDaC-Calculation of Drag and Churning) for calculation of drag and churning losses of tapered roller bearings and deep grove ball bearings have been derived. The models are based on the experimental and the numerical investigations of these rolling bearing types with the bore reference number 08 and by using different dimensionless factors. On the basis of these factors, the applicability of the calculation models on further rolling bearing sizes is assumed. With regard to this assumption further experiments on tapered roller bearings and deep groove ball bearings with the bore reference number 12 have been carried out. This paper presents the recent research result concerning the verification and extension of the technical mathematical models. Keywords Calculation model, rolling bearings, friction torque, churning losses, drag losses Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis durchgeführten Untersuchungen zeigen, dass die hydraulischen Verluste unabhängig von der Wälzlagerbauform mit zunehmender Drehzahl und Viskosität ansteigen. Des Weiteren spielt die effektive Schmierstoffdichte eine wichtige Rolle. Der Grund hierfür ist der Anstieg des Luftgehalts, welcher infolge der Rotation einsetzt und die Dichte des Schmierstoffes reduziert [LSS15c]. Im Hinblick auf den Einfluss der zur Verfügung gestellten Ölmenge zeigen die Ergebnisse, dass die hydraulischen Verluste direkt proportional mit dem Ölstand ansteigen. Diese lineare Abhängigkeit des hydraulischen Verlustmoments konnte im Rahmen der Versuche bis zum Ölstand, welcher der dreifachen Lagerbreite entspricht aufgezeigt werden. Diese Tendenz geht sowohl aus den Versuchen an Kegelrollenals auch an Rillenkugellagern hervor [LSS16a], [LSS16b]. Das Ziel der durchgeführten Untersuchungen war die Herleitung technisch-mathematischer Modelle, mit welchen die mit der Ölbadschmierung einhergehenden hydraulischen Verluste näherungsweise berechnet werden können. Zur Ableitung der Modelle wurden entsprechende CFD-Berechnungswerkzeuge eingesetzt [LSS15c]. Die hierfür entwickelten Simulationsmodelle wurden anhand experimenteller Ergebnisse verifiziert. Mit Hilfe der CFD-Simulationen wurden die hydraulischen Verluste in Plansch- und Schleppverluste unterteilt und diese den entsprechenden Wälzlagerelementen zugeordnet. Durch die separate Betrachtung der Verluste konnten die im Hinblick auf die Ableitung der technisch-mathematischen Modelle signifikanten Verlustanteile bzw. Wälzlagerelemente identifiziert werden. Die Grundlage für die Berechnung einzelner Verlustanteile bildeten verschiedene Berechnungsansätze sowie dimensionslose Kennzahlen der Strömungsmechanik. Eine dieser Kennzahlen ist die Reynolds-Zahl. Durch ihre Verwendung konnte das Parameterfeld hinsichtlich der Viskosität und der Drehzahl erweitert und technisch-mathemaische Modelle zur Berechnung der Plansch- und Schleppverluste abgeleitet werden. Des Weiteren lässt die Verwendung der Reynolds-Zahl die Annahme der Übertragbarkeit der Berechnungsansätze, die den Modellen zugrunde liegen, auf weitere Wälzlagerbaugrößen zu. Um diese Annahme zu überprüfen, wurden Kegelrollen- und Rillenkugellager einer weiteren Baugröße untersucht. Die Ergebnisse aus diesen Untersuchungen und die daraus resultierenden Erkenntnisse werden im Folgenden vorgestellt. 2 Technisch-mathematische Modelle Die Vorgehensweise bei der Herleitung der technischmathematischen Modelle (CoDaC-Calculation of Drag and Churning) zur Berechnung der hydraulischen Verluste an Kegelrollensowie Rillenkugellagern mit vertikal ausgerichteter Drehachse ist in [LSS16a] bzw. [LSS16b] ausführlich beschrieben. Die Modelle bauen auf der separaten Betrachtung einzelner Verlustanteile an entsprechenden Wälzlagerelementen auf. Dabei werden nur signifikante Anteile in der Berechnung berücksichtigt. Tabelle 1 zeigt exemplarisch die mittels CFD- Simulationen berechneten Verlustanteile des untersuchten Kegelrollenlagers 32208. Die Verluste sind in Abhängigkeit der Drehzahl und der Viskosität als Anteile am gesamten hydraulischen Verlustmoment M HV aufgeführt. In der letzten Spalte sind zum Vergleich die entsprechenden Ergebnisse für die Gesamtreibmomente M ges aus den experimentellen Untersuchungen zu sehen. Der hier betrachtete Lastfall entspricht der geforderten Mindestbelastung für normale Betriebsbedingungen von P/ C ≈ 0,02. Es ist ersichtlich, dass für diesen Lastfall die hydraulischen Verluste deutlich zum Gesamtreibmoment beitragen. Im Hinblick auf das hydraulische Verlustmoment ist zu sehen, dass das resultierende Schleppmoment M Schlepp am Wälzkörpersatz mit 37 bis 46 % den größten Anteil an Verlusten mit sich bringt. Die in der Tabelle aufgeführten Planschmomente am Lageraußen- M PL,AR bzw. am Lagerinnenring M PL,IR bilden den zweitbzw. drittgrößten Verlustanteil. Maßgebend sind in diesem Fall die Verluste, welche an den Lagerringlaufbahnen entstehen. Die Planschverluste an den Wälzkörpern M PL,WK sind mit 8 bzw. 9 % relativ gering, müssen aber bei der Berechnung der hydraulischen Gesamtverluste berücksichtigt werden. Die resultierenden Verluste am Käfig sind im Vergleich dazu mit 1 bis 3 % vernachlässigbar gering. Eine weitere Erkenntnis, welche die aufgeführten Ergebnisse mit sich bringen, ist der geringe Einfluss der Drehzahl sowie der Viskosität auf die Planschverluste an den Lagerringen sowie am Wälzkörpersatz. Wie in der Tabelle zu sehen, weichen diese Verlustanteile trotz verschiedener Drehzahlen und variierender Viskosität nur geringfügig voneinander ab. Das entwickelte Simulationsmodell bildet neben dem untersuchten Wälzlager auch den Prüfraum ab, welcher dieses umgibt. Aus diesem Grund werden die außerhalb des Lagers entstehenden Verluste M aLK , wie z. B. die Verluste an der rotierenden Welle, mitberechnet. Diese Verluste sind in der drittletzten Spalte Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 47 Bild 1: Aus der Schmierstoffverdrängung bzw. -scherung resultierende Schlepp- und Planschverluste T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis der Tabelle 1 aufgeführt. Da diese nicht auf das Lager zurückzuführen sind, werden sie in den Berechnungsmodellen nicht berücksichtigt. Allerdings ist festzuhalten, dass dieser Verlustanteil ebenfalls deutlich zu den hydraulischen Verlusten beiträgt. Demzufolge ist davon auszugehen, dass eine ungünstige Ausführung des Ölbeckens oder der Welle noch höhere Verluste bewirken würden. Die abgeleiteten technisch-mathematischen Modelle für das Kegelrollensowie das Rillenkugellager sind in Bild 2 und Bild 3 dargestellt. Wie in beiden Modellen zu erkennen, werden nur die signifikanten Verlustanteile in der Berechnung berücksichtigt. Als Größen gehen unter anderem die Wälzlagergeometrie, die Betriebsbedingungen hinsichtlich der Drehzahl, der Viskosität des Schmierstoffes und der Ölstand in die Berechnung ein. Als wichtige Einflussgrößen sind die Wälzkörperzahl und die Dichte des Schmierstoffes zu nennen. Dabei ist, wie oben bereits erläutert, zu berücksichtigen, dass die effektive Schmierstoffdichte je nach Ölstand, Betriebstemperatur und Drehzahl einen deutlich niedrigeren Wert annehmen kann. Des Weiteren zeigen die zur Modellerweiterung durchgeführten experimentellen Untersuchungen, dass bei der Berechnung der Planschverluste an den Laufbahnen der Lagerringe eines Kegelrollenlagers und der Außenringlaufbahn des Rillenkugellagers die Anzahl der Wälzkörper des Lagers zu berücksichtigen ist. Die Berücksichtigung der Wälzkörperzahl hat vor allem dann zu erfolgen, wenn die Wälzkörperzahl des zu berechnenden Wälzlagers deutlich von der des Wälzlagers abweicht, auf dem das technisch-mathematische Modell aufbaut. Die Grenze liegt dabei bei einem Unterschied von mehr als zwei Wälzkörpern. In diesem Fall müssen die berechneten Planschverluste mit dem Faktor multipliziert werden, welcher das Verhältnis der Wälzkörperzahlen dieser beiden Wälzlager darstellt. Die Wälzkörperzahl des Kegelrollenlagers auf dem das Modell basiert beträgt 17 Wälzkörper, die des Rillenkugellagers liegt bei 9 Wälzkörpern. Die Abweichungen hinsichtlich der Wälzkörperzahl können bei der Berechnung der Planschverluste wie folgt berücksichtigt werden. Kegelrollenlager: Rillenkugellager: Da die Planschverluste am Lagerinnenring M PL,IR des Rillenkugellagers mit Hilfe des Schleppmoments bestimmt werden (siehe [LSS16b]), wird hier die Wälzkörperzahl bereits in die Berechnung miteinbezogen, sodass die Berücksichtigung nur für den Außenring erfolgen muss. 48 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Tabelle 1: Hydraulische Verlustanteile (M i / M HV ) eines Kegelrollenlagers 32208 in % aus CFD-Simulationen sowie Gesamtverluste aus Experimenten in Abhängigkeit der Drehzahl und kinematischen Viskosität (Ölstand: h = 3b) Viskosität Drehzahl M Schlepp M PL,WK M PL,IR M K M AR M aLK M HV M ges Experiment [mm 2 / s] [min -1 ] [%] [%] [%] [%] [%] [%] [Nm] (P/ C ≈ 0,02) [Nm] 38 2000 45 9 14 1 23 8 0,259 0,678 3150 46 9 14 1 23 7 0,414 0,912 4500 46 9 14 1 23 6 0,597 1,176 6300 45 9 14 1 24 7 0,807 1,306 18,7 2000 43 8 14 1 22 12 0,146 0,365 3150 42 9 14 2 23 10 0,234 0,575 4500 43 9 15 2 23 10 0,353 0,762 6300 41 9 15 2 25 8 0,485 1,021 15,2 2000 43 8 14 1 22 11 0,123 0,288 3150 43 9 15 2 24 7 0,191 0,453 4500 41 9 15 2 24 8 0,289 0,691 6300 39 9 17 1 25 9 0,410 0,853 8,5 2000 38 8 14 2 23 15 0,079 0,140 3150 41 9 15 3 24 9 0,129 0,281 4500 39 8 16 3 24 11 0,197 0,486 6300 37 9 15 3 25 12 0,282 0,683 5 Bild 3: Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) zur Berechnung der hydraulischen Verluste am Rillenkugellager [LSS16b] Des Weiteren zeigen die zur Modellerweiterung durchgeführten experimentellen Untersuchungen, dass bei der Berechnung der Planschverluste an den Laufbahnen der Lagerringe eines Kegelrollenlagers und der Außenringlaufbahn des Rillenkugellagers die Anzahl der Wälzkörper des Lagers zu berücksichtigen ist. Die Berücksichtigung der Wälzkörperzahl hat vor allem dann zu erfolgen, wenn die Wälzkörperzahl des zu berechnenden Wälzlagers deutlich von der des Wälzlagers abweicht, auf dem das technisch-mathematische Modell aufbaut. Die Grenze liegt dabei bei einem Unterschied von mehr als zwei Wälzkörpern. In diesem Fall müssen die berechneten Planschverluste mit dem Faktor multipliziert werden, welcher das Verhältnis der Wälzkörperzahlen dieser beiden Wälzlager darstellt. Die Wälzkörperzahl des Kegelrollenlagers auf dem das Modell basiert beträgt 17 Wälzkörper, die des Rillenkugellagers liegt bei 9 Wälzkörpern. Die Abweichungen hinsichtlich der Wälzkörperzahl können bei der Berechnung der Planschverluste wie folgt berücksichtigt werden. Kegelrollenlager: 17 ) ( ) ( , ) ( , WK IR AR PL WK IR AR PL z M z M × = illenkugellager: Da die Planschverluste am Lagerinnenring M PL,IR des Rillenkugellagers mit Hilfe des Schleppmoments bestimmt werden (siehe [LSS16b]), wird hier die Wälzkörperzahl bereits in die Berechnung miteinbezogen, sodass die Berücksichtigung nur für den Außenring erfolgen muss. 5 Bild 3: Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) zur Berechnung der hydraulischen Verluste am Rillenkugellager [LSS16b] Des Weiteren zeigen die zur Modellerweiterung durchgeführten experimentellen Untersuchungen, dass bei der Berechnung der Planschverluste an den Laufbahnen der Lagerringe eines Kegelrollenlagers und der Außenringlaufbahn des Rillenkugellagers die Anzahl der Wälzkörper des Lagers zu berücksichtigen ist. Die Berücksichtigung der Wälzkörperzahl hat vor allem dann zu erfolgen, wenn die Wälzkörperzahl des zu berechnenden Wälzlagers deutlich von der des Wälzlagers abweicht, auf dem das technisch-mathematische Modell aufbaut. Die Grenze liegt dabei bei einem Unterschied von mehr als zwei Wälzkörpern. In diesem Fall müssen die berechneten Planschverluste mit dem Faktor multipliziert werden, welcher das Verhältnis der Wälzkörperzahlen dieser beiden Wälzlager darstellt. Die Wälzkörperzahl des Kegelrollenlagers auf dem das Modell basiert beträgt 17 Wälzkörper, die des Rillenkugellagers liegt bei 9 Wälzkörpern. Die Abweichungen hinsichtlich der Wälzkörperzahl können bei der Berechnung der Planschverluste wie folgt berücksichtigt werden. Rillenkugellager: 9 ) ( , , WK AR PL WK AR PL z M z M × = Da die Planschverluste am Lagerinnenring M PL,IR des Rillenkugellagers mit Hilfe des Schleppmoments bestimmt werden (siehe [LSS16b]), wird hier die Wälzkörperzahl bereits in die Berechnung miteinbezogen, sodass die Berücksichtigung nur für den Außenring erfolgen muss. T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 49 Bild 2: Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) zur Berechnung der hydraulischen Verluste am Kegelrollenlager [LSS16a] Bild 3: Technisch-mathematisches Modell (CoDaC) zur Berechnung der hydraulischen Verluste am Rillenkugellager [LSS16b] T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis 3 Ergebnisse Die abgeleiteten technisch-mathematischen Modelle (CoDaC) bauen auf experimentellen und simulativen Untersuchungen verschiedener Lagertypen gleicher Baugröße und der Verwendung verschiedener dimensionsloser Kennzahlen auf. Wie bereits erklärt, wird durch die Verwendung dieser Kennzahlen die Übertragbarkeit der Modelle auf weitere Wälzlagerbaugrößen angenommen. Zur Überprüfung dieser Annahme wurden weitere experimentelle Untersuchungen an Kegelrollensowie Rillenkugellagern mit der Bohrungskennzahl 12 durchgeführt. Ein Teil der Ergebnisse dieser Untersuchungen wird im Folgenden vorgestellt. 3.1 Hydraulische Verluste - Kegelrollenlager Zur Verifikation des technisch-mathematischen Modells für das Kegelrollenlager wurden bzw. werden weitere Versuche am Kegelrollenlager der Baureihe 32208 sowie der Baureihe 30212 durchgeführt. Dabei wurden die Prüflager modifiziert, indem ihre Wälzkörperzahl reduziert wurde. Im Falle des kleineren Kegelrollenlagers wurde die Anzahl der Wälzkörper von 17 auf 9 und beim größeren von 19 auf 10 reduziert. Bild 4 zeigt das modifizierte Kegelrollenlager 30212 mit 10 von 19 Wälzkörpern. Das Ziel der Versuche mit modifizierten Prüflagern ist die Überprüfung der Genauigkeit, bei variierender Wälzkörperzahl. Bild 5 zeigt exemplarisch für das Kegelrollenlager 32208 den Vergleich der hydraulischen Verlustmomente aus Experiment mit den mittels technisch-mathematischen Modells berechneten Ergebnissen für unterschiedliche Wälzkörperzahlen. Aus dem Bild wird ersichtlich, dass mit einem Wälzlager gleicher Baugröße aber einer geringeren Anzahl an Wälzkörpern die hydraulischen Verluste deutlich reduziert werden können. In diesem Fall wird das hydraulische Verlustmoment um ca. 50 % herabgesetzt. Des Weiteren ist in der Abbildung zu sehen, dass die Verluste im Experiment degressiv ansteigen, während mit dem Modell ein progressiver Anstieg dieser Verluste berechnet wird. Die Diskrepanz beim Vergleich der Ergebnisse lässt sich dadurch erklären, dass im Versuch die Verluste, welche außerhalb des Lagers entstehen miterfasst werden, im Berechnungsmodell aber nur die Verluste berücksichtigt werden, die auf das Lager zurückzuführen sind. Ein weiterer wichtiger Einflussfaktor auf das Schlepp- und das Planschmoment ist die effektive Schmierstoffdichte. Diese wird in der Berechnung als konstant angenommen. Die vorangegangenen Untersuchungen zeigen dagegen einen signifikanten Anstieg des Luftgehalts im Schmierstoff mit zunehmender Drehzahl, 50 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Bild 4: Kegelrollenlager 30212 mit 10 von 19 Wälzkörpern Bild 5: Vergleich der hydraulischen Verluste eines vollbesetzten und eines Kegelrollenlagers mit reduzierter Wälzkörperzahl (9 von 17 Wälzkörpern) Bild 6: Vergleich der experimentellen und mittels CoDaC berechneten Ergebnisse für das Kegelrollenlager 30212 mit reduzierter Wälzkörperzahl in Abhängigkeit des Ölstands T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis welcher die effektive Schmierstoffdichte reduziert [LSS15c]. Das führt dazu, dass bei höheren Drehzahlen das Berechnungsmodell höhere Werte liefert als das Experiment. In Bild 6 ist der Abgleich der experimentellen Ergebnisse mit den berechneten Werten für das Kegelrollenlager 30212 mit reduzierter Wälzkörperzahl dargestellt. Der Abgleich erfolgt dabei in Abhängigkeit der Viskosität für das vollgeflutete Kegelrollenlager. Analog zu den in Bild 5 dargestellten Ergebnissen gibt auch in diesem Fall das technisch-mathematische Modell die experimentellen Ergebnisse näherungsweise wieder. Bei niedriger Viskosität v ≤ 38 mm 2 / s stimmen die Ergebnisse sowohl hinsichtlich der Steigung der Kurvenverläufe als auch hinsichtlich der Werte besser überein. Bei höherer Viskosität von v ≤ 58 mm 2 / s sind dagegen sowohl bei niedrigen als auch bei höheren Drehzahlen größere Unterschiede zu erkennen. Die resultierenden Abweichungen lassen sich auch hier durch die Nichtberücksichtigung der Verluste außerhalb der Lagerkammer sowie die in der Berechnung als konstant angenommene Dichte des Schmierstoffes erklären. Der deutliche Unterschied hinsichtlich der Wälzkörperzahl des modifizierten Prüflagers im Vergleich zum Referenzlager wurde sowohl beim Kegelrollenlager 32208 mit 9 von 17 Wälzkörpern als auch beim Kegelrollenlager 30212 mit 10 von 19 Wälzkörpern in der Berechnung der Planschverluste berücksichtigt (vgl. Kap. 2). 3.2 Hydraulische Verluste - Rillenkugellager In Rahmen weiterer Untersuchungen zur Verifikation der technisch-mathematischen Modelle hinsichtlich der Wälzlagerbaugröße wurde das Rillenkugellager der Baureihe 6212 untersucht. Dieses Prüflager weist mit ≈ 15,8 mm einen um ca. 3,5 mm größeren Wälzkörperdurchmesser als das Referenzlager 6208 auf, welches dem Berechnungsmodell als Basis dient. Die Wälzkörperzahl des Prüflagers ist mit 10 Wälzkörpern ebenfalls höher als die des Referenzlagers. Seine Grenzdrehzahl ist dagegen mit 8000 min -1 ca. 30 % niedriger. Den Abgleich zwischen dem Berechnungsmodell (CoDaC) und dem Experiment zeigen Bild 7 und Bild 8. Das erste der beiden Bilder zeigt die hydraulischen Verluste in Abhängigkeit des Ölstands bei konstanter kinematischer Viskosität. In der zweiten Abbildung sind die Ergebnisse in Abhängigkeit der Viskosität bei konstantem Ölstand aufgeführt. In beiden Fällen ist im untersuchten Drehzahlbereich eine gute Übereinstimmung festzustellen. Dabei muss auch hier berücksichtigt werden, dass in der Berechnung konstante Schmierstoffdichte angenommen wurde. Bild 9 zeigt den Vergleich der Ergebnisse des Rillenkugellagers 6212 und des Referenzlagers 6208 aus den Versuchen und dem technisch-mathematischen Modell mit dem Berechnungsverfahren nach [SKF14]. Letzteres wird unter anderem zur näherungsweisen Berechnung der Strömungsverluste bei Ölbadschmierung verwendet. Dabei ist allerdings zu berücksichtigen, dass die Berechnung einer vertikal angeordneten Lagerung auf der Berechnung einer horizontal ausgerichteten Lagerung aufbaut. Hierfür werden die Strömungsverluste eines vollgefluteten Wälzlagers auf einer waagerechten Welle den Verlusten eines vertikal angeordneten Wälzlagers gleichgesetzt. Der Einfluss des Öl- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 51 Bild 7: Vergleich der experimentellen und mittels CoDaC berechneten Ergebnisse für das Rillenkugellager 6212 in Abhängigkeit des Ölstands Bild 8: Vergleich der experimentellen und mittels CoDaC berechneten Ergebnisse für das Rillenkugellager 6212 in Abhängigkeit der Viskosität T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis stands wird durch einen Faktor erfasst, welcher das Verhältnis aus „ins Öl eingetauchte Lagerbreite“ zu „Lagerbreite“ darstellt. Des Weiteren bleiben die Verluste, welche außerhalb des Wälzlagers entstehen können, genauso wie beim technisch-mathematischen Modell unberücksichtigt. Aus dem Vergleich der Modelle wird ersichtlich, dass die Ergebnisse für das Prüflager 6208 gut korrelieren. Beim Rillenkugellager 6212 ist im Drehzahlbereich n > 6000 min -1 eine größere Abweichung der Ergebnisse festzustellen. Das Berechnungsverfahren nach [SKF14] liefert einen deutlich höheren Anstieg der schmierstoffbedingten Verluste als das technisch-mathematische Modell. Die Unterschiede zu den experimentellen Ergebnissen lassen sich auch in diesem Fall durch die Nichtberücksichtigung der Verluste außerhalb des Lagers begründen. 4 Zusammenfassung und Ausblick Die in diesem Beitrag vorgestellten Ergebnisse geben einen Überblick über die experimentellen Untersuchungen zur Bestimmung der hydraulischen Verluste an ölbadgeschmierten Rillenkugelsowie Kegelrollenlagern in Abhängigkeit der Wälzlagerbaugröße und der Wälzkörperzahl. Die Untersuchungen dienen der Verifikation der abgeleiteten technisch-mathematischen Berechnungsmodelle zur Bestimmung der Plansch- und Schleppverluste an diesen beiden Wälzlagerbauformen. Die experimentellen Ergebnisse veranschaulichen inwieweit die hydraulischen Verluste eines Kegelrollenlagers durch eine Variation der Anzahl seiner Wälzkörper beeinflusst werden können. Beim untersuchten Kegelrollenlager 32208 kann durch Reduzieren der Wälzkörperzahl von 17 auf 9 Wälzkörper ein um ca. 50 % niedrigeres hydraulisches Verlustmoment erreicht werden. Beim Vergleich zwischen experimentellen und mittels technisch-mathematischer Modelle berechneten hydraulischen Verlustmomenten ist beim Kegelrollenlager festzustellen, dass diese Verluste mit dem Modell in guter Näherung berechnet werden können. Beim Rillenkugellager ist im Vergleich dazu eine deutlich bessere Übereinstimmung zwischen der Berechnung und Experiment zu verzeichnen. Im Rahmen weiterer Arbeiten sollen weitere Wälzlagerbaugrößen zur Verifikation der technisch-mathematischen Modelle experimentell untersucht werden. Im Hinblick auf die Modelle ist die Erweiterung hinsichtlich der Berechnung der hydraulischen Verluste an horizontal ausgerichteten Lagerungen und ungleichmäßiger Schmierstoffverteilung geplant. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die Förderung im Rahmen des Projektes „Entwicklung eines analytischen Modells zur Berechnung von Gesamtreibmomenten an Wälzlagerungen unter Ölschmierung“ (DFG-SA898/ 12-1 sowie DFG- SCHW826/ 9-1). Literatur [Gup84] GUPTA, PRADDEP K.: Advanced Dynamics of Rolling Elements. New York-Springer, 1984. ISBN: 978-1-4612-5276-4. S. 100-105 [Kor07] KORYCIAK, J.: Einfluss der Ölmenge auf das Reibmoment von Wälzlagern mit Linienberührung. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 2007. ISBN: 3-89194-178-1 [SKF14] SKF GRUPPE. Wälzlager-Katalog. PUB BU/ P1 10000/ 2 DE, 2014 [LSS15a] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Untersuchungen von hydraulischen Verlusten an Kegelrollenlagern. In: Tribologie und Schmierungstechnik, 3 / 2015, S. 14-21 [LSS15b] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Investigation of Drag and Churning Losses on Tapered Roller Bearings. In: Strojniški vestnik - Journal of Mechanical Engineering (2015), Nr. 6, S. 399-408 [LSS15c] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Wälzlagerungen-Plansch- und Strömungsverluste. 56 Tribologie-Fachtagung, Tagungsband II, 2015, 54/ 1-11 [LSS16a] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Technisch-mathematischer Ansatz zur Berechnung der Plansch- und Schleppverluste am Kegelrollenlager. In: Tribologie und Schmierungstechnik, 4 / 2016, S. 5-13 [LSS16b] LIEBRECHT, J., SI, X., SAUER, B., SCHWARZE, H.: Calculation Approach of Drag and Churning Losses of Rolling Bearings. In: Tagungsband, International Bearing Conference, April 2016, Hannover, S. 78-81 52 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Bild 9: Vergleich der berechneten Ergebnisse hinsichtlich der Berücksichtigung des Einflusses der Wälzlagerbaugröße T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis Einleitung: Aktuelle Problemstellung „Individual Pitch Control“ bei Windkraftanlagen Windanlagenhersteller arbeiten momentan daran, die Belastungen auf die Struktur der Anlage zu reduzieren, um so insbesondere den Turm leichter und kostengünstiger gestalten zu können und den wirtschaftlichen Bau noch größerer Anlagen zu ermöglichen. Ein wichtiger Ansatz zur Reduzierung der angreifenden Kräfte ist hierbei die sogenannte „Individual Pitch Control“ (IPC) der Rotoren. Dabei werden die Rotoren kontinuierlich und in Real-time im Bereich bis zu wenigen Grad geschwenkt (Bild 1). Im einfachsten Fall werden nur die Asymmetrien der drei Rotorblätter aufgrund unterschiedlicher Windgeschwindigkeiten in der Höhe und dem Turmvorstau ausgeglichen. Aktuelle Forschungsvorhaben z. B. des Fraunhofer IWES zielen darauf ab, mit aufwändigen Regelungen kurzfristige Maximallasten zu vermeiden [STAM2015]. Lasersysteme liefern hierzu die „Windvorhersage“ auf die dann steuerungstechnisch reagiert wird. Somit werden ungleichmäßige Belastungen, welche große Biegemomente hervorrufen können, signifikant reduziert [BOSS2003]. Die Technik ist nun seit über 10 Jahren bekannt. Dennoch sind die Anlagenhersteller noch sehr zurückhaltend, da die Auswirkungen dieser permanenten zyklischen Schwenkbewegungen im Bereich sehr kleiner und kleiner Winkel auf die Lebensdauer nicht bekannt sind [STAM2015]. Typische Berechnungsansätze wie z. B. nach ISO 281 gelten nicht für diese Betriebszustände. Aktuelle Veröffentlichungen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 53 * Dr. Markus Grebe, M.Eng.; Kompetenzzentrum Tribologie an der Hochschule Mannheim Schäden bei Wälzlagern unter kleinen Schwenkwinkeln oder Vibrationsbelastung M. Grebe* Bild 1: Individual Pitch [Quelle: wind-turbine.com] In dieser Veröffentlichung wird der aktuelle Stand der Forschung im Bereich False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen zusammengestellt. Diese Arbeiten sind in Hinblick auf das gerade sehr aktuelle Thema „Individual Pitch Control (IPC)“ bei Windkraftanlagen von großer Bedeutung, da die Blattlager bei dieser Regelung sowohl im Bereich mehrere Grad wie auch im Bereich unter einem Grad Verstellwinkel betrieben werden. Dadurch ist es notwendig, beide Schädigungsformen False-Brinelling (größere Schwenkwinkel) und Stillstandsmarkierungen (kleine Schwenkwinkel oder Vibrationen) detailliert zu betrachten. Schlüsselwörter False-Brinelling, Stillstandsmarkierungen; Riffelbildung; Individual Pitch Control; Windkraftanlagen This paper presents the current state of science in the field of false brinelling and standstill marks. This topic becomes more and more relevant in connection with wind turbines due to the fact that newest control technologies like “Indi-vidual Pitch Control (IPC)” lead to a more critical loading of the pitch bearings. With IPC the bearings oscillate in the range of less than 1° up to 3° to reduce the wind load on the structure of the tower. This paper shows that different tests are required to evaluate the suitability of a lubricating grease for this application. Keywords False Brinelling, Stand Still Marks; Ripples; Individual Pitch Control; Wind Turbines Kurzfassung Abstract T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis über Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling- Schäden [u.a. SPAG2012; GREB2014; FVA540] haben hier zu einer deutlichen Sensibilisierung bei Lagerherstellern, Schmierstofflieferanten und Anlagenbauern geführt. Derzeit ist noch unklar, welche Schäden bei dieser speziellen Betriebsart zu erwarten sind. In zahlreichen Veröffentlichungen unseres Zentrums konnten wir zeigen, dass alle vier Verschleißmechanismen auftreten können (Abrasion, Adhäsion, Tribochemische Reaktion und Oberflächenzerrüttung). Das Beanspruchungskollektiv und die eingesetzten Schmierstoffe beeinflussen, welche Mechanismen dominieren. So findet man bei einigen Schmierstoffen vorwiegend tribochemische Reaktionen in der Kontaktstelle wohingegen bei anderen Schmierstoffen eher Adhäsion und Zerrüttung dominieren. Neben diesen Unwägbarkeiten gibt es bisher auch noch keine Untersuchungen zum Einfluss der Lagergröße. In den Prüflaboren werden eher kleine Lager mit Außendurchmessern bis maximal 130 mm eingesetzt, wohingegen die Blattlager von Windkraftanlagen ganz andere Dimensionen haben. Grundsätzlich muss man bei den Windkraftanlagen verschiedene Betriebszustände unterscheiden. Im Normalbetrieb (Stromproduktion) sind die Rotorblätter so in den Wind gedreht, dass die gewünschte Nenndrehzahl eingeregelt wird. Die Lager werden in dieser Position ohne IPC längere Zeit nicht bewegt und sind Schwingungen ausgesetzt. Zur Simulation im Labor empfehlen sich somit sogenannte Stillstandstests bei denen nur minimale Schwenkwinkel oder Pulsationen vorgegeben werden (Standardtest des Kompetenzzentrum Tribologie Mannheim mit +/ -0.5° oder IME-Riffeltest der RWTH Aachen mit rein axialer Pulsation). Steht die Windanlage aufgrund zu geringem oder zu starkem Wind oder wegen einer Betriebsstörung still, werden die Rotorblätter aus dem Wind gedreht (Fahnenstellung) und blockiert, sodass die Lager auch längere Zeit stillstehen. Der Rotor kann dabei typischerweise frei drehen („Trudeln“). Zwischen diesen beiden Betriebszuständen vollführen die Blattlager lange Pitchvorgänge von über 30°. Kurze Pitchvorgänge in der Größenordnung weniger Grad treten auf, wenn die Drehzahl der Anlage aufgrund sich ändernder Windstärke angepasst werden muss. Im Fall von Individual Pitch führen die Blattlager oszillierende Schwenkbewegungen im Bereich bis 3° aus, um die Belastungen auf die einzelnen Rotorblätter und in Summe dann auf die ganze Anlage zu reduzieren [LARS2005]. Um mehr Informationen über die Belastungen in den verschiedenen Betriebszuständen zu erhalten, wurden am Fraunhofer IWES zwei Referenzanlagen untersucht. Als Referenzanlagen dienten die NREL-Referenzanlage mit 5 MW ohne Individual Pitch und die IWES-Anlage mit 7,5 MW und Individual Pitch [JONK2009; SAYE2012]. Die wirkenden Drehmomente im Produktionsbetrieb und beim Abschaltvorgang sind in der Veröffentlichung von STAMMLER [STAM2015] zu finden. Die Diagramme zeigen, dass bei der 5 MW-Anlage (NREL) im Produktionsbetrieb (v_ wind = 10,3 m/ s) bei stillstehenden Blattlagern aufgrund der wechselnden Belastungen (M y und M x ; f ca. 10 Hz) Stillstandsmarkierungen auftreten können. Dieser Effekt kann aufgrund der Hebelwirkung verstärkt werden, wenn der Schwerpunkt des Blattes nicht in der Rotorebene liegt. Dadurch entsteht ein zyklisches Pitchmoment (M z ), das aufgrund des Flankenspiels der Verzahnung auch bei gebremstem Pitchantrieb wirksam sein kann. Die zu erwartenden Winkel liegen im Bereich von ca. 0,02° [SHAN2012]. Es ist bisher nicht klar, ob diese sehr kleinen Winkel tatsächlich zu einer lokalen Schädigung führen, oder ob die Kontaktzone Wälzkörper/ Laufbahn doch durch zusätzliche Kräfte regelmäßig verschoben und aufgedeckt wird. Im Trudelbetrieb ist mit ähnlichen Bedingungen zu rechnen. Allerdings ist das Schadensrisiko aufgrund der niedrigeren Frequenzen, kürzeren Zeiträumen und geringeren Belastungen als noch geringer einzustufen. Die Untersuchungen des IWES zeigen, dass bei langen Pitchvorgängen beim An- und Abfahren aufgrund der ausreichend großen Rotationswinkels bis 90° keine Gefahr für False-Brinelling besteht. Vermutlich bildet sich sogar ein EHD-Schmierfilm aus. Es ist davon auszugehen, dass Ermüdung der dominierende Schadensmechanismus ist und somit die Berechnung nach ISO 281 angewendet werden kann. Die beim Individual Pitch auftretenden kurzen Pitchvorgänge wurden an der IWES 7,5 MW-Anlage untersucht. Diese arbeitet mit einem Reglereingriff pro Umdrehung. Die Amplituden liegen im Bereich von bis zu 3° [SHAN2012]. Bei Anlagen die mit zwei Reglereingriffen pro Umdrehung arbeiten, bewegen sich die Amplituden im Bereich unter 1°. Dennoch meint STAMMLER, dass die Kontaktflächen auch bei dieser Regelung immer wieder aufgedeckt werden, sodass eher False-Brinelling- Schäden als Stillstandsmarkierungen („Reibkorrosion“) zu erwarten sind. Lastfall mit größeren Schwenkwinkeln / Berechnung Die Lebensdauerberechnung nach ISO 281 basiert auf langjährigen Erfahrungen in Hinblick auf das Ermüdungsverhalten von Wälzlagern welche sich im elastohydro-dynamischen Betriebszustand befinden. Die rechnerische Lebensdauer kann bei Kenntnis oder Annahme der Einsatzbedingungen berechnet werden. Wird kein ausreichend dicker Schmierfilm aufgebaut weil die Betriebsbedingungen ungünstig sind (niedrige Drehzahl, hohe Last, niedrige Viskosität) laufen die Lager im Mischreibungsgebiet und es kommt zu mechanischen Kontakten zwischen Grund- und Gegenkörper und damit zu Verschleiß infolge von Adhäsion und Abrasion. Hier 54 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis spielen die oberflächen-aktiven Schmierstoffadditive eine entscheidende Rolle, um den Verschleiß in akzeptablen Grenzen zu halten. Bei oszillierenden Schwenkbewegungen mit relativ kleinen Winkeln kann sich kein komplett trennender Schmierfilm aufbauen. Zusätzlich ist der Energieeintrag relativ gering (< 40 mW/ mm²), was chemisch wirksame Additive nicht reagieren lässt. Reduziert man den Schwenkwinkel weiter, kommt man in den Bereich des bekanntesten False-Brinelling-Tests, des sogenannten SNR-FEB2-Tests. Bei diesem werden im Labor Axialrillenkugellager des Typs 51206 mit 8.000 N beaufschlagt und dann mit +/ -3° bei 25 Hz schwenken gelassen. Nach 50 Stunden Laufzeit (entspr. 4,5 Mio. Zyklen) wird der Gewichtsverlust an den Lagern und ggf. die Muldentiefe gemessen. Die dabei entstehenden Mulden können sehr beeindruckend sein. Sie entstehen aber erst als Sekundärschaden, wenn bereits entstehende Verschleißpartikel zum Eindicken des Fettes und zu einer hohen Abrasivbelastung geführt haben (Bild 2). ßeren Schwenkwinkeln gut wirken. Neben der verbesserten Nachfließmöglichkeit hilft vermutlich auch der größere Energieeintrag, die Additivchemie zu aktivieren. Aus der Tatsache, dass keine Ergebnisse bei kleinen Schwenkwinkeln dargestellt sind, ist allerdings zu vermuten, dass bei diesen Bedingungen keine Vorteile ermittelt wurden. Der Verschleiß läuft bei größeren Schwenkwinkel in verschiedenen Stadien ab. Zuerst wird der Schmierstoff aufgrund der hohen Hertzschen Pressung und der Oszillationsbewegung aus der Reibstelle herausgedrückt („Scheibenwischer-Effekt“). Ist das Nachfließverhalten nicht gut genug, verarmt die Wälzspur langsam an Schmierstoff. Es kommt zu Grenzreibungsbedingungen und somit zu „normalem“ Verschleiß infolge milder Abrasion und Adhäsion. In der Folge entstehen kleine Verschleißpartikel welche wie ein Eindicker wirken und das Fließverhalten des Fettes bzw. des darin enthaltenen Öls immer weiter einschränken. Der Schaden entwickelt sich damit extrem progressiv. Das sieht man auch regelmäßig an den SNR-FEB2-Versuchsergebnissen. Erkennt man bereits eine Verfärbung des Fettes im Bereich der Wälzkontakte dauert es in aller Regel nur noch wenige Stunden bis es zu einem Totalausfall mit extrem tiefen Mulden kommt. Besteht ein Fett diesen Test nicht, kommt es in ca. 75 % aller Versuche bereits innerhalb der ersten 5 Stunden zu einem Ausfall. Nur wenige Versuche fallen nach längerer Laufzeit noch aus. Der SNR-FEB2-Test ist somit ein geeigneter Test um die Wirkung von Fetten bei kleinen Schwenkwinkeln im Bereich von ca. +/ - 1 bis +/ - 3° zu untersuchen, bei denen die Wälzbewegung ausreicht, die Kontaktstelle vollständig zu öffnen. Aus diesem Grund wird er auch von nahezu allen Windkraftanlagenherstellern und vielen Schmierstoffherstellern zur Charakterisierung von Fetten für diesen Einsatzbereich eingesetzt. Lastfall mit kleineren Schwenkwinkeln (Stillstandsbedingungen, Vibrationen) Die umfangreichen Untersuchungen im Rahmen der nun über 10-jährigen Forschung am Kompetenzzentrum Tribologie haben gezeigt, dass die Aussagen des SNR-FEB2-Tests auf keinen Fall auf noch kleinere Schwenkwinkel übertragen werden dürfen, bei denen die Kontaktstelle zwischen Wälzkörper und Laufring nicht durch die Oszillationsbewegung aufgedeckt wird. Hierfür wurde am Kompetenzzentrum Tribologie ein spezieller Test entwickelt, der sich in den letzten Jahren als Standard etabliert hat. Geprüft wird hier auch ein Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 55 Die Firma KLÜBER berichtet in [KUHN2015] von ihren Bemühungen Schmierstoffe zu entwickeln, die gegen Stillstandsschäden und False-Brinelling-Schäden helfen. Auch diese Untersuchungen bestätigen den signifikanten Einfluss des Schwenkwinkels auf die entstehende Schädigung und die wirkenden Verschleißmechanismen. KUHN zeigt, dass bei klassischen SNR-FEB2-Bedingungen (+/ - 3°) die Grundölviskosität einen deutlichen Einfluss auf die Schädigung hat. Bei Ölen unter 180 mm 2 / s ist das Nachfließverhalten und damit auch der Additivtransport deutlich günstiger als bei höher viskosen Grundölen. Gleiches gilt grob auch für die NLGI- Klasse. Bei Versuchen bei KLÜBER zeigt ein Fett der NLGI-Klasse 2 massiven Verschleiß, der bei einem Fett der Klasse 1 deutlich abnimmt und bei geeigneter Additivierung nahezu auf 0 reduziert werden kann. Dieser Lösungsweg zeigt keinerlei Wirkung bei Stillstandsbedingungen mit kleinem Winkel und kleiner Frequenz. Auch dies korreliert mit den an der HS MA ermittelten Ergebnissen. KLÜBER kann nachweisen, dass geeignete Additivierungen (u.a. mit Festschmierstoffen) und der Einsatz von speziellen Vorbehandlungsfluiden bei grö- Bild 2: Massive Muldenbildung beim SNR-Test nach 50 h (links ungereinigt, recht gereinigt) T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis Axialrillenkugellager des Typs 51206. Allerdings werden nur vier Kugeln eingesetzt. Dafür werden drei Einzelversuche mit unterschiedlichen Zyklenzahlen durchgeführt (1.500, 9.000 und 117.000 Zyklen), um die zeitliche Entwicklung des Schadens beurteilen zu können. Um die Pressung in einem praxisrelevanten Bereich zu halten, wird die Last auf 750 N/ Kugel reduziert. Der Schwenkwinkel beträgt standardmäßig +/ - 0,5°, wobei auch andere Winkel möglich sind. Die Frequenz beträgt wie beim SNR-FEB2-Test 25 Hz. Charakteristisch für diesen Test ist, dass sich in der Hertzschen Kontaktzone Haft- und Gleitbereiche (partielles Gleiten) ausbilden. In der Mitte der Kontaktzone reicht die tangential wirkende Schubspannung nicht aus, die lokale Haftreibungskraft zu überwinden, da in der Mitte des Kontaktes die größte lokale Pressung wirkt. Nach Außen nimmt die Pressung ab, sodass auch die zu überwindende Haftreibung abnimmt, sodass es ab einer bestimmten Stelle zum partiellen Gleiten kommt (Bild 3). Die Gleitwege und umgesetzten Reibungsenergien lassen sich mittels FEM-Simulation [HUN2015] berechnen und zeigen eine sehr gute Korrelation mit den im Versuch zu erkennenden Gleit- und Haftbereichen (siehe Abschnitt „Computersimulation“). Einschränkend ist allerdings zu sagen, dass die in der die Simulation ermittelten Spannungen nicht die in der Praxis beobachteten Risse zwischen Haft- und Gleitzone erklären können. Diese Spannungen sind so hoch, dass es schon nach wenigen Lastwechseln an dieser Stelle zu transkristallinen Rissen kommt. Dies konnte mittels FIB/ XB-Untersuchungen an zahlreichen Proben nachgewiesen werden. Dies korreliert auch mit den Erkenntnissen aus der Fretting-Forschung. Auch hier werden Rissansätze im Bereich zwischen Haft- und Gleitzone gefunden [VING1988; VING1992]. Vermutlich kommt es hier zu lokalen Form- oder Kraftschlüssen infolge mechanischer oder chemischer Effekte („Verhaken“ oder „Fressen“). Computersimulation, FEM-Berechnung Mittlerweile helfen Computersimulationen die in der Kontaktstelle ablaufenden mechanischen und kinematischen Bedingungen besser zu verstehen. Die Forscher an der Universität Magdeburg [HUN2015] können mit Hilfe einer FEM-Simulation auf Basis von ANSYS die wirksamen Druck- und Schubspannungen und damit auch die Haft- und Gleitbereiche beliebiger Lagergeometrien bei vorgegebenem Reibwert berechnen. Interessant ist, dass man so unterschiedliche Schlupfarten (Differential-, Kraftschluss-, Bohrschupf und Schlupf aus dynamischer Normalkraft) separat betrachten kann. Stellt man den kumulierten Gleitweg als Falschfarbendarstellung dar, entstehen Grafiken, die den Schädigungsbildern der Praxis bei Stillstandsmarkierungen sehr gut entsprechen (Bild 4). Limitierend ist allerdings anzumerken, dass man im Realsystem die örtlich wirkenden Reibzahlen nicht kennt (insbesondere nicht bei geschmierten Systemen). Das 56 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Bild 3: Kontraformer Kontakt unter Tangentiallast Bild 4: Vergleich Computersimulation mit Schadensbild der Forscher aus Magdeburg (+/ - 0,25°). Quelle: [HUND2015] T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis Tool kann somit zwar sehr gut zur Visualisierung und zum Berechnen von Varianten eingesetzt werden. Es kann aber (noch) nicht die Wirkung eines Schmierstoffs vorhersagen. Die berechneten kumulierten Gleitwege pro Schwenkzyklus liegen bei den betrachteten Lagern im Bereich weniger µm. Die spezifische Reibleistung in einer typischen Kontaktellipse liegt im Bereich von gerade einmal 40 * 10 -3 W/ mm 2 , wobei auch Bereiche mit nur ca. 15 * 10 -3 W/ mm 2 bereits geschädigt werden. Dies zeigt, dass bereits sehr kleine Energieeinträge ausreichen, die Schädigung auszulösen. Die errechneten Schädigungsbilder auf Basis der kumulierten Gleitwege und der Reibleistung korrelieren auch bei größeren Schwenkwinkeln (+/ - 1,5°) recht gut mit den im Versuch ermittelten False-Brinelling-Schäden. Die Reibleistung ist bei diesen Winkeln ca. drei Mal so groß wie bei einem Winkel von +/ - 0,25°. Unterschiede zwischen Berechnung und Versuch sind auf die in diesem Fall relativ hohen Verschleißraten zurückzuführen, die rechnerisch (noch) nicht berücksichtigt werden können. Im FVA-Forschungsprojekt FVA540 II wurde der Einfluss der Schmierstoffzusammensetzung ähnlich wie in [GREB2008] und [GREB2008a] systematisch untersucht [FVA540II]. Zum Einsatz kamen Lithiumkomplexfette und Polyharnstofffette auf Polyalphaolefins-Basis. Teilweise wurden Esteröle als Basis verwendet. Die Auswertung der Versuche unter Stillstands-Bedingungen (+/ - 0,25°, 5 Hz) zeigen bei Tieftemperatur (-20 °C) mit dem Polyharnstofffett und Estergrundöl sehr starken Verschleiß und starker Korrosion. Die Schäden bei den Lagern, welche mit einem Li-Komplex- oder einem Polyharnstofffett und PAO-Grundöl geschmiert wurden, sind deutlich geringer. Bei Raumtemperatur dreht sich das Ranking: Hier werden mit dem Polyharnstofffett und Esteröl das geringste Verschleißvolumen und die niedrigsten Verschleißtiefen ermittelt. Auch diese Untersuchungen bestätigen, dass die üblichen Lösungsansätze bei kleinen Schwenkwinkeln bzw. Vibrationen versagen. Klassische Additivsysteme zeigen kaum Wirkung. Versuche zum Einfluss der Oberflächenrauheit wurden in einem speziellen SRV-Test mit drei Kugeln (s = 500 µm, f < 0 30 Hz, D = 10 mm, F = 3 x 200 N) durchgeführt. Hierbei konnten allerdings keine aussagefähigen Erkenntnisse ermittelt werden. Äußerst interessant sind die Untersuchungen auf der FE8-Prüfmaschine zum Einfluss der Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer der Lager (Schrägkugellager 7205), da dies bisher noch von keiner Forschungsgruppe systematisch untersucht wurde. Die Lager wurden im False-Brinelling-Prüfstand vorgeschädigt und dann einem öl-geschmierten Dauerlauf unterzogen. Die Weibul-Auswertung dieser jeweils 3 Tests zeigt bereits bei moderaten Stillstandsmarkierungen (max. Verschleißtiefe 1,6 µm , d. h im Bereich der Rauheiten) einen negativen Einfluss auf die Lebensdauer. Bei deutlichen Stillstandsmarkierungen (max. Verschleißtiefe 3,2 µm) sinkt die mittlere Lebensdauer dramatisch ab. Leider wurden die Versuche mit ungeschädigten Lagern einmal nach 2.052 Stunden und zwei Mal nach 1.000 Stunden abgebrochen ohne dass es hier zu einer Schädigung kam. Die experimentell ermittelten nominellen Lagerlebensdauern betragen L10 h,exp = 153,5 h (stark vorgeschädigt) und L10 h,exp = 722,3 h (moderat vorgeschädigt). Etwas beruhigend ist, dass die berechnete Lagerlebensdauer nach DIN ISO 281 deutlich geringer ist als die mit dem stark vorgeschädigten Lager. Einfluss des Schwenkwinkels Der Einfluss des Schwenkwinkels wurde bei uns im Jahr 2014 noch einmal ausführlich untersucht. Basierend auf den rechnerisch ermittelten Kontaktflächen und dem Weg des Wälzkörpers ergeben sich die in Bild 5 dargestellten Szenarien. Die Ergebnisse wurden im Detail auf der FVA-Getriebetagung „Getlub“ vorgestellt [GREB2014]. Nachfolgende Bilder (Bild 6) zeigen, dass eine Veränderung des Schwenkwinkels bei unterschiedlichen Schmierfetten zu vollständig unterschiedlichen Ergebnissen führt. Während unsere High-Referenz bei einem Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 57 Bild 5: Skizze des Einfluss des Schwenkwinkels auf die Kontaktzone T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis Winkel von +/ - 1° überhaupt keine Schädigung zeigt, nimmt diese bei unserer Low-Referenz deutlich zu. Andere Musterfette zeigen ebenfalls eine signifikante Veränderung der dominierenden Verschleißmechanismen. Einfluss der Normalkraft Bisher war die Abhängigkeit der Schädigung von der Last nicht eindeutig geklärt. Nachfolgend werden aktuelle Ergebnisse zu diesem Thema vorgestellt. Für diese Versuchsreihe wurden zwei Referenzfette der HSMA ausgewählt, die sich in dem Test deutlich unterscheiden. Die Normalkraft wurde so lange reduziert, bis es zu keiner sichtbaren Schädigung mehr kommt. Bei der High-Reference lag diese Kraft im Bereich von 750 bis 1.100 N (bei 4 Kugeln). Mit der Low- Reference wurden auch bei 375 N (auf 4 Kugeln) noch deutliche Markierungen festgestellt. Bei diesem Fett erkennt man, dass mit sinkender Last die partiellen Gleitanteile zunehmen und es vermehrt zur Tribooxidation kommt, wohingegen die Zerrüttung leicht abnimmt. Eine Reduzierung der Last kann in diesem Fall somit sogar zu einer deutlich stärkeren Schädigung führen (Bild 7). Weitere Einflussfaktoren des Beanspruchungskollektivs (Frequenz, Temperatur) Mit höheren Schwenkfrequenzen nimmt die Schädigung in aller Regel zu wobei der Effekt geringer ausfällt als man vielleicht erwartet. Einschränkend ist zu sagen, dass nur Frequenzen im Bereich 5 bis 45 Hz untersucht wurden. Mit höheren Frequenzen nimmt der Einfluss der Massenträgheit zu. Dadurch kommt es zu höheren Gleitanteilen beim Wälzen [JOHN1985]. Bei größeren Schwenkwinkeln reduziert sich mit steigender Frequenz zudem die Zeit, die der Schmierstoff zur Verfügung hat, in die Wälzspur zurückzufließen. Insgesamt ist die umgesetzte Reibleistung bei höheren Frequenzen und gleichem Gleitweg höher, sodass ggf. auch Unterschiede in der Aktivierung chemischer Additive zu erwarten sind. Die beiden zuletzt genannten Gründe erklären auch die in aller Regel stärkere Schädigung bei tiefen Tempe- 58 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Bild 6: Exemplarische Ergebnisse von 4 Fetten bei 3 Schwenkwinkeln nach 9.000 Zyklen Bild 7: Einfluss der Normalkraft bei 2 unterschiedlichen Referenzfetten T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis raturen. Auch hier sind das Nachfließverhalten und die Additivwirkung eingeschränkt. Bei Stillstandstests findet man aber auch Fette bei denen bei tieferer Temperatur bessere Ergebnisse erzielt werden als bei Raumtemperatur. Beim SNR-FEB2-Test wurde das noch nie beobachtet. Einfluss von Lagerbauformen, Lagermaterialien und Rauheiten Bisher gibt es kaum systematische Untersuchungen zu verschiedene Lagerformen und Materialien oder Beschichtungen. Der Einfluss der Lagerbauform lässt sich aber vermutlich auch theoretisch analysieren, da vorwiegend die Größe der Kontaktfläche im Verhältnis zu den Wälz- und partiellen Gleitwegen zu betrachten ist. Hier sind beispielsweise Spindellager oder auch Kegelrollenlager günstiger, da diese relativ kleine Kontaktflächen und geringen Bohrschlupf aufweisen. Dies korreliert auch mit einzelnen am Kompetenzzentrum Tribologie durchgeführten Tests mit diesen Lagertypen. Axiale Zylinderrollenlager verdeutlichen dahingegen den negativen Einfluss von großem Schlupf infolge der starken Radiusunterschiede in der Kontaktstelle. Bei Hybridlagern mit Keramikwälzkörpern zeigen sich gewisse Vorteile, die zum großen Teil aber auch auf einer veränderten Pressung infolge eines höheren E-Moduls (Si 3 N 4 : 310 MPa) und geringeren Massenkräfte aufgrund der geringeren Dichte (Si 3 N 4 3,21 g/ cm 3 ) zurückzuführen sind. Dies bestätigen Vergleichsversuche mit Zirkonoxid, das einen ähnlichen E-Modul wie Stahl hat [HORV2008]. Einzelne Versuche mit DLC-beschichteten Laufbahnen ergaben sehr gute Ergebnisse. Hier fehlt es aber bisher auch an einer systematischen Untersuchungsserie, insbesondere wenn man bedenkt, wie viele unterschiedliche DLC-Schichtsysteme es heute gibt. Auch das Thema Laufbahnrauheit wurde bisher am Kompetenzzentrum Tribologie nur in Stichversuchen untersucht. Hier zeigten rauere Oberflächen Vorteile bei Stillstandsbedingungen, was sich mit Mikro-kapillareffekten und Ölreservoirs der Mikrostruktur erklären lässt. Ergebnisse mit einer SRV-Prüfanordnung in Magdeburg ergaben keine klaren Hinweise zum Einfluss der Oberflächenrauheit [FVA540II]. Zusammenfassung In dieser Veröffentlichung wurde der aktuelle Stand der Forschung im Bereich False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen zusammengestellt. Diese Arbeiten sind in Hinblick auf das gerade sehr aktuelle Thema „Individual Pitch Control (IPC)“ bei Windkraftanlagen von großer Bedeutung, da die Blattlager bei dieser Regelung sowohl im Bereich mehrere Grad wie auch im Bereich unter einem Grad Verstellwinkel betrieben werden. Dadurch ist es notwendig, beide Schädigungsformen False-Brinelling (größere Schwenkwinkel) und Stillstandsmarkierungen (kleine Schwenkwinkel oder Vibrationen) detailliert zu betrachten. Es konnte gezeigt werden, dass die Schmierstoffindustrie bei größeren Schwenkwinkeln sehr gute Fette anbieten kann, während es bei kleinen Schwenkwinkeln oder Vibrationsbelastung immer noch keine sichere schmierungstechnische Lösung gibt. Neue Computerberechnungen mittels FEM-Programmen ermöglichen es mittlerweile die (partiellen) Gleitwege und die Reibleistungen bei trockenen Wälzkontakten zu simulieren. Versuche mit vorgeschädigten Lagern zeigen, dass die Lebensdauer auch bei relativ harmlos aussehenden Stillstandsmarkierungen deutlich abnimmt, wobei allerdings die rechnerischen Lebensdauern immer noch sicher erreicht werden. Darüber hinaus wurden in dieser Arbeit neue Erkenntnisse der Hochschule Mannheim in Hinblick auf den Einfluss des Schwenkwinkels und der Normalkraft präsentiert. Auch hier konnte gezeigt werden, dass die Effekte in Abhängigkeit der Schmierstoffe sehr unterschiedlich ausfallen können. Letztendlich zeigen alle Arbeiten, dass jeder Schmierstoff unter realitätsnahen Bedingungen geprüft werden muss, um eine Aussage zu dessen Eignung im Anwendungsfall treffen zu können. Generelle Aussagen zum Einfluss bestimmter Größen des Belastungskollektivs sind nicht möglich. Literatur [MIND1949] R. D. Mindlin: Compliance of Elastic Bodies in Contact; Journal of Applied Mechanics, September 1949; No. 16, S. 259 -268; ASME New York; ISSN 0021-8936 [MIND1953] R. D. Mindlin; H. Deresiewicz: Elastic Spheres in Contact Under Varying Oblique Forces; Journal of Applied Mechanics, Sept. 1953, S. 327 -344; ASME Ney York [JOHN1985] K. L. Johnson: Contact mechanics; Cambridge University Press; Cambridge 1985; ISBN 0 521 25576 7 [VING1988] O. Vingsbo; S. Söderberg: Fretting Maps; Wear, Volume 126, Issue 2, p. 131 -147, ISSN: 0043-1648; Elsevier; 1988 [VING1992] O. Vingsbo: Fretting and Contact Fatigue Studied with the Aid of Fretting Maps, Eds., American Society f. Testing a. Materials, 1992, pp. [BOSS2003] E. A. Bossanyi: Individual Blade Pitch Control for Load Reduction,; Wind Energy 6 (2), S. 119 - 128; 2003 [LARS2005] T.J. Larsen, H.A. Madsen; K. Thomsen: Active load reduction using individual pitch, based on local blade flow measurements; Wind Energy 8 (1); S. 67 - 80; 2005 [HORV2008] C. Horvath, S. Marjanov: Reduzierung von False-Brinelling-Schäden durch Hybridlager, DLC-Beschichtungen und Schmierstoffe; Studienarbeit am Kompetenzzentrum Tribologie Hochschule Mannheim SS 2008 [GREB2008] M. Grebe; P. Feinle; W. Hunsicker: False Brinelling; Plenary Lecture, 20 th ELGI Annual General Meeting, Lissabon, 20. - 22 April 2008 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 59 T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis [GREB2008a] M. Grebe; P. Feinle; W. Hunsicker: Möglichkeiten zur Reduzierung von False-Brinelling- Schäden; Tribologie-Fachtagung 2008: „Reibung, Schmierung und Verschleiß“ in Göttingen; Tagungsband II, ISBN Nr. 978-3-00- 025676-0, Band II S. 56 ff, Gesellschaft für Tribologie, Aachen, 2008 [FVA540I ] Abschlussbericht FVA-Vorhaben 540 I - „Stillstehende fettgeschmierte Wälzlager und dynamischen Lasten“; FVA Frankfurt, 2010 [SPAG2012] J. Spagnoli: False Brinelling test (riffle) for Wind Turbines; ELGI-Meeting 2012, Munich [GREB2014] M. Grebe: Einfluss des Schwenkwinkels auf die Schädigungsmechanismen bei Wälzlagern Getlub, FVA; Tribologie- und Schmierstoffkongress; Band I, März 2014 [GREB2014] M. Grebe, P. Blaškovitš, P. Feinle: Failure of roller bearings without macroscopic motion - Influence of the pivoting angle on the contact mechanics and the wear mechanisms in the contact between roller and raceway 19 th International Colloquium Tribology: Industrial and Automotive Lubrication, Esslingen, 2014; Proceedings on DVD [FVA540II] Sachstandberichte und mündliche Informationen zum FVA-Project „False-Brinelling II“ in Magdeburg [HUND2015] L. Hundt; C. Schadow; A. Kießling; D. Bartel; L. Deters: Transiente FEM-Simulation zur Beschreibung der Schlupfverteilung in einem Schrägkugellager; Tagungsband der 11. VDI- Fachtagung „Gleit- und Wälzlagerungen 2015“; VDI-Berichte 2257; ISBN 978-3-18- 092257-7 [STAM2015] M. Stammler, J. Wenske: Integration von Schadensmechanismusanalysen und Blattlagertests in den Entwicklungsprozess von WKA; Tagungsband 11. VDI-Fachtagung „Gleit- und Wälzlagerungen 2015“; VDI-Berichte 2257ISBN 978-3-18-092257-7 60 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 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_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 60 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 61 Der GfT-Förderpreis dient der Würdigung hervorragender Arbeiten, die auf dem Gebiet der Tribologie in letzter Zeit erbracht wurden. Mit ihm können junge Wissenschaftler und Ingenieure ausgezeichnet werden, die eine überdurchschnittliche Leistung erbracht haben. Die Arbeiten sollen sich auszeichnen durch • eine erkennbare Anwendbarkeit • Wissenschaftlichkeit • Aktualität • einen eigenständigen, schöpferischen Beitrag • eine klare inhaltliche Form Der GfT-Förderpreis wird in drei Kategorien ausgelobt: • Kategorie 1 (1500,- €): Für Dissertationen oder ähnliche wissenschaftliche Arbeiten • Kategorie 2 (1000,-€): Für Diplom-/ Master- oder ähnliche Arbeiten • Kategorie 3 (500,- €): Für Bachelor- oder ähnliche Arbeiten Kandidaten dürfen das 40. Lebensjahr nicht überschritten haben. Die Arbeit sollte in Deutschland erstellt, in deutscher Sprache geschrieben und maximal zwei Jahre vor der Bewerbung abgeschlossen worden sein. Nominierungen sind willkommen und können über die GfT-Geschäftsstelle bis zum 13. April 2017 eingereicht werden. Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33-35 | 52064 Aachen | Telefon: 0241 - 400 66 55 | Telefax: 0241 - 400 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de | Internet: www.gft-ev.de GfT-Förderpreis 2017 Mitteilungen der GfT 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_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 61 Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Mitteilungen der GfT T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 62 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 63 T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 63 Der „TRIBOLINO“ ist die sichtbare, trophäenartige Auszeichnung der ÖTG für herausragende, nachhaltige Leistungen im Bereich der Tribologie bzw. im Umfeld der Tribologie. Die Trophäe besteht aus tribologischen Komponenten, die zu einer Statuette gefügt und mit einer tribotechnischen Beschichtung (konkret SKINTECH ® , dankenswerter Weise von Collini Wien GmbH beigestellt) versehen sind. Sie wird auf Beschluss des ÖTG- Vorstandes üblicherweise im Abstand von wenigstens 2 Jahren verliehen und nach Möglichkeit im Rahmen des jeweiligen ÖTG-Symposiums (der jährlichen Fachtagung) übergeben. In der Vergangenheit wurde sogar noch sparsamer von der Verleihung dieser Auszeichnung Gebrauch gemacht. Im Hinblick auf das Jubiläumsjahr 2016 (1976 - 2016 - 40 Jahre ÖTG) hat der ÖTG-Vorstand auf Vorschlag einiger Vorstandsmitglieder beschlossen, den TRIBOLINO’16 als Jubiläumspreis zu verleihen. Kriterien für die Preisverleihung sind statutengemäß tribologierelevante Leistungen von Persönlichkeiten im Bereich der fachspezifischen Ausbzw. Weiterbildung, Öffentlichkeitsarbeit, Zustandekommen von Forschungskooperationen, Initiierung von Forschungsprojekten sowie finanzielle Förderung der Aktivitäten im Sinne der Vereinsziele. Auf Beschluss des ÖTG-Vorstandes wurde der TRIBO- LINO’16 Herrn Rudolf WIMBERGER, Hauptprozessleiter Bereich Anlagentechnik Bramme der voestalpine Stahl GmbH, verliehen. Da eine Übergabe des Preises anlässlich des ÖTG- Symposiums 2016 leider nicht möglich war, wurde die Trophäe am 12.12.2016 im Rahmen einer kleinen Feier bei der voestalpine Stahl GmbH in Linz, im Beisein von Kollegen des Geehrten und des ÖTG-Generalsekretärs Dr. Ewald BADISCH, durch das langjährige ÖTG-Vorstandsmitglied (und ÖTG-Vizepräsident 2006 - 2016) Dr. Reinhard POLAK überreicht. Dieser führte in seiner Laudatio wie folgt aus: „Mechanische Instandhaltung heißt Dinge in Bewegung halten, sich mit ihrer Funktion auseinander zu setzen, achtsam zu sein gegenüber Geräuschen, die sie im Zuge ihrer Dienstbarkeit entwickeln. Musik ist es in den Ohren der Instandhalter, solange alles rund läuft. Doch mischen sich Dissonanzen in das gewohnte Klangspektrum, trübt sich ihr Blick sorgenvoll und ihre Wachsamkeit steigt. Stunden und aber Stunden verbringen sie, Gedanken zu schmieden, was zu verbessern wäre, damit sich Maschinen in ihrer Funktionserfüllung wohler fühlen und ihre Dienstbarkeit länger verrichten können. Feinfühligkeit, Sensibilität, Begeisterung für Mechanik und Verantwortungsbewusstsein kennzeichnen gute Instandhalter. Wer sind solche Leute? Es ist mir eine Ehre, heute einen jener würdigen zu dürfen, der mit Sicherheit zu den Guten zu zählen ist. Rudolf WIMBERGER ist 1975 in die Abteilung Industrieanlagenbau der voestalpine als Konstrukteur eingetreten, um bei der Errichtung des Hochofens A mitzuwirken. 2 Jahre später wechselt er in den Bereich ‚Mechanische Instandhaltung Hochofen-Erzvorbereitung‘ als Betriebsingenieur, wo er für die Inbetriebnahme des Hochofen A, später für die Instandhaltung und laufende Verbesserung der mechanischen Einrichtungen der Hochofenanlagen verantwortlich wurde. 1991 wird ihm die Betriebsleitung ‚Anlagenerhaltung Hochofen‘ mit den Fachbereichen Mechanik, Elektrik, Mess- und Regeltechnik, sowie die Instandhaltung der Produktionsbetriebe Erzvorbereitung, Sinteranlage, Hochöfen und Hochofen-Nebenbetriebe übertragen, ein Bereich, der 500 Mitarbeiter zählt. In dieser Funktion habe ich Rudolf WIMBERGER kennengelernt: erfahren, umsichtig, verlässlich und interessiert an Neuem. Beeindruckend für mich war seine stets ruhige, offene und besonnene Art, der es in kürzester Zeit gelingt, ein wechselseitig offenes und kreatives Gesprächsklima zu schaffen. Es war erfrischend zu sehen, wie atypisch er in Gesprächen reagierte und damit nicht dem vielerorts anzutreffenden Instandhaltungsklischee entsprach. Natürlich steht in der Natur seines Verantwortungsbereichs - wie bei allen seiner Kollegen auch - die zentrale Maxime des Kostensenkens. Doch agierte er nicht in einer in diesem Genre weitverbreitet anzutreffenden Sparefroh-Manier. Vielmehr galt sein Interesse neuen Ideen und Gedanken, von denen er sich eine nachhaltige Dynamik in Richtung einer profitorientierten Anlagen- und Prozessführung erwarten konnte. Noch heute erinnere ich mich gerne an jenes denkwürdige Gespräch, in dem ich ihm letztlich vorschlug, anstelle die Lebensdaueroptimierung von Verschleißkomponenten im ‚trial and error‘- Versuchsprinzip zu erarbeiten, über begleitende Forschung im Labormaßstab praktikable Lösungsansätze mit Einsparungspotenzial zu entwickeln und über diese Schiene einen nachhaltig wirksamen Wissensaufbau in der Instandhaltung zu generieren. Er hörte sich meine Ausführungen aufmerksam und ohne zu unterbrechen an. Als ich mit meinen Ausführungen Nachrichten 64 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Mitteilungen der ÖTG Jubiläums-TRIBOLINO an Ing. Rudolf WIMBERGER überreicht T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 64 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 65 zu Ende kam, lehnte er sich in seinem Sessel zurück und sagte nach kurzer Überlegung: ‚Hr. Polak, das machen wir! ‘. Dies war Ausgangspunkt eines gemeinsamen Weges der begleitenden Forschung an akuten und latenten tribologischen Fragestellungen diverser Schlüsselkomponenten in der Prozesskette der Rohstahlgewinnung. Es gelang in Verfolgung des eingeschlagenen Weges schon in den frühen Pilotprojekten, den Instandhaltungsaufwand für die dafür ausgewählten Anlagenteile deutlich und nachhaltig zu entlasten. Ein Erfolg, der offensichtlich überzeugte. R. Wimbergers Vertrauen in das Konzept und der Erfolg blieben auch unternehmensintern nicht unbemerkt. So findet aktuell die begleitende Forschung auch Eingang in anderen Prozess- und Fertigungsketten der voestalpine, z. B. der Stahlverarbeitung. Mittlerweile hat eine Reihe junger Forscher des Kompetenzzentrums AC2T research GmbH an diesen und neuen Fragestellungen gelernt, den Nutzenaspekt ihrer Forschungsergebnisse am Zielgedanken der kostenwirksamen Umsetzung in der Prozessführung zu messen und zu schärfen. Eine respektable Gruppe von Wissenschaftlern im Kompetenzzentrum für Tribologie sind Zeuge der weitblickenden Entscheidung dieses Mannes. Es freut mich besonders, heute diese Worte als Vertreter des ÖTG-Vorstandes an Sie richten zu können. Die höchste Auszeichnung der ÖTG, der TRIBOLINO, wird Ihnen in Anerkennung und Würdigung Ihres weitblickenden Wirkens als Hauptprozessleiter Bereich Anlagentechnik Bramme im Sinne der nachhaltigen Förderung des wissenschaftlichen Nachwuchses im Bereich der Tribologie verliehen.“ Zur Person Rudolf WIMBERGER fallen mir die Worte des französischen Moralisten Jean de La BRUYÈRE, ein: Die wahre Größe ist ungezwungen, vertraulich, leutselig. Sie lässt sich nahekommen und mit sich umgehen. Sie verliert nichts, wenn man sie in der Nähe sieht. Je mehr man sie kennenlernt, desto mehr bewundert man sie. Überreichung des Jubiläumspreises der ÖTG TRIBOLINO’16 - vlnr: Karl ADAM (Tribologie- Beauftragter der voestalpine Stahl GmbH), ÖTG-Generalsekretär Dipl.-Ing. Dr. Ewald BADISCH, TRIBOLINO-Preisträger Ing. Rudolf WIMBERGER, ÖTG-Vorstandsmitglied Dipl.-Ing. Dr. Reinhard POLAK und Dipl.-Ing. Rüdiger RITZINGER (Business Unit Bramme - Leitung Anlagentechnik) Univ.-Prof. Dr. Friedrich FRANEK / DI Dr. Reinhard POLAK T+S_2_17 30.01.17 11: 59 Seite 65 Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 Das Jahr 2016 war ein Jubiläumsjahr der Tribologie - auch in Österreich! Grund genug, Rückschau zu halten. In einer Festveranstaltung (2. März 2016) der ImechE (Institution of Mechanical Engineers) und vor allem durch einen vom „Vater der Tribologie“ H. Peter J OST für einen Kreis von Tribologen aus aller Welt vorbereiteten Festempfang durch HRH Prince P HILIP im Buckingham Palace 1 , London, gedachte man der erstmaligen offiziellen Präsentation des Begriffes Tribologie vor 50 Jahren (9. März 1966). Die Österreichische Tribologische Gesellschaft gedachte dieses Ereignisses mit einem „VIP-Tribo-Treff“ im Technologie- und Forschungszentrum Wiener Neustadt genau am 50sten Jahrestag. Dieses Jahr 1966 war gewissermaßen auch für Österreich der Beginn eines „tribologischen Aufbruches“, weniger vielleicht wegen des „Signals“ aus Großbritannien, jedoch der Beginn der akademischen Laufbahn von Helmut D ETTER , der damals als junger Diplom-Ingenieur für Maschinenbau seine Tätigkeit als Assistent am Institut für Feinwerktechnik an der damaligen Technischen Hochschule in Wien begann. Für den ausgebildeten Maschinenbauer D ETTER waren die vor allem nur unter dem Mikroskop zugänglichen Dimensionsbereiche von Zählerlagen, mit denen man sich damals an dem besagten Institut beschäftigte, gewöhnungsbedürftig. Nichtsdestotrotz war diese „unheimliche Begegnung“ mit der Feinwerktechnik (Zitat H. D ETTER ) die Geburtsstunde des Arbeitsbereiches Tribologie an der TH Wien. Dieser beschäftigte sich wohl zunächst klar mit feinwerktechnischen Aspekten bei tribologisch beanspruchten Komponenten für Fernschreiber, Diktiergeräte, Videorecorder, Schaltgeräte, (Kunststoff- und Sinter-)Gleitelemente für Kleinantriebe. Konsequenterweise baute D ETTER Ende der 1960er Jahre das erste Tribologielabor in Österreich auf, wobei der Praxisbezug im Hinblick auf Projektpartner aus Österreich, später auch aus Deutschland, dominierte. Arbeitsschwerpunkte waren der Sinterlager-Tribologie sowie der Polymer-Tribologie zuzuordnen, in die sich auch Friedrich F RANEK als junger wissenschaftlicher Mitarbeiter ab 1972 an dem besagten Institut einarbeitete. Aus den fachlichen Aktivitäten dieses Institutes wuchs in weiterer Folge (ca. 1973) die erste offizielle österreichische Tribologie-Arbeitsgruppe mit der Bezeichnung „Tribologische Probleme in der Feinwerktechnik und Mikrotechnik“, in Form eines „Internationalen Arbeitskreises“ innerhalb der deutschen Gesellschaft für Tribologie und Schmierungstechnik, heute GfT 2 . Planungen für ein nach deutschem Vorbild eingerichtetes Fachgremium (eine „Österreichische Gesellschaft für Tribologie“) gab es bereits in den Jahren 1975/ 76. Auf Basis des breiten industriellen Interesses am Thema erweiterte sich das Aufgabengebiet auf den Bereich des Maschinenbaus. Schließlich konstituierte sich die „Österreichische Tribologische Gesellschaft - ÖTG“ unter Beteiligung namhafter Firmen, wie Elin Union AG, Eumig AG, Faigle Kunststoffe GmbH, Hoechst, ITT AG, Miba Gleitlager Ges.m.b.H., ÖMV AG, Philips AG, Schrack AG, SGP AG, Shell AG und Steyr-Daimler-Puch AG in der Gründungsversammlung am 14. Oktober 1976. Mitteilungen der ÖTG 50 Jahre Tribologie in Österreich, 40 Jahre Österreichische Tribologische Gesellschaft - eine Rückschau Friedrich F RANEK , Helmut D ETTER und Andreas P AUSCHITZ Bereits die Gründungssitzung der ÖTG im Jahre 1976 war kombiniert mit einer Tribologie-Fachveranstaltung, die die Tradition der „ÖTG-Jahrestagungen“ (später: ÖTG-Symposien) begründete. Internationale Beteili- Bild 1: Der „Erfinder“ der Tribologie in Österreich, Helmut DETTER, bei praktisch-tribologischer Tätigkeit in den frühen 1970er Jahren 1 http: / / www.oetg.at/ uploads/ media/ 02-March-2016_BP_Reception_Report_01.pdf 2 Siehe hierzu: Die Entwicklung der Tribologie in Deutschland - Eine Chronik anhand ausgewählter Biografien. GfT - Gesellschaft für Tribologie e. V., ISBN 9 783000 406720, 2016 T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 66 Nachrichten gung, insbesondere durch Referenten aus Deutschland, zählte von Beginn an zu den Fixpunkten im Programm dieser Jahrestagungen (Beispiele Bild 2 und Bild 3). Neben diesen Jahrestagungen, die thematisch eher breit angelegt waren, wurden zu bestimmten Themenschwerpunkten kleinere Fachveranstaltungen (Seminare, Tribologie-Foren, Kurse, Workshops etc., teilweise auch mit Beteiligung von Unternehmen) und später (ab 2005) auch international ausgerichtete Konferenzen (Viennano, Ecotrib) durchgeführt. Mit besonderer Freude zählte die ÖTG aus Anlass des 10jährigen Bestehens im Jahr 1986 bei der Festveranstaltung an der Technischen Universität Wien den Präsidenten des International Tribology Councils, Prof. Dr. H. Peter J OST , zu den Ehrengästen. Obwohl nicht vorrangiges Aufgabengebiet einer wissenschaftlichen Vereinigung, wurden von der ÖTG gelegentlich auch operative Forschungstätigkeiten durchgeführt. Diese Projekte ermöglichten die Anschaffung einer eigenständigen Geräteinfrastruktur mit besonderer Relevanz für tribometrische Untersuchungen. Aktivitäten in der Verknüpfung von Wissenschaft und Wirtschaft, jedoch mit einem Fokus auf den Anwendungsbezug, wie z. B. Beratung in der Tribologie, Testeinrichtungen und F&E-Dienstleistung, wurden ab 1976 (bis 1988) - als Ergänzung zum Portfolio der ÖTG - schwerpunktmäßig durch ein privates Unternehmen, die „Tribotechnik Forschungsgesellschaft m.b.H“ - gegründet durch Helmut D ETTER , Friedrich F RANEK und einige weitere junge Wissenschaftler - angeboten. Mit gewissen „Trägheitswirkungen“ konnte das Bewusstsein über Tribologie in österreichischen Betrieben, aber auch bei öffentlichen Institutionen, nach und nach gesteigert werden, wenngleich in einem Presseartikel aus den späten 70er Jahren die Österreichische Tribologische Gesellschaft als „obskurer Verein“ bezeichnet wurde. Die Plattform ÖTG war in den 70er Jahren eine wesentliche Quelle für thematische Impulse und die Ausrichtung von Schwerpunktgebieten sowie die Initiierung von Projektkooperationen des Arbeitsbereiches „Tribologie“ an der TU Wien, von welchem zunehmend bestimmte Themenbereiche erschlossen wurden, insbesondere tribologisch beanspruchte Fahrzeug- und Anlagenkomponenten aus dem Bereich der Maschinenelemente, aber auch eher grundlagennahe Studien zu Verschleiß-Phänomenen (Fretting). Ab 1983 war Helmut D ETTER im Forschungszentrum Seibersdorf (ca. 30 km südöstlich von Wien) als Geschäftsführer tätig, wo er u. a. den Aufbau von Aktivitäten im Bereich Weltraumtribologie initiierte. In der Folge wurden die Tribologieaktivitäten am Institut für Feinwerktechnik der TU Wien an Friedrich FRANEK übertragen, der später (1985) zum Leiter der mittlerweile offiziell an der TU Wien eingerichteten „Abteilung für Tribologie“ berufen wurde und Helmut D ETTER 1986 als ÖTG-Präsident folgte. Im Bereich der TU Wien sah sich der Arbeitsbereich Tribologie sukzessive mit spürbaren Einschränkungen kon- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 67 Bild 2: links: Susanne B AYER (Dr. Tillwich GmbH, Horb) und Prof. Dr. Wilfried J. B ARTZ (TAE Ostfildern- Nellingen), der seit 1980 regelmäßig als Vortragender bei den ÖTG-Symposien tätig war, rechts: Dr. Fritz W UNSCH (Klüber Lubrication München) beim ÖTG-Symposium 1990 (Gastgeber OMV AG, Schwechat) Bild 3: links: DI Eduard M. L AUKOTKA (Shell AG Hamburg), ÖTG-Symposium 1993); rechts: Werner S TEHR (Dr. Tillwich GmbH, Horb) mit Johannes E BRECHT (Optimol Instruments GmbH, München) beim ÖTG-Symposium 1998 (Gastgeber: Institut für Feinwerktechnik, TU Wien) T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 67 Nachrichten 68 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 frontiert, insbesondere wegen den budgetären Rahmenbedingungen sowie durch geänderte strategische Schwerpunktsetzungen der Universität. Ende der 80er Jahre erschien es bereits überlegenswert, tribologische Aktivitäten auf dem Boden der ÖTG in einem eigenen bzw. eigenverantwortlichen organisatorischen, personellen und gegebenenfalls gerätetechnischen Umfeld zu pflegen - ein Plan, der erst gut ein Jahrzehnt später realisiert werden sollte Im Jahre 1993 wird Andreas P AUSCHITZ , damals bereits mit Industrieerfahrung ausgestatteter wissenschaftlicher Mitarbeiter der TU Wien, zum Generalsekretär der ÖTG ernannt und unterstützt nachhaltig die Intentionen der Vereinsleitung sowohl im Hinblick auf die Akquisition von Kooperationsprojekten mit der Industrie als auch in Richtung Öffentlichkeitsarbeit. Letztere gipfelt in der erfolgreichen Bewerbung (1997) der ÖTG als Veranstalter und schließlich - dank der Unterstützung durch Kollegen (insbesondere durch Prof. W. J. B ARTZ , seit 2003 ÖTG-Ehrenmitglied), Partnern aus der Industrie und das zuständige Ministerium - in der Durchführung des zweiten Weltkongresses für Tribologie in Wien (WTC 2001) mit über 850 Teilnehmern. in Österreich (Salzburg, Wiener Neustadt, Steyr, Schwechat, Graz, St. Pölten, Waidhofen/ Ybbs, Dornbirn, Leoben) zu internationalen Veranstaltungen. Die Zeit um die Jahrtausendwende war für die ÖTG nicht nur wegen der Vorbereitung auf den WTC 2001 spannend und herausfordernd: Im Rahmen des von der österreichischen Bundesregierung etablierten Kplus-Programmes zur Förderung von Kompetenzzentren für anwendungsorientierte Grundlagenforschung sah man Chancen, die früher angestellten Überlegungen bezüglich eines eigenständigen „Tribologie-Instituts“ in Österreich zu realisieren. Nach einem positiv beurteilten Vorantrag, dem nur wenige Tage vor Eröffnung des Tribologie-Weltkongresses eingereichten Hauptantrag und dessen Evaluierung durch eine internationale Jury wurde im Januar 2002 die Entscheidung bezüglich der Genehmigung des beantragten Kompetenzzentrums und des akzeptierten Budgetrahmens - von € 9 Mio p.a. zunächst für 4 Jahre- von der zuständigen Bundesministerin verkündet. Die privatwirtschaftlich organisierte „AC2T research GmbH“ - das Austrian Center of Competence for Tribology - formierte sich am 10. Juli 2002 unter der Leitung von Friedrich F RANEK und Andreas P AUSCHITZ sowie mit der ÖTG als größter Miteigentümerin (25 %) und betreibt derzeit (seit April 2010) schwerpunktmäßig das COMET 3 -K2-Exzellenzzentrum für Tribologie „XTribology“ 4 mit mehr als 130 MitarbeiterInnen auf über 4000 m 2 Büro- und Laborflächen und mit einem Jahresbudget von etwa € 15 Mio. Seit 2002 - mit der Gründung und dem Aufbau des Österreichischen Kompetenzzentrums für Tribologie am Technologie- und Forschungszentrum (tfz) - ist in Wiener Neustadt ein höchst aktiver „Tribologie-Hot-spot“ entstanden. Es war daher naheliegend, den offiziellen Vereinssitz und den „Stützpunkt“ des Ver- Zwischenzeitlich entwickelten sich die jährlichen ÖTG- Symposien mit Tagungsorten in einer Reihe von Städten 3 COMET - Competence Centers for Excellent Technologies, Technologie-Programm der österreichischen Bundesregierung (https: / / www.ffg.at/ content/ compentence-centresexcellent-technologies-k2-centres 4 Näheres hierzu ist nachzulesen in: A. PAUSCHITZ und F. FRANEK, Tribologie im Aufwind: 2012 - 10 Jahre AC2T - Chronik des Werdens und Wachsens des Österreichischen Kompetenzzentrums für Tribologie, ÖTG, Reihe „Excellence in Tribology“, ISBN 978-3-901657-45-0, 2012 Bild 4: Januar 2000 nach der Präsentation des Kongresskonzeptes für den WTC 2001 bei der Sitzung des International Tribology Councils, Technische Akademie Esslingen, Ostfildern; vlnr: ITC-Gründer und -Präsident Prof. H. Peter J OST , der „Vater der Tribologie“, Prof. Kenneth H OLMBERG (dzt. - 2017 - Interimspräsident des ITC) und Dr. Andreas P AUSCHITZ (damals in seiner Funktion als Organisationsmanager des WTC 2001) Mitteilungen der ÖTG T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 68 Nachrichten einssekretariates ebenfalls nach Wiener Neustadt in das tfz zu verlegen. Im Januar 2016 erfolgte, den satzungsgemäßen Intentionen bzw. Möglichkeiten entsprechend, die Übernahme einer (Minderheits-)Beteiligung an der „Aerospace & Advanced Composites GmbH“ (AAC) durch die ÖTG. Die AAC - eine Tochterfirma der AC2T research GmbH mit etwa 25 Mitarbeitern - ist aus dem „Werkstoff-Bereich“ des Austrian Institute of Technologie (AIT, Seibersdorf) hervorgegangen und betreut - letztlich basierend auf der Tätigkeit von H. D ETTER im Forschungszentrum Seibersdorf in den 80er Jahren (s. o.) - v. a. Aufgaben der Weltraum- und Vakuum-Tribologie (u. a. als „ESA 5 -Testhouse“), entwickelt Werkstoffe mit tribologischen Eigenschaften und ist seit 2012 ebenfalls im tfz Wiener Neustadt angesiedelt. Im Herbst 2014 wurde der langjährige ÖTG-Generalsekretär Dr. Andreas P AUSCHITZ , Geschäftsführer der AC2T research GmbH, in den ÖTG-Vorstand berufen. Sein Nachfolger als Generalsekretär wurde Dr. Ewald B ADISCH , seit Herbst 2016 als leitender Wissenschafter der AC2T research GmbH tätig. Bei der „Jubiläums- Generalversammlung“ im November 2016 in Linz/ Donau wurde Friedrich F RANEK nach 30 jähriger Tätigkeit als Präsident wiedergewählt und Dr. Nicole D ÖRR , leitende Wissenschafterin bei AC2T, zur Vizepräsidentin bestellt. Beim Jubiläums-Symposium wurden der Gründungspräsident sowie langjährige ÖTG-Mitglieder geehrt (Bild 5). Ein besonderes Anliegen der ÖTG war und ist satzungsgemäß die „Förderung der Lehre und Ausbildung im Fachgebiet Tribologie …“, also die Heranbildung des wissenschaftlich-technischen Nachwuchses. So wurden in der Vergangenheit immer wieder Initiativen gesetzt, das Fachgebiet der Tribologie geeignet in den technischen sekundären Bildungseinrichtungen, aber auch an Universitäten und Fachhochschulen zu verankern. Selbst an der TU Wien war die Tribologie bislang nur in Form von Wahlbzw. Freifächern vertreten. Erst etwa 2005 wurde an der Fachhochschule Oberösterreich (Campus Wels) eine Tribologie-Lehrveranstaltung im Pflichtfachbereich etabliert. Für einige Jahre (2010- 2016) gab es an der Fachhochschule Wiener Neustadt für Wirtschaft und Technik die Vertiefung Oberflächentechnik und Tribologie im Master-Studiengang Mechatronik. Im Frühjahr 2012 wurde an der Montanuniversität Leoben - auf 5 Jahre befristet - ein Lehrstuhl für Tribologie im Maschinenbau eingerichtet (Univ.-Prof. Dr. Florian G RÜN ), nun aber nicht wieder ausgeschrieben. Seit vielen Jahren laufen auch Bemühungen, eine Tribologie-Professur an der TU Wien zu realisieren. Diese waren - nicht zuletzt durch die Unterstützung in Form eines Stiftungsangebotes durch das Land Niederösterreich - schließlich von Erfolg gekrönt. Im Jubiläumsjahr der Tribologie wurde mit 1. Oktober 2016 Dr. Carsten G ACHOT als Universitätsprofessor für Tribologie an das Institut für Konstruktionswissenschaften und Technische Logistik (Fakultät für Maschinenwesen und Betriebswissenschaften) berufen. Dem „Stiftungsprofessor“ ist eine enge Verzahnung der Aktivitäten mit den Forschungsarbeiten des Österreichischen Exzellenzzentrums für Tribologie (AC2T research GmbH) in Wiener Neustadt aufgetragen. Er wird sich künftig auch in das Leitungsgremium der ÖTG (Vorstand) einbringen. Mit dieser nun erfolgten Berufung eines Universitätsprofessors für Tribologie an der „Wiege der Tribologie“ in Österreich (also der TU Wien) geht eine seit Langem bestehende und in den Vereinsgremien immer wieder vorgebrachte Intention in Erfüllung. Kontakt: Österreichische Tribologische Gesellschaft - ÖTG Viktor-Kaplan-Str. 2/ C 2700 Wiener Neustadt ÖSTERREICH web www.oetg.at mail office@oetg.at Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 69 5 ESA - European Space Agency, http: / / m.esa.int/ ESA Bild 5: Ehrung für den ÖTG-Gründungspräsidenten Em. O. Univ.-Prof. Dr. Dr.eh. Helmut D ETTER (Mitte), Vize-Präsident (2006-2016) DI Dr. Reinhard P OLAK (links), ÖTG-Präsident (seit 1986) Univ.-Prof. DI Dr. Friedrich F RANEK (rechts) T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 69 Schadensanalyse / Schadenskatalog 70 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 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 Zahnrad - Innenverzahnung haltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Verschleiß Unterbegriff: Unzulässiger Verschleiß Beschreibung des Schadensbildes Unzulässig hoher Verschleiß der Aufnahme-Steckverzahnung über die gesamte Zahnbreite. Festgestellt durch die vorgeschriebene Isotopenkontrolle, bei welcher ein starker Anstieg der Fe-Werte festgestellt wurde. Schadensursache Der Motor CF6 eines Flugzeugs vom Typ Douglas DC 10 konnte infolge dieser Kontrolle gezielt ausgebaut werden. Mit freundlicher Genehmigung der Deutschen Lufthansa T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 36 Seite 70 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 71 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.3 Gleitlager 4.3.1 Einführung in die Gleitlagertechnik Im Rahmen dieser Publikation erfolgt eine Beschränkung auf die hydrodynamischen Radiallager. Sie sind durch den hydrodynamischen Druck in Umfangs- und Längsrichtung gekennzeichnet (Bild 4.9). 4.2 Kraftübertragung durch Lagerungen Neben den zylindrischen Radialgleitlagern werden vor allem zur Stabilisierung des Betriebs auch Mehrflächengleitlager verwendet. Bild 4.10 zeigt verschiedene Ausführungsformen solcher Lager. Bild 4.9: Druckverteilung in Umfangs- und Längsrichtung eines hydrodynamischen Radiallagers Bild 4.10: Verschiedene Mehrflächengleitlager: a) Zweiflächengleitlager, b) Dreiflächengleitlager, c) Vierflächengleitlager, d) Fünfflächengleitlager Tabelle 4.5: Auswahl von Axiallagern für bestimmte Umgebungsbedingungen T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 71 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 72 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 4.3.2 Betriebspunkt und Tragfähigkeit Der Reibungsverlauf eines Gleitlagers mit den Reibungszuständen Festkörperreibung, Mischreibung und Flüssigkeitsreibung (Hydrodynamik) kann am besten durch die nach Stribeck benannte Kurve gekennzeichnet werden (Bild 4.11). Um Verschleiß zu vermeiden, muss der Betriebspunkt des Lagers rechts vom Ausklinkpunkt liegen (untere Betriebsgrenze). Die obere Betriebsgrenze ist durch die gekennzeichnete maximal zulässige Lagertemperatur gegeben. Der Reibungsverlauf eines Lagers, insbesondere die Lage des Ausklinkpunktes, hängt von der Dicke des sich ausbildenden Tragfilms ab. Diese wird durch die Belastung und die Viskosität bestimmt. Damit ergibt sich der in Bild 4.12 dargestellte Verlauf der Reibungszahl. Man erkennt, dass im Bereich der Mischreibung eine höhere Belastung eine höhere Reibung nach sich zieht, und dass der Ausklinkpunkt zu höheren Geschwindigkeiten verschoben wird, während bei Flüssigkeitsreibung eine steigende Belastung wegen der damit verbundenen verringerten Filmdicke die Reibung herabsetzt. Die Veränderung der Filmdicke im Spalt eines Gleitlagers bei gegebener Belastung wird natürlich auch durch die Viskosität wesentlich beinflusst (Bild 4.13). Durch eine höhere Viskosität wird der Übergang in die Hydrodynamik bei niedrigeren Drehzahlen erreicht - ein positiver Effekt. Allerdings muss dann bei höheren Drehzahlen wegen des sich ausbildenden Ölfilms mit höherer Reibung gerechnet werden - ein negativer Effekt. Bild 4.13: Reibungsverlauf im Gleitlager als Funktion der Drehzahl für verschiedene Viskositäten bei unveränderter Belastung (schematisch) Bild 4.12: Reibungszahlverlauf im Gleitlager als Funktion der Drehzahl für verschiedene Belastungen bei konstanter Viskosität Bild 4.11: Stribeck-Kurve und Betriebsbereich eines Gleitlagers T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 72 Patentumschau Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 73 Manufacture of antiwear and antirust grease for chains. Wang, Yuyuan (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,847,376 (Cl. C10M155/ 02), 18.10.2006 (145: 440974p) Combined hydroisomerization-hydrofinishing with 1 H- NMR monitoring of ole-fin 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) Hydrocarbon oil-rice bran il mixture for hot rolling of steel. Pal, Mahendra; Shukla, Bai Mukund; Jain,Vijay Kumar; Nautiyal, Prakash Chand; singhal, Sudhir; Sethuramiah, Abburi; Ratti, Promila (Council of Scientific and Industrial Research, India) Indian IN 188,899 (Cl. C10M105/ 32), 16.11.2002 (145: 440977s) Oil-impregnated sintered bearing of copperiron alloy. Yanase, Takeshi (Hitachi Funmatsu Yakin Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 300,246 (Cl. F16C33/ 12), 02.11.2006 (145: 442372q) Anticorrosive agent compositioin, aqueous anticorrosive lubricant, and processing of metal materials. Nanbu, Nobuyoshi; Arimatsu, Kazuhiko; Ito,Yasuhiro; Nanbu, Tadahiko (Chubu Chelest Co., Ltd., Chelest Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 206 299,356 (Cl. C23F11/ 00), 02.11.2006 (145: 442481z) Anticorrosive agent composition, aqueous anticorrosive lubricant, and metal processing. Nanbu, Nobuyoshi; Arimatsu, Kazuhiko; Ito, Yasuhiro; Nanbu, Tadahiko (Chubu Chelest Co., Ltd.; Chelest Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 299,357 (Cl. C23C22/ 66), 02.11.2006 (145: 442482a) Nano-lubricant oil having carbon nano-tube, and its use in the cooling system of turbine rotor. Chi, Jun Hwa; Kim, Min Tae; Lee, Joong Beom; Oh, Je Myung (Korea Electric Power Corporation, S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2005 9,471 (Cl. C10M171/ 06), 25.01.2005 (145: 338701 k) Heat resistant composite grease. Enomoto, Yuji; Endo, Morinobu (Shinshu University, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 241,277 (Cl. C10M169/ 02), 14.09.2006 (145: 338702m) Lubricant composition containing nanoparticles. Mabuchi, Yutaka; Nakagawa, Akira (Nissan Motor Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 241,443 (Cl. C10M169/ 04), 14.09.2006 (145: 338703n) Lubricant composition for bonded-abrasive polishing of magnetic head. Matsunaga, Tomonori; Watahiki, Yuki (Tokuyama Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 95,894 (Cl. C10M169/ 04), 14.09.2006 (145: 338704p) Grease composition and grease sealed rolling bearing. Kawamura, Takayuki (NTN Corporation, Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 95,809 (Cl. C10M115/ 08), 14.09.2006 (145: 338705q) Patentumschau Prof. Dr.-In Einführ und Sch Tribologi 2010, 372 (expert Büc Die Einführu Probleme. S Anwender, s optimalen S die Wahl de Inhalt : Allgemeine Zusammenh Schmierstoff von Maschi Bedingunge versorgung geschmierte ng. Dr. h. c. W ung in die hmierungs e - Schmiers S., 294 Abb., cherei) ISBN ung in die Tribo Sie wendet sic sondern vor alle chmierstoff aus r Werkstoffpaar Fragen der hänge zwische ffe - Theoretisc nenelementen en - Schmierun und -entsorg en Maschinenele Wilfried J. Ba e Tribolog stechnik stoffe - Anw 142 Tab., 66, 978-3-8169-2 ologie und Schm ch daher nicht em auch an Kon szuwählen, sond rung unter tribol Tribologie n Reibung, Ve che Grundlagen - Schmierung ng und Schmier gung - Prakt ementen und M rtz ie wendungen 00 €, 109,00 C 2830-0 mierungstechnik nur an Schmie nstrukteure von dern die konstru ogischen Gesic und Schmieru erschleiß und der Schmierun von Maschinen rstoffe in der M tische Schmie Maschinen CHF k hilft bei der L erstoff-Herstelle Reibpaarungen uktive Gestaltun chtspunkten vor ungstechnik - Schmierung - ng - Auslegung n - Schmierung Metallbearbeitun erungstechnik Lösung tribologis er und Schmier n, die nicht nur e ng der Reibstelle rzunehmen habe - Grundlegen Grundlagen d g und Schmieru g bei besonder g - Schmiersto - Schäden scher rstoffeinen e und en. de der ng en offan Anzeige T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen Z DIN ISO 2137: 1997-08 Mineralölerzeugnisse - Schmierfett und Petrolatum - Bestimmung der Konuspenetration (ISO 2137: 1985) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 2137: 2016-12 DIN ISO 2137: 2016-12 Print: 95,00 EUR/ Download: 87,30 EUR Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der Konuspenetration von Schmierfetten und Petrolatum (ISO 2137: 2007) Petroleum products and lubricants - Determination of cone penetration of lubricating greases and petrolatum (ISO 2137: 2007) Ersatz für DIN ISO 2137: 1997-08 Gegenüber DIN ISO 2137: 1997-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt „Normative Verweisungen“ und „Literaturhinweise“ aufgenommen; b) Anwendungsbereich verringert (Penetrationen bis 500 Einheiten); c) Maßtoleranzen von Konen an handelsüblich erhältliche Maße angepasst; d) Abschnitt 6 „Probenahme“ hinzugefügt; e) Abschnitt 8 „Durchführung zur Bestimmung der Konuspenetration von Schmierfetten - Halb- und Viertelkonus-Verfahren“ erweitert; f) Präzision für den Standardkonus angepasst; g) redaktionelle Anpassungen vorgenommen. Diese Internationale Norm legt mehrere Verfahren zur empirischen Abschätzung der Konsistenz von Schmierfetten und Petrolatum durch Messung der Penetration mit einem Standardkonus fest. Z DIN EN ISO 2719: 2003-09 Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel (ISO 2719: 2002); Deutsche Fassung EN ISO 2719: 2002 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN ISO 2719: 2016- 11 DIN EN ISO 2719: 2016-11 Print: 109,80 EUR/ Download: 101,00 EUR Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel (ISO 2719: 2016); Deutsche Fassung EN ISO 2719: 2016 Determination of flash point - Pensky-Martens closed cup method (ISO 2719: 2016); German version EN ISO 2719: 2016 Ersatz für DIN EN ISO 2719: 2003-09 Gegenüber DIN EN ISO 2719: 2003-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einführung von Verfahren C für FAME-Produkte; b) Überarbeitung der Anforderungen an Temperaturmessgeräte, die Alternativen zu quecksilberhaltigen Thermometern zulassen; c) Streichung des ursprünglichen Anhang D zum Adapter für Niedrigtemperatur-Thermometer, da dies optional ist, wenn eine permanente Metalldichtung am Thermometer angebracht ist; d) Überarbeitung der Verfahren zur Probenahme und der Probenhandhabung; e) Aufnahme einer Vorrichtung für nach dem 1. Januar 2017 hergestellte automatisierte Prüfeinrichtungen zur automatischen Verteilung eines inerten Gases oder Dampfes über dem Tiegel im Falle eines Probentiegelbrandes. Diese Internationale Norm beschreibt drei Verfahren, A, B und C, um mit Hilfe der Prüfeinrichtung mit geschlossenem Tiegel nach Pensky-Martens den Flammpunkt von brennbaren Flüssigkeiten, von Flüssigkeiten, die suspendierte Feststoffe enthalten, von Flüssigkeiten, die dazu neigen unter den Prüfbedingungen einen Oberflächenfilm auszubilden, von Biodiesel und von anderen Flüssigkeiten im Temperaturbereich von 40 °C bis 370 °C zu bestimmen. DIN EN 16807: 2016-12 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Flüssige Mineralöl-Erzeugnisse - Bio-Schmierstoffe - Kriterien und Anforderungen für Bio-Schmierstoffe und biobasierte Schmierstoffe; Deutsche Fassung EN 16807: 2016 Liquid petroleum products - Bio-lubricants - Criteria and requirements of bio-lubricants and bio-based lubricants; German version EN 16807: 2016 Diese Europäische Norm legt den Begriff Bio-Schmierstoff und Mindestanforderungen für alle Arten von Bio- Schmierstoffen und biobasierten Schmierstoffen fest, während sich z. B. die EEL auf bestimmte Familien von Bio-Schmierstoffen bezieht. Diese Europäische Norm beschreibt darüber hinaus kurz die benötigten wesentlichen Prüfverfahren in Zusammenhang mit der Charakterisierung von Bio-Schmierstoffen. Sie enthält Empfehlungen für zugehörige Normen im Bereich der biologischen Abbaubarkeit, der Funktionalität des Produktes und der Menge unterschiedlicher nachwachsender Rohstoffe bzw. unterschiedlicher biobasierter Gehälter, die bei der Herstellung derartiger Bio-Schmierstoffe verwendet werden, die eine Produktgruppe bilden. Z DIN 51380: 1990-11 Prüfung von Schmierstoffen; Bestimmung der leichtsiedenden Anteile in gebrauchten Motorenölen; Gaschromatographisches Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51380: 2016-12 Normen T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 74 Normen DIN 51380: 2016-12 Print: 43,50 EUR/ Download: 40,00 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der leichtsiedenden Anteile in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Testing of lubricants - Test for fuel diluent in used automotive engine oils - Gas chromatography method Ersatz für DIN 51380: 1990-11 Gegenüber DIN 51380: 1990-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Verdünnung dickflüssiger Proben mit Schwefelkohlenstoff wurde neu aufgenommen; b) Abschnitt 4 „Kurzbeschreibung“ und 12.1 „Berechnung der Gesamtfläche des Chromatographen“ dem aktuellen Stand der Technik angepasst; c) Aktualisierung der normativen Verweisungen und des Literaturverzeichnisses; d) redaktionelle Überarbeitung. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von leichtsiedenden Anteilen in gebrauchten Motorenölen fest. Diese Anteile geben Hinweise auf die Kraftstoffverdünnung des Öls. Kraftstoff kann z. B. durch eine unvollständige Verbrennung im Zylinder des Motors kondensieren und so in das Motorenöl eingetragen werden. Bei den Kraftstoffen handelt es sich um Ottokraftstoff, z. B. nach DIN EN 228, und Dieselkraftstoffe auf Mineralölbasis, z. B. nach DIN EN 590. DIN 51460-2: 2016-12 Print: 43,50 EUR/ Download: 40,00 EUR Prüfung von Mineralölerzeugnissen - Verfahren zur Probenvorbereitung - Teil 2: Veraschen/ Oxidasche Testing of petroleum products - Method for sample preparation - Part 2: Incineration/ oxide ash Diese Norm legt Verfahren zum Probenaufschluss für die Bestimmung von Abriebelementen und Verunreinigungen wie Eisen, Blei, Chrom, Aluminium, Zinn, Kupfer, Molybdän, Nickel und Silicium in dem Konzentrationsbereich ab etwa 1 mg/ kg sowie für die Bestimmung der Additivelemente Calcium, Magnesium und Zink in Gebrauchtölen fest. DIN 51460-3: 2016-12 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Mineralölerzeugnissen - Verfahren zur Probenvorbereitung - Teil 3: Druckloser Aufschluss mit Mineralsäuren Testing of petroleum products - Method for sample preparation - Part 3: Unpressurized digestion with mineral acids Diese Norm legt ein Verfahren zum Probenaufschluss für Elementbestimmungen mit Hilfe der ICP OES, ICP- MS, AAS oder RFA fest. Dieses Verfahren ist anwendbar für ungebrauchte Mineralölprodukte, Altöle, wassermischbare Kühlschmierstoffe und deren Emulsionen, Rohöle, Öle aus der Lebensmittelindustrie, Ölschlamm, Schmierfette, Teer, Pech und für andere hochviskose, ölartige Verbindungen, die aschebildende Elemente im Konzentrationsbereich ab etwa 0,1 mg/ kg enthalten. E DIN 51574: 2016-12 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen Testing of lubricants - Sampling of lubricating oils from internal combustion engines Vorgesehen als Ersatz für DIN 51574: 2004-09 Erscheinungsdatum: 2016-11-11 Einsprüche bis 2017-01-11 Gegenüber DIN 51574: 2004-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung der Probenahme; b) redaktionelle Überarbeitung der Formblätter; c) Sicherheitshinweise (Gefahrensymbole auf Formblättern und Warnung im Anwendungsbereich) beim Umgang mit Gefahrstoffen ergänzt. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen mit Umlaufschmierung in Fahrzeugen, Aggregaten, Motorprüfständen, Schienenfahrzeugen und Großmotoren fest. Z DIN 51819-1: 1999-12 Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 1: Allgemeine Arbeitsgrundlagen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51819-1: 2016-12 Z DIN 51819-2: 1999-12 Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 2: Verfahren für Schmierfette, einzusetzende Prüflager, Schrägkugellager oder Kegelrollenlager Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51819-2: 2016-12 Z DIN 51819-3: 2005-03 Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 3: Verfahren für Schmieröl, einzusetzende Prüflager, Axialzylinderrollenlager Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51819-3: 2016-12 DIN 51819-1: 2016-12 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 1: Allgemeine Arbeitsgrundlagen Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 1: General working principles Ersatz für DIN 51819-1: 1999-12 Gegenüber DIN 51819-1: 1999-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Definition des Reibungsmomentes bei Beharrung entfällt, Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) alternative Lastaufbringung über Kraftmessdose beschrieben; c) alternative Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser beschrieben; Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 75 T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 d) Bilder aktualisiert; e) Anhang A, Wartung und Funktionstoleranzen, überarbeitet; f) Anhang B, Literaturhinweise, entfällt. Das Dokument beschreibt die allgemeinen Arbeitsgrundlagen für die mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8. DIN 51819-2: 2016-12 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 2: Verfahren für Schmierfette - einzusetzende Prüflager: Schrägkugellager oder Kegelrollenlager Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 2: Test method for lubricating greases - applied test bearing: oblique ball bearing or tapered roller bearing Ersatz für DIN 51819-2: 1999-12 Gegenüber DIN 51819-2: 1999-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) Abschnitt Reinigung der Prüflager vollständig überarbeitet; c) alternative Montage bei Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser aufgenommen; d) Verwendung von Montagepaste untersagt; e) Beschreibung der grafischen Auswertung mittels Weibull-Diagramm ersetzt durch Beschreibung der softwaregestützten Weibull-Auswertung; f) Auswertung des Reibungsmomentes entfällt; g) Bewertung des Käfigverschleißes entfällt; h) Definition der Wiederholbarkeit aufgenommen; i) Definition der Vergleichbarkeit überarbeitet; j) Tabelle 1, Prüfpunkte, überarbeitet; k) Bild 1, Schemaskizze, aktualisiert; l) Darstellung der Montage des Kegelrollenlagers entfällt (ehemals Bild 2). Das Verfahren dient der mechanisch-dynamischen Prüfung von Schmierfetten auf dem Wälzlagerschmierstoff- Prüfgerät FE8. Einzusetzende Prüflagern sind Schrägkugellager oder Kegelrollenlager. DIN 51819-3: 2016-12 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Mechanisch-dynamische Prüfung auf dem Wälzlagerschmierstoff-Prüfgerät FE8 - Teil 3: Verfahren für Schmieröl - einzusetzende Prüflager: Axialzylinderrollenlager Testing of lubricants - Mechanical-dynamic testing in the roller bearing test apparatus FE8 - Part 3: Test method for lubricating oils - applied test bearing: axial cylindrical roller bearing Ersatz für DIN 51819-3: 2005-03 Gegenüber DIN 51819-3: 2005-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Begriff Beharrungstemperatur durch Prüftemperatur ersetzt; b) Abschnitt Reinigung der Prüflager vollständig überarbeitet; c) alternative Montage bei Messung des Reibungsmomentes direkt am Außendurchmesser aufgenommen; d) Verwendung von Montagepaste untersagt; e) graphische Auswertung mittels Weibull-Diagramm ersetzt durch softwaregestützte Weibull-Auswertung; f) Auswertung des Reibungsmomentes entfällt; g) Bewertung des Käfigverschleißes entfällt; h) Definition der Wiederholbarkeit aufgenommen; i) Definition der Vergleichbarkeit überarbeitet; j) Tabelle 1, Prüfpunkte, eingefügt; k) Bild 1, Schemaskizze, aktualisiert; l) Bild 2 und Bild 3 entfallen. Das Verfahren dient der mechanisch-dynamischen Prüfung von Schmierölen auf dem Wälzlagerschmierstoff- Prüfgerät FE8. Einzusetzendes Prüflager ist das Axialzylinderrollenlager. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN ISO 2719: 2016-11 Print: 137,40 EUR/ Download: 126,30 EUR Determination of flash point - Pensky-Martens closed cup method (ISO 2719: 2016) Bestimmung des Flammpunktes - Verfahren nach Pensky-Martens mit geschlossenem Tiegel (ISO 2719: 2016) 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen Z EN ISO 3924: 2010-02 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Siedebereichsverteilung - Gaschromatographisches Verfahren (ISO 3924: 2010) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 3924: 2016-10 ZE FprEN ISO 3924: 2016-04 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren (ISO/ FDIS 3924: 2016) EN ISO 3924: 2016-10 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren (ISO 3924: 2016) Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method (ISO 3924: 2016) Ersatz für EN ISO 3924: 2010-02 ZE FprEN 16807: 2016-02 Flüssige Mineralöl-Erzeugnisse - Bio-Schmierstoffe - Kriterien und Anforderungen für Bio-Schmierstoffe und bio-basierte Schmierstoffe 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 3924: 2010-02 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Siedebereichs- T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 76 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 77 verteilung - Gaschromatographisches Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3924: 2016-09 ZE ISO/ FDIS 3924: 2016-04 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren ISO 3924: 2016-09 134,00 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method Ersatz für ISO 3924: 2010-02 E ISO/ DIS 11365: 2016-09 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Leitfaden für die Wartung und Verwendung von Triaryl-Phosphatester-Turbinen-Steuerflüssigkeiten Petroleum and related products - Maintenance and use guide for triaryl phosphate ester turbine control fluids Vorgesehen als Ersatz für ISO/ TS 11365: 2011-03 Einsprüche bis 2016-12-19 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen Z DIN 637: 2013-08 Wälzlager - Sicherheitstechnische Festlegungen für Dimensionierung und Betrieb von Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 637: 2016-12 DIN 637: 2016-12 Print: 95,00 EUR/ Download: 87,30 EUR Wälzlager - Sicherheitstechnische Festlegungen für Dimensionierung und Betrieb von Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf; Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Safety regulations for dimensioning and operation of profiled rail guides with recirculating rolling elements; Text in German and English Ersatz für DIN 637: 2013-08 Siehe Anwendungsbeginn Gegenüber der DIN 637: 2013-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Wort „Linearführung“ wurde im gesamten Dokument mit dem Wort „Profilschienenführung“ ersetzt; b) Abschnitt 3 „Symbole und Begriffe“ überarbeitet; c) Abschnitt 5 thematisch umstrukturiert; d) Bezeichnungen in Tabelle 2 geändert; e) Bild 4 überarbeitet; f) Erweiterung der Unterabschnitte 5.2 und 5.3. Diese Norm gilt für Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf nach ISO 12090-1 und ISO 12090-2 (im folgenden Linearführung genannt) und enthält sicherheitstechnische Festlegungen für Dimensionierung und Betrieb. Z DIN 644: 1997-10 Linear-Wälzlager - Führungsschienen für Linearlager - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 644: 2016-12 DIN 644: 2016-12 Print: 72,90 EUR/ Download: 67,00 EUR Linearwälzlager - Lineare Schienenführung mit Flachkäfig - Maße und Toleranzen Linear motion rolling bearings - Flat cage rail guide - Dimensions and tolerances Ersatz für DIN 644: 1997-10 Gegenüber DIN 644: 1997-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Titel der Norm geändert; b) Inhaltsverzeichnis aufgenommen; c) Vorwort aktualisiert; d) Anwendungsbereich geändert; e) Normative Verweisungen aktualisiert; f) Begriff „Führungsschiene“ in „Schienenführung“ im gesamten Dokument umbenannt; g) Abschnitt 3.2 und 3.3 überarbeitet; h) Tabelle 1, 2 und 5 erweitert; i) Literaturhinweise aufgenommen. Diese Norm legt die Einbau- und Anschlussmaße für modulare Schienenführungen mit Flachkäfig fest. Diese Lineare Wälzführungseinheit besteht aus zwei Flachschienen mit gleichem oder komplementär geformten Querschnitt und einem oder mehreren Flachkäfigen mit Wälzkörpern. Die Ausführung dieser Flachkäfige ist unabhängig von den Anschlussmaßen und bleibt dem Hersteller überlassen. Z DIN 5405-1: 2009-03 Wälzlager - Nadellager - Teil 1: Radial-Nadelkränze Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 5405-1: 2016-12 Z DIN 5405-2: 2009-03 Wälzlager - Nadellager - Teil 2: Axial-Nadelkränze Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 5405-2: 2016-12 Z DIN 5405-3: 2009-03 Wälzlager - Nadellager - Teil 3: Axialscheiben Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 5405-3: 2016-12 DIN 5405-1: 2016-12 Print: 72,90 EUR/ Download: 67,00 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 1: Radial-Nadelkränze Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 1: Needle roller and cage assemblies Ersatz für DIN 5405-1: 2009-03 Gegenüber DIN 5405-1: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitte 3 und 4 überarbeitet, Tabelle 1 hinzugefügt; d) Tabelle 2 erweitert; e) Abschnitt 6: Toleranzangabe für die Breite in Tabelle 4 überführt; T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 f) Tabelle 5: Toleranzklassen um die Hüllbedingung ergänzt; g) Anhang A aktualisiert. Diese Norm legt Maße und Kurzzeichen für Radial-Nadelkränze fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3030 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Radial-Nadelkränzen dieser Ausführung, sowie einige nicht in diesen Normen enthaltene Abmessungen. DIN 5405-2: 2016-12 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 2: Axial-Nadelkränze Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 2: Thrust needle roller and cage assemblies Ersatz für DIN 5405-2: 2009-03 Gegenüber DIN 5405-2: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitt 3 überarbeitet und Tabelle 1 hinzugefügt; d) Tabelle 2: neue Abmessungen mit dc = 4 mm und 5 mm ergänzt sowie Durchmessertoleranzwerte aus Abschnitt 6 in Tabelle 2 überführt; e) Abschnitt 6: Toleranzangaben in Tabelle 2 überführt; f) Tabelle 3: Toleranzklassenangabe um die Hüllbedingung ergänzt; g) Anhang A aktualisiert; h) Literaturhinweise ergänzt. Dieses Norm legt Maße und Kurzzeichen für Axial-Nadelkränze fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3031 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Axial-Nadelkränzen dieser Ausführung. DIN 5405-3: 2016-12 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Wälzlager - Nadellager - Teil 3: Axialscheiben Rolling bearings - Needle roller bearings - Part 3: Thrust washers Ersatz für DIN 5405-3: 2009-03 Gegenüber DIN 5405-3: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen aktualisiert; b) Einleitung ergänzt; c) Abschnitt 3 überarbeitet und Tabelle 1 hinzu; d) Abschnitt 4 inklusive Bild 1 überarbeitet; e) Tabelle 2: neue Abmessungen mit d = 4 mm und 5 mm ergänzt sowie Durchmessertoleranzwerte und Scheibendicke mit Toleranzwerten aus Abschnitt 6 in Tabelle 2 überführt; f) Abschnitt 6: Toleranzangaben in Tabelle 2 überführt; g) Tabelle 3: Toleranzklassenangabe um die Hüllbedingung ergänzt; h) Anhang A aktualisiert; i) Literaturhinweise ergänzt. Diese Norm legt Maße und Kurzzeichen für Axialscheiben fest. Sie bietet unter Berücksichtigung des Maßplanes nach DIN 616 bzw. ISO 3031 eine auf praktische Bedürfnisse der Anwender abgestimmte Auswahl von Axialscheiben dieser Ausführung. E DIN EN ISO 6413: 2016-12 Print: 72,90 EUR/ Download: 67,00 EUR Technische Produktdokumentation - Darstellungen von Keilwellen und Kerbverzahnungen (ISO/ DIS 6413: 2016); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 6413: 2016 Technical product documentation - Representation of splines and serrations (ISO/ DIS 6413: 2016); German and English version prEN ISO 6413: 2016 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 6413: 1990-03 Erscheinungsdatum: 2016-11-11 Einsprüche bis 2017-01-11 Gegenüber DIN ISO 6413: 1990-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) der allgemeine Titel wurde von „Technische Zeichnungen“ in „Technische Produktinformation“ umbenannt; b) die Linienbezeichnungen wurden an die aktuelle ISO 128-24 angepasst; c) redaktionelle Anpassungen. Die Norm legt Regeln und graphische Symbole für die Darstellung von Keilwellen und Kerbverzahnungen in technischen Zeichnungen fest. Die Regeln können sowohl für Ausführungszeichnungen als auch für Zusammenbau-Zeichnungen angewendet werden. 2.1.2 VDI-Richtlinien VDI 2729 Blatt 1 Berichtigung: 2016-12 Modulare Analyse ebener Gelenkgetriebe mit Dreh- und Schubgelenken - Kinematische Analyse - Berichtigung zur Richtlinie VDI 2729 Blatt 1: 2016-06 Modular analysis of planar linkages with rotating and sliding joints - Kinematic analysis - Corrigendum concerning standard VDI 2729 Part 1: 2016-06 Z VDI 2737: 2005-12 Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit von Innenverzahnungen mit Zahnkranzeinfluss Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 2737: 2016-12 VDI 2737: 2016-12 156,90 EUR Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit von Innenverzahnungen mit Zahnkranzeinfluss Calculation of the load capacity of the tooth root in internal toothings with influence of the gear rim Ersatz für VDI 2737: 2005-12 2.1.3 VG-Normen Z VG 85540: 1989-09 Kegelräder für Fernantriebe Zurückgezogen, ersetzt durch VG 85540: 2016-11 VG 85540: 2016-11 58,40 EUR Kegelräder für Fernantriebe; Text Deutsch und Englisch T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 78 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 79 Bevel gears for remote controls; Text in German and English Ersatz für VG 85540: 1989-09 Gegenüber VG 85540: 1989-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Allgemeintoleranzen aktualisiert; b) Bild überarbeitet; c) englische Fassung hinzugefügt; d) redaktionelle Änderungen vorgenommen; e) Aufbau der Norm an die aktuellen Gestaltungsregeln angepasst. 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 3928: 1999-11 Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3928: 2016-11 ZE ISO/ DIS 3928: 2015-11 Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung ISO 3928: 2016-11 65,90 EUR Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces Ersatz für ISO 3928: 1999-11 Z ISO 12131-2: 2001-04 Gleitlager - Hydrodynamische Axial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 2: Funktionen für die Berechnung von Axialsegmentlagern Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12131-2: 2016-09 ZE ISO/ FDIS 12131-2: 2016-06 Gleitlager - Hydrodynamische Axial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 2: Funktionen für die Berechnung von Axialsegmentlagern ISO 12131-2: 2016-09 65,90 EUR Plain bearings - Hydrodynamic plain thrust pad bearings under steady-state conditions - Part 2: Functions for the calculation of thrust pad bearings Ersatz für ISO 12131-2: 2001-04 Z ISO 12167-1: 2001-12 Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12167-1: 2016-09 ZE ISO/ FDIS 12167-1: 2016-06 Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten ISO 12167-1: 2016-09 156,70 EUR Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten Plain bearings - Hydrostatic plain journal bearings with drainage grooves under steady-state conditions - Part 1: Calculation of oil-lubricated plain journal bearings with drainage grooves Ersatz für ISO 12167-1: 2001-12 E ISO/ DIS 12297-2: 2016-09 65,90 EUR Wälzlager - Zylinderrollen - Teil 2: Keramikrollen - Maße, Geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Cylindrical rollers - Part 2: Ceramic rollers - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Einsprüche bis 2016-12-21 ZE ISO/ DIS 20054: 2016-02 Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffen ISO 20054: 2016-09 65,90 EUR Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffen Plain bearings - Bearings containing dispersed solid lubricants 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Maschinenbau (NAM) Angaben für Verzahnungen in Zeichnung - Teil 3: Angaben für Schnecken- und Schneckenradverzahnungen; (DIN 3966-3: 1980-11); NA 060-34-14 AA <06003711> Dieses Dokument enthält nur diejenigen Angaben, die in Herstellungs-Zeichnungen neben den üblichen Angaben über Werkstoff, Wärmebehandlung und Härte zur eindeutigen Kennzeichnung einer Schnecken- und Schneckenradverzahnung notwendig und ausreichend sind. Bei Bedarf können weitere Angaben hinzugefügt werden, z. B. wenn das anzuwendende Verzahnverfahren oder Vereinbarungen über Prüfung und Abnahme dies erfordern. Festlegungen über die zeichnerische Darstellung von Zahnrädern siehe DIN ISO 2203. Die verwendeten Begriffe, Benennungen und Zeichen stimmen überein mit DIN 3975-1, DIN 3998-4 und DIN 3999. 3. 2 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Rohöl und flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Dichte im Labor - Aräometer-Verfahren; (DIN EN T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 2/ 2017 ISO 3675: 1999-11); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-84 AA <06235061> Das Dokument beschreibt ein Verfahren für die Labor- Bestimmung der Dichte unter Verwendung eines Glas- Aräometers von Rohöl, Mineralölerzeugnissen und homogenen Mischungen von Mineralöl- und Nichtmineralölerzeugnissen. 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, Auslands Normen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. T+S_2_17_korr 17.03.17 08: 37 Seite 80