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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 1 5 J. Sadowski Reale Flächenpressung bei der Festkörperreibung 14 A. Albers, S. Reichert, S. Heldmaier Untersuchung des Einlauf-Verschleißverhaltens von geschmierten Kontakten unter Berücksichtigung unterschiedlicher Fertigungsverfahren mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode 21 D.-O. Leimann Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes 29 M. Marian, M. Weschta, S. Tremmel, S. Wartzack Einfluss masseerhaltender Kavitationsmodelle bei der Simulation hydro- und elastohydrodynamischer Kontakte 35 F.-D. Krull, S. Schemmert Lubrication and Criteria for Lubricants of Gearboxes for Windturbines 44 F. Summer, F. Grün, M. Offenbecher, S. Taylor, E. Lainé Tribology of journal bearings: Start stop operation as life-time factor 55 S. Schmidt, D. Paulkowski, K. Vissing Friction reduction due to plasmapolymeric coating in spite of lubrication deficiency 61 M. Grebe Tribometrie - eine unterschätzte Wissenschaft Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 34 Impressum 69 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 74 Patentumschau 75 Schadensanalyse / Schadenskatalog Wälzlager - Kegelrollenlager 76 Hinweise für Autoren / Checkliste 77 Handbuch der T+S 4.3.4 Einzelheiten der Lagerberechnung 79 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 4 17 E 6133 64. Jahrgang www.expertverlag.de Reale Flächenpressung bei der Festkörperreibung Einlauf-Verschleißverhalten von geschmierten Kontakten mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes Masseerhaltende Kavitationsmodelle bei der Simulation hydro- und elastohydrodynamischer Kontakte Lubrication and Criteria for Lubricants of Gearboxes for Windturbines Tribology of journal bearings: Start stop operation as life-time factor Friction reduction due to plasmapolymeric coating in spite of lubrication deficiency Tribometrie - eine unterschätzte Wissenschaft Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 64. Jahrgang, Heft 4 Juli / August 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 34 und 54) 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 76). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 76 for formatting guidelines). T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Veranstaltungen GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33 - 35, 52064 Aachen Tel. (02 41) 4 00 66 55, Fax (02 41) 4 00 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de Datum Ort Veranstaltung  26.07. - 27.07.17 Porto, Portugal FFW 2017 - 6 th International Conference on Fracture, Fatigue and Wear http: / / www.ffw.ugent.be  03.09. - 07.09.17 Prag Eurocorr 2017 http: / / www.prague-corrosion-2017.com/  04.09. - 06.09.17 Lyon 44 th Leeds-Lyon Symposium on Tribology https: / / leeds-lyon2017.sciencesconf.org/  10.09. - 14.09.17 Rom IASH 2017 - 15th International symposium on stability, handling and use of liquid fuels http: / / www.iash.net/  13.09. - 15.09.17 Aalen 51. Metallographie-Tagung 2017 - Materialographie https: / / met2017.dgm.de  17.09. - 22.09.17 Beijing, China 6 th World Tribology Congress (WTC 2017) http: / / www.aconf.org/ en-us/ conf_77109.html  19.09. - 20.09.17 Stuttgart Grundlagenwissen Tribologie im Antriebsstrang www.vdi-wissensforum.de/ veranstaltung  25.09. - 26.09.17 Ostfildern Einführung in die tribologische Funktionalisierung von Oberflächen TAE*  25.09. - 27.09.17 Göttingen Tribologie-Fachtagung 2017 GfT*  26.09. - 27.09.17 Hanau b.Frankfurt/ M. VPC - Simulation und Test 2017, 19. MTZ-Fachtagung https: / / www.atzlive.de/ veranstaltungen/ vpc-simulation-und-test/  27.09. - 29.09.17 Dresden Werkstoffwoche 2017 https: / / www.werkstoffwoche.de/ home/  09.10. - 10.10.17 Ostfildern Schmierstoffe und Kühlschmierstoffe zur Zerspanung und Umformung TAE*  11.10. - 13.10.17 Ostfildern Grundlagen der Tribologie TAE*  15.11. - 16.11.17 Nideggen Motorenöle - Neue Spezifikationen und ATIEL/ ATC Code of Practice (CoP) http: / / www.uniti.de/ akademie  16.11. - 17.11.17 Kaunas, LT International Conference BALTTRIB’2017 http: / / www.balttrib.info/  21.11. - 22.11.17 Esslingen am Neckar 6. ATZ-Fachtagung Tribologie: Reibungsminimierung im Antriebsstrang 2017 *www.atzlive.de/ veranstaltungen/  22.11.17 Wien ÖTG Symposium 2017 ÖTG*  04.12 - 05.12.17 Sydney (Australien) ICTIE 2017 : 19 th International Conference on Tribology and Interface Engineering www.waset.org/ conference/ 2017/ 12/ sydney/ ICTIE  04.12. - 06.12.17 Ostfildern Basics of Tribology - Industrial Applications. Friction, wear and lubrication TAE*  09.01. - 11.01.18 Ostfildern 21 st International Colloquium Tribology TAE* T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 3 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 3.000 3.500 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 Öle f. d. Metallbearbeitung (n. wmb.) Maschinenöle 2016 2017 2016 2017 Motorenöle 22.456 t 20.350 t 25.956 t 25.495 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.779 t 3.600 t 3.903 t 4.022 t Getriebeöl Industrie 2.150 t 1.929 t 2.002 t 2.014 t Turbinen-, Kompressorenöle 916 t 720 t 1.235 t 813 t Maschinenöle 3.299 t 3.355 t 3.514 t 2.484 t Hydrauliköl 8.093 t 7.690 t 10.358 t 9.675 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 4.238 t 3.048 t 3.364 t 3.881 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 2.571 t 2.316 t 2.052 t 3.133 t Weißöle (technische und medizinische) 6.308 t 4.618 t 5.123 t 5.695 t Schmierfette 2.542 t 3.409 t 2.735 t 3.156 t Basisöle 14.303 t 12.397 t 4.890 t 16.632 t März Februar Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate Februar und März von 2016 und 2017 folgende Angaben: Erzeugnis 1.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 3.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 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 Basisöle Schmierfette wmb. = wassermischbar n. wmb = nicht wassermischbar Werte 2017 in t Werte 2016 in t Werte 2015 in t Werte 2014 in t Werte 2013 in t 4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Anzeige Prof. Dr.-Ing. Erik Kuhn P: \AK\DIG\u1\u1gr .jpg Zur Tribologie der Schmierfette Eine energetische Betrachtungsweise des Reibungs- und Verschleißprozesses 2., neu bearb. u. erw. Aufl. 2017, 227 S., 183 Abb., 49,80 €, 64,00 CHF (Reihe Technik) ISBN 978-3-8169-3339-7 Zum Buch: Der Leser erhält eine ausführliche Darstellung der Einbeziehung des Schmierstoffes »Schmierfett« in eine tribologische Analyse sowie eine grundlegende Recherche zum tribologischen Prozess bei Anwesenheit eines Schmierfettes. Die Vorgehensweisen zur Quantifizierung von Reibungsenergieverlusten und des Verschleißverhaltens fettgeschmierter Paarungen werden erläutert; die traditionelle »Energetische Betrachtungsweise« ist kompakt abgehandelt und in einem separaten Kapitel erweitert. Die Betrachtung des Verschleißes wird auf den Schmierstoff ausgeweitet. Neuer Entwicklung Rechnung tragend, geht das Buch in mehreren Abschnitten auf die Thermodynamische Betrachtung von Reibung und Verschleiß ein. Inhalt: Definitionen und Systembetrachtungen - Schmierfette (mit tribologischem und rheologischem Verhalten) - Die traditionelle Energetische Betrachtungsweise - Die Erweiterung auf viskoelastische Schmierstoffe und Definition des Schmierstoffverschleißes - Thermodynamische Untersuchungen in der Tribologie Die Interessenten: Wissenschaftliche Einrichtungen der tribologischen Forschung, Hochschullehrer und Studenten technischer Fachrichtungen, F&E Bereiche der Schmierstoffindustrie, Lagerindustrie, allgemeiner Maschinenbau Der Autor: Maschinenbaustudium, Postgradualstudium Schweißtechnik, Postgradualstudium Tribotechnik, Promotion 1987 in der Tribologie über rau-rau Kontakte. Seit 1991 Professor an der Hochschule für Angewandte Wissenschaften Hamburg. Lehraufträge für Tribologie an anderen Hochschulen und Universitäten, Gutachter für eine Reihe internationaler Fachjournale und Fachgremien, Mitglied im Programmkomitee und Editorial Board, Veranstalter des Arnold Tross Kolloquiums. Zahlreiche Publikationen. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3339 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de T+S_4_17 07.06.17 17: 41 Seite 4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Einleitung Gleitreibung zwischen Festkörpern tritt bei Berührung ihrer Kontaktfläche auf. Makroskopisch betrachtet ist die nominelle Kontaktfläche der Festkörper von Bedeutung. Allerdings bestimmt die reale Kontaktfläche den Verlauf der physikalischen Reibung und ihrer dazugehörigen Prozesse. Diese reale Fläche ist die Summe der elementaren Bereiche der Kontakte von Oberflächenrauigkeiten, welche nur einen kleinen Teil (10 -5 - 10 -2 ) der nominellen Oberfläche beträgt. Die Normalbelastung der Reibpaarung erzeugt auf der Oberfläche eine nominelle Flächenpressung, deren Mittelwert leicht berechnet werden kann, während im mikroskopischen Bereich die * Prof. Dr.-Ing. habil. Jan Sadowski Technologisch Humanistische Universität Radom Mechanische Fakultät, PL-26-600 Radom Reale Flächenpressung bei der Festkörperreibung J. Sadowski* Eingereicht: 6. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 1. 2017 Normale Belastung der Reibpaarung kann als das Produkt von realer Flächenpressung und realer Kontaktfläche der Reibkörper ausgedrückt werden. Beide Größen dieses Produktes sind noch nicht ausreichend erschlossen. In diesem Beitrag erfolgt ein Vorschlag zur Ermittlung dieser Größen, unter der Berücksichtigung, dass die beiden Größen eine Funktion der Stoffeigenschaft, sowie der Reibung, des Verschleißes, der Wärmeprozesse, der Geometrie der Kontaktkörper und bestimmten Merkmalen des Tribosystems sind. Als Ausgangspunkt dieser Überlegungen wird die Energiebilanz zugrunde gelegt. Es werden zwei ursprüngliche Modelle von Wärmequellen bei stationärer Reibung und Verschleiß vorgestellt. Die Masse des momentanen Reibungsvolumens wurde auf der Grundlage der Verschleißtheorie nach J.F. Archard beschrieben. Die experimentelle Darstellung erforderte eine entsprechende Forschungsmethodik zur Bereitstellung von Parametern für die Aufstellung der Energiebilanz. Zur Anwendung kommen die Ergebnisse aus experimentellen Untersuchungen, welche die geforderten Bedingungen erfüllen. Dies ermöglicht nicht nur qualitativ sondern auch quantitativ die vorgeschlagene Methode der Bilanzierung zu beschreiben. Es sind nicht nur Werte von realer Flächenpressung und realen Reibflächen von Feststoffen ermittelt, sondern auch eine Reihe von Parametern beschrieben, welche die stationären Energieumwandlung und den Verschleiß in dem Modellsystem von Reibkörpern charakterisiert. Schlüsselwörter Reale Flächenpressung, Energiebilanzierung, Reibung, Verschleiß, tribologisches System, Energiedissipation Real unit pressures in the process of solids friction Normal loading of a frictional couple can be expressed as a product of real unit pressures times real surface of solids in friction. Both factors of this equation have not been sufficiently explored as yet. This author proposes to determine their values assuming they are functions of physical properties of a material, friction parameters, wear, thermal processes, geometry of solids’ contact, and certain characteristics of a tribological system. The energy balance serves as the starting point for this discussion. Two original models of a frictional heat source which operates in conditions of stationary friction and wear are presented. Mass of a temporary volume to which energy dissipation is limited has been determined on the basis of J.F. Archard’s theory of wear. Experimental illustration of the proposed model requires appropriate test methods to supply information about the model’s parameters. Experimental results fulfilling these requirements are used in this paper. This has helped to characterise the method of energy balancing developed here in qualitative and quantitative terms. Not only sample real unit pressures and real surface of solids contact but also a series of parameters characterising stationary energy transformations and wear in the model system of solids in friction have been established. Keywords Real unit pressures, balancing of energy, friction, wear, tribological system, dissipation of energy Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Druckverteilung noch nicht beschrieben werden kann. Auf der Grundlage des Kräftegleichgewichts zwischen den Reibpartnern kann nur das Produkt aus realer Kontaktfläche und des realen Drucks bestimmen werden. Das bedeutet, dass wir es mit einer gewissen Undefinertheit zu tun haben. Um dieses Problem zu lösen, sind zahlreiche Versuche unternommen worden, um die reale Flächenpressung zu interpretieren und zu beschreiben. Für den Fall des elastischen Kontaktes der Oberflächenrauheiten erfolgt die Bestimmung u. a. über den reduzierten Elastizitätsmodul. Im Falle des plastischen Kontakts, ist von entscheidender Bedeutung, die Stoffhärte in Brinell- oder Vickershärte bzw. der Fließdruck des weicheren Werkstoffs. Zur Bestimmung der Größe der realen Kontaktfläche der Festkörper berücksichtigt man auch die Geometrie der Oberflächenunebenheiten. Die realen Kontaktflächen werden auch experimentell untersucht. Zur Anwendung kommen für diesen Zweck u. a.: Licht, elektrischer Strom, Ultraschall und radioaktive Isotope. Diese sind sowohl auf theoretische Modelle, als auch experimentelle Untersuchungen mit statischem Festkörperkontakt im wesendlichen begrenzt. Einige Beispiele der analytischen Bestimmung, oder der Messungen der realen Kontaktflächen der Festkörper, sind u. a. in der Arbeiten [1], [2] zu finden. Um die reale Flächenpressung und daraus die reale Reibfläche zur Bestimmung der Festkörperreibung zu ermitteln, schlägt der Autor eine neue Theorie, zur experimentellen Annäherung vor. Es ist erforderlich, zuerst ein Modell des Reibungsprozesses zu entwickeln, um auf der Grundlage dieses Modells die analytische Beschreibung der realen Flächenpressung abzuleiten. Es handelt sich um eine Gleichung, welche eine Funktion aus Reibungs- und Verschleißparameter, so wie den physikalischen Eigenschaften der Reibwerkstoffe und deren Temperatur ist. Mit der Bestimmung der realen Flächenpressung lässt sich die tatsächliche Reibfläche unter Einwirkung der Normalkraft berechnen. Auf Grund der Tatsache, dass Reibung ein Dissipationsprozess ist, wird als Grundlage zur Beschreibung des Vorgangs die Energiebilanz angewendet. Diese führt zur allgemeinen Charakterisierung der Reibung. In dieser Abhandlung werden nur drei Komponenten dieser Bilanz berücksichtigt. Es handelt sich um die Reibungsarbeit, Reibungswärme und Arbeit der mechanischen Dissipation - verantwortlich für den Verschleiß. Es werden nur stationäre Prozesse untersucht, um eine eindeutige Interpretation der Ergebnisse zu erhalten. In diesem Fall gibt es keine Änderung der inneren Energie. Weitere Bestandteile der Bilanz sind vernachlässigbar [3] und werden in diesen Überlegungen nicht berücksichtigt. In der Modellierung zur Reibung von Festkörper kommt auch das Verschleißgesetz von J.F. Archard zur Anwendung. Modellrechnungen der realen Flächenpressung und realen Kontaktflächen werden für das gewählte tribologischen Experiment durchgeführt. Aus Wissenschaft und Forschung Zeichen und Einheiten a - Länge des kleineren Reibkörpers in Richtung der Reibungsgeschwindigkeit [m], A - Konstante des Reibungssystems [g·J -1 ], A· - Reibleistung [W], A n - nominelle Kontaktfläche der Reibkörper [m 2 ], A r - reale Kontaktfläche der Reibkörper [m 2 ], A t - Reibungsarbeit [J], A ta - Reibungsarbeit nach der Verschiebung a [J], b - Reibungsbreite [m], B - Konstante des Reibungssystems [g·J -1 ·K -1 ], c p - spezifische Wärme [J·g -1 ·K -1 ], dF - elementare Fläche [m 2 ], e xR - spezifische Arbeit des Verschleißes [J·g -1 ], h a - Verschleißhöhe nach der Verschiebung a [m], H - Härte des weicheren Stoffs [MPa], i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte [J·g -1 ], k - Verschleißkoeffizient, m - Verschleißmasse [g], m a - Verschleißmasse nach der Verschiebung a [g], m R - Masse des momentanen Reibungsvolumens [g], m Ri - elementare Reibungsmasse [g], n o - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, n k - kritische Anzahl der Kontaktierungen, N - Normalkraft [N], p - nominelle Flächenpressung [MPa], p r - reale Flächenpressung [MPa], q c - Reibungswärmestromdichte [W·m -2 ], q m - Schädigungsenergiestromdichte [W·m -2 ], Q i - Wärmeimpuls [J], Q· - Reibungswärmestrom [W], v - Reibungsgeschwindigkeit [m·s -1 ], V a - Verschleißvolumen auf dem Weg a [m 3 ], V R - Reibungsvolumen [m 3 ], α - Koeffizient der Wärmekonvektion [W·m -2 ·K -1 ], δ - Reibungshöhe [m], η - das Verhältnis q m / μpv, μ - Reibungszahl, ρ - Dichte [kg·m -3 ], Θ - Temperatur der nominellen Reibungfläche [K], Θ o - Blitztemperatur [K], Θ x - charakteristische Temperatur für Nullverschleiß [K]. T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 2 Energiebilanzierung bei der stationären Festkörperreibung Die während Festkörperreibung dissipierte mechanische Energie manifestiert sich hauptsächlich als Reibungswärme. Ihr Anteil erreicht in der Regel über 90 % der ganzen Reibungsarbeit. Der Rest ruft den tribologischen Verschleiß hervor. Die Modellierung des Verschleißes ist sehr schwierig, weil er durch vielfältige Mechanismen beeinflusst wird. Außerdem sind die physikalischen Eigenschaften des Abriebs nicht immer bekannt. Daher schlägt der Autor vor, in diesem Beitrag zuerst die Wärmequelle zu untersuchen. Dann mit Hilfe der Energiebilanz die erforderliche Arbeit zur Erzeugung des Abriebs zu bestimmen. Die Grundlage für die Modellierung der Reibungswärmequelle ist ein früher entwickeltes so genanntes System von „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ [4], [5]. Eine Erwärmung der Reibwerkstoffe während des Reibungsvorgangs wurde als Wärmeübertragung (Wärmekonvektion) von den momentan sich berührenden Oberflächenrauheiten interpretiert. Diese Beschreibung der Reibungswärmequelle erfordert jedoch eine Ergänzung. Es muss nämlich die Tatsache in betracht gezogen werden, dass die Energieverteilung innerhalb eines geringen Volumens rund um die Kontaktfläche des Reibkörpers stattfindet. Um den Mechanismus der Erwärmung durch Reibung nach dem erwähntem Modell „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ zu verdeutlichen, wurde im Bild 1 der Reibkontakt von Festkörpern in zwei Ansichten schematisch dargestellt. Die Kontakte innerhalb des Mikrobereichs der Oberflächenrauheiten wirken als „Gasteilchen“ mit maximaler momentaner Temperatur (Blitztemperatur) Θ o . Die Kollision der Oberflächenrauheiten bewirken die Freisetzung von Wärmeimpulsen Q i . Makroskopisch betrachtet bewirkt der stationäre Prozess auf der nominalen Reibfläche einen stationären Wärmestrom, als Auswirkung einer großen Anzahl von Impulsen Q i . In diesem Fall wirkt auf das Flächenelement dF die Temperatur Θ und die Wärmestromdichte q c . Man kann nachweisen, dass der vorliegende Heizmechanismus ein besonderer Fall von Konvektionswärme ist. Der Wärmeaustausch zwischen der festen Oberfläche und dem realen Fluid wird durch den Temperaturunterschied von Θ o - Θ zwischen beiden Objekten verursachten (Bild 2), wobei x die Entfernung von der Oberfläche des Festkörpers ist. Aber in der Grenzschicht eines realen Fluids eine Temperaturverteilung auftritt. Diese Temperaturänderung kann mit dem Temperaturgradienten (Θ o - Θ)/ x o ersetzt werden und die Wärmeübertragung als Wärmeleitung gesehen werden. Der Wärmestrom ist eine natürliche Funktion dieses Gradienten und der thermischen Leitfähigkeit λ des Fluids. Der Koeffizient der Wärmekonvektion α wird als Verhältnis λ/ x o ausgedrückt. Das Newtonsche Wärmekonvektionsgesetz hat die folgende Form: (1) Im Falle des Models „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ werden nach dem Bruch der Kontakte der Oberflächenrauheiten die Wärmeimpulse Q i vollständig durch den Reibkörper absorbiert. Das bedeutet, dass im „Gasraum“ der Temperaturgradient gleich Null ist (Bild 2). Da die Wärme durch Reibung verursacht wird, erreicht der Wärmeübertragungskoeffizient α ein bestimmter Wert. In dieser Situation soll die thermische Leitfähigkeit des „Gases“ unendlich groß sein. Somit kann Reibungserwärmung der rauen Oberfläche als Sonderfall der Wärmeübertragung bei α = ∞/ ∞ ausgelegt werden [5]. Das Ziel aller weiteren Überlegungen ist die physikalische Interpretation und Bestimmung der realen Werte des Wärmedurchgangskoeffizienten α bei Festkörperreibung. Entsprechend dem Modell „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ kann die Dichte des Wärmeflusses für jedes Element der Kontaktfläche dF (Bild 1) beschrieben werden. In 7 Aus Wissenschaft und Forschung q c = α(Θ o - Θ) = (λ/ x o )(Θ o - Θ). (1) Bild 1: Modell „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ [4], [5] Bild 2: Wärmekonvektion zwischen Flüssigkeit und Festkörper und zwischen „Gas“ und Festkörper [5] Θ o „Gas” Mikrobereich a Festkörper 1 Festkörper 2 Festkörper 2 q c Makrobereich Festkörper 1 Θ Reibfläche a Q i dF Festkörper Festkörper „Gas” Flüssigkeit Θ o Θ o Θ Θ 0 0 x x Θ(0) Temperaturverteilung Temperaturverteilung Θ(0) x o T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 diesem kleinen Bereich herrscht die nominelle Flächenpressung p mit der Reibgeschwindigkeit v und Reibungszahl μ. Die spezifische Reibleistung μpv ist die Summe der Wärmestromdichte q c und der sog. Schädigungsenergiestromdichte q m [4], [5] (2) Die Komponente q m ist ein Teil der spezifischen Reibleistung; das heißt q m = ημpv, wobei der Parameter 0 ≤ η ≤ 1 die Struktur der Energiebilanz charakterisiert. Die Energiebilanz für stationären Reibverschleiß der Oberfläche dF nimmt folgende Form an [4], [5]: (3) Es entsteht kein Verschleiß, wenn Θ = Θ x und η = 0, q m = 0. Die Temperatur Θ x wurde als charakteristische Temperatur für Nullverschleiß genannt und vom Verfasser das erste Mal im Jahre 1990 eingeführt [6]. Weil bei Θ = Θ x die ganze Reibungsarbeit in Reibungswärme übergeht, existiert keine Energie mehr um den Verschleiß zu bewirken. Aus (3) folgt (4) Der Koeffizient der Wärmekonvektion α ist also eine Funktion der Reibungsparametern p, v, der Reibungszahl μ und den zwei Temperaturen Θ o und Θ x [6] (5) Die Wärmestromdichte q c ergibt sich aus (1) und (5)(6) In der vorhergehenden Betrachtung ist analytisch die Wärmestromdichte beschrieben worden unter der Annahme, dass die Wärmequelle nur die reale Kontaktfläche der Reibkörper ist. Weitere Überlegungen werden die Tatsache der Energiedissipation in einem begrenzten Volumen berücksichtigen. Im Bild 3 ist das erweiterte Modell der Reibkontakte im Mikrobereich unter zusätzlicher Berücksichtigung eines Masseelements m Ri dargestellt. Die Temperatur dieser Masse beträgt Θ o . Die reale Flächenpressung beträgt p r . Nach dem brechen des Kontakts beträgt die Temperatur der Masseelemente m Ri Θ. Das bewirkt im Makrobereich die Wärmestromdichte q c für das elementare Reibungsvolumen δdF. Wobei δ die Reibungshöhe ist. Es wird vorausgesetzt, dass das erweiterte Modell folgende Annahmen erfüllt: ► Die Leistungen der beiden Wärmequellen wie im Bild 1 und 3 gezeigt, unter der Voraussetzung, dass die Parametern der Reibung, Verschleiß und Temperaturen Θ o , Θ gleich sind. ► Die Masse m R beteiligt sich an der Energiedissipation, deren Menge auf der Grundlage des Konzepts des Verschleißes nach J.F. Archard [7] bestimmt wird. Bezogen auf die reale Reibpaarung kann das erweiterte Modell, wie im Bild 4, dargestellt werden. Von den zwei Reibelementen bewegt sich das kleinere (1) relativ zu dem größeren (2) mit konstanter Geschwindigkeit v und konstanter Reibungszahl μ. Die nominelle Kontaktfläche A n ergibt sich aus den Abmessungen a und b des oberen Elements (1). Bei normaler konstanter Belastung N auf der Oberfläche A n wirkt die nominelle Flächenpressung p. Bei der Anwendung des erwähnten Archard-Konzepts wird davon ausgegangen, dass die Härte der reibenden Elemente sich sehr voneinander unterscheiden. Das bedeutet, dass die Größe des Verschleißes von der Härte des weicheren Werkstoffs abhängig ist. Um diese Bedingungen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1) ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Aus Wissenschaft und Forschung (2) D (3) E (4) K (5) W q c = x o pv x o pv (Θ o - Θ). (6) I μpv = q c + q m . (2) D (3) E (4) K (5) W (6) I μpv = α(Θ o - Θ) + ημpv. (2) D (3) E μpv = α(Θ o - Θ x ). (4) K (5) W (6) I (2) D (3) E (4) K α = x o pv x o pv . (5) W (6) I Bild 3: Erweitertes Modell „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ - Reibungsvolumen als stationäre Wärmequelle Bild 4: Modell zur Bestimmung der realen Flächenpressung bei der Festkörperreibung Θ o Mikrobereich Festkörper 2 Θ m Ri Festkörper 1 Festkörper 2 q c Makrobereich Festkörper 1 Θ δ dF A n 1 2 N N v m R δ a h a m a b T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ die Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J. F. Archard im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: (7) Wobei k der Verschleißkoeffizient, die reale Reibungsfläche sind. J. F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das sogenannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis (9) Reibungshöhe [8], [9] (10) und Reibungsvolumen (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung in den Bildern 3 und 4, daraus folgt die Gleichung (13) wobei c p die spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: (14) Die Temperaturdifferenz Θ o - Θ x ergibt sich auf der Basis der in (5) beschriebenen Beziehung: (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird wie folgt ermittelt (16) Die Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: (17) (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz unter Berücksichtigung des Verschleißes in diesem Kapitel vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3 Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Sie ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) - zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung dieser beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: (21) wobei: n k = 1/ k die Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p die Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche sind, unter Annahme dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. 9 Aus Wissenschaft und Forschung V a = h a A n = ka r p N = ka r n p p A = kaA r , (7) W (8) A (9) R (1 (1 (1 (1 (1 Θ (1 (1 (17) (7) W A r = A n r p p = o n n A - (8) A (9) R (1 (1 (1 (1 (1 Θ (1 (1 (17) (7) W (8) A (9) R (1 V R = r p aN . (1 (1 (1 α (1 Θ (1 (1 (17) (7) W (8) A (9) R (1 (1 m R = r p aN ρ. (1 (1 α (1 Θ (1 (1 (17) (7) W (8) A (9) R (1 (1 (1 q c = m R c p (Θ o - Θ) n aA v , (1 (1 Θ (1 (1 (17) (7) W V R = aA r = δA n . (8) A (9) R (1 (1 (1 entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis R a V V = a h = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = r p ap (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v r p p (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v r p p ( p r c p + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v r p p ( p r c p c p + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v r p p (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 η = r p p c p c (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = x o x x o x . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = r p ap ρc p a v = ρc p v r p p . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = p r c p c p . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 gen vollständig zu erfüllen wird vorausgesetzt, dass der Werkstoff des Elements (2) um ein vielfaches härter als der Werkstoff des Elements (1), ist. Dieses sind die Voraussetzungen, dass sich der Verschleiß mit der Wärmeerzeugung praktisch auf das Element (1) konzentriert. Im Bild 4 wird das Volumen der Reibung A n δ, in dem die Energiedissipation stattfindet, dargestellt. Diese beinhaltet die Masse m R = ρA n δ, wobei ρ - Stoffdichte ist. Somit ergibt sich das Verschleißvolumen V a nach J.F. Archard, im Falle der Reibung gemäß des Bild 4 nach der Verschiebung a: V a = h a A n = ka = ka = kaA r , (7) Wobei k - Verschleißkoeffizient, A r = A n = reale Reibungsfläche. J.F. Archard hat als reale Flächenpressung die Härte H des weicheren Materials angenommen [7]. Das so genannte Reibungsvolumen V R wird folgendermaßen bestimmt [8], [9]: V R = aA r = δA n . (8) Aus (7), (8) folgen: das Verhältnis = = k. (9) Reibungshöhe [8], [9] δ = (10) und Reibungsvolumen V R = . (11) Die Masse m R ergibt aus (11) unter Berücksichtigung der Dichte ρ m R = ρ. (12) Wärmestromdichte q c basierend auf dem Modell entsprechend der Darstellung - Bilder 3, 4, daraus folgt die Gleichung q c = m R c p (Θ o - Θ) , (13) wobei c p - spezifische Wärme des Reibstoffs ist. Der Wärmekonvektionskoeffizient α wird in diesem Fall, wie folgt ausgedrückt: α = ρc p = ρc p v . (14) Temperaturdifferenz Θ o - Θ x basierend auf der in (5) beschriebenen Beziehung: Θ o - Θ x = . (15) Eine neue Form zur Beschreibung der Abhängigkeit der Wärmestromdichte wird, wie folgt ermittelt q c = ρc p v r p p (Θ o - Θ). (16) Schädigungsenergiestromdichte q m ergibt sich aus den folgenden Transformationen: q m = μpv - ρc p v (Θ o - Θ), (17) q m = μpv - ρc p v ( + Θ x - Θ) = ρc p v (Θ - Θ x ), (18) den Zusammenhang zur Energiebilanz erbringt der Parameter η als Verhältnis q m / μpv für den Fall der Modelle, nach den Bildern 3, 4 T+S_4_17 07.06.17 17: 26 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes e xR ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r (27) Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifischer Arbeit des Verschleißes e xR , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist die reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur von physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch von den Eigenschaften von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27) mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: (28) wobei i st die spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, Q· der Reibungswärmestrom, A· die Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: (29) dabei sind die Konstanten A und B: (30) (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei mindestens zwei verschiedenen Reibungsoberflächentemperaturen Θ, können beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tabelle 1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und betrug für jeden Fall 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4% C, 0,6 % Mn, 0,2 % Si, 1,5 % Cr, 0,2 % V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Aus Wissenschaft und Forschung Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifische Arbeit des Verschleißes , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur durch einige der physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch durch die Bedingungen von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27), mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: x R e = A Q 1 i st & & A Q = s t i . (28) wobei i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, - Reibungswärmestrom, Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: = = , (29) wobei Konstante A = , (30) B = . (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur Θ x = . (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei verschiedenen mindestens zwei Reibungsoberflächentemperaturen Θ, kann beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tab.1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und für jeden Fall beträgt sie 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4%C, 0,6% Mn, 0,2% Si, 1,5% Cr, 0,2% V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Größe 5x5x0,5mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25mm 2 ), welcher aus dem zu untersuchenden Werkstoffen: Armco- Eisen (Ferrit), Stähle der Qualität C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seine Legierung LC60 (60% Zinn) besteht (Tab. 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tab. 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: , , (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstante A, B und charakteristische Temperatur Θ x bezeichnet - Tab. 2 [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwer- Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifische Arbeit des Verschleißes , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur durch einige der physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch durch die Bedingungen von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27), mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: = = . (28) wobei i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, - Reibungswärmestrom, Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: x R e = x x o st i x x o = B A 1 B A , (29) wobei Konstante A = , (30) B = . (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur Θ x = . (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei verschiedenen mindestens zwei Reibungsoberflächentemperaturen Θ, kann beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tab.1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und für jeden Fall beträgt sie 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4%C, 0,6% Mn, 0,2% Si, 1,5% Cr, 0,2% V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Größe 5x5x0,5mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25mm 2 ), welcher aus dem zu untersuchenden Werkstoffen: Armco- Eisen (Ferrit), Stähle der Qualität C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seine Legierung LC60 (60% Zinn) besteht (Tab. 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tab. 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: , , (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstante A, B und charakteristische Temperatur Θ x bezeichnet - Tab. 2 [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwer- Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifische Arbeit des Verschleißes , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur durch einige der physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch durch die Bedingungen von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27), mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: = = . (28) wobei i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, - Reibungswärmestrom, Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: = = , (29) wobei Konstante A = ) ( i x o st x ) x o x , (30) B = . (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur Θ x = . (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei verschiedenen mindestens zwei Reibungsoberflächentemperaturen Θ, kann beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tab.1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und für jeden Fall beträgt sie 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4%C, 0,6% Mn, 0,2% Si, 1,5% Cr, 0,2% V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Größe 5x5x0,5mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25mm 2 ), welcher aus dem zu untersuchenden Werkstoffen: Armco- Eisen (Ferrit), Stähle der Qualität C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seine Legierung LC60 (60% Zinn) besteht (Tab. 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tab. 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: , , (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstante A, B und charakteristische Temperatur Θ x bezeichnet - Tab. 2 [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwer- Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifische Arbeit des Verschleißes , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur durch einige der physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch durch die Bedingungen von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27), mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: = = . (28) wobei i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, - Reibungswärmestrom, Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: = = , (29) wobei Konstante A = , (30) B = ) ( i 1 x o st ) x o . (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur Θ x = . (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei verschiedenen mindestens zwei Reibungsoberflächentemperaturen Θ, kann beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tab.1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und für jeden Fall beträgt sie 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4%C, 0,6% Mn, 0,2% Si, 1,5% Cr, 0,2% V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Größe 5x5x0,5mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25mm 2 ), welcher aus dem zu untersuchenden Werkstoffen: Armco- Eisen (Ferrit), Stähle der Qualität C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seine Legierung LC60 (60% Zinn) besteht (Tab. 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tab. 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: , , (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstante A, B und charakteristische Temperatur Θ x bezeichnet - Tab. 2 [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwer- Sie ist Funktion von: Dichte ρ, spezifische Arbeit des Verschleißes , nomineller Flächenpressung p, spezifischer Wärme c p , Temperaturdifferenz Θ - Θ x und Reibungskoeffizient μ. Somit ist reale Flächenpressung p r während Reibung nicht nur durch einige der physikalischen Eigenschaften des Materials, sondern auch durch die Bedingungen von Reibung und Verschleiß abhängig. Alle Größen in der Gleichung (27), mit Ausnahme der Temperatur Θ x können leicht experimentell bestimmt werden. Diese fehlende Größe kann auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für stationäre offene Systeme bestimmt werden. Wie in [11] gezeigt, ist spezifische Arbeit des Verschleißes das Verhältnis: = = . (28) wobei i st - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte, - Reibungswärmestrom, Reibleistung sind. Mit dem Einsetzen von (20) in die Gleichung (28) kann geschrieben werden [6]: = = , (29) wobei Konstante A = , (30) B = . (31) Und damit ergibt sich die gesuchte Temperatur Θ x = B A . (32) Mit den Ergebnissen von mindestens zwei Untersuchungen der spezifischen Arbeit des Verschleißes, bei verschiedenen mindestens zwei Reibungsoberflächentemperaturen Θ, kann beide Konstanten A, B und die Temperatur Θ x leicht bestimmt werden (nach Methode der kleinsten Quadrate) [12]. Um die hier durchgeführten Überlegungen quantitativ nachzuweisen, wurden die Reibungs- und Verschleißergebnisse von 8 Paarungen und deren erforderliche Parameter in der Tab.1 dargestellt. Die Forschungsmethode und Forschungsergebnisse wurden im Beitrag [12] veröffentlicht. Es handelt sich um die Reibung im System Stift - Scheibe mit der Möglichkeit die Temperatur Θ im Abstand 0,4 - 0,5 mm von Reibstelle einzustellen und zu messen. Die Reibgeschwindigkeit v war konstant und für jeden Fall beträgt sie 1 m·s -1 . Die Scheibe besteht aus dem Stahl 145Cr6 (Werkzeugstahl mit: 1,4%C, 0,6% Mn, 0,2% Si, 1,5% Cr, 0,2% V) mit der Härte von 60HRC, gepaart mit einem Blechstreifen in der Größe 5x5x0,5mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25mm 2 ), welcher aus dem zu untersuchenden Werkstoffen: Armco- Eisen (Ferrit), Stähle der Qualität C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seine Legierung LC60 (60% Zinn) besteht (Tab. 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tab. 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: , , (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstante A, B und charakteristische Temperatur Θ x bezeichnet - Tab. 2 [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwerη = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k p p r . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ r p N p N = kρ r ta p A p . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse x R e = a ta m A = m A t . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = x R r e p e p . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: r p p c p c (Θ - Θ x ) = p e p x R 2 r e x R p . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = . (27) η = (Θ - Θ x ), (19) im Falle des Modells nach dem Bild 1 η = . (20) Beide Abhängigkeiten (19), (20), sind in Bezug auf die Energie, gleichwertig. Es werden zwei Modelle der Reibungswärmequlle und Energiebilanz, unter Berücksichtigung des Verschleißes, in diesem Kapitel, vorgestellt. Sie bilden ein System von Abhängigkeiten und sind Grundlage zur Bestimmung der realen Flächenpressung sowie der realen Reibfläche. 3. Verfahren zur Bestimmung der realen Flächenpressung und realen Reibungsfläche Die Bilanzstruktur, die während der Festkörperreibung auftretende Energieverteilung wird von dem Parameter η beeinflusst. Er ist nach Gleichung (20) eine Funktion der drei Temperaturen: Θ, Θ o , Θ x , oder nach Gleichung (19) zwei Temperaturen Θ, Θ x , Dichte ρ, spezifische Wärme c p , der realen Flächenpressung p r und dem Reibungskoeffizient μ. In der vorangegangenen Darstellung ist folgendes noch unbekannt: Temperaturen Θ o , Θ x und reale Flächenpressung p r . Weitere Überlegungen dienen zur Bestimmung der realen Flächenpressung p r . Daher sollte eine Methode zur Bestimmung diese beiden Temperaturen zuerst entwickelt werden. Für diesen Zweck wird noch ein anderes Verfahren zur Bestimmung des Parameters η angewandt. In Veröffentlichung [10] wurde vom Verfasser die folgende Beziehung entwickelt: p r = n o p = n k ηp, (21) wobei: n k = 1/ k - Anzahl der Kontaktierungen bis zur Abtrennung der Abriebpartikel und n o = p r / p - Anzahl der realen Kontakte der Rauigkeiten auf der nominellen Kontaktfläche, unter Annahme, dass jede elementare Kontaktfläche gleich groß ist. Aus diesem Grund kann geschrieben werden [10]: η = k . (22) Basierend auf Zusammenchang (7) kann die Verschleißmasse auf dem Weg a, wie folgt beschrieben werden: V a ρ = m a = kaρ = kρ . (23) Die spezifische Arbeit des Verschleißes ist das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse = = . (24) nach der Beziehungen (23), (24) folgt: k = . (25) Die Beziehung (19) kann unter Berücksichtigung von (22), (25) folgendermaßen umgewandelt werden: (Θ - Θ x ) = . (26) Daraus folgt die gesuchte Flächenpressung p r p r = 3 x p x R 2 ) ( pc e x ) 22 . (27) Tabelle 1: Notwendigen Parameter, um reale Flächenpressung zu bestimmen [12] Stoff μ ρ H c p p Θ 1 e xR1 Θ 2 e xR2 Θ 3 e xR3 kg/ m 3 MPa kJ/ kgK MPa K MJ/ g K MJ/ g K MJ/ g Fe 0,6 7860 1746,18 0,452 0,785 298 26,755 313 5,443 333 3,38 C45 0,6 7860 2158,2 0,452 1,177 298 62,409 313 15,692 333 9,083 C80U 0,6 7860 2687,94 0,452 1,177 298 6,743 313 3,095 333 1,244 Cu 0,51 9830 1236,06 0,383 0,392 293 14,509 313 11,840 333 6,61 Al 0,43 2700 794,61 0,896 0,392 293 19,263 313 11,108 333 8,437 Zn 0,5 7130 431,64 0,385 0,392 293 12,193 313 4,676 333 4,034 Pb 0,8 11340 58,86 0,129 0,020 293 0,785 303 0,635 313 0,429 LC60 0,5 8500 78,48 0,129 0,078 293 2,392 303 1,341 313 0,939 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Größe 5 x 5 x 0,5 mm (die nominelle Reibfläche beträgt 25 mm 2 ), welcher aus den zu untersuchenden Werkstoffen: Armco-Eisen (Ferrit), Stähle C45 und C80U (0,8%C, Perlit), Kupfer, Aluminium, Zink, Blei und seinen Legierung LC60 (60 % Zinn) besteht (Tabelle 1), deren Härte ist um ein Vielfaches kleiner als die der gehärteten Scheibe. Das erlaubt den Verschleiß der Scheibe zu vernachlässigen. Der Massenverlust des Prüfkörpers wurde mit Hilfe einer Analysenwage durch Auswiegen bestimmt. Die Tabelle 1 enthält: Reibungszahl μ, Stoffdichte ρ, Stoffhärte H, spezifische Wärme c p , Flächenpressung p, drei Reibungsflächentemperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 und die entsprechende spezifischen Arbeiten des Verschleißes: e xR1 , e xR2 , e xR3 (als Mittelwerte aus 6 Messungen ermittelt) [12]. Basierend auf den Beziehungen (29 - 32) wurden die Systemkonstanten A, B und charakteristische Temperatur Θ x berechnet (Tabelle 2), [12]. Diese Daten ermöglichen, auf der Grundlage der Gleichung (27) die Werte der realen Flächenpressungen: p r1 , p r2 , p r3 im Falle von drei verschiedenen Temperaturen: Θ 1 , Θ 2 , Θ 3 zu berechnen und die Wirkung der Temperatur auf diese Flächenpressung nachzuweisen. Zudem werden Mittelwerte p rm der realen Flächenpressungen und das Verhältnisse von diesen Durchschnittswerten und der Stoffhärte p rm / H angegeben. Wenn die reale Flächenpressung bekannt ist, kann für eine gegebene Außenlast der Reibungspaare die reale Reibungsfläche A r berechnen werden. Die Grundlage dafür sind die Relationen: A r = A n (p/ p r ) = An/ n o . Im Fall der genannten Prüfungen [12] und der durchgeführten analytischen Berechnungen wurden die Werte n o = p r / p und der realen Oberflächen A r in Tabelle 3 wiedergegeben. Mit Hilfe von Gl. (25) kann auch der Einfluss der Temperatur auf den Verschleißkoeffizienten: k 1 , k 2 , k 3 veranschaulicht werden (Tabelle 3). Die Erkenntnisse der systematischen analytischen Untersuchungen beschreiben die Abhängigkeiten der stationären Energieumwandlungen beim Reibungsprozess von Festkörper. Dabei spielt das thermische Verfahren eine wichtige Rolle. Diese wurden in der Tabelle 4 für die Wärmeübergangskoeffizienten: α 1 , α 2 , α 3 (nach Gl. 14), die Wärmestromdichten: q c1 , q c2 , q c3 (nach Gl. 16) und die maximalen Temperaturen: Θ o1 , Θ o2 , Θ o3 (nach Gl. 15), als Funktionen der Reibungsflächentemperatur Θ zusammengefasst. In der Tabelle 5 sind noch die Reibungshöhen: δ 1 , δ 2 , δ 3 (nach Gl. 10), Massen des momentanen Reibungsvolumen: m R1 , m R2 , m R3 (nach Gl. 12) und Parameter: η 1 , η 2 , η 3 (nach Gl. 19 oder 22) und die Schädigungsenergiestromdichten: q m1 , q m2 , q m3 (nach Gl. 18) wiedergegeben. 11 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 3: Reale Reibungsflächen A r , Anzahlen der realen Kontakte der Rauigkeiten n o und Verschleißkoeffizienten k Stoff A r1 A r2 A r3 mm 2 mm 2 mm 2 n o1 n o2 n o3 k 1 k 2 k 3 Fe 0,0087 0,0101 0,0096 2870 2471 2615 6,43E-06 2,72E-05 4,64E-05 C45 0,0086 0,0093 0,0090 2912 2687 2776 4,19E-06 1,54E-05 2,75E-05 C80U 0,0193 0,0163 0,0177 1293 1532 1416 1,72E-05 4,45E-05 1,02E-04 Cu 0,0032 0,0030 0,0032 7734 8419 7695 1,08E-05 1,45E-05 2,37E-05 Al. 0,0048 0,0049 0,0048 5176 5079 5172 1,68E-05 2,85E-05 3,83E-05 Zn 0,0048 0,0053 0,0049 5237 4683 5062 1,18E-05 2,75E-05 3,45E-05 Pb 0,0024 0,0023 0,0024 10456 11014 10569 1,88E-05 2,45E-05 3,48E-05 LC60 0,0044 0,0044 0,0044 5732 5726 5739 1,10E-05 1,96E-05 2,80E-05 Tabelle 2: Konstante A, B, charakteristische Temperaturen Θ x und reale Flächenpressungen p r Stoff A B Θ x p r1 p r2 p r3 p rm g/ J g/ JK K MPa MPa MPa MPa p rm / H Fe 2,121·10 -6 7,289·10 -9 290,98 2253,02 1939,70 2052,62 2081,78 1,19 C45 7,762·10 -7 2,668·10 -9 290,93 3428,00 3162,13 3267,53 3285,89 1,52 C80U 5,559·10 -6 1,902·10 -9 292,27 1522,26 1802,63 1666,21 1663,70 0,62 Cu 5,430·10 -7 2,058·10 -9 258,57 3031,62 3300,25 3016,25 3116,04 2,52 Al. 4,344·10 -7 1,665·10 -9 261,69 2028,92 1991,01 2027,25 2015,73 2,54 Zn 1,120·10 -6 4,15·10 -9 269,88 2052,87 1835,89 1984,40 1957,72 4,54 Pb 1,430·10 -5 5,286·10 -8 270,53 209,11 220,28 211,38 213,59 3,63 LC60 9,060·10 -6 3,234·10 -8 280,15 447,11 446,65 447,64 447,13 5,70 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Eine zentrale Rolle in den oben beschrieben Berechnungen, erfüllt die Gleichung (27). Ausgehend von der Grundlage zur realen Flächenpressung p r ergibt sich auch die Möglichkeit die Werte einer Anzahl von anderen Parametern des Reibungs- Erwärmungs- und Verschleißprozesses zu berechnen. Insbesondere ist es möglich, die realen Kontaktflächen der Reibkörper zu bestimmen. Die erzielten Ergebnisse resultieren direkt aus dem Erhaltungsgesetz von Energie und Masse. Wesentliche Bedeutung in dieser Bilanzierung hat die Modellierung der Reibungswärmequelle. 4 Schlussfolgerungen Trotz zahlreicher Versuche ist das Problem, zur Bestimmung der realern Flächenpressung und realen Reibfläche von Festkörper noch ungelöst. Da die statische Analyse realer Flächenpressung für die Realität nicht geeignet ist, ist es sehr wichtig diese beiden wichtigen Eigenschaften im Zusammenhang mit den realen Prozessen zu verbinden. Die Werkstoffhärte bzw. der Fließdruck des weicheren Stoffs, spiegeln nur etwa die Bedingungen in der Umgebung der realen Kontakte der Oberflächen der beiden Reibwerkstoffe wider. Darum versucht der Autor in diesem Beitrag, die realen Flächenpressungen und die realen Reibflächen von Festkörpern als Folge der Reibungsvorgänge und damit einhergehender Prozesse, insbesondere der Wärmeerzeugung und des Verschleißes, zu bestimmen. Es war zu erwarten, dass diese beiden gesuchten Größen die Funktionen nicht nur der physikalischen Eigenschaften des Reibwerkstoffs sind, sondern auch unter anderem: der Temperatur, des Reibungskoeffizienten, der Reibungsarbeit, des Verschleißes mit den bestimmten Merkmalen des tribologischen Systems. In der Energiebilanz der Reibung von Festkörper ist die Reibungswärme die wichtigste Komponente. Um den Erwärmungsprozess zu beschreiben, sind in diesem Beitrag zwei Modelle der Reibungswärme vorgestellt. Das aktuelle Modell „Festkörper-„Gas“-Festkörper“ wurde unter Berücksichtigung der Masse des momentanen Reibungsvolumens verallgemeinert. Als Grundlage für die Bestimmung dieser Masse wird die bekannte Formel nach J. F. Archard, die den Verschleiß beschreibt, genutzt. Es wird die Energiebilanz mit den drei Hauptkomponenten aufgestellt, unter Berücksichtigung der Reibungsarbeit, Reibungswärme (auch Dissipationswärme genannt) und Arbeit der mechanischen Dissipation, die für den Verschleiß (sie ist auch der sog. Schädigungsenergie gleich) verantwortlich ist. Bei der Energiebilan- Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 4: Koeffizienten der Wärmekonvektion α, Reibungswärmestromdichten q c und Blitztemperaturen Θ o Stoff α 1 α 2 α 3 q c1 q c2 q c3 Θ o1 Θ o2 Θ o3 Wm -2 K -1 Wm -2 K -1 Wm -2 K -1 Wm -2 Wm -2 Wm -2 K K K Fe 1237,85 1437,79 1358,70 462310,33 439339,88 413907,52 671,48 618,57 637,64 C45 1219,82 1322,39 1279,73 697575,87 677014,95 652361,84 869,87 824,96 842,77 C80U 2746,94 2319,70 2509,61 690460,04 658112,64 603983,48 549,36 596,71 573,67 Cu 486,81 447,19 489,30 183159,00 175579,50 163501,72 669,24 705,63 667,16 Al. 467,41 476,30 467,79 153925,53 144120,87 135201,96 622,32 615,58 622,02 Zn 524,17 586,12 542,26 183881,11 170726,31 161772,61 643,80 604,28 631,33 Pb 139,91 132,82 138,41 12856,19 11687,38 10121,77 384,89 391,00 386,13 LC60 191,29 191,49 191,06 36541,95 34624,54 32723,60 484,03 483,82 484,27 Tabelle 5: Reibungshöhen δ, Massen des momentanen Reibungsvolumens m R Parametern η und Schädigungsenergiestromdichten q m Stoff δ 1 δ 2 δ 3 m R1 m R2 m R3 q m1 q m2 q m3 μm μm μm mg mg mg η 1 η 2 η 3 Wm -2 Wm -2 Wm -2 Fe 1,74 2,02 1,91 0,34 0,40 0,38 0,018 0,067 0,121 8689,67 31660,12 57092,48 C45 1,72 1,86 1,80 0,34 0,37 0,35 0,012 0,041 0,076 8624,13 29185,05 53838,16 C80U 3,87 3,26 3,53 0,76 0,64 0,69 0,022 0,068 0,145 15739,96 48087,36 102216,52 Cu 0,65 0,59 0,65 0,16 0,15 0,16 0,084 0,122 0,182 16761,00 24340,50 36418,28 Al. 0,97 0,98 0,97 0,07 0,07 0,07 0,087 0,145 0,198 14634,47 24439,13 33358,04 Zn 0,95 1,07 0,99 0,17 0,19 0,18 0,062 0,129 0,175 12118,89 25273,69 34227,39 Pb 0,48 0,45 0,47 0,13 0,13 0,13 0,196 0,270 0,367 3143,81 4312,62 5878,23 LC60 0,87 0,87 0,87 0,19 0,19 0,19 0,063 0,112 0,161 2458,05 4375,46 6276,40 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 zierung werden sowohl einige physikalische Eigenschaften des Abriebs eingeführt (ρ, c p , H), als auch: Reibungs- und Verschleißparameter (p, p r , v, N, μ, A ta , A·, h a , m a , k, n k , i st , q m , e xR ), Charakteristik der Reibungsflächen (A n , A r , a, b, n o ), Charakteristik der Dissipationswärmequelle (α, q c , η, Q·, Θ, Θ x , Θ o ), Systemgrößen (A, B) und Charakteristik der Reibungsvolumina (δ, V R , m R ). Zwischen den oben genannten Größen sind analytische Zusammenhänge hergestellt worden. Daraus folgt, dass die gesuchten realen Flächenpressungen, sowie die realen Reibflächen von sehr komplexen Funktionen und vielen Faktoren abhängig sind. Diese Komplexität ist evident trotz der Einschränkung aller Überlegungen nur für den stationären Prozess. Die experimentelle Exemplifikation erforderte eine entsprechende Forschungsmethodik zur Ermittlung von Kenngrößen und Parameter für das Erstellen der Energiebilanz. In diesem Beitrag wurden die Ergebnisse nach [12], welche diese Anforderungen erfüllen, angewandt. Dies ermöglichte quantitativ die vorgeschlagene Methode der Bilanzierung zu charakterisieren. Es werden nicht nur Werte der realen Flächenpressung und der realen Reibflächen von Festkörpern bestimmt, sondern auch eine Reihe von Parametern quantitativ beschrieben, welche Reibung und Verschleiß insbesondere das Reibungsvolumen charakterisieren. Basierend auf den Ergebnissen in den Tabellen 1 - 5 können folgende Schlussfolgerungen formuliert werden: ► Verschleißbeständigkeit und der Charakter der spezifischen Arbeit des Verschleißes sind eine abnehmende Funktion der Reibungsflächentemperatur Θ. ► Die charakteristischen Temperaturen Θ x für die 8 untersuchten Materialien mit unterschiedlichen Schmelztemperaturen und Härten liegen im relativ engen Bereich von 258,57 - 292,27K. ► Die reale Flächenpressung ist - außer für Stahl C80U - immer größer als die Stoffhärte. ► Die reale Flächenpressung im Fall von weicheren Materialien übersteigt weit ihre Härte. Die Wirkung der Temperatur im getesteten Bereich auf die reale Flächenpressung ist klein. ► Im Falle der zitierten Experimente ist die nominale Fläche etwa 10 3 - bis 10 4 -mal größer als die reale Reibungsfläche (beispielweise n o = 1293 für C80U und n o = 11014 für Blei). ► Die Wirkung der Temperatur im getesteten Bereich auf reale Reibungsfläche ist klein. ► Der Verschleißkoeffizient ist eine steigende Funktion der Temperatur. ► Der Koeffizient der Wärmekonvektion ist zu einem großen Teil durch die nominelle Flächenpressung bestimmt (beispielweise α = 132,82 Wm -2 K -1 für Blei, α = 2746,94 Wm -2 K -1 für C80U). ► Die Reibungswärmestromdichte ist eine abnehmende Funktion der Reibflächentemperatur Θ. ► Die Blitztemperatur Θ o ist geringfügig von der Temperatur Θ der nominellen Fläche abhängig. ► Die Reibungshöhe im Fall der untersuchten Metalle variiert im Bereich von 0,45 bis 3,87 μm; dies ist vergleichbar mit der Höhe der Oberflächenrauigkeit. Die Wirkung der Temperatur auf sie ist vernachlässigbar. Von entscheidender Bedeutung ist das Verhältnis von realenzu nominellen Flächenpressungen. ► Die Masse des momentanen Reibungsvolumens von 8 untersuchten Materialien variieren in dem Intervall 0,07 - 0,76mg; die Wirkung der Temperatur auf sie ist vernachlässigbar. ► Der Parameter η ist eine steigende Funktion der Temperatur. ► Die Schädigungsenergiestromdichte q m ist eine steigende Funktion der Temperatur. Die in diesem Beitrag auf der Grundlage der Energiebilanzierung durchgeführten Betrachtungen über reale Flächenpressung und reale Reibflächen von Festkörpern weisen neue Möglichkeiten zur Einschätzung von einigen der wichtigen typischen Größen für Festkörperreibung auf. Voraussetzung für den Erfolg dieser Art der Analyse ist die Wahrnehmung der Reibung als dynamisches Phänomen. Literatur [1] Kragelski I.V.: Reibung und Verschleiß. VEB Verlag Technik. Berlin 1971. [2] Fleischer G., Gröger H., Thum H.: Verschleiß und Zuverlässigkeit. VEB Verlag Technik. Berlin 1980. [3] Uetz, H., Fröhl, J.: Wear as an energy transformation process. Wear 1978, 49. [4] Sadowski J.: Temperatura powierzchni chropowatych podlegających zużyciu wskutek tarcia (Temperatur rauen Oberflächen die dem tribologischen Verschleiß unterliegen) Zagadnienia Eksploatacji Maszyn 1980 Nr. 2. [5] Sadowski J.: Die wärmemechanische Natur der Reiboxydation von Metallen. Schmierungstechnik 1982 Nr. 2. [6] Sadowski J.: Untersuchungen zur maximalen Verschleißfestigkeit fester Körper. Tribologie und Schmierungstechnik. 1990 Nr. 3. [7] Archard J.F.: Contact and rubbing of flat surfaces. J. Appl. Phys. 24 (1953) 981. [8] Sadowski J.: Die Verschleißzahl. Tribologie und Schmierungstechnik. 2007 Nr. 4. [9] Sadowski J.: Die Reibungsenergiedichte. Tribologie und Schmierungstechnik 2009 Nr. 3. [10] Sadowski J.: Zur Energiebilanzierung bei der Festkörperreibung. Tribologie und Schmierungstechnik 2009 Nr. 6. [11] Sadowski J.: Thermodynamische Theorie von Reibung und Verschleiß. Tribologie und Schmierungstechnik. 2002 Nr. 6. [12] Sadowski J., Żurowski W.: Verschleißbeständigkeit von Metallen. Tribologie und Schmierungstechnik. 1992 Nr. 3. 13 Aus Wissenschaft und Forschung T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 1 Einleitung Um den Kraftstoffverbrauch und die CO 2 Emissionen von Fahrzeugen zu senken, wurden in der Automobilindustrie Betriebsstrategien wie die Start-Stopp-Automatik eingeführt. Ein Problem stellt dabei das in der Stoppphase ruhende Öl dar. Durch die häufigen und ausgeprägten Ruhephasen kann die Schmierung in den tribologischen Kontakten nicht aufrechterhalten werden. Bei jedem Wechsel vom Stoppin den Fahrbetrieb muss das Öl erneut in den Schmierspalt transportiert werden, wodurch im Reibkontakt vermehrt Mischreibung auftritt. Der zusätzliche Festkörpertraganteil lässt die Maschinenelemente stärker verschleißen, was zu einem verfrühten Betriebsausfall führt. Aufgrund der veränderten Betriebsbedingungen müssen Gleitlager, Kolbenringe, Steuerketten und andere Komponenten im Antriebsstrang angepasst und weiterentwickelt werden [3]. In vorausgegangen Arbeiten konnte die Rauheit als entscheidende Einflussgröße auf das Reibungsverhalten identifiziert werden [1, 4, 5], weshalb diese bei der Weiterentwicklung von tribologischen Systemen gezielt ausgelegt werden muss. Im Kontext der Produktgenerationsentwicklung nach Albers handelt es sich dabei um eine Neuentwicklung ausgehend von einer Gestaltvariation, bei der das Lösungsprinzip des Referenzprodukts beibehalten und lediglich die Gestalt der Oberfläche verändert wird. Dabei muss der Neuentwicklungsanteil, resultierend aus der Gestaltvariation, zwingend validiert und damit auch verifiziert werden [6]. Die Validierung kann dabei durch virtuelle Aus Wissenschaft und Forschung * Univ.-Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers, Dipl.-Ing. Stefan Reichert M. Sc. Steffen Heldmaier Karlsruher Institut für Technologie (KIT) IPEK - Institut für Produktentwicklung, 76131 Karlsruhe Untersuchung des Einlauf-Verschleißverhaltens von geschmierten Kontakten unter Berücksichtigung unterschiedlicher Fertigungsverfahren mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode A. Albers, S. Reichert, S. Heldmaier* Eingereicht: 20. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 5. 1. 2017 Das Ziel der vorliegenden Arbeit ist die Untersuchung des Verschleißverhaltens im Einlauf unter Berücksichtigung des Rauheitseinflusses, welcher aus unterschiedlichen Fertigungsverfahren resultiert. Die Untersuchungen werden mit der Finite-Elemente-Software ABAQUS auf der Mikroskala durchgeführt. Die Grundlage für die Verschleißberechnungen bildet das Mischreibungsmodell nach Reichert et al. [1], welches um eine Verschleißroutine nach Archard [2] erweitert wurde. Die Routine ermöglicht die Berechnung von lokalen Verschleißtiefen an beiden tribologischen Reibpartnern. Dabei können die Verschleißberechnungen sowohl für trockenlaufende als auch für geschmierte Kontakte durchgeführt werden. Schlüsselwörter Verschleiß, Archard, Mischreibung, Finite-Elemente- Methode, Einlaufverhalten The aim of this work is the investigation of the wear behaviour in the running-in phase in consideration of the surface roughness, resulting from different manufacturing processes. The investigations were carried out with the Finite-Element-Software ABAQUS and take place on the microscopic scale. The wear calculation is based on the mixed-lubrication model of Reichert et al. [1], which was extended by a wear routine following Archard [2]. This routine enables the calculation of local wear depths on both tribological partners. The distribution of local wear depths can be determined both for lubricated and non-lubricated contacts. Keywords Wear, Archard, Mixed-Lubrication, Finite-Element- Method, Running-in Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 und physische Ansätze erfolgen [7]. Eine Bewertung des Einflusses der Rauheit ist bisher jedoch isoliert experimentell nicht möglich, da aufgrund von Finishingverfahren und Nachbearbeitungen des Werkstücks auch Randzone und Welligkeit verändert werden. Da es sich bei der Validierung um eine zentrale Aktivität in der Produktentwicklung handelt [8] und kein physischer Ansatz vorhanden ist, wird in dieser Arbeit ein virtueller Ansatz zur Untersuchung des Einflusses der Rauheit auf das Einlaufverhalten vorgestellt. Dafür wird ein vorhandenes FE-Modell mit einer Verschleißroutine gekoppelt, wodurch eine virtuelle Verifizierung ermöglicht wird. Die erzielten Erkenntnisse sollen dazu beitragen, das Verständnis um den Einfluss der Oberflächenrauheit zu erweitern. Weiterhin soll mit dieser Methode der Produktentwickler bei der gezielten Konditionierung der tribologischen Reibpartner unterstützt werden, um Maschinenelemente ressourcenschonend auszulegen und somit deren Lebensdauer zu erhöhen. 2 Stand der Forschung Zur Berechnung von Verschleiß mit der Finite-Elemente-Methode wird oft ein inkrementelles Verschleißgesetz nach Archard [2] verwendet. Der makroskopische Verschleißkoeffizient wird dabei als Verhältnis von verschleißbedingtem Volumenverlust zu Normalkraft und Gleitweg beschrieben. Khader [9] verwendete diesen Ansatz zur Berechnung des Verschleißes von trockenlaufenden Siliziumnitrid Rollen auf einem Zwei-Rollen Tribometer für Roll- und Gleitkontakte. Die Oberflächen waren dabei ideal glatt. Die Ergebnisse haben gezeigt, dass die Berechnung ausreichend genau mit dem Experiment übereinstimmt. Die Berechnungen wurden mit der FE-Software ABAQUS und der Subroutine UMESHMOTION durchgeführt. Mit dieser Routine werden die Knoten auf Basis des „Adaptive Mesh“ Algorithmus um den entsprechenden Verschleißwert verschoben. Diese Routine ist nur für implizite Berechnungsverfahren verfügbar. Mit der gleichen Methode berechnete Bhattacharya [10] Verschleiß von künstlichen Bandscheiben. Dabei blieben die organischen Fluide im Kontakt unberücksichtigt. Ali [11] machte die gleichen Untersuchungen am Demonstrator Hüftgelenk. Ismail [12] untersuchte die Einlaufphase des Rollkontakts einer starren Halbkugel auf einer rauen Oberfläche. Ab einer gewissen Belastung konnte er eine erhebliche Veränderung der Oberfläche feststellen. Er machte die Beobachtung, dass der Einlauf von Rollkontakten nach wenigen Zyklen beendet ist. Argatov [13] zeigte auf, dass der Kontaktdruck ein entscheidender Faktor zur Bestimmung des Endes der Einlaufphase ist. Er verwendete dazu einen kombinierten Ansatz aus Elastizitätstheorie und dem Verschleißgesetz nach Archard. Hegadekatte [14] entwickelte einen weiteren Ansatz zur Vorhersage von Verschleiß von Roll- und Gleitkontakten. Mit dem Global Incremental Wear Model (GIWM) berechnete er den Verschleiß eines Stiftes auf einem Stift- Scheibe-Tribometer. Für diesen Ansatz nutzte er das Verschleißgesetz nach Sarkar [15]. Bei diesem Ansatz wurde das Gesetz von Archard um die Abhängigkeit von der Reibungszahl erweitert. Chmiel [16] verwendete ABAQUS in Kombination mit einem PYTHON Skript zur Berechnung von Verschleiß an der Schiene eines Raketenschlittens. Mit dieser Methode konnte er Verschleiß auch in expliziten Berechnungsverfahren vorhersagen. Auch eine Verschiebung der Knoten unterhalb der Kontaktfläche wurde in dieser Arbeit berücksichtigt, um die Elementverzerrung zu reduzieren. Er ist dabei von ideal glatten Oberflächen ausgegangen. 3 Eigener Ansatz Die Grundlage für die vorliegenden Verschleißberechnungen bildet das Mischreibungsmodell nach Reichert et al. [1]. Dieses Modell wurde um eine Verschleißmethode erweitert, welche die Berechnung von lokalen Verschleißtiefen auf realen technischen Oberflächen ermöglicht. Die Implementierung der Routine erfolgte durch ein PYTHON Skript, wodurch der Ansatz auch für explizite Berechnungsverfahren zur Verfügung steht. 3.1 FE-Modell Die realen technischen Oberflächen werden zerstörungsfrei mit einem Weißlichtinterferometer vermessen und in das FE-Modell implementiert. Um den Rauheitseinfluss isoliert berücksichtigen zu können, wird die Welligkeit der gemessenen Oberfläche eliminiert. Dadurch können der Welligkeit geschuldete kleinflächige Kontaktbereiche vermieden werden. In Bild 1 ist der Aufbau des Mischreibungsmodells dargestellt. Die beiden rauen Körper sind übereinander angeordnet. Zwischen den Kontaktflächen befindet sich das Schmiermedium. Der obere Körper hat eine Größe 15 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Aufbau des FE-Modells T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 von 225 x 225 x 80 µm. Um die mittlere Flächenpressung beim Verschieben des oberen Körpers konstant zu halten, ist der untere Körper mit einer Länge von 235 µm um 10 µm länger. Der untere Körper ist fest eingespannt. In einem ersten Schritt wird der obere Körper kraftgesteuert gegen den unteren Körper gepresst und anschließend geschwindigkeitsgesteuert verschoben. Als Gleitbedingung ist eine kritische Scherspannung hinterlegt, ab der die Rauheitsspitzen aneinander abgleiten [4]. Der obere raue Körper ist über Dämpferelemente mit einer Dämpferplatte verbunden, um ein Aufschwingen bei Kontakt der Rauheitsspitzen zu vermeiden. Der Druck des Fluids kann variiert werden. Durch das Verhältnis zwischen der eingestellten Anpresskraft und dem Fluiddruck kann die mittlere Schmierspalthöhe eingestellt werden. Mit diesem Ansatz werden die Zielgrößen Kontaktdruck und Gleitweg in den Kontaktflächen berechnet. Diese dienen als Eingangsgrößen für die Verschleißberechnung. 3.2 Verschleißansatz Um Verschleiß auf realen technischen Oberflächen zu berechnen, wird ein Ansatz benötigt, der die Berechnung von geringen Verschleißtiefen im Nanometerbereich ermöglicht. Da mit dem bisherigen Mischreibungsmodell nur Zeiträume von wenigen Mikrosekunden berechnet werden können, muss der Ansatz zusätzlich die Möglichkeit der Skalierung bieten. Dadurch können längere Zeiträume bis zum Ende des Einlaufs berechnet werden. Der in dieser Arbeit vorliegende Modellansatz basiert auf dem empirischen Verschleißgesetz nach Archard. Bei diesem Ansatz wird das Verschleißvolumen in Abhängigkeit von der Normalkraft F N , des Gleitweges s, des Verschleißkoeffizienten K und der Härte H des weicheren Materials berechnet: F N ∙ s V = K ∙ ----- (1) H Um dieses Gesetz im bestehenden FE-Modell zu verwenden, muss der globale für das gesamte Bauteil geltende Ansatz nach Archard zu einer inkrementellen, lokalen Verschleißtiefenberechnung angepasst werden. Es wird vorausgesetzt, dass das Verschleißgesetz nach Archard auch bei einer lokalen Formulierung Gültigkeit besitzt. Der inkrementelle, lokale Ansatz lautet: h V,i +1,n = h V,i,n + k ∙ p i,n ∙ ∆s i,n (2) Dabei ist h V,i+1,n die aufsummierte Verschleißtiefe an einem einzelnen Knoten, h V,i,n ist die Verschleißtiefe aus dem vorherigen Zeitinkrement, p i,n der Kontaktdruck an einem Knoten, ∆s i,n ist der inkrementelle Gleitweg an einem Knoten und k der Verschleißkoeffizient. Für jeden Oberflächenknoten wird für jedes Zeitinkrement die Verschleißtiefe berechnet. Das Implementieren der lokalen Verschleißtiefe erfolgt über das Verschieben von Knoten um den berechneten Betrag in Normalenrichtung. Die Verschleißtiefenverteilung kann somit zu jedem definierten Zeitinkrement bestimmt werden. Der Verschleißkoeffizient ist eine werkstoffabhängige Größe und wird durch experimentelle Versuche bestimmt. In dieser Untersuchung wurde der Literaturwert nach Czichos [17] von 10 -5 mm 3 N∙m verwendet. Das Ablaufschema der Verschleißroutine ist in Bild 2 dargestellt. Zunächst wird der obere Körper über den unteren Körper verschoben und somit die Verschleißtiefenverteilung für eine Überfahrung berechnet und implementiert. Diese Überfahrung kann dabei in beliebig viele Zeitinkremente aufgeteilt werden. Zum Zeitpunkt i2 ist die erste Überfahrung beendet. Im Anschluss an die vollständige Überfahrung werden die lokalen Verschleißtiefen auf mehrere Überfahrungen skaliert und in das Modell implementiert. Die nächste Überfahrung startet mit den skalierten Oberflächen. 4 Ergebnisse Im Folgenden wird der Einfluss des Skalierungsfaktors und der Oberflächenbeschaffenheit auf das Verschleißverhalten untersucht. Abschließend wird eine Reibpaarung hinsichtlich ihres Verhaltens unter Mischreibungsbedingungen untersucht. 4.1 Skalierung Aufgrund der geringeren Rechenzeit wurde die Untersuchung zur Skalierbarkeit von Verschleiß mit dem trockenlaufenden Kontaktmodell durchgeführt. Für Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Ablaufschema der Verschleißsimulation T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 zwei identische gedrehte Oberflächen wurden dazu die globale und lokale Verschließtiefe und der maximale Kontaktdruck ausgewertet. Unter globaler Verschleißtiefe wird der Abstand der Profilmittellinien im belasteten Zustand unter konstanten Randbedingungen verstanden. Es wurden Skalierungsfaktoren von 50.000 bis 600.000 untersucht. Beispielsweise wird mit einem Skalierungsfaktor von 100.000 der Verschiebeweg von 10 µm auf 1 m interpoliert. Der Einfluss der Skalierung auf die globale Verschleißtiefe ist in Bild 3 dargestellt. Jeder Punkt auf einer Kurve entspricht einer skalierten Überfahrung. Für jeden Skalierungsfaktor wurden 26 Überfahrungszyklen berechnet. Deutlich zu erkennen ist die abnehmende Steigung der Verschleißkurven. Dies entspricht dem Verschleißtiefenverlauf, der bei tribologischen Systemen während der Einlaufphase in Experimenten beobachtet wird. Wie in Bild 3 deutlich wird, liegen alle Kurven mit einem niedrigen Skalierungsfaktor auf der Verschleißtiefenkurve mit einem Skalierungsfaktor von 600.000, weshalb der höchste Skalierungsfaktor als zulässig angenommen werden kann. Diese Annahme wird im Folgenden hinsichtlich der lokalen maximalen Verschleißtiefe und des lokalen maximalen Kontaktdrucks untersucht. Die Ergebnisse sind in Bild 4 für den unteren Reibpartner (Grundkörper) dargestellt. Es ist zu erkennen, dass die Kurven mit ansteigendem Skalierungsfaktor sowohl für die maximale lokale Verschleißtiefe als auch für den maximalen lokalen Kontaktdruck gut übereinstimmen. Bei den Kurven mit einem Skalierungsfaktor von 600.000 ist ein Ausreißer erkennbar. Bei ca. 30 m Gleitweg steigt der maximale Verschleiß stark an und bei ca. 60 m Gleitweg nimmt der maximale Kontaktdruck kurzzeitig stark ab. Dies können erste Indikatoren für eine überhöhte Skalierung sein, weshalb in weiterführenden Arbeiten höhere Skalierungsfaktoren genauer untersucht werden müssen. Trotz des einzelnen Ausreißers kann aufgrund der guten restlichen Übereinstimmung der Kurven der Skalierungsfaktor von 600.000 als zulässig betrachtet werden. Weiterhin ist in Bild 4 deutlich zu erkennen, dass ab einem Gleitweg von ca. 90 m die maximale Verschleißtiefe nur noch langsam ansteigt. Parallel dazu stellt sich ab 90 m Gleitweg ein konstanter maximaler Kontaktdruck ein. Werden beide Kurven korreliert, kann man ab diesem Zeitpunkt von einem eingelaufenen System sprechen. Zusammenfassend kann festgestellt werden, dass der höchste untersuchte Skalierungsfaktor von 600.000 zulässig für die Skalierung der Verschleißtiefenverteilung auf der Oberfläche ist. Bei den Verläufen der globalen Verschleißtiefen konnte keine Abweichung bei unterschiedlichen Skalierungen festgestellt werden. Bei der maximalen lokalen Verschleißtiefe und dem maximalen lokalen Kontaktdruck war jeweils eine einzelne Abweichung vorhanden. In Folgearbeiten wird genauer untersucht, ob diese Abweichungen auch bei höheren Skalierungsfaktoren auftreten. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Entwicklung der globalen Verschleißtiefe in Abhängigkeit des Skalierungsfaktors Bild 4: Entwicklung der maximalen Verschleißtiefe und des maximalen Kontaktdrucks in Abhängigkeit des Skalierungsfaktors T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 4.2 Einfluss der Rauheit auf das Reibungs- und Verschleißverhalten Um den Einfluss der Oberflächenrauheit auf das Einlaufverhalten zu untersuchen, wurden drei unterschiedliche Reibpaarungen berechnet. Zwei gedrehte Paarungen bestehen jeweils aus gleichem Grund- und Gegenkörper. Die beiden Paarungen unterscheiden sich jedoch in der Oberflächenrauheit, die aus unterschiedlichen Schnittparametern beim Drehen resultiert. Bei der dritten Paarung handelt es sich um eine Kombination aus einem gehonten Grundkörper und einem geschliffenen Gegenkörper, wie diese bei Zylinderlaufbahnen und Kolbenringen eingesetzt werden. Eine Übersicht der Rauheitskennwerte ist in Tabelle 1 dargestellt. Deutlich zu erkennen sind die unterschiedlichen Rauheitskennwerte der gedrehten Proben. In Bild 5 sind die untersuchten Festkörper dargestellt. Besonders bei den beiden gedrehten Festkörpern werden die Unterschiede der Rauheitsparameter auch in der Oberflächenstruktur deutlich. Zur Untersuchung des Einflusses der Oberflächenrauheit auf das Einlaufverhalten wurden die Reibpaarungen in einer parallelen Konfiguration untersucht, sodass die Drehriefen bei Paarung 1 und Paarung 2 jeweils parallel zur Verschiebungsrichtung verlaufen. Bei der Reibpaarung aus gehonter und geschliffener Probe wurde keine spezielle Ausrichtung der Oberflächen gewählt. Die unterschiedlichen Reibpaarungen wurden hinsichtlich der globalen Verschleißtiefe untersucht. Als Verschließskalierungsfaktor wurde 600.000 gewählt. Dieser Faktor hatte sich bei vorherigen Untersuchungen bezüglich der Skalierbarkeit als zulässige Größe herausgestellt. Die Ergebnisse der Verschleißtiefenentwicklung sind in Bild 6 dargestellt. Anhand der ermittelten Verschleißkurven wird deutlich, dass mit zunehmenden Rauheitskennwerten auch die globale Verschleißtiefe zunimmt. Für die Reibpaarung aus der gehonten und der geschliffenen Probe ist die Verschleißtiefe am geringsten. Deutlich wird bei dieser Kurve zudem, dass kein eindeutiges Einlaufverhalten festgestellt werden kann. Eine Abnahme der Steigung kann in diesem Verlauf nicht beobachtet werden. In einer weiteren Berechnung über einen längeren Zeitraum konnte festgestellt werden, dass diese Paarung erst deutlich später einläuft. Für die beiden gedrehten Paarungen ist das Einlaufverhalten deutlich zu erkennen. Bei den gedrehten Reibpartnern wies die Paarung mit der größeren Oberflächenrauheit eine größere Verschleißtiefe auf. Um die Verschleißtiefenverläufe genauer zu untersuchen, werden die Ergebnisse der Verschleißtiefenentwicklung mit dem maximalen Kontaktdruck korreliert. Die Kontaktdruckverläufe für die untersuchten Paarungen sind in Bild 7 dargestellt. Im Kontaktdruckdiagramm wird deutlich, weshalb Paarung 2 die größte Verschleißtiefe aufweist. Hier ist der maximale Kontaktdruck am höchsten, was auf die geringe reale Kontaktfläche zurückzuführen ist. Ein entsprechend hoher Kontaktdruck wirkt sich nach Formel 2 linear auf die Verschleißtiefe aus. Beim Kontaktdruckverlauf der gehonten Probe (unterer Körper) ist zu erkennen, dass sich noch keine deutliche Minderung des Kontaktdrucks eingestellt hat. Das erklärt auch, weshalb bei der Verschleißtiefenentwicklung noch kein Einlaufvorgang festgestellt werden kann. Auch hier konnte eine längere Berechnung bestätigen, dass der Kontaktdruck erst deutlich später abnimmt. Beim Kontaktdruckverlauf Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 1: Rauheitskennwerte der untersuchten Proben Kennwerte Gedrehte Probe 1 Gedrehte Probe 2 Gehonte Probe Geschliffene Probe sR a [µm] 0,343 1,171 0,407 0,160 sR q [µm] 0,437 1,461 0,565 0,247 sR z [µm] (DIN) 2,880 9,173 3,260 1,653 sR pk [µm] 0,073 0,759 0,098 0,078 sR vk [µm] 0,416 1,303 0,969 0,294 Bild 2: Ablaufschema der Verschleißsimulation T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 von Probe 1 hat sich hingegen ein konstantes Niveau eingestellt, weshalb hier, wie in Kapitel 4.1 beschreiben, von einer eingelaufenen Paarung ausgegangen werden kann. 4.3 Reibungsverhalten Um eine Aussage über das Reibungsverhalten zu treffen, wurden eine neuwertige und eine eingelaufene Oberfläche unter Mischreibungsbedingungen berechnet. Das Ergebnis der Berechnungen ist in Bild 8 dargestellt. Die beiden Berechnungen wurden unter der Normalkraft von 3 N und einem Fluiddruck von 40 MPa durchgeführt. Deutlich sind die Festkörpertraganteile im Neuzustand zu erkennen. Für diesen Fall konnte ein Reibkoeffizient der Paarung von 0,03 berechnet werden. Unter identischen Randbedingungen wurde die Paarung mit eingelaufener Oberflächentopographie berechnet. Bei dieser Berechnung wurde ein Reibkoeffizient von 0,001 ermittelt. Durch das Abtragen der Rauheitsspitzen wurde der Festkörperreibanteil nahezu eliminiert. Bei dieser Paarung ist nur noch ein hydrodynamischer Reibanteil vorhanden. 5 Zusammenfassung Durch die Kopplung unterschiedlicher Simulationsansätze konnte eine Methode entwickelt werden, um Verschleiß auf realen technischen Oberflächen zu berechnen. Die Methode ermöglicht dabei die Verschleißberechnung an beiden Oberflächen und steht für trockenlaufende und geschmierte Reibpaarungen zur Verfügung. Es konnte nachgewiesen werden, dass die Oberflächenrauheit das Einlaufverhalten stark beeinflusst. Für die drei untersuchten Reibpaarungen konnten unterschiedliche Verschleißtiefenverläufe berechnet werden. Dass zur Berechnung längerer Zeiträume eine Verschleißskalierung möglich ist, wurde in umfassenden Untersuchungen nachgewiesen. Diese längeren Zeitspannen sind notwendig, um das komplette Einlaufverhalten einer tribologischen Paarung abzubilden. Abschließend wurde gezeigt, dass durch das Abtragen von Rauheitsspitzen der Reibkoeffizient im geschmierten Zustand verringert wird. 19 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Verschleißtiefenentwicklung der untersuchten Reibpaarungen Bild 7: Entwicklung des maximalen Kontaktdrucks der untersuchten Reibpaarungen Bild 8: Reibwertberechnung für Neu- und verschlissenen Zustand T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Danksagung Die Autoren bedanken sich bei der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die finanzielle Unterstützung im Rahmen des Schwerpunktprogramms „SPP1551 - Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ mit dem Thema „Optimierung von Tribosystemen durch gezielte Vorwegnahme des Einlaufs in der spanenden Endbearbeitung am Beispiel von Gleitlagerungen“ Literatur [1] Reichert, S., Lorentz, B., Albers, A., Wear simulation in non-lubricated and mixed lubricated contacts taking into account the microscale roughness, Tribology International, 2016 [2] Archard, J.F., Hirst, W., The wear of metals under unlubricated conditions, Research Laboratory, Associated Electrical Industries Limited, Aldermaston, Berks, 1956 [3] Rosenow, J., Stahlkolben für den PKW - Kolbenschmidt Pierburg, Automobil-Industrie, 20.08.2009 [4] Albers, A., Reichert, S., Lorentz, B., Knoll, G., Lang, J., Untersuchung des Reibungsverhaltens von geschmierten Kontakten unter Berücksichtigung verschiedener Gleitbedingungen mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode, 56. Tribologie-Fachtagung, Göttingen, 2015 [5] Reichert, S., Lorentz, B., Albers, A., Influence of flattening of rough surface profiles on the friction behaviour of mixed lubricated contacts, Tribology International, 2015 [6] Albers, A., Bursac, N., Rapp, S., PGE - Product Generation Engineering - Case study of the dual mass flywheel, International Design Conference, Dubrovnik, 2016 [7] Albers, A.; Behrendt, M.; Klingler, S.; Matros, K.: Verifikation und Validierung im Produktentstehungsprozess. In: Lindemann (Hrsg.), Handbuch Produktentwicklung, Carl Hanser Verlag, München, 2016 - ISBN 978-3-446- 44518-5 [8] Albers, A., Five Hypotheses about Engineering Processes and their Consequences, Proceedings of the TMCE, 2010 [9] Khader, I., Kürten, D., Kailer, A., A study on the wear of silicon nitride in rolling-sliding contact, Wear, 2012 [10] Bhattacharya, S., Predictive Finite Element Modeling of Artificial Cervical Discs in a Ligamentous Functional Spinal Unit, Dissertation, University of Toledo, 2011 [11] Ali, M., Computational and Theoretical Contact Modelling of Hip Implant Devices with the Application of Wear Simulations, Dissertation, University of Warwick, 2013 [12] Ismail, R., Running-in of rolling-sliding contacts, University of Twente, 2013 [13] Argatov, I. L., Fadin, Y. A., A macro-scale approximation for the running-in period, Tribology Letters, 42, pp. 311- 317, 2011 [14] Hegadekatte, V., Kurzenhäuser, S., Huber, N., Kraft, O., A predictive modeling scheme for wear in tribometers, Tribology International [15] Sarkar, A. D., Friction and wear, Academic press, London, 1980 [16] Chmiel, A., Finite Element Simulation Methods for dry sliding wear, Air Force Institute of Technology, Ohio, 2008 [17] Czichos, H., Habig, K. H., Tribologie-Handbuch, Tribometrie, Tribomaterialien, Tribotechnik, Vieweg + Teubner, Seite 113,Wiesbaden, 2010 Aus Wissenschaft und Forschung Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Falls Sie eine Veröffentlichung wünschen, bitten wir Sie, uns die Daten auf einer CD, zur Sicherheit aber auch als Ausdruck, zur Verfügung zu stellen. Schön ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 76). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 1 Motivation to design and build a wind turbine gear unit with plain bearings • The reliability of roller bearing solutions is under discussion • „White Etching Crack (WEC)“ is a failure mode occurring in roller bearings used in wind turbine gear boxes, for already more than 20 years. Damage is typically seen in early stages of operation and can occur on different bearing positions. Damages are seen on almost all bearing designs. • Until today the root cause is not established. A number of theories have been developed but none of these theories is proven yet. • Plain bearing solutions are known as reliable solutions in many industrial applications. • There is a strong demand in the wind market to test plain bearings with the aim to increase wind turbine gearbox reliability. 21 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.- Ing. Dirk-Olaf Leimann ZF Wind Power, Lommel, Belgium Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes D.-O. Leimann* Eingereicht: 26. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 12. 2016 Heutige Getriebe für Windkraftwerke im Leistungsbereich zwischen 2 und 8 MW haben mindestens eine Planetenstufe und eine Stirnradstufe. Die Verzahnungen sind in der Regel einsatzgehärtet und die Lagerung der Planeten und Wellen erfolgt durch Wälzlager. Durch Schäden an den Wälzlagern in Winkraftgetrieben, die auch als White Etching Cracks bezeichnet werden, hat ZF Windpower etwa 2010 damit begonnen den Einsatz von Gleitlagern als alternative Lösung zu untersuchen. Hierzu wurde ein erster Prototyp im Jahre 2011 gebaut und 2012 intensiv getestet. Die wichtigen Fragen in der Konstruktion waren, welche Anforderungen stellt diese neue konstruktive Lösung an den Schmierstoff, können dieselben Schmierstoffe Verwendung finden die sich bei Wälzlagern und Verzahnung bewährt haben, kann das Schmiersystem bleiben und kann auch die gleiche Strategie zu Ölwechselintervallen und Sauberkeit genutzt werden? Schlüsselwörter Windkraftgetriebe,Wälzlagerschäden, Gleitlager für Wellen, Gleitlager für Planeten, Schmierstoff Spezifikation, Schmierstoff Strategie Current wind turbine gearbox designs - in the power range from 2 up to 8 MW - typically consist of a combination of at least one planetary stage with at least one high speed helical gear stage. The majority of state-of-the-art designs are equipped with roller bearings. In the search for reliable solutions that are less prone to the specific failure mechanisms white etching crack WEC, the question arises whether plain bearings could be an alternative to the roller bearings. This paper presents the results from a gearbox development project of a 2 MW wind turbine gearbox with one planetary stage and 2 helical stages, in which roller bearings were substituted by plain bearings for all positions and that was tested on a test bench with respect to the most harmful operating conditions for plain bearings as starts and stops and idling. To ensure a reliable solution, insight is needed in relevant potential failure modes for plain bearings with respect to the lubrication on all positions. These potential failure modes need to be avoided by proper design rules that are relevant for the entire lifetime of a wind turbine gearbox (20 years) and validated with test procedures or measurements that are relevant to each risk. The result of the extensive testing was very promising so that the next step can be done to test on tower. Keywords Wind turbine Gearboxes, Rolling bearing failures, White Etching Cracks, Plain bearings for shafts, Plain bearings for planets, Lubricant specification, Lubrication strategy Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 2 Design challenges with respect to lubrication • ZF Wind Power Antwerp started in 2011 to build up experience with plain bearings in a very early stage. • Some questions with respect to the lubrication of a plain bearing solution are • Can the same oil brands as for roller bearings be used for plain bearings? • Can the same lubrication system and equipment as pump and cooler be used for plain bearings? • Can the same lubrication strategy be used? 3 Roller bearing solution changed into plain bearing solution Beside the planet carrier bearings all roller bearings in the gear unit have been replaced by plain bearing with the goal to fit a plain bearing solution into the existing roller bearing dimensions. 4 Load conditions For dimensioning the plain bearings load conditions were defined with respect to generic turbine conditions. • 12 load cases were defined with respect to fictive turbine operating conditions • Main load case is load case 3 and maximum load case is 9. This load case 9 is used in the further investigations as max. load case. The detailed load conditions can be taken from table 1 and diagram 1. Aus Wissenschaft und Forschung ZF Wind Power Technology 4 12.-14.1.2016 Plain bearing lubrication in wind turbine gear boxes by Dirk-Olaf Leimann Roller bearing solution changed to plain bearing solution Change to plain bearings on all positions except planet carrier bearing Planet shaft (PL) Low speed shaft (LSS) High speed intermediate shaft (ISS) High speed shaft (HSS) Picture 1: Design of plain bearing solution The biggest challenge was the planet bearing and there were several possible solutions available. Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes Dipl.- Ing. Dirk-Olaf Leimann ZF Wind Power, Lommel, Belgium Summary Current wind turbine gearbox designs in the power range from 2 up to 6 MW typically consist of a combination of at least one planetary stage with at least one high speed helical gear stage. The majority of state-of-the-art designs are equipped with roller bearings. In the search for reliable solutions that are less prone to the specific failure mechanisms white etching crack WEC, the question arises whether plain bearings could be an alternative to the roller bearings. This paper presents the results from a gearbox development project of a 2 MW wind turbine gearbox with one planetary stage and 2 helical stages, in which roller bearings were substituted by plain bearings for all positions and that was tested on a test bench with respect to the most harmful operating conditions for plain bearings as starts and stops and idling. To ensure a reliable solution, insight is needed in relevant potential failure modes for plain bearings with respect to the lubrication on all positions. These potential failure modes need to be avoided by proper design rules that are relevant for the entire lifetime of a wind turbine gearbox (20 years) and validated with test procedures or measurements that are relevant to each risk. The result of the extensive testing was very promising so that the next step can be done to test on tower. 1 Motivation to design and build a wind turbine gear unit with plain bearings • The reliability of roller bearing solutions is under discussion • „White Etching Crack (WEC) “ is a failure mode occurring in roller bearings used in wind turbine gear boxes, for already more than 20 years. Damage is typically seen in early stages of operation and can occur on different bearing positions. Damages are seen on almost all bearing designs. • Until today the root cause is not established. A number of theories have been developed but none of these theories is proven yet. • Plain bearing solutions are known as reliable solutions in many industrial applications. • There is a strong demand in the wind market to test plain bearings with the aim to increase wind turbine gearbox reliability. 2 Design challenges with respect to lubrication • ZF Wind Power Antwerp started in 2011 to build up experience with plain bearings in a very early stage. • Some questions with respect to the lubrication of a plain bearing solution are • Can the same oil brands as for roller bearings be used for plain bearings? • Can the same lubrication system and equipment as pump and cooler be used for plain bearings? • Can the same lubrication strategy be used? 3 Roller bearing solution changed into plain bearing solution Beside the planet carrier bearings all roller bearings in the gear unit have been replaced by plain bearing with the goal to fit a plain bearing solution into the existing roller bearing dimensions. Picture 1: Design of plain bearing solution The biggest challenge was the planet bearing and there were several possible solutions available. Picture 2: design solutions for planet bearings Out of the solutions the floating bush was selected as the best candidate to fulfil all requirements. The next picture shows the final design solutions for all positions. Picture 3: Shaft and planet solutions Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes Dipl.- Ing. Dirk-Olaf Leimann ZF Wind Power, Lommel, Belgium Summary Current wind turbine gearbox designs in the power range from 2 up to 6 MW typically consist of a combination of at least one planetary stage with at least one high speed helical gear stage. The majority of state-of-the-art designs are equipped with roller bearings. In the search for reliable solutions that are less prone to the specific failure mechanisms white etching crack WEC, the question arises whether plain bearings could be an alternative to the roller bearings. This paper presents the results from a gearbox development project of a 2 MW wind turbine gearbox with one planetary stage and 2 helical stages, in which roller bearings were substituted by plain bearings for all positions and that was tested on a test bench with respect to the most harmful operating conditions for plain bearings as starts and stops and idling. To ensure a reliable solution, insight is needed in relevant potential failure modes for plain bearings with respect to the lubrication on all positions. These potential failure modes need to be avoided by proper design rules that are relevant for the entire lifetime of a wind turbine gearbox (20 years) and validated with test procedures or measurements that are relevant to each risk. The result of the extensive testing was very promising so that the next step can be done to test on tower. 1 Motivation to design and build a wind turbine gear unit with plain bearings • The reliability of roller bearing solutions is under discussion • „White Etching Crack (WEC) “ is a failure mode occurring in roller bearings used in wind turbine gear boxes, for already more than 20 years. Damage is typically seen in early stages of operation and can occur on different bearing positions. Damages are seen on almost all bearing designs. • Until today the root cause is not established. A number of theories have been developed but none of these theories is proven yet. • Plain bearing solutions are known as reliable solutions in many industrial applications. • There is a strong demand in the wind market to test plain bearings with the aim to increase wind turbine gearbox reliability. 2 Design challenges with respect to lubrication • ZF Wind Power Antwerp started in 2011 to build up experience with plain bearings in a very early stage. • Some questions with respect to the lubrication of a plain bearing solution are • Can the same oil brands as for roller bearings be used for plain bearings? • Can the same lubrication system and equipment as pump and cooler be used for plain bearings? • Can the same lubrication strategy be used? 3 Roller bearing solution changed into plain bearing solution Beside the planet carrier bearings all roller bearings in the gear unit have been replaced by plain bearing with the goal to fit a plain bearing solution into the existing roller bearing dimensions. Picture 1: Design of plain bearing solution The biggest challenge was the planet bearing and there were several possible solutions available. Picture 2: design solutions for planet bearings Out of the solutions the floating bush was selected as the best candidate to fulfil all requirements. The next picture shows the final design solutions for all positions. Picture 3: Shaft and planet solutions Plain Bearing Lubrication in Wind Turbine Gearboxes Dipl.- Ing. Dirk-Olaf Leimann ZF Wind Power, Lommel, Belgium Summary Current wind turbine gearbox designs in the power range from 2 up to 6 MW typically consist of a combination of at least one planetary stage with at least one high speed helical gear stage. The majority of state-of-the-art designs are equipped with roller bearings. In the search for reliable solutions that are less prone to the specific failure mechanisms white etching crack WEC, the question arises whether plain bearings could be an alternative to the roller bearings. This paper presents the results from a gearbox development project of a 2 MW wind turbine gearbox with one planetary stage and 2 helical stages, in which roller bearings were substituted by plain bearings for all positions and that was tested on a test bench with respect to the most harmful operating conditions for plain bearings as starts and stops and idling. To ensure a reliable solution, insight is needed in relevant potential failure modes for plain bearings with respect to the lubrication on all positions. These potential failure modes need to be avoided by proper design rules that are relevant for the entire lifetime of a wind turbine gearbox (20 years) and validated with test procedures or measurements that are relevant to each risk. The result of the extensive testing was very promising so that the next step can be done to test on tower. 1 Motivation to design and build a wind turbine gear unit with plain bearings • The reliability of roller bearing solutions is under discussion • „White Etching Crack (WEC) “ is a failure mode occurring in roller bearings used in wind turbine gear boxes, for already more than 20 years. Damage is typically seen in early stages of operation and can occur on different bearing positions. Damages are seen on almost all bearing designs. • Until today the root cause is not established. A number of theories have been developed but none of these theories is proven yet. • Plain bearing solutions are known as reliable solutions in many industrial applications. • There is a strong demand in the wind market to test plain bearings with the aim to increase wind turbine gearbox reliability. 2 Design challenges with respect to lubrication • ZF Wind Power Antwerp started in 2011 to build up experience with plain bearings in a very early stage. • Some questions with respect to the lubrication of a plain bearing solution are • Can the same oil brands as for roller bearings be used for plain bearings? • Can the same lubrication system and equipment as pump and cooler be used for plain bearings? • Can the same lubrication strategy be used? 3 Roller bearing solution changed into plain bearing solution Beside the planet carrier bearings all roller bearings in the gear unit have been replaced by plain bearing with the goal to fit a plain bearing solution into the existing roller bearing dimensions. Picture 1: Design of plain bearing solution The biggest challenge was the planet bearing and there were several possible solutions available. Picture 2: design solutions for planet bearings Out of the solutions the floating bush was selected as the best candidate to fulfil all requirements. The next picture shows the final design solutions for all positions. Picture 3: Shaft and planet solutions Picture 3: Shaft and planet solutions ZF Wind Power Technology 5 12.-14.1.2016 Plain bearing lubrication in wind turbine gear boxes by Dirk-Olaf Leimann Comparison of possible plain bearing solutions for the planets ZF Wind Power’s actual solution to be replaced: Integrated taper roller bearings Fixed bushing (s) Floating bush Coated planet gear Candidate plain bearing and lubrication solutions Picture 2: design solutions for planet bearings 4 Load conditions For dimensioning the plain bearings load conditions were defined with respect to generic turbine conditions. 12 load cases were defined with respect to fictive turbine operating conditions Main load case is load case 3 and maximum load case is 9. This load case 9 is used in the further investigations as max. load case. The detailed load conditions can be taken from table 1 and diagram 1. Table 1: load cases Diagram 1: load cases and distribution 5 Detailed analysis of the lubrication conditions In the following tables the results are shown from the detailed analysis of all plain bearings with respect to contact pressure and lubrication film thickness for load case 9 which is the maximum load case with duration of 3 % of the total life. 5.1 Planet bearing Table 2 gives an overview on average values from the whole bearing at load case 9. . ! " # " ! " $% ! & ' ' ' ( & ) * ' ' ' # " ! + ' ' ! + ' ' , - ' ' ' $ ./ ' ' ' 0 12 ' ' Table 2: basic values planet bearing @ load case 9 For the planet bearing also the frictional moment was calculated because there was the fear of wear due to very slow motion. Diagram 2: frictional moment planet bearing @ load case 9 A comparison was done on contact pressure versus permissible material values for load case 9. 0 3 + 3 $ ' , , , , Table 3: contact pressure @ load case 9 and permissible material values Diagram 3: load case 9 comparison strength / pressure 5.2 Shaft bearings LSS Tables 4 / 5 give an overview on values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. ! " # %** 3* ! & ' ( & ) * ' # " ! + ' ! + ' , - ' $ ./ ' 0 12 ' Table 4: basic values LSS RS bearing @ load case 9 Diagram 1: load cases and distribution Out of the solutions the floating bush was selected as the best candidate to fulfil all requirements. The next picture shows the final design solutions for all positions. Table 1: load cases Table 1: load cases Diagram 1: load cases and distribution 5 Detailed analysis of the lubrication conditions In the following tables the results are shown from the detailed analysis of all plain bearings with respect to contact pressure and lubrication film thickness for load case 9 which is the maximum load case with duration of 3 % of the total life. 5.1 Planet bearing Table 2 gives an overview on average values from the whole bearing at load case 9. . ! " # " ! " $% ! & ' ' ' ( & ) * ' ' ' # " ! + ' ' ! + ' ' , - ' ' ' $ ./ ' ' ' 0 12 ' ' Table 2: basic values planet bearing @ load case 9 For the planet bearing also the frictional moment was calculated because there was the fear of wear due to very slow motion. Diagram 2: frictional moment planet bearing @ load case 9 A comparison was done on contact pressure versus permissible material values for load case 9. 0 3 + 3 $ ' , , , , Table 3: contact pressure @ load case 9 and permissible material values Diagram 3: load case 9 comparison strength / pressure 5.2 Shaft bearings LSS Tables 4 / 5 give an overview on values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. ! " # %** 3* ! & ' ( & ) * ' # " ! + ' ! + ' , - ' $ ./ ' 0 12 ' Table 4: basic values LSS RS bearing @ load case 9 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 5 Detailed analysis of the lubrication conditions In the following tables the results are shown from the detailed analysis of all plain bearings with respect to contact pressure and lubrication film thickness for load case 9 which is the maximum load case with duration of 3 % of the total life. 5.1 Planet bearing Table 2 gives an overview on average values from the whole bearing at load case 9. 5.2 Shaft bearings LSS Tables 4 / 5 give an overview on values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. 23 Aus Wissenschaft und Forschung Diagram 2: frictional moment planet bearing at load case 9 Diagram 3: load case 9 comparison strength / pressure Table 2: basic values planet bearing at load case 9 Table 4: basic values LSS RS bearing @ load case 9 Table 5: basic values LSS GS bearing @ load case 9 Table 6: basic values LSS RS bearing @ load case 9 Table 3: contact pressure at load case 9 and permissible material values 4 Load conditions For dimensioning the plain bearings load conditions were defined with respect to generic turbine conditions. 12 load cases were defined with respect to fictive turbine operating conditions Main load case is load case 3 and maximum load case is 9. This load case 9 is used in the further investigations as max. load case. The detailed load conditions can be taken from table 1 and diagram 1. Table 1: load cases Diagram 1: load cases and distribution 5 Detailed analysis of the lubrication conditions In the following tables the results are shown from the detailed analysis of all plain bearings with respect to contact pressure and lubrication film thickness for load case 9 which is the maximum load case with duration of 3 % of the total life. 5.1 Planet bearing Table 2 gives an overview on average values from the whole bearing at load case 9. . ! " # " ! " $% ! & ' ' ' ( & ) * ' ' ' # " ! + ' ' ! + ' ' , - ' ' ' $ ./ ' ' ' 0 12 ' ' Table 2: basic values planet bearing @ load case 9 For the planet bearing also the frictional moment was calculated because there was the fear of wear due to very slow motion. Diagram 2: frictional moment planet bearing @ load case 9 A comparison was done on contact pressure versus permissible material values for load case 9. 0 3 + 3 $ ' , , , , Table 3: contact pressure @ load case 9 and permissible material values Diagram 3: load case 9 comparison strength / pressure 5.2 Shaft bearings LSS Tables 4 / 5 give an overview on values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. ! " # %** 3* ! & ' ( & ) * ' # " ! + ' ! + ' , - ' $ ./ ' 0 12 ' Table 4: basic values LSS RS bearing @ load case 9 For the planet bearing also the frictional moment was calculated because there was the fear of wear due to very slow motion. A comparison was done on contact pressure versus permissible material values for load case 9. 5.3 Shaft bearings ISS Tables 6 / 7 contain values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. ZF Wind Power Technology 3 12.-14.1.2016 Plain bearing lubrication in wind turbine gear boxes by Dirk-Olaf Leimann Diagramm 2 mm ra g a i D 2 mm 3 6 1 0 2 . 1 . 4 -1 . 2 1 d n i w n i n o i t ca ri b u l g n ri a e b n i a Pl e L f a l rk-O i D y b s xe o b r a e g e n i rb u t n n ma i e W F Z y g o l o n ch r e w Po d n i ZF Wind Power Technology 4 12.-14.1.2016 Plain bearing lubrication in wind turbine gear boxes by Dirk-Olaf Leimann Diagramm 3 mm ra g a i D 3 mm 4 6 1 0 2 . 1 . 4 -1 . 2 1 d n i w n i n o i t ca ri b u l g n ri a e b n i a Pl e L f a l rk-O i D y b s xe o b r a e g e n i rb u t n n ma i e W F Z y g o l o n ch r e w Po d n i T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 5.4 Shaft bearings HSS Tables 8 / 9 contain values from the bearings at generator side GS and rotor side RS at load case 9. 6 Oil selection criteria For roller bearings oil selection criteria have been specified by all bearings manufacturers and are also applied by ZF Wind Power in the oil approval procedure. However, specific criteria for plain bearings are not available yet. 6.1 ZF WP criteria for roller bearings Aus Wissenschaft und Forschung Table 7: basic values LSS GS bearing @ load case 9 Table 8: basic values LSS RS bearing @ load case 9 Table 9: basic values LSS GS bearing @ load case 9 Table 10: oil selection criteria adapted from FAG Table 11: oil selection criteria adapted from SKF Table 12: ZF WP preliminary criteria for plain bearings criteria adapted from SKF 5.5 Results of the detailed analysis • Contact surface stresses are much lower than gearing and original roller bearings • Temperatures are similar to gears and the original roller bearings • Friction losses are in sum equal to the values of the roller bearings • Friction losses of the plain bearings in the planets are much lower than the roller bearings • Friction losses of the plain bearings on intermediate shafts are equal the roller bearings • Friction losses of the plain bearings on high speed shaft are higher than the roller bearings 6.2 ZF WP preliminary criteria for plain bearings T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 The table 12 gives a first approach to the question how the plain bearing material react with oil and deals with stricter requirements with respect to copper corrosion, foaming and wear resistance. 7 Materials used for the plain bearings 9 Design of the lubrication system • The oil lubrication system of this prototype consists of • a mechanical pump • an electrical pump • Both pumps are working on a separate circuit • Two filter and cooler units are used • The separate circuits are used for the gears and the bearings and can be switched according to the operation conditions and situation. 25 Aus Wissenschaft und Forschung Table 13: materials used for the planet and shaft bearings 8 Design of a specific oil test for plain bearing material A leach, surface and hardness test was created and carried out with the material used in the plain bearings of the prototype. The above mentioned ZF WP method (table 12) is documented in the pictures below and had a duration of 21 days at 100 °C. Picture 4: MW 89 Picture 5: MB 551 The result is shown in table 15. Table 14: lab results for the leach test, (glijlagen = Gleitschicht = white metal layer = material MW89) Picture 6: gear unit and lubrication syste Picture 7: Filter and cooling syste Picture 8: roller bearing solution Picture 9: plain bearing solution 9.1 Lubrication of the shaft bearings The internal piping for the plain bearings solution differs only slightly from the roller bearing solution. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 9.2 Lubrication of the planet bearings The oil supply system for the plain bearings of the planets was kept the same as for the taper roller bearings. • Noise and vibration measurements • Visual inspection after disassembly Aus Wissenschaft und Forschung Picture 10: roller bearing solution Picture 11: plain solution bearing 10 Lubrication strategies Strategies are necessary for the operation of the gear unit, i.e. : • Lubrication strategies are derived from operating conditions • Start up o Electrical pump for plain bearings, mechanical pump for gears • Running o Both pumps working on one circuit • Stop o Electrical pump for plain bearings, mechanical for gears • Grid loss o Mechanical pump for plain bearings 11 Test and measurement program on the 4,5 MW test rig Test program: • Load test 1 (functional test): Test (18h) run in, no load, load steps from -33% to +110% nominal load, measurements, limited load test (35h) with start-stop cycles and load cycles • Duration test 2: (440h + 1312h): many startstops and load cycles, long test cycles with idling Measurements: • Bearing temperatures and oil flow (except on planet bearings) • Online cleanliness measurements for oil condition • Oil samples with lab measurements • Check on all gear contact patterns and gear teeth in regular time intervals • Noise and vibration measurements • Visual inspection after disassembly Picture 12: test load cycles 11.1 Load test 1 (18h) & 2 (35h) • Run in • Idling test (variable speed) • Load and speed variations • Overload • Measurement and comparison of • Temperatures at HSS, .. • Particle count in the oil (14/ 11/ 9) • Oil analysys • Contact pattern gears • Vibrations • Noise level 11.2 Duration test 2 $ $ : $ ! #,# * " ' * ' Table 15: list of tests and duration 11.3 Particle count Diagram 4: Particle count versus time 12 Test results After concluding all tests the gear box was disassembled and all parts were visually inspected. The plain bearings have been measured and compared with respect to the original dimensions. Special attention was given to wear values because of the large number of starts/ stops and idling. 12.1 Planet bearing / floating bush The results are listed in table 17: no significant wear was found and the bearing is still in best condition. ? # ! ! ) & @ $% $% $% 5 A C B A C B A C C C C 2 ) C 2 ) C 2 ) C " C " C " C " C " C " C " C " C Table 16: Wear due to operation conditions measured at planet floating bush Picture 12: test load cycles 10 Lubrication strategies Strategies are necessary for the operation of the gear unit, i. e.: • Lubrication strategies are derived from operating conditions • Start up • Electrical pump for plain bearings, mechanical pump for gears • Running • Both pumps working on one circuit • Stop • Electrical pump for plain bearings, mechanical for gears • Grid loss •Mechanical pump for plain bearings 11 Test and measurement program on the 4,5 MW test rig Test program: • Load test 1 (functional test): Test (18h) run in, no load, load steps from -33% to +110% nominal load, measurements, limited load test (35h) with start-stop cycles and load cycles • Duration test 2: (440h + 1312h): many startstops and load cycles, long test cycles with idling Measurements: • Bearing temperatures and oil flow (except on planet bearings) • Online cleanliness measurements for oil condition • Oil samples with lab measurements • Check on all gear contact patterns and gear teeth in regular time intervals 11.1 Load test 1 (18h) & 2 (35h) • Run in • Idling test (variable speed) • Load and speed variations • Overload • Measurement and comparison of • Temperatures at HSS, .. • Particle count in the oil (14/ 11/ 9) • Oil analysys • Contact pattern gears • Vibrations • Noise level 11.2 Duration test 2 Table 15: list of tests and duration Diagram 4: Particle count versus time 11.3 Particle count T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 12 Test results After concluding all tests the gear box was disassembled and all parts were visually inspected. The plain bearings have been measured and compared with respect to the original dimensions. Special attention was given to wear values because of the large number of starts/ stops and idling. 12.1 Planet bearing / floating bush The results are listed in table 17: no significant wear was found and the bearing is still in best condition. Because of the involute design of the gears more than 100 µm wear would be allowable, so that a lifetime of 20 years is possible; however, it has to be proven by field testing. 27 Aus Wissenschaft und Forschung Table 16: Wear due to operation conditions measured at planet floating bush Table 18: wear on shaft bearings Table 17: run in values surface roughness 12.2 Running in due to operating conditions measured at shaft bearings Running-in could be observed on all shaft bearings which (white metal coated). 12.3 Wear due to operating conditions measured at the shaft bearings Wear was observed on almost all shaft bearings but to a very small extent. As the white metal layer has a thickness of about 1 mm, this observation is seen as not design-critical. As a whole it can be stated that all bearings can still be used. 12.4 Disassembly results, visual report 12.4.1 Planet bearing Picture 13: planet with planet bearings Picture 14 and 15: inner and outer raceway of the planet bearing T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Contact surfaces: • Inner raceway floating bush • No wear visible, small scratches from particles • Outer raceway floating bush • No wear visible, small scratches from particles • Some longitudinal scratches due to disassembly Raceways have scratches; the amount of wear is shown in table 18. 13 Reliability The results from the bench tests are promising. Even in worst case operating conditions, such as starts/ stops and idling conditions no wear can be observed in the planet bearings and only a small amount of wear was found in the shaft bearings. However, statements on reliability will have to come from field tests and field experience. 14 Summary • Lubrication of plain bearings can be handled with the approach that is in use with roller bearings in wind turbine applications. • ZF WP reference oil Mobilgear SHC XMP 320 behaves well. • The lubrication system and cooling system can be kept. • Lubrication strategy is adapted to the use of plain bearings Aus Wissenschaft und Forschung Picture 16 and 17: axial raceway of the planet bearing Picture 18, 19 and 20: radial raceway of shaft bearings ISS GS, ISS RS, HSS RS 12.4.2 Shaft bearings Anzeige Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! Wenn auch Sie die Leser von T + S über Ihre aktuellen Broschüren und Kataloge informieren möchten, empfehlen wir Ihnen, diese Werbemöglichkeit zu nutzen. Für weitere Informationen - wie Gestaltung, Platzierung, Kosten - wenden Sie sich bitte an Frau Sigrid Hackenberg, die Ihnen jederzeit gerne mit Rat und Tat zur Verfügung steht. Telefon (0 71 59) 92 65-13 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: anzeigen@expertverlag.de Internet: www.expertverlag.de T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 1 Einleitung Vor dem Hintergrund knapper werdender Ressourcen bei gleichzeitig steigendem Mobilitätsbedarf werden ressourceneffiziente Maschinen- und Motorenelemente benötigt. Mikrostrukturierte Bauteiloberflächen können dabei helfen den Schmierungszustand in geschmierten tribologischen Systemen zu verbessern und damit Reibung und Verschleiß zu reduzieren. Während dies für gering belastete Kontakte bereits eingehend untersucht wurde [1] und Einzug in die industrielle Praxis gefunden hat, beispielsweise für den Kolben/ Zylinderlaufbahn-Kontakt [2], sind die Auswirkungen für höher belastete Wälz- und Wälz- Gleit-Kontakte, bei denen die elastische Deformation der Kontaktkörper eine signifikante Rolle einnimmt, zum Beispiel der Nocken-Tassenstößel-Kontakt, noch Gegenstand aktueller Forschung. Besonders ein effizienter, simulationsbasierter Ansatz kann dabei helfen, Mikrostrukturen bereits in frühen Phasen der Entwicklung optimal auf das Beanspruchungskollektiv auszulegen. Hierbei ist neben der elastischen Deformation der Kontaktpartner und der Fluidströmung des Schmierstoffes (Hydrodynamik) unter anderem auch das mit letzterer verbundene Phänomen der Kavitation durch geeignete Modellierungsansätze abzubilden. Kavitation ist das Aufreißen einer sonst kontinuierlichen Fluidströmung durch eine Gas-, Dampf- oder Mischphase, siehe Bild 1 [3]. 29 Aus Wissenschaft und Forschung * Max Marian, M. Sc., Dipl.-Ing. Martin Weschta Dr.-Ing. Stephan Tremmel, Prof. Dr.-Ing. Sandro Wartzack Lehrstuhl für Konstruktionstechnik Friedrich-Alexander-Universität Erlangen-Nürnberg 91058 Erlangen Bild 1: Kavitations- und Druckgebiet im EHD-Kontakt Einfluss masseerhaltender Kavitationsmodelle bei der Simulation hydro- und elastohydrodynamischer Kontakte M. Marian, M. Weschta, S. Tremmel, S. Wartzack* Eingereicht: 25. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 12. 2016 Numerische Simulationen können bei der Auslegung hydro- (HD) und elastohydrodynamischer (EHD) Kontakte in geschmierten tribologischen Systemen bereits in einer frühen Phase der Produktentwicklung helfen, fundierte Kenntnisse über vorliegende Beanspruchungen und Schmierungszustände zu erlangen. Die Eigenschaften der beteiligten Systempartner und die auftretenden Phänomene - unter anderem Kavitation - sind durch physikalische Modelle möglichst exakt zu repräsentieren, wohingegen Rechenzeiten gering gehalten werden sollen. Vor diesem Hintergrund wird ein effizienter Ansatz für ein masseerhaltendes Kavitationsmodell vorgestellt und dessen Einfluss auf die berechnete Verteilung von Druck und Schmierspalthöhe im Vergleich zu nicht-masseerhaltenden Alternativen anhand beispielhafter Fälle aufgezeigt. Schlüsselwörter Elastohydrodynamik, Finite-Elemente, Hydrodynamik, Masseerhaltendes Kavitationsmodell, Mikrostrukturierte Oberflächen, Simulation Numerical simulations are able to support the design of hydro- (HL) and elastohydrodynamically lubricated (EHL) contacts in tribological systems already at an early stage of product development. The properties of the system partners and occurring phenomena - e. g. cavitation - have to be taken into account physically as precisely as possible while computation time should be kept short. Therefor an efficient approach for a mass-conserving cavitation algorithm is presented and the influence on the distribution of pressure and lubricant gap compared to non-mass-conserving alternatives is shown. Keywords Elastohydrodynamics, Finite-Element, Hydrodynamics, Mass Conserving Cavitation Algorithm, Microtextured Surfaces, Simulation Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 2 Numerische Behandlung von Kavitationseffekten Die erste Lösung des hydrodynamischen Problems geschmierter Kontakte, repräsentiert durch die R EYNOLDSsche Differentialgleichung als zulässige Vereinfachung der N AVIER -S TOKES -Gleichungen, geht auf S OMMER- FELD [4] zurück. Sie berücksichtigt keine Kavitationsgebiete, wodurch sich ein punktsymmetrischer und damit teilweise negativer Druckverlauf ergibt. Um einen negativen Druck physikalisch begründen zu können, müsste der Schmierstoff relativ hohe Zugspannungen übertragen können. Dies ist für Fluide im Allgemeinen und insbesondere unter Berücksichtigung der Randbedingungen tribologischer Kontakte, wie hohe Drücke, hohe tangentiale Scherung und Wärmeeinwirkung, jedoch keine realistische Annahme. Später wurden daher zur Modellierung in numerischen Simulationen verschiedene Ansätze entwickelt, welche sich grundlegend in die Gruppen der nicht-masse- und der masseerhaltenden Kavitationsmodelle einteilen lassen. Bei Ersteren, siehe beispielsweise [5-8], erfolgt der Übergang zwischen Druck- und Kavitationsgebiet, dem Namen folgend, ohne Einhaltung des Gesetzes der Masseerhaltung. Im gesamten Lösungsgebiet wird also von einem vollständig mit Schmierstoff gefüllten Schmierspalt ausgegangen. Im Gegensatz dazu halten masseerhaltende Kavitationsmodelle die Kontinuitätsgleichung ein und auch ein nur teilweise gefüllter Schmierspalt ist möglich. In der Literatur existieren verschiedene Ansätze zu deren numerischer Umsetzung, der interessierte Leser sei an dieser Stelle auf [9-16] verwiesen. Nachteilig bei Verwendung dieser Modelle ist meist der Einsatz von zwei komplementären Lösungsvariablen für den Druck und den Spaltfüllungsgrad beziehungsweise das Dichte- und Viskositätsverhältnis. Zwar liefern die Modelle gute Ergebnisqualität, erlauben jedoch keinen Einsatz von konventionellen Lösungsalgorithmen, wie sie beispielweise in kommerziellen FE-Programmen implementiert sind. Stattdessen kann ein Penalty-basiertes Variable- Dichte-Modell, wie erstmals in [17] vorgestellt, genutzt werden. Bei diesem sind Spaltfüllungsgrad und damit Dichte sowie Viskosität als eine mathematische Funktion formuliert, welche bei Drücken kleiner dem Kavitationsdruck asymptotisch gegen null geht. Der Fokus liegt hier nicht auf absoluter physikalischer Korrektheit, sondern auf numerischer Anwendbarkeit und Stabilität. Nachfolgend werden die Umsetzung und Zulässigkeit eines solchen Variable-Dichte-Modells zunächst bei der Simulation hydro- und anschließend elastohydrodynamischer Kontakte mit kommerziellen FE-Programmen beschrieben sowie der Einfluss auf Druckverlauf und Schmierspalthöhe im Vergleich zu nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodellen aufgezeigt. 3 Simulation von geschmierten Kontakten 3.1 Hydrodynamische (HD) Kontakte Für die Berechnung des hydrodynamischen Schmierproblems wird die R EYNOLDS sche Differentialgleichung gelöst. Diese lautet für den eindimensionalen, transienten Fall mit der Koordinate x sowie der Zeit t in modifizierter Form (1) und kann als Differentialgleichung in schwacher Form und unter Berücksichtigung der Randbedingungen p = 0 sowie ∂p/ ∂x = 0 beispielsweise mit der kommerziellen Software COMSOL MULTIPHYSICS gelöst werden. Sowohl Dichte ρ als auch Viskosität η sind vom Druck im Kavitationsgebiet abhängige Zustandsgrößen und werden hierzu mit dem Spaltfüllungsgrad θ multipliziert. Letzterer steht für das Verhältnis von Schmierstoffzu Schmierspalthöhe und wird wie folgt definiert: (2) Dabei ist γ (p) eine Penalty-Funktion, welche für p = 0 den Wert Null und andernfalls den Wert ξ annimmt, wobei letzterer eine ausreichend große reelle Zahl ist. Folglich gilt in der Druckregion p = 0 und θ = 1, sowie im Kavitationsgebiet p = 0 und 0 < θ ≤ 1. Im Gegensatz zu anderen Funktionstypen, zum Beispiel in [18, 19], gewährleistet dies nicht nur Masseerhaltung, sondern ist im gesamten Lösungsgebiet auch stetig differenzierbar und damit numerisch sehr stabil. Bild 2a) zeigt den er- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Druck und Spaltfüllungsgrad im Vergleich (a) und Ersatzmodell (b) für einen vereinfachten HD-Kontakt (h 0 = 0,1 μm, R = 10 mm, u 1 = u 2 = 0,5 m/ s, ρ = 850 kg/ m 3 , η = 0,01 kg(m∙s)) Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 3. Simulation von geschmierten Kontakten 3.1 Hydrodynamische (HD) Kontakte Für die Berechnung des hydrodynamischen Schmierproblems wird die R EYNOLDS sche Differentialgleichung gelöst. Diese lautet für den eindimensionalen, transienten Fall mit der Koordinate x sowie der Zeit t in modifizierter Form ( ) ( ) 3 OUETTE OISEUILLE C bzw. Keil- Quetschbzw. P - und Geschwindigkeitsterm Verdrängungsterm bzw. Druckterm 0 12 m h h p h u x x x t q r q r q r q h ¶ × × æ ö ¶ × × ¶ ¶ - + × × × + = ç ÷ ¶ × × ¶ ¶ ¶ è ø t ¶ ¶ x ¶ × × ¶ ¶ ¶ x ( ) (1) und kann als Differentialgleichung in schwacher Form und unter Berücksichtigung der Randbedingungen sowie beispielsweise mit der kommerziellen Software COMSOL MULTIPHYSICS gelöst werden. Sowohl Dichte ρ als auch Viskosität η sind vom Druck im Kavitationsgebiet abhängige Zustandsgrößen und werden hierzu mit dem Spaltfüllungsgrad θ multipliziert. Letzterer steht für das Verhältnis von Schmierstoffzu Schmierspalthöhe und wird wie folgt definiert: . (2) Dabei ist γ(p) eine Penalty-Funktion, welche für den Wert Null und andernfalls den Wert ξ annimmt, wobei letzterer eine ausreichend große reelle Zahl ist. Folglich gilt in der Druckregion und , sowie im Kavitationsgebiet und . Im Gegensatz zu anderen Funktionstypen, zum Beispiel in [18, 19], gewährleistet dies nicht nur Masseerhaltung, sondern ist im gesamten Lösungsgebiet auch stetig differenzierbar und damit numerisch sehr stabil. Abbildung 2a) zeigt den errechneten Verlauf von Druck und Spaltfüllungsgrad sowie Abbildung 2b) das verwendete Ersatzmodell für einen stationären und zweidimensionalen hydrodynamischen Zylinder- Ebene-Kontakt mit Radius R und der hydrodynamisch wirksamen Gleitgeschwindigkeit im Vergleich zu einem Finite-Volumen Zwei-Phasen-Modell („CFD- 2PM“). Letzteres ist im kommerziellen CFD-Programm ANSYS FLUENT unter Verwendung des Z WART -G ERBER -B ELAMRI -Kavitationsalgorithmus [20] umgesetzt. Der vorliegende Kontaktfall orientiert sich an einem in [21] beschriebenen Modell, wobei der Schmierspalt mit parabolisch angenähert und konstant gehalten wird. Grundsätzlich zeigt sich eine gute Übereinstimmung der Ergebnisse. Der Spaltfüllungsgrad beider Modelle ist im Bereich des Aufreißens des Schmierfilms identisch und unterscheidet sich erst im Bereich der Reformation. Der Druckverlauf des vorgestellten Ansatzes stimmt sehr gut mit dem Zwei-Phasen-Modell überein, die maximale Abweichung in diesem Fall beträgt 2,7 %. Das Aufreißen dominiert die Ausbildung des Druckes gegenüber der Reformation, weshalb letzterer auch nicht wesentlich durch die Variation des gewählten Modellansatzes beeinflusst wird. Zusätzlich werden als Referenz die S OMMERFELD sche Lösung und der Druckverlauf bei der Verwendung eines nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodells dargestellt. Dieses verwendet ein Penalty-Verfahren, welches negative Drücke durch die Addition eines ausreichend großen künstlichen Flusses ausgleicht, siehe [8]. Dabei zeigen sich deutliche Unterschiede mit in diesem Fall Abweichungen von bis zu 12,24 % zwischen den nichtmasse- und masseerhaltenden Kavitationsmodellen. Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 3. Simulation von geschmierten Kontakten 3.1 Hydrodynamische (HD) Kontakte Für die Berechnung des hydrodynamischen Schmierproblems wird die R EYNOLDS sche Differentialgleichung gelöst. Diese lautet für den eindimensionalen, transienten Fall mit der Koordinate x sowie der Zeit t in modifizierter Form ( ) ( ) 3 OUETTE OISEUILLE C bzw. Keil- Quetschbzw. P - und Geschwindigkeitsterm Verdrängungsterm bzw. Druckterm 0 12 m h h p h u x x x t q r q r q r q h ¶ × × æ ö ¶ × × ¶ ¶ - + × × × + = ç ÷ ¶ × × ¶ ¶ ¶ è ø ¶x è ø q h ¶ è ø ¶x ¶ × × ¶ ¶ ¶ x è ø x è ø è ø 12 q h q h (1) und kann als Differentialgleichung in schwacher Form und unter Berücksichtigung der Randbedingungen sowie beispielsweise mit der kommerziellen Software COMSOL MULTIPHYSICS gelöst werden. Sowohl Dichte ρ als auch Viskosität η sind vom Druck im Kavitationsgebiet abhängige Zustandsgrößen und werden hierzu mit dem Spaltfüllungsgrad θ multipliziert. Letzterer steht für das Verhältnis von Schmierstoffzu Schmierspalthöhe und wird wie folgt definiert: . (2) Dabei ist γ(p) eine Penalty-Funktion, welche für den Wert Null und andernfalls den Wert ξ annimmt, wobei letzterer eine ausreichend große reelle Zahl ist. Folglich gilt in der Druckregion und , sowie im Kavitationsgebiet und . Im Gegensatz zu anderen Funktionstypen, zum Beispiel in [18, 19], gewährleistet dies nicht nur Masseerhaltung, sondern ist im gesamten Lösungsgebiet auch stetig differenzierbar und damit numerisch sehr stabil. Abbildung 2a) zeigt den errechneten Verlauf von Druck und Spaltfüllungsgrad sowie Abbildung 2b) das verwendete Ersatzmodell für einen stationären und zweidimensionalen hydrodynamischen Zylinder- Ebene-Kontakt mit Radius R und der hydrodynamisch wirksamen Gleitgeschwindigkeit im Vergleich zu einem Finite-Volumen Zwei-Phasen-Modell („CFD- 2PM“). Letzteres ist im kommerziellen CFD-Programm ANSYS FLUENT unter Verwendung des Z WART -G ERBER -B ELAMRI -Kavitationsalgorithmus [20] umgesetzt. Der vorliegende Kontaktfall orientiert sich an einem in [21] beschriebenen Modell, wobei der Schmierspalt mit parabolisch angenähert und konstant gehalten wird. Grundsätzlich zeigt sich eine gute Übereinstimmung der Ergebnisse. Der Spaltfüllungsgrad beider Modelle ist im Bereich des Aufreißens des Schmierfilms identisch und unterscheidet sich erst im Bereich der Reformation. Der Druckverlauf des vorgestellten Ansatzes stimmt sehr gut mit dem Zwei-Phasen-Modell überein, die maximale Abweichung in diesem Fall beträgt 2,7 %. Das Aufreißen dominiert die Ausbildung des Druckes gegenüber der Reformation, weshalb letzterer auch nicht wesentlich durch die Variation des gewählten Modellansatzes beeinflusst wird. Zusätzlich werden als Referenz die S OMMERFELD sche Lösung und der Druckverlauf bei der Verwendung eines nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodells dargestellt. Dieses verwendet ein Penalty-Verfahren, welches negative Drücke durch die Addition eines ausreichend großen künstlichen Flusses ausgleicht, siehe [8]. Dabei zeigen sich deutliche Unterschiede mit in diesem Fall Abweichungen von bis zu 12,24 % zwischen den nichtmasse- und masseerhaltenden Kavitationsmodellen. Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 3. Simulation von geschmierten Kontakten 3.1 Hydrodynamische (HD) Kontakte Für die Berechnung des hydrodynamischen Schmierproblems wird die R EYNOLDS sche Differentialgleichung gelöst. Diese lautet für den eindimensionalen, transienten Fall mit der Koordinate x sowie der Zeit t in modifizierter Form (1) und kann als Differentialgleichung in schwacher Form und unter Berücksichtigung der Randbedingungen sowie beispielsweise mit der kommerziellen Software COMSOL MULTIPHYSICS gelöst werden. Sowohl Dichte ρ als auch Viskosität η sind vom Druck im Kavitationsgebiet abhängige Zustandsgrößen und werden hierzu mit dem Spaltfüllungsgrad θ multipliziert. Letzterer steht für das Verhältnis von Schmierstoffzu Schmierspalthöhe und wird wie folgt definiert: ( ) g q - × = = 2 liq ( ) e h p p p h . (2) Dabei ist γ(p) eine Penalty-Funktion, welche für 0 p > den Wert Null und andernfalls den Wert ξ annimmt, wobei letzterer eine ausreichend große reelle Zahl ist. Folglich gilt in der Druckregion und , sowie im Kavitationsgebiet und . Im Gegensatz zu anderen Funktionstypen, zum Beispiel in [18, 19], gewährleistet dies nicht nur Masseerhaltung, sondern ist im gesamten Lösungsgebiet auch stetig differenzierbar und damit numerisch sehr stabil. Abbildung 2a) zeigt den errechneten Verlauf von Druck und Spaltfüllungsgrad sowie Abbildung 2b) das verwendete Ersatzmodell für einen stationären und zweidimensionalen hydrodynamischen Zylinder- Ebene-Kontakt mit Radius R und der hydrodynamisch wirksamen Gleitgeschwindigkeit im Vergleich zu einem Finite-Volumen Zwei-Phasen-Modell („CFD- 2PM“). Letzteres ist im kommerziellen CFD-Programm ANSYS FLUENT unter Verwendung des Z WART -G ERBER -B ELAMRI -Kavitationsalgorithmus [20] umgesetzt. Der vorliegende Kontaktfall orientiert sich an einem in [21] beschriebenen Modell, wobei der Schmierspalt mit parabolisch angenähert und konstant gehalten wird. Grundsätzlich zeigt sich eine gute Übereinstimmung der Ergebnisse. Der Spaltfüllungsgrad beider Modelle ist im Bereich des Aufreißens des Schmierfilms identisch und unterscheidet sich erst im Bereich der Reformation. Der Druckverlauf des vorgestellten Ansatzes stimmt sehr gut mit dem Zwei-Phasen-Modell überein, die maximale Abweichung in diesem Fall beträgt 2,7 %. Das Aufreißen dominiert die Ausbildung des Druckes gegenüber der Reformation, weshalb letzterer auch nicht wesentlich durch die Variation des gewählten Modellansatzes beeinflusst wird. Zusätzlich werden als Referenz die S OMMERFELD sche Lösung und der Druckverlauf bei der Verwendung eines nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodells dargestellt. Dieses verwendet ein Penalty-Verfahren, welches negative Drücke durch die Addition eines ausreichend großen künstlichen Flusses ausgleicht, siehe [8]. Dabei zeigen sich deutliche Unterschiede mit in diesem Fall Abweichungen von bis zu 12,24 % zwischen den nichtmasse- und masseerhaltenden Kavitationsmodellen. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 takt unter Berücksichtigung von kompressiblen Fluideigenschaften und Starrkörperverschiebung dar. Das Ersatzmodell wird wiederum in Bild 3b) abgebildet. Auch hier zeigen sich Abweichungen im Druckverlauf bis zu 9,35 % und im sich einstellenden Schmierspalt bis zu 0,02 %. In Folge des kavitierenden Schmierstoffes reduzieren sich Dichte und Viskosität im Bereich des divergierenden Kontaktauslasses, was allerdings in Kombination mit der Starrkörperverschiebung zu einem höheren Schmierspalt bei gleichzeitig niedrigerem Druck im Vergleich zum nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell führt. 3.2 Elastohydrodynamische (EHD) Kontakte Um elastohydrodynamische Kontakte zu simulieren, ist eine gekoppelte Lösung des hydrodynamischen und des elastischen Problems erforderlich. Die Umsetzung entspricht dabei im Wesentlichen dem in [24, 25] beschriebenen Vorgehen. Die Deformation beider Kontaktkörper wird lediglich für einen Körper berechnet, indem ein äquivalenter E-Modul sowie eine äquivalente Querdehnzahl verwendet werden. Die R EYNOLDS gleichung wird in schwacher Form auf dem oberen Rand des vernetzten Körpers gelöst. Die Gleichung der Schmierfilmverteilung, um jeweils einen Term für elastische Deformation δ elastisch sowie Oberflächenstrukturen h struktur erweitert, lautet wie folgt: (4) Da Druckverteilung und elastische Deformation im EHD-Kontakt dem trockenen HERTZschen Kontakt sehr ähnlich sind, werden das hydrodynamische und das elastische Problem auf die HERTZschen Parameter normiert, siehe [26]. Für isotherme EHD-Kontakte im Allgemeinen ergeben sich keine Unterschiede zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell. Bild 4a) zeigt den Verlauf von Druck, Schmierspalt und 31 Aus Wissenschaft und Forschung rechneten Verlauf von Druck und Spaltfüllungsgrad und Bild 2b) das verwendete Ersatzmodell für einen stationären und zweidimensionalen hydrodynamischen Zylinder-Ebene- Kontakt mit Radius R und der hydrodynamisch wirksamen Gleitgeschwindigkeit u m = (u 1 + u 2 )/ 2 im Vergleich zu einem Finite-Volumen Zwei-P h a s e n-Mod ell („CFD- 2PM“). Letzteres ist im kommerziellen CFD-Programm ANSYS FLUENT unter Verwendung des Z WART -G ERBER -B ELAMRI -Kavitationsalgorithmus [20] umgesetzt. Der vorliegende Kontaktfall orientiert sich an einem in [21] beschriebenen Modell, wobei der Schmierspalt mit h = h 0 + x 2 / (2 ∙R) parabolisch angenähert und konstant gehalten wird. Grundsätzlich zeigt sich eine gute Übereinstimmung der Ergebnisse. Der Spaltfüllungsgrad beider Modelle ist im Bereich des Aufreißens des Schmierfilms identisch und unterscheidet sich erst im Bereich der Reformation. Der Druckverlauf des vorgestellten Ansatzes stimmt sehr gut mit dem Zwei-Phasen- Modell überein, die maximale Abweichung in diesem Fall beträgt 2,7 %. Das Aufreißen dominiert die Ausbildung des Druckes gegenüber der Reformation, weshalb letzterer auch nicht wesentlich durch die Variation des gewählten Modellansatzes beeinflusst wird. Zusätzlich werden als Referenz die S OMMERFELD sche Lösung und der Druckverlauf bei der Verwendung eines nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodells dargestellt. Dieses verwendet ein Penalty-Verfahren, welches negative Drücke durch die Addition eines ausreichend großen künstlichen Flusses ausgleicht, siehe [8]. Dabei zeigen sich deutliche Unterschiede mit in diesem Fall Abweichungen von bis zu 12,24 % zwischen den nichtmasse- und masseerhaltenden Kavitationsmodellen. Weiterhin sei angemerkt, dass die Schmierstoffeigenschaften nicht nur, wie zuvor modelliert, vom Druck im Kavitations-, sondern auch im Druckgebiet selbst abhängen. Um dies zu beschreiben, kann das Verhalten der Dichte ρ nach D OWSON und H IGGINSON [22] sowie das der Viskosität η nach R OELANDS [23] modelliert werden. Zudem ist der Schmierspalt in tatsächlichen hydrodynamischen Kontakt nicht konstant, so wie bisher vereinfacht angenommen, und deshalb als variabel zu formulieren. Das Integral über den Druck gleicht dabei die Kontaktlast F aus: (3) Dies wird durch ein Anpassen der Starrkörperverschiebung h 0 erreicht. Bild 3a) stellt den Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell für einen solchen beispielhaften hydrodynamischen Kon- Bild 3: Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell (a) und Ersatzmodell (b) für einen HD-Kontakt (R = 10 mm, u 1 = u 2 = 0,5 m/ s, F = 10 N) Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! Abbildung 2: Druck und Spaltfüllungsgrad im Vergleich (a) und Ersatzmodell (b) für einen vereinfachten HD-Kontakt (h 0 = 0,1 μm, R = 10 mm, u 1 = u 2 = 0,5 m/ s, ρ = 850 kg/ m³, η = 0,01 kg(m·s)) Weiterhin sei angemerkt, dass die Schmierstoffeigenschaften nicht nur, wie zuvor modelliert, vom Druck im Kavitations-, sondern auch im Druckgebiet selbst abhängen. Um dies zu beschreiben, kann das Verhalten der Dichte ρ nach D OWSON und H IGGINSON [22] sowie das der Viskosität η nach R OELANDS [23] modelliert werden. Zudem ist der Schmierspalt in tatsächlichen hydrodynamischen Kontakt nicht konstant, so wie bisher vereinfacht angenommen, und deshalb als variabel zu formulieren. Das Integral über den Druck gleicht dabei die Kontaktlast F aus: c c (x) d p F W W = ò . (3) Dies wird durch ein Anpassen der Starrkörperverschiebung h 0 erreicht. Abbildung 3a) stellt den Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell für einen solchen beispielhaften hydrodynamischen Kontakt unter Berücksichtigung von kompressiblen Fluideigenschaften und Starrkörperverschiebung dar. Das Ersatzmodell wird wiederum in Abbildung 3b) abgebildet. Auch hier zeigen sich Abweichungen im Druckverlauf bis zu 9,35 % und im sich einstellenden Schmierspalt bis zu 0,02 %. In Folge des kavitierenden Schmierstoffes reduzieren sich Dichte und Viskosität im Bereich des divergierenden Kontaktauslasses, was allerdings in Kombination mit der Starrkörperverschiebung zu einem höheren Schmierspalt bei gleichzeitig niedrigerem Druck im Vergleich zum nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell führt. Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 Abbildung 3: Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell (a) und Ersatzmodell (b) für einen HD-Kontakt (R = 10 mm, u 1 = u 2 = 0,5 m/ s, F = 10 N) 3.2 Elastohydrodynamische (EHD) Kontakte Um elastohydrodynamische Kontakte zu simulieren, ist eine gekoppelte Lösung des hydrodynamischen und des elastischen Problems erforderlich. Die Umsetzung entspricht dabei im Wesentlichen dem in [24, 25] beschriebenen Vorgehen. Die Deformation beider Kontaktkörper wird lediglich für einen Körper berechnet, indem ein äquivalenter E-Modul sowie eine äquivalente Querdehnzahl verwendet werden. Die R EYNOLDS gleichung wird in schwacher Form auf dem oberen Rand des vernetzten Körpers gelöst. Die Gleichung der Schmierfilmverteilung, um jeweils einen Term für elastische Deformation δ elastisch sowie Oberflächenstrukturen h struktur erweitert, lautet wie folgt: ( ) ( ) ( ) 2 0 elastisch struktur , , , 2 x h x t h x t h x t R d = + + + × . (4) Da Druckverteilung und elastische Deformation im EHD-Kontakt dem trockenen H ERTZ schen Kontakt sehr ähnlich sind, werden das hydrodynamische und das elastische Problem auf die H ERTZ schen Parameter normiert, siehe [26]. Für isotherme EHD-Kontakte im Allgemeinen ergeben sich keine Unterschiede zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell. Abbildung 4a) zeigt den Verlauf von Druck, Schmierspalt und Spaltfüllungsgrad für ein ausgewähltes, höher belastetes Beispiel jeweils bei einer Berechnung mit dem vorgestellten Ansatz im Vergleich zur Penalty- Methode für einen zweidimensionalen Linienkontakt im stationären Zustand und Abbildung 4b) für den Durchlauf einer trapezförmige Mikrostruktur, zum Zeitpunkt an dem sich diese bei X = -0,5 befindet. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Spaltfüllungsgrad für ein ausgewähltes, höher belastetes Beispiel jeweils bei einer Berechnung mit dem vorgestellten Ansatz im Vergleich zur Penalty-Methode für einen zweidimensionalen Linienkontakt im stationären Zustand und Bild 4b) für den Durchlauf einer trapezförmige Mikrostruktur, zum Zeitpunkt an dem sich diese bei X = - 0,5 befindet. Wird für den EHD-Kontakt jedoch nicht mehr nur der isotherme Fall betrachtet, sondern auch thermische Effekte mit berücksichtigt, gewinnt die Verwendung eines masseerhaltenden Kavitationsmodells an Bedeutung. Für das thermische Problem wird eine modifizierte R EYNOLDS gleichung nach [27] verwendet, bei der Dichte und Viskosität zusätzlich in Spalthöhenrichtung integriert werden. Die Lösung erfolgt schließlich durch Berechnung von Wärmekonvektions- und Diffusionsgleichungen für das Fluid und die beiden Körper sowie Wärmequellen durch Fluidkompression oder -expansion und -scherung, siehe [28, 29]. Die Gleichungen werden wiederum analog zum bereits beschriebenen Vorgehen um die Variable für den Spaltfüllungsgrad erweitert. Der reduzierte Fluidvolumenbeziehungsweise Massenstrom beeinflusst Wärmentwicklung und -abfuhr, was zu einem stärkeren Anstieg der Temperatur vor allem im Bereich des Kontaktauslasses und damit höheren Drücken sowie geringen Schmierspalthöhen führt. Bild 5a) vergleicht den Druck-, Schmierspalt- und Temperaturver- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell für einen isothermen EHD-Kontakt im stationären Zustand (a) sowie mit trapezförmiger Mikrostruktur an der Position X = -0,5 (b) im Fall M = 20, L = 15, SSR = 0,8 Bild 5: Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell für einen TEHD-Kontakt im stationären Zustand (a) sowie mit trapezförmiger Mikrostruktur an der Position X = -0,5 (b) im Fall M = 5, L = 10, SRR = 0,67 Bild 6: Vergleich zwischen masse- und nicht-masseerhaltendem Kavitationsmodell für einen TEHD-Kontakt über die Zeit beim Durchlauf einer trapezförmigen Mikrostruktur im Fall M = 5, L = 10, SRR = 0,67 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 lauf für das masse- und nicht-masseerhaltende Kavitationsmodell beispielhaft bei einem geringer belasteten zweidimensionalen Linienkontakt im stationären Zustand, Bild 5b) wiederum für den Durchlauf einer trapezförmigen Mikrostruktur zum Zeitpunkt, an dem sich diese bei X = - 0,5 befindet. Weiterhin werden in Bild 6 der maximale Druck, die minimale Schmierfilmhöhe sowie die maximale Temperatur über der Zeit beim Durchlauf der Mikrostruktur dargestellt. 4 Zusammenfassung Im Rahmen dieses Beitrags wurde ein masseerhaltender Kavitationsalgorithmus für die numerische Simulation geschmierter Kontakte vorgestellt, welcher auf einer Penalty-Variable-Dichte-Formulierung basiert. Mit diesem lassen sich hydro- und elastohydrodynamische Kontakte, auch bei mikrotexturierten Oberflächen oder im nicht-isothermen Fall, aufgrund der Verwendbarkeit konventioneller Lösungsalgorithmen und lediglich einer Lösungsvariable sehr effizient mit kommerziellen FE- Programmen berechnen. Während im isothermen hydrodynamischen Fall bereits deutliche Unterschiede bezüglich der berechneten Druckverteilung und Schmierspalthöhe zwischen masse- und nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodellen vorliegen, ergeben sich keine nennenswerten Differenzen im elastohydrodynamischen Fall. Erst bei Berücksichtigung thermischer Effekte im Rahmen der TEHD-Simulation zeigt sich ein Einfluss masseerhaltender Kavitationsmodelle. Bei nicht-masseerhaltenden Kavitationsmodellen in TEHD-Berechnungen besteht aufgrund des Verstoßes gegen die Kontinuitätsgleichung die Gefahr, dass die sich einstellenden Druck- und Temperaturverteilungen unterbzw. die Schmierspalthöhe überschätzt werden. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die Förderung der Forschungsarbeiten im Rahmen des Schwerpunktprogramms 1551 „Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“. Literatur [1] D UFFET, G., S ALLAMAND , P., V ANNES , A. 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In: STLE 70th Annual Meeting & Exhibition, Dallas Aus Wissenschaft und Forschung expert verlag GmbH: Wankelstr. 13, 71272 Renningen Postfach 20 20, 71268 Renningen Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail expert@expertverlag.de Vereinigte Volksbank AG, Sindelfingen BIC GENODES1 BBV, IBAN DE51 6039 0000 0032 9460 07 Postbank Stuttgart BIC PBNKDEFF, IBAN DE87 6001 0070 0022 5467 07 USt.-IdNr. DE 145162062 Anzeigen: Sigrid Hackenberg, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -13, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail anzeigen@expertverlag.de Informationen und Mediendaten senden wir Ihnen gerne zu. Vertrieb: Rainer Paulsen, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -16, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail paulsen@expertverlag.de Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet bei Vorauszahlung im Jahresvorzugspreis für incl. Versand im Inland 189,- 7 (incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- 7 * , Einzelheft 39,- 7; * (in der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.); Studenten und persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo-Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar; kürzere Rechnungszeiträume bedingen einen Bearbeitungszuschlag von 3,- 7 pro Rechnungslegung. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 4/ 17 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 4 Juli/ August 2017 64. Jahrgang Herausgeber und Schriftleiter: Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstr. 91, 73770 Denkendorf Tel./ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner, Bonn Tel. (02 28) 9 61 61 36 E-Mail esantner@arcor.de Redaktionssekretariat: expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg Impressum T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 34 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction The worldwide windindustry is still a key factor for the changes within the world energy markets. The price pressure coming from coal, oil, nuclear and natural gas combined with enormous worldwide production capacities for components of wind turbines makes wind energy a high competitive market. Related to those market factors costs and reliability for wind turbines and its components are the driving factors for the industry. The pressure on the costs leads the industry to search for significant savings on all component and subcomponent levels - also such as oils and greases. Two major trends are to be recognized. One is to use cheap oils with less sustainability and a borderline performance (such as mineral oils) with high frequent changing intervals such as 1.5 years or less. The other trend is to use high performance lubes with the target on long oil change intervals. The first trend decreases the initial capital costs; the second reduces the cost of energy over the lifetime of the turbine. Both trends include strong requirements on the monitoring and the treatment of the oil within lubrication systems. From this perspective the quality of oil analyses with regards to real values and the handling of the lubricant et al. become more important. Very often hot and cold climate regions have profitable wind conditions and make those sites attractive for windpark projects. Components of turbines which are located at extreme expositions are impacted by strong, gusty winds, low temperatures, ice, snow, hot or humid climates. The load on components combined with tough environmental conditions lead to strong requirements for the engineering of subsystems such as oil, grease and gearbox lubrication. 1.1 Environmental conditions Dynamic loads caused by a stochastic wind stimulation and accelerated masses as well as inertias lead to small fluid film thicknesses and mixed friction lubrication Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 35 * Dr.-Ing. Frank-D. Krull Dipl.-Ing. (FH) Stefan Schemmert, MBA Eickhoff Antriebstechnik GmbH, 44789 Bochum Lubrication and Criteria for Lubricants of Gearboxes for Windturbines F.-D. Krull, S. Schemmert* Der Beitrag liefert eine kurze Einführung in die Technologie von Windenergieanlagen, ihre Antriebsstränge und die Schmierung der Getriebe. Eine Beschreibung der Umgebungsbedingungen und des Betriebsverhaltens geben einen Überblick über die Randbedingungen für Schmiersysteme von Getrieben. Darüber hinaus setzt sich der Beitrag mit Vorteilen und Nachteilen des Gebrauchs unterschiedlicher Ölsorten im Hinblick auf die Anwendung auseinander. Offene Fragestellungen hinsichtlich der Ölreinheit, Wassergehalten sowie Schwächen, Reproduzierbarkeit und Unsicherheiten von unterschiedlichen Analysemethoden auf der Basis praktischer Erfahrung lassen Spielraum für Interpretation und Diskussion Schlüsselwörter Getriebe, Schmierung, Windenergieanlage, WEC, Öl, Oxidation, Kaltes Klima This paper gives a short introduction into the technology of windturbines, their drivetrains and the lubrication of the gearbox. A description of environmental conditions and the operating behaviour of windturbines show an overview about the boundary conditions for gearbox lubrication systems. It also discusses the advantages and disadvantages of the use of different oil types with regards to the application. Open questions out of discussions about oil cleanliness, water contents, weaknesses, reproducibility and uncertainties of different analysis methods based on experience from the practice will give room for discussion. Keywords Gearbox, Lubrication, Wind turbine, WEC, Oil, Oxidation, Cold Climate Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis within the contacts of the low speed planetary stages. The wide speed range and varying speeds during low and intermediate power production conditions cause a non stationary environment for fluid films in bearings and toothings. Those conditions lead to critical lubrication conditions. 1.2 Impact on fluid films and contact lubrication The fluid film thickness within sliding and rolling contacts depend on velocity, specific load, material properties and physical oil properties. Dynamic loads and accelerating speeds have an impact on the stability of surface protecting fluid films. In case of extreme temperature environments, e. g. hot and cold climate conditions, the temperature depending fluid flow and oil supply have an additional influence on the lubrication. 2 Drive train and Gearbox Rotor blades, hub, main shaft, shrink disc, gearbox, high speed shaft coupling and generator are the main parts of a typical wind turbine drive train. Shrink disc and high speed shaft coupling connect main shaft and generator shaft with the gearbox. Rubber elements support the pins of the gearbox torque arms. They isolate gearbox vibrations and the main frame structure of the wind turbine. The floating bearing of 3 point support wind turbine drive trains. Yaw drives turn the machine head of the turbine within a geared rim around the vertical axis of the tower. Figure 2.1 shows the typical drive train of a 2 MWrange wind turbine drive train. The gearbox transforms the rotor shaft speed and torque to the generator level. Common generator concepts are based on double fed systems. A transformer adapts the variable rotor speed to constant 50 or 60 Hz grid frequency. Figure 2.2 shows a typical gearbox concept for turbines in a range between 1.5 and 2 MW. High power densities and large transmission ratios demand special gearbox concepts. Planetary-helical gearbox concepts split the input torque. This allows sharing the input loads between different gear sets. Those concepts give the opportunity to realize gearboxes with a high toque to weight ratio. Up to 2 MW typical concepts are based on 1 planetary and 2 helical stages. Above 2 MW state of the art concepts switch to 2 planetary and 1 helical stage. 3 Operating conditions of Wind turbines Availability and production gains of wind turbines depend on a couple of operating conditions. Loads and temperatures are varying depending on the turbines condition speeds. A high amount of control activities under turbulent and strong wind conditions leads to non stationary loads and speeds. 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 environments, e.g. hot and cold climate conditions, the temperature depending fluid flow and oil supply have an additional influence on the lubrication. 2. Drive train and Gearbox Rotor blades, hub, main shaft, shrink disc, gearbox, high speed shaft coupling and generator are the main parts of a typical windturbine drive train. Shrink disc and high speed shaft coupling connect main shaft and generator shaft with the gearbox. Rubber elements support the pins of the gearbox torque arms. They isolate gearbox vibrations and the main frame structure of the windturbine. The floating bearing of 3 point support windturbine drive trains. Yaw drives turn the machine head of the turbine within a geared rim around the vertical axis of the tower. Figure 2 1 shows the typical drive train of a 2 MW range windturbine drive train. Figure 2 1: Drive train of a 2 MW range wind turbine The gearbox transforms the rotor shaft speed and torque to the generator level. Common generator concepts are based on double fed systems. A transformer adapts the variable rotor speed to constant 50 or 60 Hz grid frequency. Figure 2 2 shows a typical gearbox concept for turbines in a range between 1.5 and 2 MW. Figure 2 2: Gearbox concept for 1.5 2 MW wind turbines High power densities and large transmission ratios demand special gearbox concepts. Planetary helical gearbox concepts split the input torque. This allows sharing the input loads between different gear sets. Those concepts give the opportunity to realize gearboxes with a high toque to weight ratio. Up to 2 MW typical concepts are based on 1 planetary and 2 helical stages. Above 2 MW state of the art concepts switch to 2 planetary and 1 helical stage. 3. Operating conditions of Windturbines Availability and production gains of windturbines depend on a couple of operating conditions. Loads and temperatures are varying depending on the turbines condition speeds. A high amount of control activities under turbulent and strong wind conditions leads to non stationary loads and speeds. The design and suitability of the lubrication system is relevant for the reliable component lubrication. Coherences between environmental conditions and functionality: Cold climate Maintaining the lubrication and filtration system supply of the tribo contacts Frozen Gearbox Capability to start the presure fed lubrication, avoiding of oil coal at heating elements, short starting periods High speeds, low loads Avoiding of smearing Low speed, high loads Avoiding of micro pitting and wear High speed, high loads Avoiding of scuffing Blades 70-80 m Tower Torque arm Mech. brake Azimut drives Main bearing Main frame Anemometer Hub + Blades Mainshaft Gearbox Generator coupling Generator Bildquelle: REpower Systems AG Schrumpfscheibe Planetenträger Planeten Sonnenritzel Hohlwelle Rad 2. Stufe Rad 3. Stufe Ritzel 3. Stufe Ritzel 2. Stufe environments, e.g. hot and cold climate conditions, the temperature depending fluid flow and oil supply have an additional influence on the lubrication. 2. Drive train and Gearbox Rotor blades, hub, main shaft, shrink disc, gearbox, high speed shaft coupling and generator are the main parts of a typical windturbine drive train. Shrink disc and high speed shaft coupling connect main shaft and generator shaft with the gearbox. Rubber elements support the pins of the gearbox torque arms. They isolate gearbox vibrations and the main frame structure of the windturbine. The floating bearing of 3 point support windturbine drive trains. Yaw drives turn the machine head of the turbine within a geared rim around the vertical axis of the tower. Figure 2 1 shows the typical drive train of a 2 MW range windturbine drive train. Figure 2 1: Drive train of a 2 MW range wind turbine The gearbox transforms the rotor shaft speed and torque to the generator level. Common generator concepts are based on double fed systems. A transformer adapts the variable rotor speed to constant 50 or 60 Hz grid frequency. Figure 2 2 shows a typical gearbox concept for turbines in a range between 1.5 and 2 MW. Figure 2 2: Gearbox concept for 1.5 2 MW wind turbines High power densities and large transmission ratios demand special gearbox concepts. Planetary helical gearbox concepts split the input torque. This allows sharing the input loads between different gear sets. Those concepts give the opportunity to realize gearboxes with a high toque to weight ratio. Up to 2 MW typical concepts are based on 1 planetary and 2 helical stages. Above 2 MW state of the art concepts switch to 2 planetary and 1 helical stage. 3. Operating conditions of Windturbines Availability and production gains of windturbines depend on a couple of operating conditions. Loads and temperatures are varying depending on the turbines condition speeds. A high amount of control activities under turbulent and strong wind conditions leads to non stationary loads and speeds. The design and suitability of the lubrication system is relevant for the reliable component lubrication. Coherences between environmental conditions and functionality: Cold climate Maintaining the lubrication and filtration system supply of the tribo contacts Frozen Gearbox Capability to start the presure fed lubrication, avoiding of oil coal at heating elements, short starting periods High speeds, low loads Avoiding of smearing Low speed, high loads Avoiding of micro pitting and wear High speed, high loads Avoiding of scuffing Blades 70-80 m Tower Torque arm Mech. brake Azimut drives Main bearing Main frame Anemometer Hub + Blades Mainshaft Gearbox Generator coupling Generator Bildquelle: REpower Systems AG Schrumpfscheibe Planetenträger Planeten Sonnenritzel Hohlwelle Rad 2. Stufe Rad 3. Stufe Ritzel 3. Stufe Ritzel 2. Stufe Figure 2.1: Drive train of a 2 MW-range wind turbine Figure 2.2: Gearbox concept for 1.5-2 MW wind turbines T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis The design and suitability of the lubrication system is relevant for the reliable component lubrication. Coherences between environmental conditions and functionality: • Cold climate → Maintaining the lubrication and filtration system supply of the tribo-contacts • Frozen Gearbox → Capability to start the pressure fed lubrication, avoiding of oil coal at heating elements, short starting periods • High speeds, low loads → Avoiding of smearing • Low speed, high loads → Avoiding of micro pitting and wear • High speed, high loads → Avoiding of scuffing • Stand Still → Avoiding of still standing Marks and “False Brinelling” • Idling → Supply of toothings and bearings above the oil sump • No Grid → Minimum supply of components during parking periods There are a couple of other operating conditions which should be addressed by testing, calculation and simulation 4 Test and qualification of the gearbox lubrication system The approval of the lubrication system is important for prototype and end of line testing. During prototype tests the expected amount of oil, temperatures, pressures and oil cleanliness have to be confirmed. In addition the suitability of emergency lubrication for idling and gridless parking conditions of the wind turbine has to be proven. During the acceptance tests of the gearboxes the confirmation of expected temperatures and pressures assure the completeness and functionality of oil pipes and leak tightness of the lubrication system. This concept excludes damages in consequence of lubrication faults and leakages. Prototype testing under CCV conditions including the verification of lubrication design assumptions is important. Tests within a cold climate chamber ensure the suitability of design assumptions and operating strategies of the wind turbine. Freezing the gearbox down to an extreme temperature of -40 °C provides the opportunity to simulate warm up and starting procedures of the gearbox. Sensors for temperatures at different oil sump and bearing positions as well as pressure sensors measure useful data which can be used to optimise the warm up procedure and components of the lubrication system. The optimisation of the warm up period between low reference temperature (-40 °C) and the start temperature of the gearbox (0 °C) increase the availability of the turbine and as a consequence the gain out of production. Figure 4.1 shows a picture of the Eickhoff 5MW test rig with climate chamber The test rig has the capability to freeze the gearbox down to a temperature of -40 °C and to start the gearbox under full load. This gives the opportunity to obtain the initial breakaway torque of the frozen gearbox at the low speed side of the gearbox. Those values are realistic compared to the situation on the wind turbine. The simulation of different warm up procedures with and without idling gearboxes is important to prove the suitability and performance of the operation strategy. Emergency lubrication can be checked with different temperatures. Figure 4.2 shows a lubricated toothing with -40 °C and -20 °C. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 37 Stand Still Avoiding of still standing Marks and “Balse Brinelling“ Idling Supply of toothings and bearings above the oil sump No Grid Minimum supply of components during parking periods There are a couple of other operating conditions which should be addressed by testing, calculation and simulation 4. Test and qualification of the gearbox lubrication system The approval of the lubrication system is important for prototype and end of line testing. During prototype tests the expected amount of oil, temperatures, pressures and oil cleanlinesses have to be confirmed. In addition the suitability of emergency lubrication for idling and gridless parking conditions of the windturbine has to be proven. During the acceptance tests of the gearboxes the confirmation of expected temperatures and pressures assure the completeness and functionality of oil pipes and leak tightness of the lubrication system. This concept excludes damages in consequence of lubrication faults and leakages. Prototype testing under CCV conditions including the verification of lubrication design assumptions is important. Tests within a cold climate chamber ensure the suitability of design assumptions and operating strategies of the windturbine. Freezing the gearbox down to an extreme temperature of 40°C provides the opportunity to simulate warm up and starting procedures of the gearbox. Sensors for temperatures at different oil sump and bearing positions as well as pressure sensors measure useful data which can be used to optimise the warm up procedure and components of the lubrication system. The optimisation of the warm up period between low reference temperature ( 40°C) and the start temperature of the gearbox (0°C) increase the availability of the turbine and as a consequence the gain out of production. Figure 4 1 shows a picture of the Eickhoff 5MW test rig with climat chamber Figure 4 1: 5MW Testrig with climate chamber The testrig has the capability to freeze the gearbox down to a temperature of 40°C and to start the gearbox under full load. This gives the opportunity to obtain the initial breakaway torque of the frozen gearbox at the low speed side of the gearbox. Those values are realistic compared to the situation on the windturbine. The simulation of different warm up procedures with and without idling gearboxes is important to prove the suitability and performance of the operation strategy. Emergency lubrication can be checked with different temperatures. Figure 4 2 shows a lubricated toothing with 40°C and 20°C. Figure 4 2: Oil under temperature conditions The consistency of the oil has with respect to its flowability different properties under temperature conditions of 40°C and 20°C. The synthetic oil which is shown in Figure 4 2 has its specified pour point above 40°C. It has still enough flowability to be distributed to the lubricated parts of the gearbox. -40°C -20°C Stand Still Avoiding of still standing Marks and “Balse Brinelling“ Idling Supply of toothings and bearings above the oil sump No Grid Minimum supply of components during parking periods There are a couple of other operating conditions which should be addressed by testing, calculation and simulation 4. Test and qualification of the gearbox lubrication system The approval of the lubrication system is important for prototype and end of line testing. During prototype tests the expected amount of oil, temperatures, pressures and oil cleanlinesses have to be confirmed. In addition the suitability of emergency lubrication for idling and gridless parking conditions of the windturbine has to be proven. During the acceptance tests of the gearboxes the confirmation of expected temperatures and pressures assure the completeness and functionality of oil pipes and leak tightness of the lubrication system. This concept excludes damages in consequence of lubrication faults and leakages. Prototype testing under CCV conditions including the verification of lubrication design assumptions is important. Tests within a cold climate chamber ensure the suitability of design assumptions and operating strategies of the windturbine. Freezing the gearbox down to an extreme temperature of 40°C provides the opportunity to simulate warm up and starting procedures of the gearbox. Sensors for temperatures at different oil sump and bearing positions as well as pressure sensors measure useful data which can be used to optimise the warm up procedure and components of the lubrication system. The optimisation of the warm up period between low reference temperature ( 40°C) and the start temperature of the gearbox (0°C) increase the availability of the turbine and as a consequence the gain out of production. Figure 4 1 shows a picture of the Eickhoff 5MW test rig with climat chamber Figure 4 1: 5MW Testrig with climate chamber The testrig has the capability to freeze the gearbox down to a temperature of 40°C and to start the gearbox under full load. This gives the opportunity to obtain the initial breakaway torque of the frozen gearbox at the low speed side of the gearbox. Those values are realistic compared to the situation on the windturbine. The simulation of different warm up procedures with and without idling gearboxes is important to prove the suitability and performance of the operation strategy. Emergency lubrication can be checked with different temperatures. Figure 4 2 shows a lubricated toothing with 40°C and 20°C. Figure 4 2: Oil under temperature conditions The consistency of the oil has with respect to its flowability different properties under temperature conditions of 40°C and 20°C. The synthetic oil which is shown in Figure 4 2 has its specified pour point above 40°C. It has still enough flowability to be distributed to the lubricated parts of the gearbox. -40°C -20°C Figure 4.1: 5MW Test rig with climate chamber Figure 4.2: Oil under temperature conditions T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis The consistency of the oil has with respect to its flow ability different properties under temperature conditions of -40 °C and -20 °C. The synthetic oil which is shown in Figure 4.2 has its specified pour point above -40 °C. It has still enough flow ability to be distributed to the lubricated parts of the gearbox. With -20 °C the oil has a consistency comparable to semifluid grease. Under this condition it is pump able and the pressure fed lubrication system is able to distribute the oil. Hence the gearbox can operate under partial load and moderate velocities. 5 Approval criteria and requested oil properties Extreme operation conditions and extreme climatic environments require high level performance characteristics for wind turbine gearbox lubricants. Logistics for the maintenance of worldwide high number of wind turbines is a challenge. Under consideration of unique maintenance and service concepts only a limited number of lubricants can be released. Approval processes for wind turbine gearbox lubricants require a high number of mechanical tests and a field test validation. Qualified test facilities and laboratories for mechanical oil tests are booked frequently and waiting times for test capacities are long. The availability of prototype wind turbines for field tests is rare. After successful field tests pre series field tests for one and two years with a higher number of turbines (19 - 20) are required. This leads to long approval processes for new oil developments. Compared to industrial gearbox oils, the supplier of oil for wind turbine gearboxes have to meet the requirements and specifications from gearbox manufacturer, bearing manufacturer, wind turbine OEM and wind energy specific national and international standards. Often test specifications are redundant with respect to the test procedures but not to the limits and test parameters. This leads to long product launches. Often time to market lasts 5 years and more. The analyses of specified performance test results such as FE8, micro pitting, scuffing and others, should be done under observation of wind turbine OEM, gearbox OEM and bearing manufacturer. According to IEC61400-4 [I-1] the approval for lubricants has to be agreed between wind turbine manufacturer, gearbox manufacturer and certification bodies based on standardized test methods. After a successful evaluation of the test results a field test with a duration of one and three years follows. The final approval will be available in case that all data obtained from the field tests are evaluated. The international standard IEC61400-4 [I-1] contains a list with international and national standardized test methods for oils. In addition the standard provides a list of non standardized but available state of the art in-house and “community” tests (FVA, GFT, ASTM, …) 6 Additional future wind turbine related oil property requirements Within the last 8 years new failure mechanisms at bearings have been observed within wind turbine gearboxes. One of the most discussed mechanisms is white etching cracks called WEC. Up to now a couple of root causes have been allocated. Those influences and interactions are known as 1. Dynamics and vibration 2. Hydrogen diffusion 3. Electricity 4. Slippage 5. Lubricant additive systems 6. Adiabatic shear bands Most of the known influence parameters are part of the environment of wind turbines. Within the expert community detailed coherences and the damage propagation within the bearing steels are still in discussion. The discussed failure propagation theories can be divided into Hydrogen diffusion phenomena, crack propagation from the surface and crack propagation starting within the subsurface of the material. Meanwhile WEC can be produced under specific test conditions reproducible on test rigs. One of the most commonly used test rigs for such tests is the FE8 test rig. Figure 6 1 shows White Etching Cracks within the subsurface material structure of a bearing inner ring produced on an FE8 test rig [S-2]. Based on parameter studies on these test rigs new requirements for lubricants are introduced to the wind industry. Bearing manufacturer are publishing coherences between special types of corrosion inhibitors from conservation 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis fluids used during the manufacturing process and anti wear additives which might be responsible for having an influence on the occurrence of WEC. One of the most common technologies to decrease the influence on WEC is the use of bearings with a black oxide treated surface. This specific treatment passivates the metallic surface and reduces the friction within the sliding contacts. Those coherences lead to better lubrication properties and reduce the transmission of heat and energy into the material. The dangerous reaction of some additive chemistry might also be positively influenced. 7 Lubrication conditions within Toothings and bearings of wind turbine gearboxes The efficiency of rotor blades is strongly influenced by the ratio between wind speed and rotor speed. To receive the optimum power for different wind speeds the rotor speed must be controlled. Electrical transformers adapt the variable speed of the generator to the constant grid frequency. The maximum allowable rotor speed is restricted by the noise emission of rotor blades. Exceeding the limiting blade tip velocity of 320 km/ h the aerodynamic noise emission will increase above average. This leads to lower rotor speeds with an increasing inclination of the gearbox ratio for larger wind turbines. Due to low input speeds Lambda values of large wind turbine gearboxes are typically below 1 (λ < 1), that means boundary lubrication [S-1]. In case of standard oils and surface technologies the contact of roughness peaks combined with high pressure values and sliding surfaces may lead to surface initiated fatigue and wear. 8 Micro pitting at toothings and bearings Boundary lubrication related effects are micro pitting and wear. Micro pitting or grey staining is usually observed as grey shadowed area of the polished tooth surfaces. Under special light conditions those areas are visible for experienced eyes. The avoidance of micro pitting in wind turbine gearboxes is very important. Compared to the calculation of pitting or scuffing application limits and calculation parameter are not well defined. Complex coherences of influence parameters such as toothing technologies, surface finish, operational environment and lubricant parameters are challenging the handling of working tribological systems. Micro pitting leads to a removal of material in the critical area of the tooth flank. Shear stresses at the roughness peaks cause surface initiated fatigue. In consequence of the shear stresses micro cracks occur. Periodic loads on the crack lips will rip off the edges. As a result small pittings (micro pittings) at the bottoms of the cracks will develop. The light refraction at the edges of the pores give areas of micro pittings their characteristic dim grey look. Figure 8.1 shows micro pittings on a metallographic specimen 200-times magnified by a REM. Micro pitting on bearings is a new phenomenon within the gearbox industry. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 39 Fi O inf tr m co Th an m Th als 7. Th ra op m va fre Th no bl e Th in Du wi m In co ure 6 1: WE e of the mos luence on W ated surface. tallic surface tacts. se coherenc reduce the terial. dangerous o be positivel Lubricati bearings efficiency o io between imum powe st be contr iable speed quency. maximum se emission de tip veloc ission will in s leads to lination of th e to low i dturbine ge ans boundar case of sta tact of roug within the s common te C is the use This specific and reduces s lead to be ransmission eaction of so y influenced. n conditio f windtur rotor blade ind speed an for different lled. Electri of the gen llowable rot of rotor bl ity of 320 k rease above lower rotor gearbox rat nput speed rboxes are lubrication dard oils a ness peaks bsurface ma hnologies to f bearings wi reatment pa he friction ter lubricatio f heat and e me additive c s within T ine gearb is strongly i d rotor spee wind speeds cal transfor rator to th r speed is r des. Exceedi / h the aer verage. speeds wit o for larger Lambda v ypically belo S 1]. d surface t ombined wi erial [S 2] ecrease the h a black oxi sivates the ithin the slidi n properties ergy into th hemistry mig othings a xes fluenced by . To receive the rotor sp ers adapt constant g stricted by ng the limit dynamic no an increas ind turbines. alues of la 1 ( <1), t chnologies h high press e ng ht d he he ed he rid he ng ise ng ge at he re v f 8 B w s s e T v C a d C t e t a p I P r c T Fi s Fi t lues and sli tigue and we Micro pi undary lubri ear. icropitting o adowed are ecial light perienced e e avoidance ry important mpared to plication lim fined. mplex cohe othing tec vironment e handling o icro pitting l ea of the to aks cause su consequenc riodic loads sult small pi acks will dev e light refra icropittings t gure 8 1 s ecimen 200 gure 8 1: Mi icro pitting o e gearbox in ing surfaces r. ting at too ation relate grey stainin of the po conditions t es. of micropitti . the calcula its and calcu rences of in nologies, nd lubricant working trib ads to a re th flank. Sh face initiate of the shea n the crack tings (micro lop. tion at the e eir characte ows microp imes magnifi ro pitting 20 bearings is ustry. may lead to things and effects are g is usually ished tooth hose areas g in windtur tion of pit lation param fluence par urface fini parameters logical syste oval of mate ar stresses fatigue. r stresses mi lips will rip o ittings) at th ges of the p istic dim gre ittings on ed by a REM. times mag new pheno surface initi bearings icro pitting bserved as surfaces. U are visible ine gearbox ing or scu ter are not meters such h, operati are challen s. rial in the cri t the rough ro cracks oc f the edges. bottoms of res give area look. metallogra ified enon within ted and rey der for s is fing ell as nal ing ical ess cur. s a the s of hic Figure 6.1: WEC within the subsurface material [S-2] Figure 8.1: Micro pitting 200-times magnified T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis It was introduced to the FVA research group. The research project “micro pitting on bearings” [F-1] ended in 2013. The main conclusions are that the causes of micro pittings in bearings need very specific operation conditions and a specific additive chemistry. The research group concludes on differences between lubrication conditions on bearings and toothings. The main parameters with regard to specific fluid film thicknesses are comparable but the limit values differ. Compared to toothings the lubricating conditions must be worthier to cause micro pitting failures on bearings. In addition to critical fluid film thicknesses a high amount of slippage is needed. A major difference seems to be the influence of additive chemistry. In case of toothings additives decrease the risk of micro pitting. In case of bearings a specific additive chemistry increases the risk of micro pitting. Future requirements for lubricants might include that fact. 9 Requirements on oil cleanliness and oil monitoring With the introduction of the IEC61400-4 standard (design requirements for wind turbine gearboxes) the requirement for continuous oil monitoring became established with the end of 2012. The continuous monitoring shall include the analyses of 1. Oil cleanliness 2. Oil viscosity 3. Water content 4. Wear metals 5. Measurement of oil oxidation 6. Key additive elements from the additive package The standard states that according to ISO/ TS16281 the oil cleanliness expressed by the factor ec has a large impact on the reliability of bearings. Therefore specific requirements for allowable cleanliness levels are defined. The oil cleanliness levels under operating conditions shall at least meet the cleanliness level of -/ 17/ 14 according ISO4406 which was developed for hydraulic fluids. Figure 9 1 contains the recommended cleanliness levels according to IEC61400-4 [I-1] The difficulty to meet such accurate recommended oil cleanliness levels is the accuracy of the testing methods which are not standardized. The recommendation differentiates for different gear oil conditions more or one class in-between the different cases. The practical analytical methods with automatic particle counting are only suitable for low viscosity fluids. Fluids and oils of higher viscosity grades such as 320cSt must be diluted with solvents such as Toluene for chromatography and particle counting. In practice different laboratories use different dilution ratios und different solvents. In consequence the results of the particle counts can differ up to 4 numbers within each class. Verification by manual counts is therefore recommended. The detection of water content as monitoring value needs a precise specification to the laboratories. The coherence which should be addressed by this value is the moisture of the oil. The moisture is important with respect to oil ageing and the lifetime of bearings and toothings. If it occurs for a longer time a saturation level of 80 % indicates critical conditions for the gearbox and the lubricant. Each gearbox oil has its own temperature depending saturation behaviour. That means a difference of up to e. g. 500 ppm between two standard gearbox oils which has 40 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 9.1: Recommended oil cleanliness level T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis to be kept in mind. In reality a critical water content has to be specified with 300 ppm for an oil A and 800 ppm for an oil B. Controversial positions between different parties on the condition of the oil, based on the measured water content, are often based on a fundamental misinterpretation of those results. Figure 9 2 shows two artificial saturation curves to explain this specific topic. The measurement of water content requires the use of a specific and suitable method. Karl Fischer is the method which is typically used for wind turbine oils. Using Karl Fischer method it is to differentiate between two methods 1. Karl Fischer direct 2. Karl Fischer indirect Based on the working principle of this method it is necessary to use Karl Fischer indirect method to receive comparable and reliable results. With some oils and additive packages the result of the direct method is mainly influenced by the additives and the value for the water content is wrong. The difficulty of measuring the oil oxidation is similar. The method which is typically used is based on the measurement of the Total Acid Number (TAN). This value gives an indication about the acid ratio within the oil. The TAN differs not only for the modified base oil molecules it also indicates specific values for additive chemistry (means different additive packages have different base values - with production tolerances). Different base oils show a different behaviour during the critical oxidation process. That means in consequence: To use this method as monitoring method for oil oxidation/ ageing it is necessary 1. To have base values for the reference condition of each oil filling. 2. It is necessary to monitor the progression of the TAN Values. 3. To have the knowledge about the specific ageing behaviour during the oxidation process. Figure 9 3 shows the schematic oxidation curves of examples for different oil types Based on examples for three different oil types, time spots for an oil analyses from 1 to 3 figure 9 3 very clearly state the potential mistake that could be made in the interpretation of oil analyses without a continuous history. In this case “Pure PAO” means a very mild additivated oil. Spot 1: All oils are in a good condition -> a high performance PAO with a high level of additive chemistry looks critical; Reality: It is just the initial condition of this specific oil Spot 2: Mineral oil is out of scope, both other oil types look like that they are in a very good condition Reality: The Synthetic oils could be close to the critical slope Spot 3 (Not a long duration after spot 2): The oil analyses for both synthetic oils are too late - these oils have exceeded their critical limit and could have created damages Conclusion of this case study: A forecast of the usability of mineral oils could be done based on spot results in case that the reference curve for fresh oil and the critical limits are known. Synthetic oils have a longer durability but they have to be monitored with more care. The characteristic ageing curve must be known, reference values from fresh oil Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 41 Figure 9.2: Artificial temperature depending saturation curves for two oils on a level of 80 % saturation Figure 9.3: Schematic Oxidation/ Time curves of examples for different oil types T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis must be present and an additional criterion is necessary to detect the critical oxidation ratio. This additional criterion could be observed within IR spectroscopes of used oils. Spectra of aged oils point out a wavelength peak in within the range of 1740-1730 1/ cm which is caused by the oxidized alcohols (Carbonyl groups) [F-2]. Figure 9 4 shows typical IR spectra of a fresh and an aged oil as well as the difference of both spectra. 10 Standard requirements on lubricants Low film thicknesses within the low speed planetary stage, extreme temperature changes, humidity and other climatic influences as well as shock loads and high specific loads result in high requirements on the performance of lubricants used in wind turbine gear boxes. Those high requirements regarding the performance ratings need to be balanced with secondary requirements. The load carrying capacity of a gear set is ensured by using lubricants with high scoring protection properties as well as high micro pitting carrying capabilities. Test temperatures at 60 °C need to be considered in addition to the usually higher oil test temperatures. The cooling and heating systems control the oils sump operating temperature in wind turbine gearboxes to a maximum of 65 °C. Also different available Additive technologies in the market might show a low reactivity of one component at lower operating temperatures, this means that important performance criteria might be met at higher test temperatures, but at lower temperatures the lubricant fails. To ensure the reliable operation of gear oil in wind turbine gearboxes and the specific operating conditions it is recommended to test those with methods simulating the practical conditions and applications as close as possible. Micro pitting test at 60 °C and 90 °C nowadays are seen as basic requirements of gearbox manufacturers regarding the qualification process of gear oils. For the evaluation of the results it is necessary not only to compare the quantitative results but also to consider the change on the surface of the test gears. Very often the achieved load stage does not show a real differentiation between the performance and behaviour of gear oils, especially with regards to the reserves on the load carrying capability. Figure 10.1 shows examples comparing two different oil types performing the micro pitting test with only one load stage difference. The potential to protect the gears from micro pitting shows a very wide difference compared to the test result. Bearing manufactures qualify oils via test, that also include the influence of water and saltwater on the tribological system. The long term influence of water and salt differentiates lubricants based on industry standardized test methods, e. g. the FE-8 test machine with regards to the suitability for offshore Applications. Often the technologies of used additive systems to achieve highest performance values compete with compatibility requirements. The development of thoroughly balanced oils needs a know how of the lubricant developer with regards to segment specific solutions, limits, calculation methods and field experience. The continuous dialogue between lubricant developers and gearbox manufacturers are necessary to ensure development of appropriate lubrication solutions. Typical relevant secondary criteria are 42 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 9.4: IR spectra of fresh and aged oil with a carbonyl wavelength peak in the range of 1740-1730 1/ cm [F-2] Spectra of aged oils point out a wavelength peak in within the range of 1740 1730 1/ cm which is caused by the oxidized alcohols (Carbonyl groups) [F 2]. Figure 9 4 show typical IR spectra of a fresh and an aged oil as well as the difference of both spectra. Figure 9 4: IR spectra of fresh and aged oil with a carbonyl wavelength peak in the range of 1740 1730 1/ cm [F 2] 10. Standard requirements on lubricants Low film thicknesses within the low speed planetary stage, extreme temperature changes, humidity and other climatic influences as well as shock loads and high specific loads result in high requirements on the performance of lubricants used in wind turbine gear boxes. Those high requirements regarding the performance ratings need to be balanced with secondary requirements. The load carrying capacity of a gear set is ensured by using lubricants with high scoring protection properties as well as high micropitting carrying capabilities. Test temperatures at 60 °C need to be considered in addition to the usually higher oil test temperatures. The cooling and heating systems control the oils sump operating temperature in wind turbine gearboxes to a maximum of 65 °C. Also different available Additive technologies in the market might show a low reactivity of one component at lower operating temperatures, this means that important performance criteria might be met at higher test temperatures, but at lower temperatures the lubricant fails. To ensure the reliable operation of gear oil in windturbine gearboxes and the specific operating conditions it is recommended to test those with methods simulating the practical conditions and applications as close as possible. Micropitting test at 60 °C and 90 °C nowadays are seen as basic requirements of gearbox manufacturers regarding the qualification process of gear oils. For the evaluation of the results it is necessary not only to compare the quantitative results but also to consider the change on the surface of the test gears. Very often the achieved load stage does not show a real differentiation between the performance and behaviour of gear oils, especially with regards to the reserves on the load carrying capability. Figure 10 1 shows examples comparing two different oil types performing the micropitting test with only one load stage difference. The potential to protect the gears from micropitting shows a very wide difference compared to the test result. Figure 10 1: Micropitting load carrying reserves of two different test gear sets SKS>10 left; SKS=9 right. Bearing manufactures qualify oils via test, that also include the influence of water and saltwater on the tribological system. The long term influence of water and salt differentiates lubricants based on industry standardized test methods, e.g. the FE 8 test machine with regards to the suitability for offshore Applications. Often the technologies of used additive systems to achieve highest performance values compete with compatibility requirements. The development of thoroughly balanced oils needs a know how of the lubricant developer with regards to segment specific solutions, limits, calculation methods and field experience. The continuous dialogue between lubricant developers and gearbox manufacturers are necessary to ensure development of appropriate lubrication solutions. Typical relevant secondary criteria are different materials used for the production and mounting of gearboxes, e.g. sealing materials and yellow metals in thrust washers as well as bearing cages, paints, liquid seals, etc. These materials need to provide long term compatibility with Graufleckenfläche Figure 10.1: Micro pitting load carrying reserves of two different test gear sets SKS >10 left; SKS = 9 right T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis different materials used for the production and mounting of gearboxes, e. g. sealing materials and yellow metals in thrust washers as well as bearing cages, paints, liquid seals, etc. These materials need to provide long term compatibility with the lubricant. This fact requires compatibility investigations, which also include the behaviour if the gear oil is mixed with contaminations, water or salt water. The foaming properties of a lubricant also plays a major role, as usually labyrinth seals are used at the rotor shaft and the medium speed stage of the gearbox needs to turn in the oil sump. The foaming behaviour stands in contradiction to a required good air release property, which is required due to the fact that high dispersed air in gear oils will influence the lubricating gap. Standstill and transportation require a good corrosion protection of the gear oils, making sure other performance criteria, e. g. EPand wear properties, are not influenced in a negative sense. In addition the lubricant needs to provide a high level of filterability also with finest filter technologies down to filter mesh sizes of 2 µm and a good biodegradability and/ or low toxicity. High Hertzian pressures in bearings and gears require an excellent shear stability to provide a stable viscosity at operating temperature. For the formation of the strongest lubricating film at higher temperatures it is recommended that the viscosity-temperature curve is as flat as possible. Synthetic Hydrocarbons, synthetic esters or polyglycols have much better viscosity temperature behaviours compared to mineral oils. Figure 10.2 shows the viscosity behaviour of different base oil types based on temperature changes Due to the requirement to cover the wide range of operating temperatures in those areas usually synthetic gear oils are considered. 11 Conclusion Highest requirements on lubricants and production techniques remain the basics for a reliable operation of tribological systems in wind turbine applications. The development and strict application of performance tests for lubricants applied during the development of new lubricants as well as for the benchmarking and suitability of market-available lubricants helps to increase reliable operation, also for units aiming to achieve higher power outputs. Combining both will help to set up drive train systems based on gear technologies and lubricants, which are able to cope with the latest and future requirements on wind turbine operation, reliability and availability. References [H-1] Hamrock, Bernhard J: Fundamentals of Fluid Film Lubrication; International Editions; ISBN 0-07-113356- 9; McGraw Hill, Inc; New York, St. Lois, San Francisco, Aucland, Bogotá, Caracas, Lisbon, London, Madrid, Mexico City, Milan, Montreal, New Delhi, San Juan, Singapore, Sydney, Tokyo, Toronto; Singapore 1994 [I-1] IEC 61400-4: Wind turbines - Part 4: Design requirements for wind turbine gearboxes [F-1] Bongardt, C.; Beilicke, R.: Einfluss von instationären Betriebszuständen zur Graufleckenbildung in Wälzlagern und Klärung von Mechanismen. Abschlussbericht, Forschungsheft zum Forschungsvorhaben 627 I der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e. V., Frankfurt, 2013. [F-2] Prof.-Dr. Hans Meier: Getriebeöldiagnose, Ölprobenuntersuchungen als Beurteilungskriterium für Betriebssicherheit und Verschleißzustand von Getrieben, Abschlussbericht, Forschungsheft zum Forschungsvorhaben 88/ I, Heft 176, Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V., Frankfurt, 1984 [S-1] Schönbeck, G.: Einfluß der Schmierstoffe auf die Zahnflankenermüdung (Graufleckigkeit und Grübchenbildung) hauptsächlich im Umfangsgeschwindigkeitsbereich 1..9 m/ s, Diss. TU-München 1984 [S-2] Schaeffler: MOEWE Zwischenbericht Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 43 Figure 10.2: Differences of viscosity-temperature-behaviour of base oil types T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction Journal bearings are used to support and guide rotating or pivoting parts within a case. The functionality of journal bearings bases upon the formation of a load bearing fluid film, which separates the rotating part from the bearing. During operation various lubrication regimes can occur, depending on velocity, mechanical loading and viscosity of the lubricant, see Figure 1. For each regime different sliding and failure processes prevail. Conventional operation takes place mostly in hydrodynamic friction regime. Details can be found, inter alia, in [1-3]. Automotive R&D targets higher engine efficiency, based on more stringent environmental regulations such as the CO 2 emission limits [4, 5]. This includes minimization of engine friction, downsizing, light weight design and operational changes such as start stop systems [5, 6]. With regard to journal bearing systems these changes represent new challenges in the field of maintaining sufficient reliability and contribution to engine efficiency. 2 Requirements of journal bearing systems The design process of journal bearing systems is complex. Based on the fact that journal bearing systems are 44 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 * DI Dr. Florian Summer Univ.-Prof. DI Dr. Florian Grün Chair of Mechanical Engineering Montanuniversität Leoben, 8700 Leoben, Austria DI Martin Offenbecher Miba Gleitlager Austria GmbH, 4663 Laakirchen, Austria Dr. Stuart Taylor Dr. Emmanuel Lainé Infineum UK Ltd., Milton Hill, UK Tribology of journal bearings: Start stop operation as life-time factor F. Summer, F. Grün, M. Offenbecher, S. Taylor, E. Lainé* Die Reduktion des Schadstoffausstoßes stellt einen der wichtigsten Treiber im Bereich der Verbrennungsmotorenentwicklung dar. In diesem Zusammenhang werden Start Stopp Systeme eingesetzt um eine weitere Reduktion des Gesamtkraftstoffverbrauchs und folglich auch der Schadstoffemissionen zu erreichen. Jedoch wird durch diesen Einsatz der Gesamtantriebsstrang völlig neuen Betriebsbedingungen ausgesetzt. Insbesondere hydrodynamische Gleitlagersysteme werden durch diese Betriebsveränderungen und den damit verbundenen erhöhten Anteil an Festkörperkontakten intensiver belastet. Um weiterhin den sicheren Lagerbetrieb zu gewährleisten, bedarf es an umfassenden Untersuchungen im Bereich der Start Stopp Dimensionierung von Gleitlagern. Der vorliegende Beitrag umfasst gezielte Untersuchungen von Gleitlagersystemen unter Start Stopp Betriebszuständen. Mithilfe eines neuartigen bauteilnahen Prüfsystems wird dabei insbesondere das Start Stopp Verschleißverhalten von diversen Lagermaterialien erforscht und verglichen. Desweiteren werden der Einfluss der Schmierstoffviskosität und die Additivierung der Motorschmierstoffe auf die Lebensdauer von Lagersystemen unter Start Stopp Betriebsbedingungen aufgezeigt. Schlüsselwörter Gleitlager, Start Stopp Betrieb, bauteilnahe Prüfmethodik, Grenz- und Mischreibung, Verschleiß Reduction of pollutant emissions is one of the key drivers in the field of combustion engine development. In this context, in particular start stop systems are applied in order to further reduce the total fuel consumption and subsequently minimize pollutant emissions. However, this application leads to completely new operating conditions for the powertrain. In particular, hydrodynamic bearing systems are burdened by these operational changes and the increased proportion of solid friction contacts. In order to ensure safe bearing operation, in depth research in the field of start stop bearing dimensioning is required. This paper covers an extensive investigation of journal bearing systems under start stop operation conditions. With the aid of a novel component close test methodology the start stop wear characteristics of various bearing materials are investigated and compared. Furthermore, the impact of the lubricant viscosity and chemical additive formulation of engine lubricants on the start stop lifetime performance of journal bearing systems are discussed. Keywords Journal bearings, start stop operation, component close test methodology, boundary and mixed friction, wear Kurzfassung Abstract T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis essential components of combustion engines for various applications two main tasks take priority, viz. sufficient reliable service life for all operation conditions and frictional efficiency for all contact (lubrication) conditions. In the following subsections main demands of bearing systems are briefly reviewed. 2.1 Longterm system life - Fatigue and wear-fatigue resistance Sufficient fatigue and wear-fatigue performance of journal bearing systems are required in order to ensure non stationary highly loaded operation under hydrodynamic condition. Based on increased firing pressures demands according to high fatigue life represent a mandatory aspect in life time dimensioning of journal bearing systems. 2.2 Tribological system robustness - Resistance against seizure, disturbance variables and start stop Although most of the operation of journal bearing systems takes place in hydrodynamic friction regime, short term boundary and mixed friction events occur frequently. In this regard tribological demands represent a crucial part for reliable functionality of bearing systems. This includes robustness of the whole bearing system of shaft, lubricant and bearing material against seizure or scuffing events or disturbance variables such as dirt particles. In particular, start stop techniques during idling times of the engine, which are applied frequently in order to reduce fuel consumption, represent a fundamental change of the operation characteristic of journal bearings. This change results in frequent passing through of the boundary and mixed friction regime, during which direct contacts of the mating surfaces occur. Hence, wear resistance during start stop operation represents a new tribological demand of journal bearings and, therefore, needs to be considered during the design process of journal bearing systems. 2.3 Friction efficiency Engine efficiency is directly linked with frictional losses of the combustion engine. Environmental considerations increase necessity for a further reduction of engine friction. In case of bearing systems contribution to friction reduction can be realized by decrease of the lubricant viscosity for hydrodynamic regime and optimization of the mating contact between shaft and bearing during operation in boundary and mixed friction regime. However, what tips the scale for significance of each demand for journal bearing systems are the various application fields. Depending on the operation environment, engine family or even specific applications, the requirements on tribological superiority including seizure or start stop performance, friction efficiency or load capability change crucially. 3 Tribological test methodologies for journal bearings Even though simulation of journal bearing systems has progressed far, today testing of journal bearing systems is still an indispensable dimensioning and design tool. In this regard, especially, material design of bearings, shafts and lubricants requires experimental procedure. Testing of journal bearing systems is a manifold task due to the fact that tribological processes are affected by almost innumerable variables including effects deriving from the engine itself. Generally, full scale engine tests are prevalent, which are, however, cost and time consuming. Furthermore, investigations of selective parameters can hardly be realized. In contrast, model test set-ups often do not reproduce the tribological processes or kinematics of real life components. Pondicherry et al [7] did observe insufficient reproducibility of journal bearing contacts with reciprocating pin-on-plate model test configuration. Grün et al [8] reported inadequate damage mechanisms of widely used pin/ ball-on-disc configurations for journal bearing systems. Therefore, damage equivalent and application related testing on reduced realism scale is aimed for. Figure 2 classifies appropriate test methodologies on reduced scale with regard to test possibilities visualized by lubrication and friction regimes (Stribeck depiction) and with regard to visualization possibility of tribological processes. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 45 Figure 1: Lubrication regimes of journal bearing systems and their relation to friction (Stribeck curve) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis Journal bearing test rigs with hydropulsating or electromechanic actuators are well established [9, 10]. These test configurations mimic lubricant film pressures as found in real-life components, thus offer a high degree of realism. Hence, especially hydrodynamic load bearing capabilities and fatigue properties can be evaluated besides tribological aspects such as wear and seizure behaviour [9]. However, in many cases precise measurement of e. g. coefficient of friction or visualization of contact processes is limited. Furthermore, complex set ups of the test rigs limit the flexibility in varying lubricants or testing parameters. Damage equivalent testing with model test configurations is possible considering ring on disc sliding systems. This test set up is able to reproduce tribological damage mechanisms of operating journal bearing systems such as seizure or wear processes in boundary and mixed friction regime [8, 11]. In combination with deceleration of tribo-processes and failure mechanisms based on low energy input, this test configuration has proven evidence to observe selective sliding interactions [7]. Hence, a ring on disc sliding system is especially applicative to visualise seizure processes, while endurance under hydrodynamic conditions or evaluations of load bearing capabilities of fluid films can be covered with journal bearing test rigs. A component close journal bearing adapter set up, which is implemented within a tribometer test rig, closes the gap between damage equivalent model set ups and full scale bearing test rigs. In this test configuration journal bearing shells are tested under stationary loading conditions. Hence, especially tribological processes in relation to lubrication conditions of the component, such as start stop operation, can be studied in detail with the aid of precise measurements of tribological system parameters, such as coefficient of friction (µ,COF) , contact temperatures, contact resistance or the wear. 4 Journal bearing adapter for start stop evaluation This novel test configuration, which has been established at the Chair of Mechanical Engineering in Leoben, enables component near testing of journal bearing systems in combination with precise visualization of friction characteristics. In this set up two bearing shells are pressed simultaneously against a rotating shaft specimen. The bearing shells are reduced to 120° in this test configuration. 46 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 2: Classification of damage equivalent test set-ups for journal bearings Figure 3: Journal bearing adapter test set up - (a) schematic, (b) real life [12] T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis The test implementation is realized by the aid of a tribometer test rig TE92 from Phoenix Tribology, see Figure 3. In this depiction the schematic test assembly as well as final test set up within the tribometer can be seen. The shaft specimen is connected with the motor. The 120° bearing shells are mounted in specimen holders with screwed clamps. The normal loading is realised with a pneumatic actuator and is forwarded to the contact by means of lever arms and the bearing shell holders. The tribo-contact is placed within an oil bath, which can be heated up to 200 °C by four heating elements beneath the fluid bath. Several sensors for different variables are mounted. Two thermocouples record the oil bath temperature and the bearing back temperature, respectively. The friction characteristic is recorded by friction torque measurement by means of a load cell on the left side of the pivot mounted oil bath. Additional measurement possibilities for lubricant film pressure, contact resistance or acoustic emission can be used to gather even more details of the ongoing tribo-processes. Further details of the test configuration can be found in [12-14]. 5 Test methodology and materials For this study bearing dimensions with approximately Ø 48 mm have been used. The shaft dimensions have been fitted to the bearing dimensions to reproduce 1.6 per mill clearance of real life bearings. The shaft material of this study is 34CrNiMo6 steel and possesses a surface finish of R a ~ 0.15 μm. The bearing materials cover various bimaterial and trimaterial bearing types as follows: • AlSn20Cu bimetal bearing • Leaded bronze bearings with additional overlays (~16 µm thickness): PVD coated (sputtered) AlSn20, electroplated PbSn and a polymer with MoS 2 and graphite fillers Within the scope of this study also various engine lubricants have been used. Oil A is an experimental EURO III heavy duty diesel engine oil with a viscosity of 10W-40 and contains 68 wt.% of Group III base oil, primary ZDDP (P level of 0.12 %), detergents, dispersants, antioxidants, viscosity modifiers and high ash level. Oil A1 and A2 use rebalanced low viscosity base stocks compared to Oil A. Oil B represents a prototype 10W-40 heavy duty diesel engine oil with a low ash level and is recommended for engines which fulfil latest European emission standard EURO VI. In case of Oil C film forming additives groups such as antiwear/ extreme pressure (AW/ EP) additives are not added compared to Oil A. The designed start stop test program can be seen in Figure 4. The system is constantly loaded with 1.64 MPa. At the beginning a running in period at room temperature (RT) and 0.21 m/ s sliding speed has been defined for 900 seconds. Thereafter, a short heating period to 100 °C oil bath temperature without sliding follows. For selected RT tests the heating period has been skipped. Subsequently, after the heating period, start stop cycles up to 1.2 m/ s are performed. The duration of the start-up ramps is 5 seconds, while stopping the movement lasts 3 seconds. The numbers of the performed start stop cycles have been varied ranging from tests with 100 cycles up to 100,000 cycles. 6 Results The sliding characteristics of journal bearings under start and stop operation show all lubrication regimes. This can be read off from Figure 5, which depicts a 5 second start ramp of a journal bearing system from 0 to 1.2 m/ s sliding velocity. The system behaviour is described precisely by sensor signals for the frictional losses, the contact resistance (contact potential - CP) between the mating surfaces and the formed lubricant pressure with 1 kHz acquisition rate. The system operates at static friction after a short stand still period. At this point μ is at highest level of ~ 0.1. The contact resistance is low and no lubricant pressure exists at this state. Upon start of sliding the system moves towards boundary friction regime. Subsequently, μ decreases slowly. Simultaneously, the lubricant pressure in between the surfaces starts to build up. However, at this state the amount of fluid pressure is not able to fully separate the solid contacts. This can be read off from the CP signal, which is still at the bottom level and indicates metallic contact. Upon further increase of the velocity (→ Line I) µ decreases rapidly and lubricant pressure almost reaches maximum values. Simultaneously, the CP signal starts to rise, which indicates already partial separation of the mating sliding surfaces. The system has tur- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 47 Figure 4: Start stop test program T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis ned into mixed friction condition. Once the CP signal has built up completely (→ Line II) fluid friction dominates. The lubricant pressure stays high and µ starts to reincrease after passing its minimum due to increased shearing of the fluid. In case of stop events the processes are reversed. Start stop operation to reduce fuel consumption during idling times In the past, the total number of engine start events was considerably small. Furthermore, during conventional operation of a well-designed bearing boundary and mixed friction contacts happened seldom. In contrast, current and future engines with start stop systems will have to be designed for a high number of starts [15] with boundary and mixed friction contacts. Furthermore, stops and restarts to reduce engine idling take place at high engine temperatures leading to low oil viscosity, whereas conventional start-ups happen at environmental temperatures and only the corresponding engines stops have performed at elevated temperatures. Hence, journal bearing systems will face frequent numbers of restarts at elevated temperatures. This represents a new operation state. Figure 6 highlights the differences with regard to friction characteristics and wear performance between start stops at room temperature (RT) and elevated engines temperatures around 100 °C. The tested systems consist of a trimetal bearing with a sputtered AlSn overlay, Oil A and the shaft specimen. In Figure 6a the friction curves of start ramps after 1,800 cycles can be read off. It can be seen that the boundary and mixed friction regime is expanded at 100 °C and higher friction is produced compared to the test at RT. The transition between mixed and hydrodynamic friction moves to higher speed with increasing temperature. In hydrodynamic regime lower frictional losses are recorded at 100 °C due to the lower viscosity of the lubricant. Figure 6b visualizes the effects of elevated temperatures on the bearing wear at the highest loaded region. It can be highlighted that a significant difference is seen between wear at RT and at 100 °C. While at RT only a marginal amount of wear is produced, 48 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 5: Start sliding characteristics of a journal bearing (high speed test data of start ramp at 1 kHz after 1,800 starts, AlSn20 bimetal bearing, Oil A) - (left) µ and CP signal, (right) lubricant pressure Figure 6: Comparison of start stop operation at RT and 100 °C (AlSn20 sputtered overlay on CuPb lining, Oil A) - (a) friction curves (high speed test data at 1 kHz after 1,800 starts), (b) bearing wear of tests at RT and 100 °C and post test cross section depiction of a test at 100 °C (a) (b) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis the test at 100 °C resulted in 12 µm wear of the overlay. Considering a total overlay thickness of ~16 µm most of the overlay has been worn off after only 1,800 starts. Start stop performance of various bearing materials The bearing material represents the sacrificial part within a journal bearing system. Different bearing material technologies have been developed in accordance with the significance of conventional life time demands for specific applications. For instance, sputtered AlSn20 overlays with high coating hardness have proven high wearfatigue resistance under highest load conditions. Electroplated Lead-Copper overlays or Tin-Copper-Antimony coatings with lower coating hardness give excellent dirt and misalignment capabilities. Polymer coated bearings are known to combine good load bearing capability and high tribological robustness in boundary and mixed friction regime. The ability of various bearing material types to withstand frequent start stop operation as additional performance variable for specific applications is discussed in the following. As seen in Figure 6b the wear resistance under start stop operation at characteristic engine temperatures can result in high wear after a low number of start and stops for the sputtered AlSn20 overlay. Figure 7 compares start stop wear performance at 100 °C after 1,800 starts of the sputtered AlSn overlay with other typical bearing materials. The used lubricant for this test series was Oil A. It can be noted that bearing types with AlSn20 sliding surfaces (bimetal and trimetal) provide the lowest wear resistance under start stop operation. After 1,800 start stops high wear of 12-13 µm outlines the disadvantages for this bearing types to cope with start stop operation. In contrast, electroplated PbSn shows a much better wear performance under similar conditions with only 4 µm bearing wear. The best performance has been found for the spray-coated polymer overlay, which provides almost wear free sliding conditions after 1,800 starts. Similar material rankings have also been observed with ring on disc test configuration [12] and with a journal bearing test rig. In addition, the evolution of wear of the tested bearing materials has been studied in detail. Therefore, start stop tests have been performed with various numbers of restarts from 100 to 100,000. The obtained results are summarized in Figure 8. The trimetal bearing with sputtered AlSn20 overlay has almost lost its overlay after 1,800 cycles. Considering the prerequisite of an existent overlay for ideal functionality of trimaterial bearings the overlay Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 49 Figure 7: Comparison of start stop wear performance of various bearing materials after 1,800 starts (Oil A) Figure 8: Comparison of start stop wear evolution of various bearing materials (Oil A) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis loss represents a sort of end-of-life criteria for these bearing types. For the AlSn20 bimetal bearing tests up to 5,000 starts were performed. Up to 1,800 cycles the wear evolution is similar to that of the trimetal bearing with sputtered AlSn20 overlay. For 5,000 start stops a total wear of 30 µm has been recorded, which exceeds a characteristic bearing clearance. Linear trends have been observed for the evolution of wear after a running in period. This also holds well for all other bearing types tested. The lead based overlay has been tested up to 18,000 starts, at which the bearing coating has almost bordered end of life time with a coating wear of 13 µm. The polymer coating provided superior start stop performance and enabled restarts to a magnitude of 10 5 with only 6 µm maximum bearing wear. In this regard the main wear part derives from running-in wear processes. Hence, the polymer overlay represents the only material, which is able to withstand representative numbers of engine starts with start stop techniques. The differences in start stop wear performance of the tested bearing materials can be traced back to the material design and the contact processes going on. The tribological processes under start stop condition for each material have been elucidated by the aid of detailed surface analysis. The tested AlSn alloys rely on soft phase mechanisms. The action of Sn in a harder Al matrix is based on its low melting point and subsequent solid lubrication function. Sn is known to enhance short term emergency running conditions of Al based materials. In case of recurrent asperity contacts under start stop operation Sn is smeared on the top surface and is consumed quickly; see Figure 9a, which shows a transition area between the highest loaded region and a low loaded region of a test with AlSn20 bimetal bearing. At the highest loaded region the loss of Sn can be noted (Sn is depicted bright in SEM pictures due to the high molecular weight). The sole Al matrix is left and subsequently is subjected to wear processes. In case of the soft lead based overlay, which generally gives high misalignment stability and dirt resistance, hard phase mechanisms are acting in form of intermetallic Cu-Sn particles. During start stop sliding an agglomeration of Cu-Sn phases and formation of a top surface particle structure has been observed, see Figure 9b state I to state II. However, the load bearing structure suffers from particle movement and depletion. Due to easy movement and low embedding stability of the hard particles high wear rates occur. After a total loss of the hard phases the residual Pb layer, Figure 9b state III, wears out constantly with low wear rate. 50 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 9: Surface analysis of AlSn20 bimetal bearing, electroplated PbSn coating and polymer overlay from start stop tests (Oil A) - (a) loss of Sn in case of AlSn20, (b) PbSn overlay modification, (c) surface evolution of the polymer overlay, (d) load bearing MoS2 lamellae in case of the polymer overlay (a) (b) (c) (d) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis The superior performance of the polymer overlay can be traced back to optimized heterogeneous material design of the coating; viz. a polyamideimide (PAI) matrix containing graphite and MoS 2 solid lubricant fillers. During running in MoS 2 lamellae and graphite particles get exposed due to running in wear of the polymer (Figure 9c). Henceforth, predominant contact processes are determined by asperity contacts between MoS 2 / graphite and steel. The MoS 2 lamellae and graphite particles serve as solid lubricants and therefore provide low shear resistance sliding against steel. In addition they enable load bearing functionalities, which reduces PAI/ steel contacts and subsequently protects the polymer matrix from further wear, see Figure 9d. Furthermore, the fillers are well adhered within the used PAI polymer. This inhibits uncontrolled particle movement and easy particle loss. These combined effects result in durable surface structures of the polymer overlay during low load start stop sliding leading to a high wear resistance. Viscosity effect on start stop performance Decrease of the lubricant viscosity is able to contribute towards further friction reduction of combustion engines. As seen in Figure 6a frictional losses in hydrodynamic friction regime are decreased due to the reduced lubricant viscosity. Hence, low viscosity lubricants will be frequently used in future in order to reach CO 2 emission limits. However, the reduction of lubricant viscosity also expands boundary and mixed friction regime. The transition between mixed and hydrodynamic friction regime shifts towards higher sliding speeds (see Figure 6a). Hence, overall the amount and the harshness of boundary and mixed friction contacts increase during operation. Therefore, demands of systems with low viscosity lubricants change even more towards frictional efficiency during boundary and mixed friction regime and tribological robustness of bearing systems. Figure 10 depicts the impact of low viscosity oils on the start stop wear performance of journal bearings at similar temperature levels. In Figure 10a the effect of a systematic reduction of the lubricant viscosity on the wear performance of AlSn20 bimetal bearing after 1,800 starts is shown. The chemistry of the lubricants has been held constant. The wear rate increases disproportionally along with the decrease of the lubricant viscosity. From 3.7 high temperature high shear viscosity (HTHS) at 150 °C to 1.8 HTHS at 150 °C the wear amount triples. The evolution of wear based on the viscosity (1.8 HTHS vs. 3.7 HTHS at 150 °C) for AlSn20 bimetal bearing and polymer overlay is shown in Figure 10b. It can be seen that the viscosity decrease resulted in dramatic increase of the start stop wear rates. This holds well for all other bearing types tested in this study. Additive effects on start stop performance Chemical additives are added to the lubricant in order to enhance lubricant performance [16]. Especially AW/ EP additives aim to form gradient layers (so called tribolayers or tribofilms) on the mating surfaces within a lubricated tribological system. As a result the contacting surfaces are protected from tribological damage, such as seizure and wear. This represents common knowledge for Hertzian contact situations. However, also in case of journal bearing systems tribofilm formation has been reported under certain operation conditions such as seizure events Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 51 Figure 10: Viscosity effect on start stop wear resistance of journal bearing systems - (a) comparison of three different oil viscosities after 1,800 start stops, (b) start stop wear evolution of selected bearing materials for two different oil viscosities (a) (b) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis [17, 18]. For start stop operation conditions corresponding investigations have not yet been reported. Figure 11 compares shaft surfaces after seizure and start stop events of tribosystems with AlSn20 bimetal bearing and Oil A, which were tested with the journal bearing adapter. During seizure processes, generated with different test programs at higher loads, Figure 11a, the steel surface is extensively covered with gradient layers consisting of P, S, Zn, O and Ca. These elements derive primarily from the AW additive system of the lubricant such as the ZDDP additive. In contrast, during start stop tests, see Figure 11b, the steel surface is mostly blank without extensive AW tribofilms. Only traces of tribofilm elements have been detected selectively. This difference can be traced back to the different energy input for each sliding situation. Seizure events result from high temperatures, high loads and sliding speed. In such scenarios the high energy enables extensive formation of AW lubricant additive products which react with the nascent steel surface. Whereas, for start stop processes primarily low sliding speed and low loads are characteristic, which 52 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 11: Lubricant additives/ steel interactions for different operation conditions at journal bearing contacts - (a) seizure events, (b) start stop operation Figure 12: Effect of different lubricant additives chemistries on start stop wear processes of AlSn20 bearing material - (a) comparison of bearing wear, (b) comparison of AlSn20 bearing surface conditions at test end T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis is insufficient to initiate extensive reaction products of the protecting additive system of the used lubricants and restricts the formation to selective areas. The missing of extensive sacrificial tribofilm formation for the tested bearing systems under start stop operation leads to similar friction and wear characteristics for these sliding conditions independently of the used lubricant chemistries, see Figure 12. Lubricants with different AW/ EP additive contents, such as in case of Oil A, B and C, have been tested in combination with the AlSn20 bimetal bearing and result in similar wear values (Figure 12a). In addition, the AlSn bearing surfaces show similar wear pattern after test end (Figure 12b). Also friction characteristic is seen equal, whilst the viscosity of the lubricant and the bearing material are kept constant. 7 Summary and Conclusions Start stop operation is an essential tool to reduce fuel consumption in automotive applications. The current study has proven evidence that start stop processes play a crucial part in journal bearing life time. The following conclusions can be drawn: • Life time of journal bearing systems are determined by many factors and design of journal bearing systems need to be carried out depending on the application. • Frequent start stop processes to reduce engine idling change the operational behaviour of journal bearing systems dramatically. • The used test methodology shows high resolving power and is appropriate to visualize friction and wear processes for start stop operation. • Start stop processes at elevated temperatures are able to result in high wear rates for selected bearing systems. Therefore, if applied, this new operation conditions need to be addressed in journal bearing life time assessments. • With regard to performance of the tested bearing materials, only the tested polymer overlay with MoS 2 and graphite filler structure enabled sufficient life time under start stop operation. • Reduction of the lubricant viscosity results overall in a disproportional increase of the wear rates under start stop operation. • Current lubricant additive technologies are able to enhance the performance of journal bearing systems by means of sacrificial tribofilm formation. These processes are pronounced for seizure events, but have not improved start stop wear resistance of tribosystems with AlSn bimetal bearing material for the given test conditions of this study. Acknowledgement Financial support by the Austrian Federal Government (in particular from Bundesministerium für Verkehr, Innovation und Technologie and Bundesministerium für Wissenschaft, Forschung und Wirtschaft) represented by Österreichische Forschungsförderungsgesellschaft mbH and the Styrian and the Tyrolean Provincial Government, represented by Steirische Wirtschaftsförderungsgesellschaft mbH and Standortagentur Tirol, within the framework of the COMET Funding Programme is gratefully acknowledged. The use of Miba Gleitlager Austria GmbH bearing material products such as Synthec® (Miba 68), sputtered AlSn20 (Miba 37), casted AlSn20 (Miba 14) and electroplated PbSn (Miba 03) and Infineum UK Ltd. lubricants is greatly acknowledged. Nomenclature AW/ EP Antiwear/ extreme pressure COF, µ Coefficient of friction CP Contact potential (contact resistance measurement) EDX Energy dispersive x-ray spectroscopy HTHS High temperature high shear viscosity PAI Polyamideimide PVD Physical vapour deposition RT Room temperature ZDDP Zincdialkyldithiophosphate Literature [1] J. A FFENZELLER AND H. G LÄSER : Lagerung und Schmierung von Verbrennungsmotoren. Springer, Heidelberg, 1996. [2] W.J. B ARTZ: Gleitlager als moderne Maschinenelemente - Konstruktion, Werkstoffauswahl und Schmierung von Radiallagern. Expert-Verl, Ehningen bei Böblingen, 1993. [3] H. C ZICHOS AND K.H. H ABIG : Tribologie-Handbuch: Tribometrie, Tribomaterialien, Tribotechnik. 3 rd edition. Vieweg & Teubner, Wiesbaden, 2010. 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Jahrgang 4/ 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_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 55 Friction reduction due to plasmapolymeric coating in spite of lubrication deficiency S. Schmidt, D. Paulkowski, K. Vissing* Reibungsreduzierung und dadurch Energieeinsparung sind von besonderem Interesse für viele Industrien wie beispielsweise den Automobilbereich, Windenergie und alle anderen Bereiche in denen elastomere Komponenten wie Dichtringe verwendet werden. Mangelschmierung kann unvorhersehbar auftreten und die Dichtung schädigen. Durch das Aufbringen einer plasmapolymeren Beschichtung auf Elastomere kann die Reibung reduziert werden. Vier Elastomertypen (Acrylatkautschuk, Fluorkautschuk sowie zwei Nitril-Butadien- Kautschuke) wurden jeweils mit und ohne plasmapolymere Beschichtung untersucht. Die Experimente wurden mit flachen beschichteten und unbeschichteten Elastomerplatten durchgeführt und die Reibung mit Hilfe eines Universal Material Tester (UMT3) Systems in oszillierender Pin-on-Plate Kontaktgeometrie gemessen. Die Stirnseite eines zylindrischen Radlagers mit einem Durchmesser von 6 mm wurde als Gegenkörper verwendet. Diese Kontaktgeometrie wurde sowohl wegen der Differenzierbarkeit von Schmierstoffen im oszillierenden Test, als auch wegen der 10 4 mal größeren Kontaktfläche im Vergleich zu einer Dichtlippe eines Radialwellendichtrings ausgewählt. Die tribologischen Untersuchungen wurden unter Umgebungsbedingungen mit einer Geschwindigkeit von 200 mm/ s und einem Hub von 11 mm durchgeführt. Die verwendete Normalkraft von 10,6 N repräsentiert eine initiale Flächenpressung von 0,5 MPa. Um Mangelschmierung zu erreichen, wurden die Tests mit verschiedenen kleinen Mengen eines voll additivierten Getriebeöles bis hin zur kompletten Vermeidung von Schmierstoff durchgeführt. Die beschichteten Elastomere zeigten eine reduzierte Reibung im Vergleich zu den unbeschichteten Proben. Bei den beschichteten Proben zeigten die Messungen ohne Schmierung die geringste Reibung. Reibungskoeffizienten bis hinunter zu 0,17 wurden erreicht. Im Vergleich mit 0,48 bei trockenem Lauf unbeschichteter Proben ergibt sich damit eine Reibungsreduzierung um 65 %. Dies demonstriert die Notlaufeigenschaft für plasmapolymer beschichtete Komponenten. Für die geschmierten Messungen ergaben sich Unterschiede für die verschiedenen Schmierstoffmengen. Die plasmapolymere Beschichtung und damit die Reibungsreduzierung sind durch Anwendung der plasmaunterstützten chemischen Gasphasenabscheidung (PECVD) zu geringen Kosten verfügbar. Mittels PECVD ist es problemlos möglich komplexe 3D-Geometrien, wie beispielsweise Dichtringe, zu beschichten. Der Prozess wurde bereits für Radialwellendichtringe aufskaliert um eine Serienproduktion zu ermöglichen. Schlüsselwörter Plasmapolymere Beschichtung, Mangelschmierung, Elastomer, Gummi, Reibungsreduzierung, Energieeinsparung Reducing friction and thereby saving energy is of special interest for several industries like automotive, wind energy and any other section using elastomeric components, for example sealing rings. Unpredictable, deficient lubrication can occur and damage the sealing. Applying a plasmapolymeric coating on elastomers the friction can be reduced. Four elastomer types (acrylic rubber, fluoric rubber and two different nitrile butadiene rubbers) were investigated each with and without plasmapolymeric coating. The experiments were performed on coated and uncoated flat elastomer plates and the friction reduction was measured using a Uni- Kurzfassung Abstract versal Material Tester (UMT3) system with oscillating Pin-on-plate contact geometry. The face of a cylindric wheel bearing with 6 mm in diameter was used as counterpart. The contact geometry was chosen due to the differentiability of lubricants in oscillating tests as well as the 10 4 times bigger contact area compared with the sealing lip of a radial shaft sealing. The tribological tests were done under ambient conditions with a velocity of 200 mm/ s and a stroke length of 11 mm. The used normal force of 10.6 N represents an initial contact pressure of 0.5 MPa. The tests were performed using different small amounts of fully formulated gear oil * Stefanie Schmidt (M. Sc.), Dr. Dominik Paulkowski, Dr. Klaus Vissing, Fraunhofer IFAM, 28359 Bremen T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction Elastomers are used in several industries and their tribological properties are of crucial interest, for example for sealing rings or other elastomeric devices. A reduced friction of sealing rings in an automotive application realizes the reduction of CO 2 emissions due to energy saving. Friction reduction on elastomers can be achieved by applying a plasmapolymeric coating on the elastomers. Investigations regarding reduced dry and lubricated friction of flat elastomer plates using plasmapolymeric coatings were published by the authors in the past [1]- [4]. Moreover the reduction of friction on coated radial shaft sealings was demonstrated [5]. Consequently, investigations at lubrication deficiency are presented in this article to demonstrate emergency running properties of plasmapolymeric coated elastomers. For the developed chemical composition of the plasmapolymeric coatings to reduce friction of plastic and elastomeric materials a patent was issued [6]. 2 Experimental details 2.1 Substrate preparation As substrates four different elastomer types were used: acrylic rubber (ACM), fluoric rubber (FKM) and two different nitrile rubbers (NBR). One nitrile rubber type was sooty (NBR(s)) and the other was minerally filled (NBR(m)). The Shore-A hardness of ACM, FKM, and NBR(s) was 75, NBR(m) had a Shore-A hardness of 72. The samples had a size of 1 cm x 2 cm or 2 cm x 2 cm and were cut out of bigger plates. The ACM, FKM, and NBR(s) plates had a thickness of 2 mm. The NBR(m) was 3 mm thick. Prior to the film deposition the samples were cleaned in a wet chemical solution in an ultrasonic bath at 60 °C. 2.2 Film preparation The elastomer substrates were coated with a plasmapolymeric coating (SiO x C y H z ). The films were prepared using a plasma enhanced chemical vapor deposition (PECVD) process with oxygen (O 2 ) and Hexamethyldisiloxan (HMDSO) as process gases. The Young’s modulus of the plasmapolymeric coating determined by nanoindentation with a Berkovich indenter is 38.4 GPa ± 2.0 GPa [4]. Before starting the deposition process, the chamber was evacuated to a base pressure below 1 x 10 -2 mbar. The working pressure during the deposition process was around 2 x 10 -2 mbar. For improved adhesion a thin interlayer between substrate and topcoat was applied using oxygen and Hexamethyldisiloxan as well. Prior to the deposition process the samples were activated in a hydrogen-oxygen plasma. Due to the PECVD process the substrate temperature during all process steps was below 37 °C. 2.3 Experimental setup The tribological tests were carried out using an Universal Material Tester (UMT3) system [7] with oscillating Pinon-plate contact geometry (see Figure 1). The face of a cylindrical wheel bearing with 6 mm in diameter was used as counterpart (Schaeffler ZRB6X6 attended to DIN5402-1, log. profile). This contact geometry was chosen due to two different reasons. First of all there is the need for distinguishing sorts of different oils [1], [3]. In the further contemplation 56 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 down to avoiding lubricants to demonstrate the effect of lubrication deficiency. The coated elastomers showed a reduced friction compared to the uncoated ones. If a coating was applied to the elastomers the measurements without any lubrication showed the lowest friction. Friction coefficients down to 0.17 were achieved. Compared to 0.48 for the dry measurement with uncoated substrate, a friction reduction of 65 % was reached. This demonstrates emergency running properties for plasmapolymeric coated components. For the lubricated measurements differences between the different lubrications appeared. The plasmapolymeric coating and therewith the friction reduction is available at low costs using a plasma enhanced chemical vapor deposition technique (PECVD). With PECVD it is easily possible to apply coatings on complex 3D-geometries like sealing rings. The process was already scaled up for radial shaft sealings to enable series production. Keywords plasmapolymeric coating, lubrication deficiency, elastomer, rubber, friction reduction, energy saving Figure 1: Schematic of the Pin-on-plate contact geometry. Uncoated cylindrical wheel bearing with 6 mm diameter in contact with coated or uncoated elastomer plate. The flat elastomer plate is glued to a steel plate and is oscillating. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis there is the 10 4 times bigger contact area compared with the sealing lip of a radial shaft sealing (see Figure 2). The contact situation enables that the tests can be performed under deficiency lubrication. The tribological tests were done under ambient conditions with a velocity of 200 mm/ s and a stroke length of 11 mm. The used normal force of 10.6 N represents an initial contact pressure of 0.5 MPa. The elastomer samples were glued on a steel plate to be fixed in the UMT3. Thereby the tool traces which arise during creation of the elastomer plates were arranged in the oscillating direction. The tests were performed using fully formulated gear oil ref. 2 of [3] (kinematic viscosity @40 °C 86.2 mm 2 / s and @100 °C 12.3 mm 2 / s). This commercial gear oil is based on PAO. Different small amounts of the gear oil and avoiding lubricants demonstrate the effect of lubrication deficiency. As first step undiluted lubricants were used in the form of 0.5 µl droplets. To achieve very small lubrication amounts the oil was solved in solvent (isopropanol or hexane) and was applied to the sample. Before starting the tribological measurement it was waited for a drying off of the solvent to achieve very small amounts of lubrication. Dilutions with 0.5 %, 5.0 % and 20 % oil were tested. Every time a drop of 10 µl was deposited on the sample. The outcomes of these were lubrication amounts of 0.05 µl oil, 0.5 µl oil and 2.0 µl oil, respectively. As reference measurement the pure solvent was performed as well. 3 Theory Rubber friction shows a strong dependency to the sliding velocity [8]-[13]. Due to the surface roughness of the contacting mating partners there is only local molecular adhesion. Depending on the velocity shearing, deforming, breaking and re-making of each bonds has to be expected. In the case of the viscoelastic elastomers the material creeps into the cavities of the surface roughness. Subjecting to the time of contact at sliding motion both effects of reassembling bonds, filling cavities as well as changing viscoelasticity result in a maximum of friction in sliding friction. In passenger cars the variation of velocity represents driving at different speeds. To reduce the friction a plasmapolymeric coating with separating behavior was applied [2]-[5]. Regarding the ravel structure of the molecule chains of elastomers a plasmapolymeric coating provides a very similar configuration. One fulfilled demand is keeping the elasticity of the elastomers. Another fact is the strong adhesion of the coating to the elastomeric substrate due to the similar configuration. In combination with a slightly harder version of plasmapolymeric topcoat in relation to the hardness of the elastomer the wear resistance is increasing [14], [15]. Plasmapolymeric coatings reveal chemical resistance and can be used at low and high temperature. The used deposition technology PECVD allows series-production at low costs. For radial shaft sealings the process was already scaled up to enable series production [16]. The wear resistance of the plasmapolymeric coating protects the elastomer even at lubrication deficiency. The low adhesion on the surface of the coating leads to reduced friction at the same level as at the lubricated samples. 4 Results and discussion As described in section 2.3 different ways to achieve lubrication deficiency were tested. Figure 3 shows the first results using a 0.5 µl drop of pure oil and tests with 0.05 µl oil resulting from a dilution of oil in isopropanol or hexane. As expected, the plasmapolymeric coated samples showed lower coefficients of friction in comparison with the uncoated ones. In the case of undiluted oil the only exceptions are ACM and the NBR(s) due to the known behavior using gear oil ref. 2 [3]. Reduced viscosity was able to close the gap [3]. For the present investigations of lubrication deficiency it means unfavorable conditions for the plasmapolymeric coating. In spite of that fact the plasmapolymeric coating revealed positive effects. For the uncoated samples significant differences between the three lubrication types occurred, whereas in the most cases the lubrication with a diluted drop in isopropanol led to the highest coefficients of friction, for example values around 1.3 for uncoated ACM and NBR(m). Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 57 a) b) Figure 2: a) Sketch of the contact situation of a radial shaft sealing in contact with a shaft and b) sketch of the contact situation in the Pin-on-plate contact geometry. The contact area of the Pin-on-plate geometry is 10 4 times bigger compared with the sealing lip of a radial shaft sealing, ensuring lubrication deficiency. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis Using plasmapolymeric coated samples and the same measurement conditions, the coefficient of friction is only in the range of 0.2, which means a reduction by 84 %. Regarding the measurements with a diluted drop using isopropanol, all uncoated samples showed higher coefficients of friction than the measurements done with 0.5 µl of pure oil. There are two possible reasons for this behavior. On the one hand the diluted drop led to such a small amount of oil that lubrication deficiency with higher friction coefficients occurred. On the other hand, isopropanol is a polar solvent which could lead to a superficial swelling of the elastomer and thereby a change of the surface properties. In spite of short immersion time absorption of oil and swelling are accelerated or even only possible thereby. The durability is different for the tested elastomer types. Whereas ACM is more or less not resistant, FKM is resistant and NBR somewhat. This corresponds to the received friction coefficients where ACM showed a very high value and FKM a much lower one. In contrast, the plasmapolymeric coated samples showed no effect concerning isopropanol. The coefficients of friction were much lower than for the uncoated samples and the values were equivalent to the measurements done with the 0.5 µl drop of pure oil or even lower. The 0.5 µl drop of pure oil led to sufficient lubrication in the tribological system in spite of its small amount, based on the low friction coefficients for uncoated and plasmapolymeric coated samples. The fact, that the coated samples had the same values for the diluted drop in isopropanol than for the pure oil drop demonstrates that the plasmapolymeric coating protects the elastomer surface and substitutes the low lubrication. Further investigations were performed with the nonpolar solvent hexane to analyze whether the high friction co- 58 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Figure 3: Coefficient of friction for different elastomers with different types of lubrication: a small drop (0.5 µl) of pure oil and a dilution of oil in either isopropanol or hexane. Measuring time five minutes, velocity 200 mm/ s, initial contact pressure 0.5 MPa. Figure 4: Variation of dilution of oil in hexane, as references dry and pure hexane measurements. Coefficient of friction of different uncoated and plasmapolymeric coated elastomers. Measuring time five minutes, velocity 200 mm/ s, initial contact pressure 0.5 MPa. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis efficients of the uncoated samples were caused by an influence of the isopropanol or not. The nonpolar solvent hexane does not affect the elastomers. These experiments are shown in Figure 3 as well. The coefficients of friction of the uncoated samples are lower compared with the measurements using isopropanol, except for NBR(s). The coating revealed a friction reduction of diluted oil in hexane at NBR(s) from 0.76 in the uncoated case to 0.19 in the plasmapolymeric coated case. That means a reduction of 75 % due to the plasmapolymeric coating. In the case of FKM the value reaches the level of the pure oil drop. Everything taken into account the plasmapolymeric coated samples achieved lower friction coefficients, which mean that the plasmapolymeric coating improves the surface properties. The experimental series was continued with experiments using different dilutions of oil in hexane, which does not affect the elastomer. As references pure hexane as lubricant and dry measurements were done as well. The coefficients of friction of these measurements are depicted in Figure 4. On uncoated ACM and NBR(m) pure hexane led to an increased friction compared with the dry measurements. Using small amounts of diluted oil a decreasing friction could be observed with increasing oil amount for ACM and the two NBRs. At FKM a minimal increase within the error bars occurred. The uncoated FKM showed no differences between the different lubrications. Regarding the plasmapolymeric coated samples it revealed again, that the coating decreases the friction coefficients in general. Depending on elastomer type and lubrication, on the one hand the friction reduction is significant. On NBR(m) the dry measurement showed a friction reduction of 65 % from 0.48 down to 0.17. On NBR(s) the friction reduction is biggest with 70 %, from 0.64 down to 0.19. In the worst case the coated samples achieved the same values as the uncoated samples, for example at the most FKM measurements. In general, the plasmapolymeric coating achieved friction reduction even and also particularly at lubrication deficiency. There are two possible reasons for the positive effect on lubrication deficiency. On the one hand, the amount of additives might reduce the bonding to the surface. On the other hand, the friction reduction of the plasmapolymeric coated samples may be partially achieved due to a better wetting and therefore less oil on the same area. The surface energies for the uncoated elastomers and the plasmapolymeric coating are listed in Table 1. The surface energy of the plasmapolymeric coating is in the range of commonly used oils. But it must be assumed that the lubrication in these experiments was so small, that there was only a very limited amount of oil. The plasmapolymeric coating shows nevertheless emergency running properties at missing or lubrication deficiency (Figure 4). FKM showed in the uncoated but lubricated case lower friction coefficients than ACM and NBR. This could be attributable to the lower surface energy and thereby a worse wetting behavior. The oil drop spread over a smaller area so that there is more oil in the middle of the sample where the tribological test is performed. The photographs of uncoated ACM and FKM with a diluted and evaporated drop of oil in hexane demonstrate this effect (Figure 5). The theory of a better wettability of the plasmapolymeric coated samples can be verified with the photographs presented in Figure 6. These pictures show an uncoated and a plasmapolymeric coated FKM sample after the tribological experiment. In the case of the uncoated sample the oil is only in the area where the oil was Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 59 Table 1: Surface energy of uncoated elastomers and plasmapolymeric coating. The surface energy for a nonpolar base oil is approx. 29 mN/ m and for a polar base oil approx. 36 mN/ m. Material Surface energy [mN/ m] ACM, uncoated 25.0 NBR(m), uncoated 22.4 NBR(s), uncoated 23.9 FKM, uncoated 21.2 Plasmapolymeric coating 31.2 b) Figure 5: Comparison of drop sizes of uncoated a) ACM and b) FKM with a 10 µl diluted drop of oil in hexane (0.5 % oil: hexane, resulting 0.05 µl oil after drying off of hexane). a) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis dropped down and where the counterpart was moving and thereby spreading the oil. Regarding the plasmapolymeric coated sample the oil is spread over the whole sample. This means less oil in the area of tribological testing. Despite this further reduced lubrication in the friction test the coated sample persisted wear and showed low friction. The plasmapolymeric coating demonstrates therewith good emergency running properties. 5 Conclusion The tribological measurements were performed using uncoated and plasmapolymeric coated elastomer samples at lubrication deficiency. Depending on the elastomer type the plasmapolymeric coated samples showed a significant friction reduction at ACM and NBR or at least values in the same range as uncoated for FKM. Regarding the different lubrication amounts at ACM and NBR the dry measurements with coated substrates showed the lowest friction coefficients down to 0.17. It was shown that the plasmapolymeric coating could protect the elastomer surface against swelling due to solvent influence and oil absorption. The plasmapolymeric coating improves the wettability of oil on the sample surface. Consequently, the plasmapolymeric coating shows good emergency running properties under lubrication deficiency. Acknowledgement The authors acknowledge the financial support of the Bundesministerium für Wirtschaft und Energie (BMWi) and the participating companies. The support code was 03ET1187 B. References [1] D. 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Santos, Cost-efficient production of plasmapolymeric coatings on rotary shaft sealings, Fluid Sealings 2016, Manchester (UK). 60 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 b) Figure 6: Comparison of oil spreading after tribological measurement of a) uncoated FKM and b) plasmapolymeric coated FKM. 0.5 µl pure oil drop. a) T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 60 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Das Kompetenzzentrum Tribologie verfügt zurzeit über mehr als 50 verschiedene Tribometer für Modell- und Freigabetests und zur Simulation unterschiedlichster tribologischer Systeme. Ergänzt wird der umfangreiche Prüfmaschinenpark durch Geräte und Apparaturen zur hochgenauen Analyse und Dokumentation von Oberflächen sowie für die Viskosimetrie, die Untersuchung des Alterungsverhaltens und die Ermittlung chemisch/ physikalischer Kennwerte. Schwerpunkt der Forschungs- und Entwicklungsprojekte sind Untersuchungen unter Grenz- und Mischreibungsbedingungen. Das Kompetenzzentrum Tribologie arbeitet bei der Optimierung von tribologischen Systemen nach einem ganzheitlichen, systemanalytischen Ansatz (siehe „Leitbild des Kompetenzzentrums Tribologie“). Das heißt, dass prinzipiell erst einmal alle möglichen Optimierungsansätzen wie Werkstoffe (Metalle, Keramiken, Kunststoffe), Beschichtungen und Schmierstoffe (Öle, Fette, Feststoffe) in Betracht gezogen werden. Ganz wichtig ist aber auch, nach maschinenbaulichen Lösungen zu suchen. Häufig liegt das Problem bereits in einer ungünstigen Konstruktion, ungeeigneter Endbearbeitung oder anderer systematischer Mängel. Mögliche Lösungsansätze werden dann in speziell und individuell geplanten Tribometerversuchen evaluiert. Erst am Ende erfolgt die Bewertung, in die dann auch wirtschaftliche Gesichtspunkte eingehen. Neben den öffentlich geförderten Projekten stellen auch bilaterale Kleinprojekte für KMU sowie der Technologietransfer einen Schwerpunkt der Arbeit dar. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 61 * Dr. Markus Grebe, MEng. Hochschule Mannheim, Kompetenzzentrum Tribologie 68163 Mannheim Tribometrie - eine unterschätzte Wissenschaft M. Grebe* Leider unterschätzen viele, welche Potentiale aber auch welche Fehlerquellen in tribologischen Prüfungen stecken. Moderne Tribometer gaukeln den Nutzern vor, dass quasi jeder tribologische Prüfungen erfolgreich durchführen und auswerten kann. In dem Vortrag wird der Unterschied zwischen einfacher Modellprüftechnik (z. B. Stift/ Scheibe-Tests) und speziell geplanten Simulationsprüfungen auf Tribometern erläutert. Es wird aufgezeigt, wie ein anwendungsnaher Tribometerversuch aufbauend auf der Systemanalyse entwickelt werden kann und was dabei zu beachten ist. Ein weiterer häufig unterschätzter Aspekt ist die wissenschaftliche Auswertung und Bewertung der durchgeführten Versuche. Schlüsselwörter Tribometrie, Prüftechnik, Simulationsprüfung, Modellprüfung, Laborprüfung It seems that more and more people believe that tribological testing (tribometry) is a quite easy job. Unfortunately it is not! The article explains a scientific way of tribological testing based on a system analytic view. It explains why it maybe difficult to transfer test rig results to real tribological systems and shows ways to increase the significance of laboratory tests by using tribological system analysis. In the paper the advantages and disadvantages of model laboratory tests are discussed. Typical mistakes in laboratory testing are explained. Keywords Tribometry, Testing; Simulation; Model testing; Laboratory Test Kurzfassung Abstract Leitbild des Kompetenzzentrums Tribologie Im Kompetenzzentrum Tribologie werden angewandte Forschung und Wissenschaft mit zeitgemäßer Lehre verbunden. Schwerpunkt der interdisziplinären wissenschaftlichen Arbeit sind das Erforschen und Optimieren tribologischer Systeme auf Basis praxisnaher Modell- und Bauteilprüftechnik. In der Lehre liegt der Schwerpunkt auf dem systemanalytischen Gedanken der Tribologie sowie den Grundlagen von Reibung, Verschleiß und Schmierung mit praxisnahem Bezug. In diesem Zusammenhang stellt sich immer wieder die Frage über den Nutzen von Modell- und Laborprüfun- T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 61 Aus der Praxis für die Praxis gen. Insbesondere die Übertragbarkeit der Ergebnisse wird hierbei häufig von skeptischen Kunden angezweifelt. Leider basieren viele dieser Zweifel tatsächlich auf schlechten Erfahrungen. Viele Kunden berichten von vollkommen gegensätzlichen Ergebnissen in den Modelltest und später in der Anwendung. Bei genauerer Betrachtung solcher Fälle muss man häufig feststellen, dass die Laborversuche für die praktische Fragestellung falsch ausgewählt, mit falschen Parametern durchgeführt oder einfach falsch interpretiert wurden. In den letzten Jahren mussten wir mehrfach erkennen, dass es häufig an einem wissenschaftlichen Ansatz und ausreichend tribologischem Background fehlt. Teilweise kaufen sich Institute oder Firmen, die sich jahrelang mit anderen Themen beschäftigt haben ein modernes Tribometer und wollen nun „auch noch den tribologischen Kennwert ermitteln“ (Originalzitat einer Firma, die sich zuvor auf chemische Materialanalysen konzentriert hatte). Das gleiche Problem sehen wir bei Instituten oder Abteilungen, die bisher auf die Computersimulation spezialisiert waren und denen nur noch der „tribologische Kennwert“ fehlt, um ein tribologisches System hochgenau im Computer abbilden zu können. Unterstützt wird diese Entwicklung von den Tribometerherstellern, die natürlich ein großes Interesse haben, ihre Geräte so zu bewerben, als ob jeder ohne große Vorkenntnisse problemlos tribologische Versuche durchführen könne. Das mag für einfache Modellprüfungen nach Norm vielleicht noch gelten. Werden die Versuche aber etwas anspruchsvoller, sind Bediener ohne Tribologie- und Maschinenbaukenntnisse überfordert. Dieser Artikel soll eine wissenschaftliche Vorgehensweise bei der Auswahl und dem Design geeigneter Laborprüfungen aufzeigen sowie Hinweise zur Auswertung der Versuche geben. Aufgrund des beschränkten Seitenumfangs sind die meisten Punkte allerdings lediglich stichpunktartig aufgezählt. 2 Wissenschaftliche Vorgehensweise in der Laborprüftechnik Tribologische Prüfungen können - hoffentlich bekanntermaßen - in verschiedene Arten (Kategorien) unterteilt werden. Zwischen der so genannten Feldprüfung und der Modellprüfung gibt es vier verschiedene Zwischenstufen. Diese und weitere Begriffsdefinitionen in der Tribologie enthält das GfT-Arbeitsblatt 7 [GfT7], das die Inhalte verschiedener ausgelaufener DIN-Normen enthält (u. a. ehemalige DIN 50322) und kostenlos auf den Seiten der GfT heruntergeladen werden kann (www.gft-ev.de). Unter dem Begriff Tribometrie versteht man allgemein die mechanisch-dynamische Prüftechnik in der Tribologie. Obwohl diese aus sechs Kategorien besteht wird der Begriff aber meistens nur für Prüfungen nach Kategorie VI und V verwendet. Auch dieser Artikel konzentriert sich auf die Laborprüftechnik. Sind die zu untersuchenden Bauteile allerdings ausreichend klein oder können die interessanten Bereiche herauspräpariert werden, ist es durchaus möglich, auch Bauteilversuche auf einem Labortribometer durchzuführen. Gerade auf diese sehr anwendungsnahen Prüfungen wird später noch detailliert eingegangen. 2.1 Modellprüfung versus Simulationsprüfung Bereits zwischen der reinen Modellprüfung (Kategorie VI) und der anwendungsnäheren Simulationsprüfungen (Kategorie V) gibt es signifikante Unterschiede auf die im Weiteren eingegangen wird. 2.1.1 Reine Modellprüfungen Ziel der reinen Modellprüfung ist das Abtesten einer Einzeleigenschaft relativ unabhängig von der tribologischen Beanspruchung des realen Systems. Zu dieser Gruppe zählen zum Beispiel Tests unter sehr hohen örtlichen Pressungen zur Ermittlung der Hochdrucktragfähigkeit (engl: Extreme-Pressure-Properties). Der bekannteste Test dürfte hier die Ermittlung der Schweißkraft im Vierkugel-Apparat (VKA) sein (DIN 51350 T2 und 4). Weitere bekannte Vertreter sind die Norm-SRV- Prüfungen nach DIN 51834 oder klassische Pin-on-disc- Tests. Reine Modellprüfungen sind relativ einfach und schnell durchzuführen, da es hierfür in der Regel Normen oder Laborvorschriften gibt. Nichtsdestotrotz müssen die Versuche ordentlich geplant, durchgeführt und ausgewertet werden. Gerade für die Auswertung ist auch ein gewisses tribologisches Verständnis notwendig, da man ansonsten systematische Fehler nicht erkennt. So werden in Ringversuchen regelmäßig Verschleißkalotten-Durchmesser angegeben, die kleiner als die Kontaktfläche der Hertzschen Pressung sind. Auch die beliebige Wahl des Reinigungsmediums - unabhängig von den Vorgaben der Norm - hat schon so manchen Arbeitskreis-Obmann zur Verzweiflung gebracht. 2.1.1.1 Vorgehen bei der Modellprüfung Zu aller erst muss die Prüferin oder der Prüfer entscheiden, welche Eigenschaft eines Schmierstoffs oder Werkstoffs untersucht werden soll. Anschließend erfolgen die Auswahl einer hierfür geeigneten Prüfmaschine und die Festlegung der geeigneten Prüfparameter. Hierbei kann man sich häufig an Normvorgaben halten. Eine gute und aktuelle Norm sollte auch gleich eine Arbeitsanleitung und praktische Hinweise liefern. Die ermittelten Werte können relativ leicht mit Literaturwerten verglichen werden, da die Variationsmöglichkeiten hinsichtlich Beanspruchungskollektiv und Elementen tendenziell gering sind. Problematisch ist, dass die Werte verschiedener Prüfmaschinen nur schlecht oder gar nicht miteinander verglichen werden können [CZIC2002], auch wenn 62 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 62 Aus der Praxis für die Praxis scheinbar ähnliche Eigenschaften abgeprüft werden. So zeigen aktuelle Untersuchungen von RIGO im Rahmen seiner Promotion deutliche Unterschiede zwischen verschiedenen EP-Tests wie VKA-Schweißkraft (DIN 51350-T2), SRV-Laststeigerungslauf (ASTM 7421-11) oder der Reichert- und Brugger-Prüfung (DIN 51347) [RIGO2016]. Der Grund hierfür ist, dass sich die Beanspruchungskollektive trotz gleicher Zielsetzung der Prüfung (hier z. B. EP-Test) deutlich unterscheiden. Selbst bei ähnlichen Hauptprüfbedingungen haben zahlreiche nicht so offensichtliche Randbedingungen einer Prüfung einen großen Einfluss auf das tribologische System und somit auf das Messergebnis. Zu nennen sind hier beispielsweise: • Pressungsverteilung, • Eingriffsverhältnis, • Schmierstoffversorgung, • thermische Bedingungen, • Schwingungen, • Rund-/ Planlauf usw. 2.1.2 Aussagefähigkeit der Modellprüfung Da das tribologische System in der Modellprüfung stark von dem des realen Systems abweicht, ist auch die Übertragbarkeit der Ergebnisse auf ein reales Bauteil äußerst problematisch. Der Anwender darf nicht vergessen, dass er lediglich eine Einzeleigenschaft abprüft und diese auch noch unter ganz speziellen Modellbedingungen. Vergleichende Untersuchungen, beispielsweise zum Ansprechverhalten von Additiven unter vorgegebenen Bedingungen, sind somit möglich - Aussagen zum Verhalten im realen Bauteil dagegen nur sehr eingeschränkt! Werte für Normalkraft, Drehzahl oder Temperatur in den Modellprüfungen sowie die zu verwendenden Werkstoffe sind häufig historisch und gerätetechnisch bedingt und stellen nicht wirklich sinnvolle und anwendungsnahe Parameterkombinationen dar. Schaut man sich z. B. die Drehzahlen oder Frequenzen von Normprüfungen an, so sind dies häufig „zufällig“ die Werte ungeregelter Asynchronmotoren und basieren nicht auf wissenschaftlichen Überlegungen. Die Vielzahl der Modellprüfungen mit Punktkontakten basiert auf der Tatsache, dass die teilweise hohen Pressungen in der Praxis auf relativ kleinen Laborprüfmaschinen nur im Punktkontakt erreicht werden. Außerdem ist die Ausrichtung eines Punktkontaktes unproblematisch, sodass Fehler bei der Durchführung reduziert werden, was dann eine gute Reproduzierbarkeit und Vergleichbarkeit in der Norm ergibt. Wichtig für die Aussagefähigkeit von Modellversuchen ist auch die Teilnahme an Ringversuchen, um die Wiederholbarkeit und Vergleichbarkeit des Verfahrens zu überprüfen und mit anderen Gerätenutzern abzugleichen. Häufig ist dies die einzige Möglichkeit, Fehler am Gerät und/ oder auch bei der Bedienung durch das Personal aufzudecken. Wenn neben der bereits beschriebenen Problematik der Modellprüfung auch noch unzulässige Schwankungen und Messfehler hinzukommen, ist die Prüfung wirklich reine Zeit- und Geldverschwendung. Grundsätzlich ist es unserer Erfahrung nach leichter, mit gezielten Modellprüfungen, schlechte Formulierungen / Varianten herauszufiltern als gute zu erkennen. Fällt ein Muster in der Modellprüfung bereits negativ auf, ist dies in vielen Fällen ein KO-Kriterium. Fällt es positiv auf, ist dies in der Regel noch lange kein Freigabekriterium. 2.1.3 Simulationsprüfung Im Gegensatz zur reinen Modellprüfung benötigt man für einen „beanspruchungsähnlichen Versuch mit Probekörpern“ [GfT7], nachfolgend Simulationsprüfung genannt, viel Erfahrung und tribologisches Verständnis. Häufig gibt es hierzu keine Standards oder Laborvorschriften, sodass jede Prüfung individuell neu geplant werden muss. Ziel einer jeden Simulation ist es, möglichst nah an der Praxis zu bleiben und dennoch Vorteile gegenüber einer Prüfung einer höheren Kategorie (z. B. Prüfstandversuch oder Feldprüfung) zu erzielen. Diese Vorteile sind üblicherweise kürzere Prüfzeiten und eine höhere Messgenauigkeit unter fest definierten und nachvollziehbaren Randbedingungen. Bild 1 zeigt, welche Größen nach aktuellem Wissensstand bei der Simulationsprüfung verändert werden dürfen und welche nicht. Dazu ist es al- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 63 Bild 1: Parameter, die in der Laborprüfung verändert werden dürfen [CZIC2002] T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 63 Aus der Praxis für die Praxis lerdings notwendig, das reale System genauestens zu kennen. Dieser Punkt gestaltet sich in der Praxis häufig schwieriger als gedacht. Nur selten erhält man ausreichend Informationen über das reale System und die dort vorherrschenden realen Beanspruchungsbedingungen. Häufig gibt es nur theoretische Annahmen basierend auf idealen Geometrien und Verhältnissen, die die Realität nicht widerspiegeln. Daraus resultieren dann massive Probleme bei der Systemanalyse und der darauf aufbauenden Versuchsplanung. 2.1.4 Vorgehen bei der Simulationsprüfung Der wichtigste Punkt bei der Simulationsprüfung ist die umfangreiche Systemanalyse [CZIC2010] (Bild 2). Fehler bei der Einschätzung der realen tribologischen Beanspruchung oder den Stoff- und Formeigenschaften der Elemente führen zwangsläufig zu einer fehlerhaften Modellbildung und einem ungeeigneten Laborversuch. Eine beliebte Fehlerquelle stellt beispielsweise das Nichtberücksichtigen der wahren Kontaktfläche dar, die sich aufgrund von realen Form- und Lagefehlern sowie der Rauigkeiten einstellt. Die wahre Kontaktfläche ist immer deutlich kleiner als die geometrische Kontaktfläche. Unwissentlich können hier leicht Differenzen um mehrere Größenordnungen zwischen realem System und Laborversuch entstehen. Ein schönes Beispiel ist die kardanische Lagerung von Proben im Laborversuch, um einen idealen Linien- oder Flächenkontakt zu erzeugen. Durch diese Lagerung entfällt ein aufwändiges und fehleranfälliges Ausrichten der Prüflinge. Der Versuch lässt sich schnell einrichten und zeigt eine gute Wiederholbarkeit. Probleme mit der Übertragbarkeit ergeben sich, wenn die zu simulierenden Realsysteme in der Praxis z. B. aufgrund von Formfehlern oder Verformungen nicht so gut ausgerichtet sind. In der Praxis muss das System dann ggf. lokal sehr hohe Pressungen aushalten. Hier sind eine gute Anpassungsfähigkeit und ausreichender EP-Schutz notwendig. Dieses Problem findet man beispielsweise bei Pumpenlaufflächen. Zur Optimierung werden hier gerne dünne und sehr harte Beschichtungen (z. B. DLC) vorgeschlagen, die in idealen Tribometertests sehr gute Ergebnisse liefern. In der Realität sind dann aber häufig Form- und Lagetoleranzen bzw. Verformungen so groß, dass es bei Neuteilen fast zwangsläufig zu Kanteneffekten kommt. Die im Labor gut getesteten Hartstoffschichten versagen dann plötzlich im Realsystem, da sie nahezu kein Einlaufverhalten zeigen und dann für solche lokalen Pressungsüberhöhungen ungeeignet sind. 2.2 Optimale Messtechnik Gegebenenfalls muss die an den Tribometern vorhandene Messtechnik für ein optimales Prüfresultat ergänzt und aktualisiert werden: Aufwändigere Messtechnik für Übergangswiderstand, Schmierfilmhöhe, lokale Temperaturen, Akustikemission, Schwingungen oder lokalen Druck bieten eine bessere Interpretationsmöglichkeit der Ergebnisse und erleichtern somit das Verständnis für die im tribologischen Kontakt ablaufenden Prozesse. Bei Verschleißprüfungen ist die Auflösung der Sensoren so zu wählen, dass eine sichere Interpretation der Ergebnisse auch bei moderaten und praxisnahen Verschleißbeträgen möglich ist. So können mittels hoch auflösender Verfahren (z. B. kapazitive Sensoren, Radionuklidtechnik) bereits winzigste Verschleißbeträge gemessen werden ohne dass extrem lange Prüfzeiten anfallen oder das System unrealistisch überlastet werden muss. Es empfiehlt sich grundsätzlich immer, möglichst viele Messgrößen aufzunehmen. Häufig stellt sich erst bei der Interpretation der Ergebnisse heraus, dass ein Zusam- 64 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Bild 2: Systemanalyse T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 64 Aus der Praxis für die Praxis menhang mit einer im Vorfeld für unbedeutend eingeschätzten Messbzw. Einflussgröße besteht (z. B. Rundlauffehler, Luftfeuchte, Stillstandszeit vor Versuchsbeginn usw.). Wurde diese dann nicht ordentlich aufgenommen und dokumentiert, sind die Versuche nutzlos bzw. die Aussagefähigkeit stark eingeschränkt. Ein Problem bei der Erfassung vieler Messgrößen mit hoher Abtastrate stellt die dabei entstehende Datenmenge dar. Insbesondere bei Dauerläufen werden riesige Datenmengen erzeugt, die selbst mit speziellen Auswertungsprogrammen nahezu nicht mehr bearbeitbar sind. Dennoch muss die Abtastrate hoch genug gewählt werden, um auch spontane Ereignisse aufzeichnen zu können. Es empfiehlt sich, in der Versuchsplanung zu überlegen, welche Abtastraten für welche Messgrößen und zu welchen Versuchszeitpunkten notwendig sind und die Daten dann entsprechend aufzunehmen. 2.3 Festlegung der Prüfparameter Die Auswahl geeigneter Prüfparameter muss unter Berücksichtigung der in Bild 1 aufgeführten Variationsgrenzen und auf Basis einer umfangreichen Systemanalyse erfolgen. Um für verschiedenste Anforderungen die geeignete Prüfung auswählen zu können, sind eine Vielzahl an Tribometern notwendig. Fehlt im Labor die geeignete Prüfmaschine werden häufig nicht zulässige Kompromisse geschlossen. Wurde beispielsweise in einer Firma nach langem Ringen endlich ein Tribometer angeschafft, das sich dann im Folgejahr für eine neue Fragestellung als ungeeignet darstellt, so fällt es den entsprechenden Verantwortlichen häufig schwer, dies gegenüber dem Vorgesetztem zuzugeben und die Test ggf. extern zu beauftragen. Statt dessen werden zweifelhafte Versuche durchgeführt - nur um irgendein Ergebnis abzuliefern und nicht in Erklärungsnot zu geraten. 2.4 Berücksichtigung der Energiedissipation (Tribomutation) Einer der wichtigsten Punkte bei der Auswahl geeigneter Parameter ist die Energiedissipation in der Reibstelle. Versuche, Prüfzeiten zu verkürzen, indem mit übermäßigen Energieeinträgen aufgrund zu hoher Pressungen oder Gleitgeschwindigkeiten gearbeitet wird, sind von Anfang an zum Scheitern verurteilt. Für eine moderate tribologische Belastung empfiehlt es sich, mit einer Einlaufbeanspruchung zu beginnen und erst dann die Leistungsgrenzen auszutesten. Wenn es die Prüfmaschine hergibt, sind dynamische Beanspruchungsprofile empfehlenswert, da sie auch Ruhephasen enthalten können und so näher an einer realen Beanspruchung liegen als Prüfungen unter kontinuierlicher Höchstbeanspruchung. Die wenigsten Realsysteme arbeiten unter konstanten Bedingungen, daher ist eine gewisse Dynamik in den Prüfzyklen deutlich realitätsnäher. Der Begriff der Tribomutation wurde von Prof. Dr. Gervé eingeführt [GERV1996]. Man versteht darunter die Veränderung der Oberflächenbereiche der Reibpartner durch eine tribologische Beanspruchung. Bereits die Herstellung mittels formgebender Verfahren, seien sie nun spanend oder spanlos, stellen eine tribologische Beanspruchung dar und verändern somit die Eigenschaften der Werkstoffoberflächen [MACH2000]. Während der tribologischen Beanspruchung verändern sich die Oberflächen ständig weiter. Reaktionsschichten reiben sich ab und werden wieder nachgebildet. Die Reibenergie verändert die Werkstoffkennwerte in den für die Tribologie so wichtigen Oberflächenbereichen [NMI2001]. Dies hat wiederum Einfluss auf die Funktion des tribologischen Systems und seiner Verlustgrößen. Sind die Vorgänge in der Praxis und im Tribometer nicht ausreichend ähnlich, ergeben sich bei der Laborprüfung zwangsläufig nicht übertragbare Ergebnisse. Moderne Oberflächenanalysesysteme wie SIMS, SNMS usw. helfen, diese Umwandlungsvorgänge nachzuweisen und besser zu verstehen [INNA2002]. Dennoch ist es sehr schwer abzuschätzen, wie sich ein System während der tribologischen Beanspruchung verändert und welchen Einfluss dies auf die Messergebnisse hat. 2.5 Auswahl einer geeigneten Prüfdauer Eine weitere leider typische Fehlerquelle sind zu kurze Prüfzeiten. Unter Zeitund/ oder Kostendruck werden vom Kunden häufig Kurzzeitprüfungen gefordert. Da aber Reibungs- und Verschleißverläufe über die Zeit nur selten konstant sind, kommt es häufig zu Fehlinterpretationen, die bei ausreichender Prüfdauer leicht zu vermeiden gewesen wären (Bild 3). Ein vernünftiger Kompromiss zwischen Prüfzeit - und damit auch Kosten - und Aussagesicherheit ist hier nötig. Geeignete Messtechnik hilft, das Ende des Einlaufvorgangs zu erkennen. Merke: Eine kurze und günstige aber dafür wertlose Prüfung ist immer zu lang und zu teuer! Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 65 Bild 3: Degressiver, konstanter und progressiver Verlauf über der Prüfdauer T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 65 Aus der Praxis für die Praxis 2.6 Statistische Absicherung der Ergebnisse In den meisten Wissenschaften ist es üblich, zur statistischen Absicherung und Auswertung der Ergebnisse zahlreiche Wiederholprüfungen durchzuführen. In der Tribologie begnügt man sich jedoch häufig mit einem einzigen Wiederhollauf! Bei aufwändigen und teuren Bauteilprüfungen wie dem FE8- oder FZG-Test gibt’s man sich sogar üblicherweise mit einem Einzellauf zufrieden. Auch eine noch so gut geplante Prüfung kann von Zufälligkeiten beeinflusst werden. Daher führt kein Weg an einer statistischen Absicherung der Ergebnisse durch Wiederholläufe vorbei. Nur bei sehr guten Kenntnissen und einer Vielzahl ähnlicher Prüfungen, kann es in Ausnahmefällen ausreichend sein, lediglich eine Plausibilitätsprüfung der Einzelergebnisse durchzuführen. Streut ein tribologischer Versuch stark, sollte man immer erst einmal prüfen, ob die Durchführung einwandfrei ist. Findet man hierbei keinen Fehler, kann es gut sein, dass sich das System an einer Belastungsgrenze befindet und, in Abhängigkeit eines quasi zufälligen minimalen Ereignisses, das eine oder das andere Ergebnis zeigt (Chaostheorie). Solche Varianten sind grundsätzlich als kritisch anzusehen und sollten daher vermieden werden. Wir würden hier immer eine stabilere Variante vorziehen, auch wenn einzelne Ergebnis der anderen Variante scheinbar besser sind. 2.7 Unvermeidliche Toleranzen Toleranzen zwischen Soll- und Ist-Wert lassen sich in der Realität nicht verhindern, allerdings wird deren Einfluss häufig unterschätzt. Der Prüfer bzw. die Prüferin muss entscheiden, welche Abweichungen von einer Soll- Last und Soll-Temperatur, aber auch Abweichungen im Rund- oder Planlauf, noch tolerierbar sind und welche bereits signifikanten Einfluss auf das Messergebnis haben. Häufig ist der Einfluss von Abweichungen allerdings nicht bekannt und müsste in eigenen Versuchsreihen ermittelt werden. Hierzu fehlen aber in aller Regel die Zeit und das Geld. Eine pauschale Aussage hierzu ist leider nicht möglich. Auch hier hilft nur ausreichende Erfahrung, um ein Gefühl für bestimmte Einflussfaktoren zu bekommen. 2.8 Sonstige Einflussquellen Wie bereits angemerkt, spielen auch noch zahlreiche Randbedingungen eine Rolle, die auf den ersten Blick nicht offensichtlich sind. Hierzu gehören Größen wie Luftfeuchte, Form- und Lagefehler, Rauigkeiten, Inhomogenitäten, Rund- und Planlauffehler, Wärmeabfuhr usw. Es ist wichtig, den Einfluss dieser Größen richtig einzuschätzen und gegebenenfalls Maßnahmen einzuleiten, um den negativen Einfluss auf das Prüfergebnis zu minimieren. Ein weiterer wichtiger Punkt für einen guten Laborversuch ist die Qualität der Probekörper bzw. der Probenpräparation. Wir müssen leider immer wieder feststellen, dass hier nicht mit ausreichender Sorgfalt gearbeitet wird. Gerne wird die Prüfkörperfertigung aus Zeit- und Kostengründen in Lehrwerkstätten gegeben. Aber auch aus professionellen Fertigungsbetrieben kommen immer wieder Proben, bei denen die Kanten nicht ordnungsgemäß gebrochen sind, Toleranzen nicht eingehalten werden oder die massive Beschädigungen aufweisen. Aufgrund von Zeitdruck werden solche Proben dann zwangsläufig trotzdem verwendet. Unter solch ungünstigen Startvoraussetzungen ist wissenschaftliches Arbeiten nicht möglich. 2.9 Abbruchkriterien Ein gewisses Problem stellt häufig auch die Definition eines geeigneten Abbruchkriteriums dar. Ein rechtzeitiger Abbruch einer Prüfung ist aber notwendig, um die Reibstellen nach dem Versuch noch analysieren zu können, da es ansonsten zu einer Zerstörung der Kontaktfläche kommt und eine spätere Beurteilung nicht mehr möglich ist. Andererseits laufen tribologische Systeme teilweise auch nach einem Reibwertpeak problemlos weiter. Hier ist es wichtig, die Folge eines solchen Ereignisses auf das reale Bauteil abzuschätzen. So laufen viele Tribometertests auch mit Fressern weiter, da es nicht zu einem Verklemmen oder einer progressiven Wärmeentwicklung kommen kann, wohingegen diese Schädigungen in der Praxis zu einem Spontanausfall eines Bauteils, z. B. eines Lagers, führen würden. 2.10 Auswertung Bei der Auswertung ist eine lückenlose Dokumentation aller Größen und Parameter notwendig. Auch die bereits beschriebenen Randbedingungen müssen dokumentiert werden, da sie ansonsten bereits nach wenigen Tagen nicht mehr nachvollziehbar sind. Ebenso sollte eine optische (mikroskopische) Analyse der Reibstellen und der Verschleißpartikel Standard einer guten Modell- und Simulationsprüfung sein. Aufwändigere Verfahren wie Rasterelektronenmikroskopie, laseroptische Messgeräte oder Oberflächenanalysen mit modernsten Geräten (Augerelektronenspektometrie, Sekundärionenmassenspektrometrie, Transmissionselektronenmikroskopie, usw.) können im Bedarfsfall weitere Erkenntnisse liefern. Wenn möglich, sollte immer der zeitliche Verlauf der Messgrößen dokumentiert werden. Leider möchten zahlreiche Kunden (vorwiegend aus dem Management) viel lieber Balkendiagramme, da diese für den Laien leichter zu interpretieren sind. Der erfahrene Tribologe muss abschätzen, in wie fern er durch die Reduzierung auf eine 66 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 66 Aus der Praxis für die Praxis solche vereinfachte Darstellung das Ergebnis verfälscht und ob er dies verantworten kann. Dasselbe gilt für die Angabe von Mittelwerten. Ein Versuch, der entweder relativ wenig oder aber sehr viel Verschleiß zeigt, ist durch die Angabe eines Mittelwertes sicher nicht korrekt beschrieben. Viele tribologische Versuche zeigen keine klassische Gauß-Verteilung, so dass die Angabe eines Mittelwertes auch aus statistischen Gründen falsch ist. Bei der Auswertung empfiehlt es sich, die tatsächlich gemessenen Größen anzugeben anstatt diese umzurechnen, da sich die Fehler hierbei potenzieren können. So wächst ein Messfehler von 10 % bei der Vermessung eines Verschleißkalottendurchmessers einer Kugel bei der Umrechnung auf einen volumetrischen Verschleißbetrag auf einen Fehler von über 46 % an! Ein weiteres Problem bei der Auswertung der Versuche kann das blinde Vertrauen in die moderne Prüftechnik sein. Viele computergestützte Prüfstände führen Prüfungen semiautomatisch durch, schalten bei Grenzwerten ab und generieren Standardauswertungen, sodass der Anwender / die Anwenderin sich die Messdaten und Probekörper gar nicht mehr genau ansieht. Bei Normausschusstreffen und in Ringversuchen werden regelmäßig Durchläufer präsentiert. Schaut man sich die Reibwertverläufe dieser Versuche genauer an, erkennt man häufig schon bei deutlich niedrigeren Lasten deutliche Fresser, die allerdings nicht das automatische Abschaltkriterium der Maschine erfüllt haben. Bei jeder Versuchsserie sollte eine Plausiblitätsprüfung aller ermittelten Ergebnisse erfolgen. Hierzu zählt die Mikroskopie von Grund- und Gegenkörper nach dem Versuch sowie die Überprüfung aller Messdaten. Bei oszillierenden Versuchen sollten auch hochfrequent aufgelöste Messdaten analysiert werden. Teilweise erkennt man dann, dass z. B. der reale Gleitweg aufgrund Elastizitäten im Antriebsstrang deutlich geringer war als der Sollwert oder dass das Reibsignal über dem Hub nicht plausibel ist. 2.11 Sonstiges Zu guter Letzt noch ein vielleicht ungewöhnlicher Tipp: Man sollte nie Versuche durchführen, die man nicht versteht bzw. bei denen in der Kontaktstelle Dinge ablaufen, die man nicht einschätzen kann. Ein gutes Beispiel sind z. B. Tests unter Bohrreibung. In einem solchen Kontakt hat man im Zentrum keine Relativgeschwindigkeit. Dadurch kommt es dort erst einmal auch nicht zum Verschleiß. Nach außen hin nimmt die Gleitgeschwindigkeit linear zu; demzufolge tritt hier vermutlich zuerst Verschleiß auf. Nun beginnt die Spitze in der Mitte, die komplette Normalkraft aufzunehmen. Ggf. bricht dieser Bereich dann unter mechanischer Überlast ein. In der Kontaktfläche herrschen somit lokal vollkommen unterschiedliche und zudem unbekannte Bedingungen. Am Ende betrachtet man den Verschleiß und die Reibung aber wieder global. 3 Zusammenfassung Dieser Artikel soll dazu dienen, den Wert und den wissenschaftlichen Anspruch tribologischer Prüfungen darzustellen. Leider müssen wir in letzter Zeit feststellen, dass der Gedanken des tribologischen Systems und der Systemanalyse im Umfeld der Tribometrie teilweise verloren geht. Tribologische Versuche werden ohne das nötige Knowhow von unerfahrenen Personen geplant, durchgeführt und ausgewertet. Unter Kosten- und Zeitdruck werden unsinnige Tests mit Alibi-Charakter durchgeführt. Letztendlich schädigt das den Ruf der Tribometrie, da die Ergebnisse solcher Prüfungen in aller Regel nicht auf die Praxis übertragbar sind. Modell- und Simulationsprüfungen sind in der tribologischen Forschung und Entwicklung unersetzlich. Sie sind notwendig, um unter Berücksichtigung von Kosten und Nutzen verbesserte tribologische Systeme zu entwickeln. Allerdings ist es wichtig, sich Gedanken über die Aussagefähigkeit einer jeden Prüfung zu machen und keine Ergebnisse aus einer Prüfung ziehen zu wollen, die über die geprüfte Einzeleigenschaft hinausgehen. Häufig ist auch eine Vielzahl an Prüfungen auf verschiedenen Prüfgeräten notwendig, um unterschiedliche Eigenschaften unter unterschiedlichen Randbedingungen (Beanspruchungskollektive) zu testen, da tribologische Systeme in der Praxis extrem komplex sind und die Funktionalität nahezu nie von einer Einzeleigenschaft abhängt. Eine einzelne Modellprüfung hat somit noch keine Aussagekraft für das reale Bauteil. Leider ist es nicht möglich, für alle angesprochenen Probleme Lösungsmöglichkeiten anzugeben. Wichtig ist aber, dass alle Anwender von Modell- und Simulationsprüfungen um die Schwierigkeiten wissen und mit der nötigen Sorgfalt an diese Prüfungen herangehen. Hierfür ist ein umfangreiches Wissen notwendig. Wichtig wäre es daher, dieses Wissen um Vor- und Nachteile sowie die richtige Vorgehensweise stärker als bisher an „Neulinge“ weiterzugeben (Ausbildung, Studium, Tagungen, Lehrgänge). Diese müssen aber auch von ihren Firmen angehalten werden, an solchen Veranstaltungen teilzunehmen. Literatur [GFT7] GfT-Arbeitsblatt Nr. 7: Tribologie Definitionen, Begriffe, Prüfung; Ausgabe 8/ 2002, Gesellschaft für Tribologie, Moers [HABI1980] K.-H Habig: „Verschleiß von Werkstoffen“, C. Hansen Verlag, München 1980 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 67 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 67 Aus der Praxis für die Praxis [GERV1996] A. Gerve: „Tribomutation im Einlauf“; Tagungsband GfT-Jahrestagung „Reibung, Schmierung und Verschleiß“; 1996 [MACH2000] Mach G., Gervé, A.; Mehr, A.; „Auswirkungen von Tribomutationen in der Fertigung auf die tribologischen Eigenschaften im Betrieb“; Gft- Jahrestagung, 2000; Band 1 [NMI2001] Kurzbericht zum Verbundprojekt Verbesserung der Wirtschaftlichkeit bei der Entwicklung und Anwendung tribologischer Systeme, Naturwissenschaftliches und Medizinisches Institut an der Universität Tübingen, 2001 [INNA2002] 0. Inacker, P. Beckmann; „Optimierung tribologischer Probleme mit Hilfe angewandter Grenzflächenforschung“, Tagungsband TAE- Tagung „Tribology 2002“ [CZIC2002] D. Czichowski; R. Kündgen: „Vergleichbarkeit der verschiedenen tribologischen Prüfverfahren am Institut für Tribologie“, Studienarbeit FH Mannheim, 2002) [CZIC2010] H. Czichos; k.-H. Habig: „Tribologie Handbuch“; Vieweg-Verlag, 2010 [RIGO2016] J. Rigo, P. Blaškovitš: Vergleich standardisierter Schmierstoffprüfungen an verschiedenen Tribometern; GfT-Jahrstagung, Göttingen 2016 68 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Dipl.-Ing. Alfred P. Thilow und 6 Mitautoren .jpg Entgrattechnik Entwicklungsstand und Problemlösungen 5., neu bearb. u. erw. Aufl. 2017, 243 S., 201 Abb., 11 Tab., 59,00 €, 75,50 CHF (Kontakt & Studium, 392) ISBN 978-3-8169-3352-6 Zum Buch: Die in großen Teilen überarbeitete und aktualisierte 5. Auflage dieses Themenbandes beschreibt die Entgratverfahren, die sich in der Praxis etabliert und bewährt haben und vermittelt Informationen zu ihren Einsatzgebieten und Verfahrensgrenzen. Eine Matrix mit Verfahrensmerkmalen erleichtert dem Planer die Vorentscheidung für das am besten geeignete Verfahren. Erweitert wurden die Grundlagen der Gratentstehung beim Bohren, Drehen und Gleichlauf- Gegenlauffräsen. Ein wichtiges Thema ist die Gratminimierung. Sie beeinflusst und erweitert die Auswahl der anwendbaren Entgratverfahren und damit auch die Fertigungskosten. Mit einem neuen einfachen und damit praktikablen Denk- und Lösungsansatz zur Gratminimierung wird dem Rechnung getragen. Das Kapitel "Entgraten mit Industrierobotern" wurde auf den neuesten Stand gebracht und enthält interessante Problemlösungen. Die Interessenten: Das Buch richtet sich an Fertigungsplaner, Fertigungsmeister, Betriebsleiter und Betriebsingenieure, Planer, Arbeitsvorbereiter, Qualitätskontrolleure und Konstrukteure Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3352 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de Anzeige T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 68 Nachrichten Auch in diesem Jahr findet in der letzten Septemberwoche die von der GfT veranstaltete Tribologie-Jahrestagung in Göttingen statt. Es ist schon Tradition, dass am Nachmittag des ersten Tags ein begleitendes Seminar angeboten wird. 2016 hatten die Teilnehmer Gelegenheit, sich über tribologische Schichten, speziell CVD- und PVD-Dünnschichten sowie thermisch gespritzte Beschichtungen weiterzubilden. In der Fortsetzung werden in diesem Jahr Gleitlacke und galvanische Schichten behandelt. Am Abend des 25. September findet ebenfalls traditionsgemäß die Podiumsdiskussion „Tribotalk“ statt, die sich diesmal um die Frage dreht „Ist die Tribologie heute noch volkswirtschaftlich relevant? “. Das Thema ist in Zusammenhang mit einer Studie zur Situation der Tribologie in Deutschland zu sehen, die von der GfT in Auftrag gegeben wird. Zuletzt wurde im Jahr 2014 in einer ähnlichen Studie die Situation in der Lehre beleuchtet. In der Neuauflage soll das Thema jedoch weiter gefasst und zusätzlich betrachtet werden, inwieweit Forschungsergebnisse in der Praxis umgesetzt bzw. bewusst ignoriert werden, z. B. um die Lebensdauer von Konsumgütern zu begrenzen. Darüber hinaus soll zusammengetragen werden, auf welchen aktuellen Gebieten tribologische Forschung zur Problemlösung beitragen kann. Beispiele wären Verringerung der Feinstaubbelastung durch Reifen- und Bremsenabrieb sowie die Substitution von umweltschädlichen Substanzen oder sich erschöpfenden Rohstoffen durch neue Materialien. Für den Plenarvortrag der diesjährigen Tagung konnte Dr.-Ing. Martin Herrenknecht gewonnen werden, dem am 13. Dezember 2016 der Werner-von-Siemens-Ring verliehen wurde. Dieser gilt als eine der höchsten ingenieur-technischen Auszeichnungen, mit der Persönlichkeiten geehrt werden, die in herausragender Weise technisch-naturwissenschaftliche Ergebnisse in Anwendungen und Produkte überführt haben. Bei Dr. Herrenknecht hob die Stiftung Werner-von-Siemens-Ring seine unerschöpfliche Innovationskraft bei der Entwicklung von Tunnelbohrmaschinen hervor und ehrte die technische Pionierleistung bei der Umsetzung wegweisender ingenieurbaulicher Großprojekte im maschinellen Tunnelbau. Ich bin sicher, dass wir einen Plenarvortrag erleben können, der nicht nur die Herzen der Freunde des Großmaschinenbaus höher schlagen lassen wird. Neu im Programm ist eine Session „Biotribologie und Life Science“, die Vorträge über Hüft- und Kniegelenke, aber auch die Tribologie bei der Nahrungsaufnahme bietet. Während Tribosysteme in der Prothetik bereits seit Jahrzehnten Gegenstand der Forschung sind, beginnt sich das Fachgebiet in anderen Bereichen erst gerade zu entwickeln. Die GfT wird das mit Interesse verfolgen, und diesen Themenschwerpunkt auch bei zukünftigen Fachtagungen anbieten. Seit Jahren ist die GfT um eine verstärkte Zusammenarbeit mit anderen Organisationen bemüht. So findet die Fachtagung dieses Jahr wieder gemeinsam mit der DGMK statt. Organisatorisch kommt das bereits durch die Mitarbeit von Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl als Vertreter der DGMK im Programmausschuss zum Tragen. Für die Folgejahre sind auch spezielle Programmpunkte wie z. B. Sessions oder Kolloquien mit Partnerverbänden denkbar. Eine derartige Spezialveranstaltung ist in diesem Jahr das Abschlusskolloquium des DFG-Schwerpunktprogramms „Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ mit fast 20 Vorträgen. Bei praktisch allen Teilprojekten dieses Programms ging es um tribologische Themen. Deshalb bietet die Tribologie-Jahrestagung den idealen Rahmen für die von der DFG geforderte Präsentation der Ergebnisse. Durch solche mit Augenmaß betriebene Weiterentwicklungen bleibt die Tagung lebendig und dürfte zusammen mit über 60 Vorträgen aus den etablierten Themenbereichen der Fachausstellung und einem erweiterten Posterbereich auch 2017 wieder Anziehungspunkt für zahlreiche Fachleute im In- und Ausland werden. Auch Sie liebe Leserin, lieber Leser sind herzlich zur Teilnahme eingeladen. Das Kurzprogramm finden Sie auf den folgenden Seiten, eventuelle Aktualisierungen auf unserer Internetseite www.gft-ev.de. Wir sehen uns in Göttingen! Ihr Thomas Gradt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 69 Mitteilungen der GfT Tribologie-Fachtagung vom 25 bis 27. September in Göttingen T+S_4_17 08.06.17 08: 37 Seite 69 Nachrichten 70 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Mitteilungen der GfT ! "#$%&'%#! ()#*+,-.#/ 0)#10-#23# -0.-"#4-"-0.5+"-.#6+77--#-0.8# # # # # # # # # # ! "#$%&%'#()*)+,-./ ,'01'))23456))70"89"%'",: : ) ) ) ) 9: .; +4<#=>? %@? #A#B0-.5; +4#=C? %@? # ; %1/ ,'<) 2=>3? >2345<) 4@633)A.") B('&(#/ (1C(D)E(: #1,") )! "#$%&%'#D-.()E-.#-./ (1)FF6))) )))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))G&(#/ &,-H(<#D? #E-F(-*<#6*GH-)#I3H)0F+; 0: .#9G.F(-.# )))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))))G,&I,1#D-.()E-.#-./ (1<#9? #9-; 2.-)<#J)+3.(: 7-)#KLM<#1; 3; ; 4+); # # # ############################4J6@3)A."))! "#$%/ ,&H6) KFD/ )C#()! 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Um 10: 30 Uhr laden wir Sie zu einem gemeinsamen Kaffee ein! T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 70 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 71 Mitteilungen der GfT ! "#$%&'&($)! *! +,-./ ,(01(! ! 23456! ! ! 70#89#&(#,: : ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "##$%&'()*+,-+( ! ! ; $/ / <&-.! ! ! ! 2=>3? > ( "'! A! "'! B! "'! C! "'! D! "'! +! Schmierstoffe & Schmierstofftechnik Schmierfette Dünne Schichten & Oberflächentechnologien Maschinenelemente & Antriebstechnik Zerspanungs- & Umformtechnik @.&#/ ! @)EE$&1E! "( ( ! %/ 011"02345(637(8&'7"0290##: 02; &'10"<("7( ; #=#"%4>204(? 0"@345; A2%60; ; (( B3'4(C+( DEF(D=7@325( G0$"4402(HI2/ 02A20"; .(( B=#05%2"0(J(K(L"; ; 02#=#"%4(( 8M; #07=#"; &'0(N02; &'10"<34#02; 3&'34504(=4( B0##04O%7A%404#04( P0&O02(E+( QR(B="; 02; 1=3#024( L02(C"4913; ; (: %4(! 0#=11%@0291>&'04(=39(/ "0(F"2O345( : %4(8&'7"02; #%9904( 8! 8(G2%3A(G7@DS(LT; ; 01/ %29( ! 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Nicole D ÖRR einstimmig - als Nachfolgerin Dr. P OLAKS - zur ÖTG-Vize- Präsidentin gewählt. Gemäß § 9 der ÖTG-Satzung obliegt der Vize-Präsidentin (Obmann-Stellvertreterin) die Vertretung des Präsidenten, der die juristische Person des Vereins leitet und nach außen vertritt, die Generalversammlung sowie Vorstandssitzungen leitet und allein in allen Angelegenheiten für den Verein zeichnungsberechtigt ist. Für die laufende Abwicklung der Tätigkeit des Vereins werden der Präsident bzw. die Vize-Präsidentin durch den Generalsekretär (DI Dr. mont. Ewald B ADISCH ) unterstützt. Dr. D ÖRR , geboren 1976 in Wien, studierte Technische Chemie an der Technischen Universität Wien. Sie graduierte 2000 zum Dipl.-Ing. im Themenbereich „Polymerchemie“ nach einem 6-monatigen Aufenthalt in Lyon, Frankreich, im Rahmen des Erasmus-Studentenaustauschprogramms. Als wissenschaftliche Mitarbeiterin des „Forschungsinstitutes für Chemie und Technologie der Erdölprodukte“, damals zugehörig zum Österreichischen Forschungszentrum Seibersdorf (heute Austrian Institute of Technology), entwickelte Nicole D ÖRR analytische Verfahren zur Charakterisierung von Schwefelverbindungen in Erdölprodukten im Zuge ihres Doktoratsstudiums mit Univ.Doz. Alfred J. E CKER als Doktorvater. 2003 promovierte sie nach Fertigstellung der Dissertation „Analysis of sulfur compounds in petroleum products by sulfur chemiluminescence detection“ an der Technischen Universität Wien. Ab 2001 - also bereits während des Doktoratsstudiums - brachte sich Nicole D ÖRR maßgeblich in die Vorbereitungsarbeiten für ein Österreichisches Kompetenzzentrum für Tribologie ein, was 2002 in die erfolgreiche Bewerbung im österreichischen Kplus-Programm und der Gründung der AC2T research GmbH (AC 2 T) im Technologie- und Forschungszentrum Wiener Neustadt (tfz) mündete. Frau Dr. D ÖRR widmete sich in dem privatwirtschaftlich geführten Tribologie-Kompetenzzentrum dem Aufbau eines Teams und der Infrastruktur hauptsächlich für die lösungsorientierte Bearbeitung chemischer Fragestellungen in der Tribologie, wurde mit der Leitung von Projekten betraut und engagierte sich für AC 2 T hervorragend in den Akquisitions- und Evaluierungsaktivitäten. 2007 wurde sie „Key Researcher“ im Bereich „Schmierstoffe und Schmierung“. Im Januar 2010 übernahm Nicole D ÖRR die Funktion der Forschungsbereichsleiterin für den AC 2 T -Bereich „Schmierstoffe und Oberflächenwechselwirkungen“. Im Jahre 2010 wurde D ÖRR - gemeinsam mit den Kollegen E. B ADISCH , F. F RANEK , A. P AUSCHITZ , und G. V OR- LAUFER - mit dem „Meilenstein 2010“, dem Zukunftspreis des Niederösterreichischen Landeshauptmannes, für die erfolgreiche Bewerbung um das COMET-Projekt „XTribology“ (applikationsnahe Grundlagenforschung im Rahmen des Technologieförderprogrammes „COMET“ der österreichischen Bundesregierung) ausgezeichnet. Im Herbst 2014 wurde Dr. D ÖRR mit dem besonderen Zuständigkeitsbereich „Österreichisches-Russisches Forum“ in den Vorstand der ÖTG gewählt. In der nunmehrigen 2. Förderperiode des COMET-Projekts „XTribology“ (Gesamtbudgetrahmen € 54 Mio, Mitteilungen der ÖTG Portrait: Dipl.-Ing. Dr. techn. Nicole D ÖRR - neue ÖTG-Vizepräsidentin Nicole DÖRR Foto: AC 2 T ÖTG-Vize-Präsidentin Dr. Nicole DÖRR im Gespräch mit dem langjährigen früheren ÖTG-Vize-Präsidenten und AC 2 T-Miteigentümer Dr. Reinhard P OLAK Foto: AC 2 T T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 72 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 73 Das ÖTG-Symposium 2017 wird in zeitlichem und örtlichem Konnex zu dem von AC 2 T am Vortag veranstalteten „Partnertag“ (COMET- Forschungsprogramm „XTribology“) abgehalten. Zudem wird - am Abend vor dem Symposium - zu einem „Tribo-Treff“ aus Anlass des 15-jährigen Bestehens des Österreichischen Kompetenzzentrums für Tribologie eingeladen. Den Teilnehmern wird so ein attraktives Angebot gemacht, sich über die vielfältigen Aspekte in der gegenständlichen Schwerpunktthematik - aktuelle und zukünftige tribologische Aufgabenstellungen sowie Lösungen bzw. Lösungskonzepten hierzu - zu informieren und beim „Networking“ bestehende Kontakte zu vertiefen sowie neue zu etablieren. Die Veranstaltung bietet Vorträge bzw. Poster-Präsentationen von Fachleuten aus der industriellen Praxis sowie von Forschungsinstitutionen. Ebenso ist eine begleitende Fachausstellung vorgesehen. Weiters besteht die Möglichkeit, die Labors am Exzellenzzentrum für Tribologie und gegebenenfalls bei weiteren Forschungseinrichtungen im tfz zu besichtigen. Tribologen, die mit einem Vortrag an dem Symposium teilnehmen wollen, sind herzlich eingeladen, ihre Vortragsmeldungen ehestens - spätestens bis Ende Juli 2017 - dem ÖTG-Sekretariat zu übermitteln (office@oetg.at). 17.05.2017 / Martina Gantar-Hofinger Laufzeit April 2015 bis März 2020) hat Nicole D ÖRR im September 2016 gemeinsam mit Ewald B ADISCH die Wissenschaftliche Leitung von AC 2 T von Univ.-Prof. Friedrich F RANEK übernommen. Die fachlichen Schwerpunktinteressen von Dr. D ÖRR liegen in den Bereichen Condition Monitoring von Schmierstoffen, Schmierung von Motoren, Kraftstoff- Tribologie sowie Ionische Flüssigkeiten. Für ihre nunmehrige neue verantwortungsvolle Aufgabe für die ÖTG wünschen wir Frau Dr. Nicole D ÖRR „tribotechnisch optimale Bedingungen“ und den besten Erfolg. 08.05.2017 Auf Einladung durch das Exzellenzzentrum für Tribologie (AC 2 T research GmbH) wird das nächste ÖTG-Symposium Tribologie in Industrie und Forschung Neue Aufgaben - innovative Lösungen im Technologie- und Forschungszentrum (tfz) Wiener Neustadt stattfinden, und zwar am Mittwoch, 22.11.2017, 9 - 18 Uhr Vorankündigung: ÖTG-Symposium 2017 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 73 Patentumschau 74 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Lubricating oil composition for duster. Kim, Young Lyol (S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taecho Kongbo KR 2004 39,798 (Cl. C10M161/ 00), 12.05.2004 (145: 170360x) Casing-drilling-special thread grease containing expanded graphite. Wang, Yaoguang; song, Shengyin; Liu, Yangqin (China National Petroleum Corporation; Tubular Goods Research Center, China National Petroleum Corporation; Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,804,014 (Cl. C10M155/ 02), 19.07.2006 (145: 170361y) On-line monitoring of degradation and contamination of lubricating oils and lubricants in mechanical rotating systems. Song, Limin; Raterman, Michael F. (Exxon- Mobil Research and Engineering Company, USA) PT Int. Appl. WO 2006 78,960 (Cl. G0N33/ 28), 27.07.2006 (145: 170363a) Controlled release of additive gel(s) for functional fluids. George, Hermann F.; Burrington, James D.; Pudelski, John K.; James P.; Marting, John R.; Ineman, Jennifer M.; et al.; (The Lubrizol Corporation, USA) PCT Int. Appl. WO 2006 81,500 (Cl. C10M163/ 00), 03.08.2006 (145: 170364b) Poly(lactic acid) composition. Qjan, Xin (Zhejiang University of Technology, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,673,276 (Cl. C08L67/ 04), 28.09.2005 (145: 189750w) Compositions for production of hear-resistant friction materials. Lapitskii, V. A.; Kolesnikov, V. I.; Syehev, A. P.; Kolesnikov, I. V. (Russia) Russ. RU 2,280,654 (Cl. C08J5/ 14), 27.07.2006 (145: 189791 k) Environment-friendly Pband Cd-free polyvinyl chloride material for cable sheath (70 °C). Chen., Tao; Zhang, Jin; Xu, Qifa; Yang, Hongliang; Ren, Change; Wang, Bingxi (Tbea Shandong Luneng Cable Co., Ltd., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,805,063 (Cl. H01B3/ 44), 19.07.2006 (145: 190086r) Fire-resistant acrylic fiber bundles for carbon fibers with increased tensile strength, comprising fibers with specified low content of silicone oil-derived fine particles and manufacture thereof and manufacture of carbon fiber bundles therefrom. Wakabayashi, Takumi; Tokoro, Yasuto; Kotani, Tomoyuki; Sugiura, Naoki; Mise, Kozo (Mitsubishi Rayon Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 200,078 (Cl. C01F9/ 22), 03.08.2006 (145: 190490t) Preparation of self-lubricant polyamide-polyimide varnish as insulating materials for electric wires. Kang, Chung Seok; Kim, Yeong Beom; Lee, Gil Nam; Song, Sang Min (Kolon Ind. Inc./ Kr, S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2004 48,572 (Cl. C08G73/ 14), 10.06.2004 (145: 190727a) Method for preparing water-resistant oil-soluble organomagnesium compound as vanadium inhibitor. Jia, Jinping; Wang, Yalin (Shanghai Jiao Tong University, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,804,005 (Cl. C10L1/ 12), 19.07.2006 (145: 191683v) Method for preparing complex soap-base self-repairing bearing lubricating grease. Fan, Fengshan; Guo, Guozhong; Zhang, Liehua; Yang, Zhongxin (Kingdreas Public Limited Company, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,804,016 (Cl. C10M169/ 04), 19.07.2006 (145: 191684w) Lubricating oil composition. Gotou, Fumio; Nagatomi, Eiji (Shell Internationale Research Maatschappij B. V., Neth.) Eur. Pat. Appl. EP 1,683,852 (Cl. C10M171/ 00), 26.07.2006 (145: 191685x) Low phosphorus cobalt complex-containing engine oil lubricant. Vilardo, Jonathan S.; Brown, Jason R.; Abraham, William D.; Mosier, Patrick E.; Adams, Paul E.; Jayne, Douglas T.; Lange, Richard M. (The Lubrizol Corporation, USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 166,842 (Cl. 508-363; C10M159/ 18), 27.07.2006 (145: 191687z) Lubricant composition for computer-controlled flat knitting machine. Zhang, Luyi; Fu, Shuqin; Zhang, Zhidong; Yan, Lizhen; Xiao, Jian; Zhu, Ming (Sinopec Corp., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,807,565 (Cl. C10M145/ 26), 26.07.2006 (145: 191688a) Lubricating oil composition for reduced friction and wear loss in sliding bearings. Ueno, Takafumi; Sagawa, Takumaru; Nakamura, Kiyotaka; Kano, Makoto (Nissan Motor Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 199,836 (Cl. C10M171/ 00), 03.08.2006 (145: 191689b) Lubricating grease composition for roller bearing or machine-tool principal axles. Miyajima, Hirotoshi (NSK Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 199,771 (Cl. C10M169/ 02), 03.08.2006 (145: 191694z) Patentumschau T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 74 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 75 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Wälzlager - Kegelrollenlager 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: Ermüdung Unterbegriff: Abblätterungen, Schälungen Beschreibung des Schadensbildes Ausbrüche auf der gesamten Fläche des Innenringes sowie den Oberflächen der Rollen. Schadensursache Überlastungen und unzureichende Schmierung. T+S_4_17 07.06.17 17: 39 Seite 75 Hinweise für unsere Autoren 76 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik Herausgeber und Schriftleiter Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf Telefon/ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de. Verlag expert verlag GmbH Wankelstr. 13 , 71272 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-12 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: info@expertverlag.de www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon (02 28) 9 61 61 36 Checkliste Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Es ist geplant, Ihren Beitrag nach Erscheinen in unserer Zeitschrift auch digital unter www.expertverlag.de anzubieten. Bitte senden Sie eine Mail an Herrn Paulsen (Paulsen@expertverlag.de), falls Sie dagegen Einwände haben sollten. Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Autorenangaben Federführender Autor:  Postanschrift  Telefon- und Faxnummer  E-Mail-Adresse Alle Autoren:  Akademische Grade, Titel  Vor und Zunamen  Institut/ Firma  Ortsangabe mit PLZ Umfang / Form  bis ca. 15 Seiten, (ca. 1200 Wörter)  12 pt, 1,5-zeilig  neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden Daten (CD)  Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.)  Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi / ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) (Bilder in WORD reichen nicht aus! ) Manuskript bitte auf weißem Papier, einseitig bedruckt, Seiten durchnummerien:  kurzer, prägnanter Titel  deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter  Schlüsselwörter 6 bis 8 Begriffe  englisches abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen)  Keywords, 6 bis 8 Begriffe  Bilder / Diagramme / Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen)  Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften  Literaturangaben Manuskript und Daten bitte per Post an Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 76 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 77 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.3.4 Einzelheiten der Lagerberechnung Mittelwerte für optimale Lagerspiele in Abhängigkeit von der Umfangsgeschwindigkeit zeigt Bild 4.17. Weitere allgemeine Hinweise zur Wahl des Lagerspieles in Abhängigkeit verschiedener Konstruktionsgrößen enthält Tabelle 4.7. Die Lagertemperatur steigt bis zum Erreichen des thermischen Beharrungszustandes an, d. h. Erzeugte Wärme = Abgeführte Wärme. Die Wärmeabfuhr erfolgt einerseits durch Konvektion, einschließlich Leitung und Strahlung und andererseits durch das umlaufende Öl. Die Gleichungen zur Ermittlung dieser Wärmeabfuhrgrößen sind 4.3 Gleitlager Mittelwerte für optimale Lagerspiele in Abhängigkeit der , d.h. von der Umfangsgeschwindigkeit zeigt Bild 4.17 . Bild 4.17: Graphische Ermittlung optimaler Lagerspiele Weitere allgemeine Hinweise zur Wahl des in Abhängigkeit verschiedener Konstruktionsgrößen enthält Tabelle 4.7. Tabelle 4.7: Allgemeine Hinweise für die Wahl des Lagerspieles Betriebsbedingungen Untere Werte für ψ Obere Werte für ψ Lagermetall Lagerbronze Lagerwerkstoffweich hart geringer E-Modul hoher E-Modul Flächenlast relativ hoch relativ niedrig Lagerbreite B/ D ≤ 0, 8 B/ D ≥ 0, 8 Auflagerung selbsteinstellend starr Lastübertragung umlaufend (Umfagslast) ruhend (Punktlast) Härtedifferenz zwischen Gleitager- ≥ 100HB ≤ 100HB Wellenwerkstoff Die Lagertemperatur steigt bis zum Erreichen des thermischen Beharrungszustandes an, d.h. Erzeugte Wärme = Abgeführte Wärme. Die Wärmeabfuhr erfolgt einerseits durch Konvektion, einschließlich Leitung und Strahlung und andererseits durch das umlaufende Öl. Die Gleichungen zur Ermittlung dieser Wärmeabfuhrgrößen sind 137 Tabelle 4.7: Allgemeine Hinweise für die Wahl des Lagerspieles Bild 4.17: Graphische Ermittlung optimaler Lagerspiele 1. Durch Konvektion (Leitung, Strahlung) P RG = α A(ϑ - ϑ 0 ) [Nm/ s] 2. Durch Umlauföl P RÖl = Q k (cρ) Öl (ϑ a - ϑ e ) [Nm/ s] Die verwendeten Größen werden im Folgenden definiert und erklärt: α = Wärmeübergangzahl, für bewegte Luft gilt α = 7 + 12 √-w w = Luftgeschwindigkeit [ms -1 ] α =20 Wm -2 grd in geschlossenen Räumen A = wärmeabgebende Lagerfläche [s 2 ] Q k = durchfließende Ölmenge pro Zeiteinheit [m 3 / s] T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 77 ρ = Dichte des Öls c = spezifische Wärme des Öls c ρ = spezifische Wärmekapazität Öl: c ρ = 1,8 · 10 6 Wsm -3 grd -1 = 1,8 · 10 6 Nmm -3 grd -1 Wasser: c ρ = 4,2 · 10 6 Wsm -3 grd -1 = 4,2 · 10 6 Nmm -3 grd -1 ϑ = Lageraußentemperatur [C] ϑ 0 = Umgebungstemperatur [C] ϑ a - ϑ e = Temperaturdierenz, max. 20 C Die genannte Vorgehensweise sowie der Aufbau tragender Ölfilme setzt natürlich voraus, dass dem Lager die benötigte Ölmenge zugeführt wird. Diese muss natürlich dem Ölabfluss aus dem Lager entsprechen. Damit ergibt sich der folgende Ölbedarf eines Gleitlagers aus 1. Hydrodynamische Druckentwicklung ∂ρ / ∂z, ∂ρ / ∂x 2. Zuführdruck ρ e Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 78 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Bild 4.18: Schematische Darstellung einer Gleitlagerberechnung 4.19: Flussdiagramm zur Gleitlagerberechnung und -optimierung 3. Verdrängungswirkung ∂ε/ ∂t. Der hydrodynamische Öldurchsatz hängt von der Vergleichsölmenge ab. Eine Abschätzung dieses Ölbedarfs ist durch die sogenannte Vergleichsölmenge möglich: Annahme: Konzentrisches Lager Spalt S/ 2 mittlere Geschwindigkeit U/ 2 Querschnitt B S/ 2 U B S 1 Vergleichsölmenge: Q rmV = -- ---- = - B U S 2 2 4 Annahme: Gesamte Spaltfüllung fließt bei einer Umdrehung einer Welle ab. Nachzufördernde Ölmenge Q min < Q V Die Berechnung eines Gleitlagers lässt sich schematisch wie in Bild 4.18 darstellen. Dazu gilt zusammenfassend das Flussdiagramm in Bild 4.19. T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 78 Normen 79 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 b) die Begriffe wurden an DIN 51385: 2013-12 angepasst; c) die Normen DIN 51520 und DIN 51521 wurden zusammengeführt; d) die normativen Verweisungen wurden aktualisiert; e) in Tabelle 2 wird der Mineralölgehalt durch den Basisölgehalt ersetzt; f) in die Tabelle 1 wurden Prüfverfahren zur Bestimmung des Verdampfungsverlustes und des Viskositätsindexes aufgenommen; g) in den Tabellen 1 und 2 wurden die Prüfverfahren zur Bestimmung des Gesamtschwefels, des Chlorgehaltes und der Korrosionswirkung aktualisiert; h) in der Tabelle 1 wurde das Prüfverfahren DIN EN ISO 4263-3 zur Bestimmung der Alterungsstabilität von nichtwassermischbaren Bearbeitungsmedien neu eingeführt; i) in der Tabelle 2 wurde das Prüfverfahren zur Bestimmung des Wassergehaltes aktualisiert; j) in der Tabelle 1 wurde das Prüfverfahren für das Wasserabscheidevermögen (Demulgierverhalten) DIN ISO 6614 neu eingeführt; k) in der Tabelle 1 wurde das Prüfverfahren für die Bestimmung der Brechzahl DIN 51423-2 neu eingeführt; l) in der Tabelle 1 wurde das Prüfverfahren für die Bestimmung der Scherviskosität DIN 51810-1 neu eingeführt; m)in der Tabelle 2 wurde für das Prüfverfahren für die Bestimmung des pH-Wertes DIN 51369 eine Konzentration von 5 % Massenanteil festgelegt; n) in der Tabelle 2 wurde die Angabe der berechneten Anteile für Basisöl und Wasser als Massen% festgelegt; o) in der Tabelle 2 wurden die Prüfverfahren zur Bestimmung der elektrischen Leitfähigkeit, zur Bestimmung des mit Salzsäure abscheidbaren Anteils von wassergemischten Kühlschmierstoffen und zur Bestimmung der Korrosionsschutzeigenschaften (DIN 51360-1) gestrichen. Dieses Dokument legt die Anforderungen und die zugehörigen Prüfverfahren für Bearbeitungsmedien für die Umformung und Zerspanung von Werkstoffen fest. E DIN 51506: 2017-03 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Schmierstoffe - Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL - Einteilung und Anforderungen Lubricants - VB lubricating oils with and without additives and VDL lubricating oils - Classification and requirements Vorgesehen als Ersatz für DIN 51506: 2013-12 Erscheinungsdatum: 2017-02-24 Einsprüche bis 2017-04-24 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN EN 3021: 2017-04 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Luft- und Raumfahrt - Trockenschmierstofffilme aus Molybdänsulfid-Basis, graphitfrei und halogenfrei - Technische Lieferbedingungen; Deutsche und Englische Fassung FprEN 3021: 2016 Aerospace series - Molybdenum disulphide dry film lubricants graphite and halogen free - Technical specification; German and English version FprEN 3021: 2016 Erscheinungsdatum: 2017-03-10 Einsprüche bis 2017-05-10 Diese Norm bestimmt die Qualifizierung und die Prüfungsanforderungen für graphit- und halogenfreie Molybdändisulfid-Trockenschmierstoffe. Prüfungsanforderungen für Passungsrost, Korrosion, Verschleiß und Reibeigenschaften der relevanten Schmierstoffe und deren Prüfung sind nicht Bestandteil dieser Norm. Siehe die relevanten Normen in den normativen Verweisungen. Alle Prüfungen, die im Rahmen dieser Norm definiert wurden, müssen vom Hersteller des Schmierstoffes zertifiziert werden. Um eine gleichmäßige Beschichtung mit definierten Dicken und bestmögliche Hafteigenschaften zu erreichen, wird ein Sprühauftrag mit Warmhärtung empfohlen. B DIN 51363-3: 2008-08 Prüfung von Mineralölen - Bestimmung des Phosphorgehaltes von Schmierölen und Schmieröl-Wirkstoffen - Teil 3: Direkte Bestimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr; dafür kann DIN 51399-1: 2017-02 angewendet werden. Einsprüche bis 2017-05-31 DIN 51485: 2017-04 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Schmierstoffe - Bearbeitungsmedien für die Umformung und Zerspanung von Werkstoffen - Kühl- und Umformschmierstoffe: Anforderungen und Prüfverfahren Lubricants - Processing fluids for forming and machining of materials - Metalworking and forming fluids: Requirements and test methods Ersatz für DIN 51520: 1995-10 und DIN 51521: 1999-03 Gegenüber DIN 51520: 1995-10 und DIN 51521: 1999- 03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Bearbeitungsmedium Umformschmierstoff wurde in den Geltungsbereich aufgenommen; Normen T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Gegenüber DIN 51506: 2013-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anforderungen und Prüfverfahren an die Eigenschaft „wasserlösliche Säuren“ an DIN ISO 6618 (Verfahren mittels Wasserextraktion) angepasst; b) Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt die Einteilung und die Anforderungen an Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL fest. Z DIN 51520: 1995-10 Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Nichtwassermischbare Kühlschmierstoffe SN; Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51485: 2017-04 Z DIN 51521: 1999-03 Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Wassermischbare Kühlschmierstoffe SE; Anforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51485: 2017-04 Z DIN 51574: 2004-09 Prüfung von Schmierstoffen - Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51574: 2017-04 DIN 51574: 2017-04 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen Testing of lubricants - Sampling of lubricating oils from internal combustion engines Ersatz für DIN 51574: 2004-09 Gegenüber DIN 51574: 2004-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Probenahme bei Motorstillstand mit Betriebstemperatur, im kalten Zustand und im Rahmen eines Schmierölwechsels überarbeitet; b) Transport der Probe hinzugefügt; c) Sicherheitshinweise (Gefahrensymbole auf Formblättern und Warnung im Anwendungsbereich) beim Umgang mit Gefahrstoffen ergänzt; d) redaktionelle Überarbeitung der Probenahme; e) redaktionelle Überarbeitung der Formblätter. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Probenahme von Schmierölen aus Verbrennungskraftmaschinen mit Umlaufschmierung in Fahrzeugen, Aggregaten, Motorprüfständen, Schienenfahrzeugen und Großmotoren fest. E DIN 51577-5: 2017-04 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierölen - Bestimmung des Chlorgehaltes - Teil 5: Direkte Bestimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Testing of lubricants - Determination of chlorine content - Part 5: Direct determination by optical emission spectral analysis with inductively coupled plasma (ICP OES) Ersatz für E DIN 51577-5: 2015-12 Erscheinungsdatum: 2017-03-17 Einsprüche bis 2017-05-17 Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Chlorgehaltes in Schmierölen mittels direkter Bestimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) fest. Z DIN 51810-1: 2007-07 Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der Scherviskosität von Schmierfetten mit dem Rotationsviskosimeter - Teil 1: Messsystem Kegel/ Platte Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51810-1: 2017-04 DIN 51810-1: 2017-04 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 1: Bestimmung der Scherviskosität mit dem Rotationsviskosimeter und dem Messsystem Kegel/ Platte Testing of lubricants - Testing rheological properties of lubricating greases - Part 1: Determination of shear viscosity by rotational viscosimeter and the system of cone/ plate Ersatz für DIN 51810-1: 2007-07 Gegenüber DIN 51810-1: 2007-07 wurde folgende Änderung vorgenommen: a) Konkretisierung der Temperierung unter 10.2 mit Angabe einer Kühlrate. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Scherviskosität von Schmierfetten der NLGI-Klassen 000 bis 2 nach DIN 51818 bei konstanter Schergeschwindigkeit nach definierter Vorscherung mit dem Messsystem Kegel/ Platte fest. Z DIN 51810-2: 2011-04 Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Bestimmung der Fließgrenze mit dem Oszillationsrheometer und dem Messsystem Platte/ Platte Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51810-2: 2017-04 DIN 51810-2: 2017-04 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Bestimmung der Fließgrenze mit dem Oszillationsrheometer und dem Messsystem Platte/ Platte Testing of lubricants - Testing rheological properties of lubricating greases - Part 2: Determination of flow point using an oscillatory rheometer with a parallel-plate measuring system Ersatz für DIN 51810-2: 2011-04 Gegenüber DIN 51810-2: 2011-04 wurde folgende Änderung vorgenommen: a) Konkretisierung der Auswerteparameter in Abschnitt 11. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der Fließgrenze von Schmierfetten, bevorzugt der NLGI- Klassen 0 bis 2 nach DIN 51818, fest, und gibt zusätzlich T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 80 Normen die Möglichkeit, weitere Kennwerte von viskoelastischen Eigenschaften zu ermitteln. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN ISO 3924: 2017-01 Print: 127,90 EUR/ Download: 117,80 EUR Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method (ISO 3924: 2016) Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren (ISO 3924: 2016) 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL A-0068: 2015-11 Technische Lieferbedingungen - Kennzeichnung von Betriebsstoffgebinden und deren Packungen Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL A-0068: 2016-12 BAAINBw TL A-0068: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Kennzeichnung von Betriebsstoffgebinden und deren Packungen Ersatz für BAAINBw TL A-0068: 2015-11 Z BAAINBw TL 9150-0031: 2010-07 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor (SAE 40); NATO-Kode: O-278, Bw-Kode: OY1160 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0031: 2016-12 BAAINBw TL 9150-0031: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor (SAE 40); NATO-Kode: O-278; Bw-Kode: OY1160 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0031: 2010-07 Z BAAINBw TL 9150-0037: 2011-10 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl mit Korrosionsschutz - Viskosität SAE 10W, SAE 30, SAE 50 - NATO-Kode: ohne, ohne, ohne - Bw Kode: CY6045, CY6050, CY6015 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0037: 2016-12 BAAINBw TL 9150-0037: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl mit Korrosionsschutz; Viskosität / NATO Kode / Bw Kode; SAE 10W / ohne / CY6045; SAE 30 / ohne / CY6050; SAE 50 / ohne / CY6015 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0037: 2011-10 Z BAAINBw TL 9150-0063: 2010-10 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor (SAE 15W-40) - NATO-Kode: O-236 Bw- Kode: OY1145 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0063: 2016-12 BAAINBw TL 9150-0063: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor (SAE 15W-40); NATO-Kode: O-236; Bw- Kode: OY1145 Ersatz für BAAINBw TL 9150- 0063: 2010-10 Z BAAINBw TL 9150-0080: 2010-02 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor - NATO-Kode: O-1178, Bw-Kode: OY1175 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0080: 2016-12 BAAINBw TL 9150-0080: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Verbrennungsmotor; NATO-Kode: O-1178; Bw-Kode: OY1175 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0080: 2010-02 Z BAAINBw TL 9150-0095: 2012-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Luftkompressor; Bw-Kode: OY1220, OY1225 und OY1230 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0095: 2016-12 BAAINBw TL 9150-0095: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Luftkompressor; Bw-Kode: OY1220, OY1225 und OY1230 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0095: 2012-12 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen E FprEN 3021: 2017-01 Luft- und Raumfahrt - Trockenschmierstofffilme aus Molybdänsulfid-Basis, graphitfrei und halogenfrei - Technische Lieferbedingungen Aerospace series - Molybdenum disulphide dry film lubricants graphite and halogen free - Technical specification E prEN ISO 20623: 2017-02 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der EP-Eigenschaften und Verschleißkennwerte von Schmierstoffen - Verfahren mit dem Vierkugel-Apparat (Europäische Bedingungen) (ISO/ DIS 20623: 2017) Petroleum and related products - Determination of the extreme-pressure and anti-wear properties of fluids - Four ball method (European conditions) (ISO/ DIS 20623: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 20623: 2003-12 Einsprüche bis 2017-04-21 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 81 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 1.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 20623: 2017-01 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der EP-Eigenschaften und Verschleißkennwerte von Schmierstoffen - Verfahren mit dem Vierkugel-Apparat (Europäische Bedingungen) Petroleum and related products - Determination of the extreme-pressure and anti-wear properties of lubricants - Four-ball method (European conditions) Vorgesehen als Ersatz für ISO 20623: 2003-12 Einsprüche bis 2017-04-20 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 1328-1: 2017-04 Print: 151,20 EUR/ Download: 139,10 EUR Zylinderräder - ISO-Toleranzsystem - Teil 1: Definitionen und zulässige Werte für Abweichungen an Zahnflanken (ISO 1328-1: 2013); Text Deutsch und Englisch Cylindrical gears - ISO system of flank tolerance classification - Part 1: Definitions and allowable values of deviations relevant to flanks of gear teeth (ISO 1328- 1: 2013); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN 3961: 1978-08, DIN 3962- 1: 1978-08, DIN 3962-2: 1978-08, DIN 3962-3: 1978-08 und DIN 3963: 1978-08 Erscheinungsdatum: 2017-03-31 Einsprüche bis 2017-07-31 Gegenüber DIN 3961: 1978-08, DIN 3962-1: 1978-08, DIN 3962-2: 1978-08, DIN 3962-3: 1978-08 und DIN 3963: 1978-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) der Anwendungsbereich wurde erweitert; b) neue Toleranzgleichungen mit Rundungsregeln wurden eingeführt; c) die Stufensprünge für Modul und Durchmesser wurden beseitigt; d)Gauß 50 % -Filter bei Profil- und Flankenlinie ist nun vorgeschrieben; e) die Mindestpunktdichte auf Messlinien wurde festgelegt; f) Auswertung aufgeteilt: - unmodifiziert, - Auswertung als Soll-Profil bzw. Soll-Flankenlinie, - Bereichsweise Auswertung (Kopf-, Fuß-, Endrücknahmen); g) Balligkeit mit Parabel-Einpassung; h) Hochrechnung von f H beta auf volle Zahnbreite; i) Hochrechnung von f H alpha bis zum Kopfkreisdurchmesser; j) Einflankenwälzprüfung nach DIN 3963 in ISO 1328- 1 nur informativ; k)Zweiflankenwälzprüfung nach DIN 3963 ist nur in ISO 1328-2 beschrieben; l) für Teilungs-Sektorabweichung F pz/ k sind in DIN 3962- 3 Toleranzen definiert. In DIN ISO 1328-1 nur informativ. Ebenso für f u . Der Parameter R s fehlt komplett. Dieses Dokument legt ein System zur Toleranzklassifizierung fest, das für die Herstellung und Konformitätsbewertung von Zahnflanken einzelner zylindrischer Evolventenräder maßgeben ist. Es legt Definitionen für Begriffe von Zahnflankentoleranzen, den Aufbau des Flankentoleranzklassensystems und die zulässigen Werte fest. Es Umfasst keine Zahnradpaare. Z DIN 3761-1: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Begriffe; Maßbuchstaben, zulässige Abweichungen, Radialkraft Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-2: 1983-11 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Anwendungshinweise Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-3: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Werkstoffanforderungen und Prüfung Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-4: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Sichtbare Unregelmäßigkeiten Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-5: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Meßbedingungen und Meßmittel Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-6: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Außendurchmesser-Meßgerät Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-7: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Kegelmeßdorn Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-8: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Ausführung der Achsenschnitte Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-9: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Radialkraft-Meßgerät-Digital Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-10: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Funktions- T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 82 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 83 prüfung; Prüfstand und Prüfbedingungen Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-11: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Funktionsprüfung; Leckage-Beurteilung Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-12: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Bestimmung der Kugeldruckhärte von Elastomeren (IRHD); Mikrohärteprüfung Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-13: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung des Vulkanisationszustandes von Elastomeren Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-14: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Infrarotspektroskopische Analyse von Elastomeren Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN 3761-15: 1984-01 Radial-Wellendichtringe für Kraftfahrzeuge; Prüfung; Bestimmung des Kälteverhaltens von Elastomeren; Differential-Thermoanalyse Zurückgezogen; technisch veraltet. Z DIN EN ISO 3928: 2006-06 Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung (ISO 3928: 1999); Deutsche Fassung EN ISO 3928: 2006 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN ISO 3928: 2017- 03 DIN EN ISO 3928: 2017-03 Print: 72,90 EUR/ Download: 67,00 EUR Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung (ISO 3928: 2016); Deutsche Fassung EN ISO 3928: 2016 Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces (ISO 3928: 2016); German version EN ISO 3928: 2016 Ersatz für DIN EN ISO 3928: 2006-06 Gegenüber DIN EN ISO 3928: 2006-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitte 2 und 3 neu aufgenommen; b) Überarbeitung der Abschnitte 4 (ehem. 2), 5 (ehem. 3), 6 (ehem. 4) und 7 (ehem. 5); c) Abschnitt 4.4 neu aufgenommen; d) Bild 1 neu aufgenommen; e) ehem. Bilder 1, 2, 3 und 4 dem Abschnitt 7 zugeordnet als Bilder 2, 3, 4 und 5; f) Tabelle aus ehem. Bild 2 überarbeitet und als neue Tabelle 1 nach Bild 3 eingefügt. Dieses Dokument legt die Maße für die zur Herstellung der Probekörper durch Pressen und Sintern verwendeten Matrizen fest sowie die Maße von Probekörpern aus Sinter- und Pulverschmiedewerkstoffen für die Ermüdungsprüfung. E DIN 4000-140/ A1: 2017-04 Print: 25,20 EUR/ Download: 23,30 EUR Sachmerkmal-Listen - Teil 140: Werkstückverzahnungsdaten für Evolventenverzahnung; Änderung 1 Tabular layouts of properties - Part 140: Toothing system data of work pieces; Amendment 1 Erscheinungsdatum: 2017-03-03 Einsprüche bis 2017-05-03 Dieses Dokument ist eine Änderung zu DIN 4000-140, die Merkmale für innen- oder außenverzahnte Zylinderräder (Stirnräder) mit Evolventenverzahnung festlegt. E DIN EN ISO 4490: 2017-04 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO/ DIS 4490: 2017); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 4490: 2017 Metallic powders - Determination of flow rate by means of a calibrated funnel (Hall flowmeter) (ISO/ DIS 4490: 2017); German and English version prEN ISO 4490: 2017 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 4490: 2014-11 Erscheinungsdatum: 2017-03-24 Einsprüche bis 2017-05-24 Gegenüber DIN EN ISO 4490: 2014-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normtitel geändert in: „Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter)“ (vorm.: „Metallpulver - Ermittlung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter)“; b) 3.1: „ANMERKUNG“ gestrichen; c) 3.2: Text ergänzt; d) Bild 1: Angabe „60° ± 0,5°“ um Toleranzangabe ergänzt (vorm.: „60°“); e) Abschnitt 8 erweitert; f) Abschnitt 9: In „c)“ Angabe „in s/ 50 g“ ergänzt; g) Dokument redaktionell überarbeitet. Diese Norm legt ein Verfahren zur Ermittlung der Durchflussrate metallischer Pulver, einschließlich Hartmetallpulver, mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) fest. Dieses Verfahren ist nur auf Pulver anwendbar, die frei durch die festgelegte Ausflussöffnung fließen. E DIN EN ISO 4496: 2017-03 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern (ISO/ FDIS 4496: 2017); Deutsche und Englische Fassung FprEN ISO 4496: 2017 Metallic powders - Determination of acid-insoluble con- T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 83 Normen 84 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 tent in iron, copper, tin and bronze powders (ISO/ FDIS 4496: 2017); German and English version FprEN ISO 4496: 2017 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 4496: 1987-08 Erscheinungsdatum: 2017-02-17 Einsprüche bis 2017-04-17 Gegenüber DIN ISO 4496: 1987-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitte 2 und 3 aufgenommen; b) Abschnitt 6.3: „Aschefrei (weniger als 0,01 % Aschegehalt)“ hinzugefügt. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des genäherten Gehaltes an nicht-metallischen Bestandteilen in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern fest, die in den üblichen Mineralsäuren nicht löslich sind. E DIN 5422: 2017-03 Print: 109,80 EUR/ Download: 101,00 EUR Wälzlager - Prüfung der technischen Sauberkeit; Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measurement of technical cleanliness; Text in German and English Erscheinungsdatum: 2017-02-03 Einsprüche bis 2017- 04-03 Diese Norm legt Messverfahren und Messtechniken zur Prüfung der Technischen Sauberkeit von Wälzlagern fest. Sie legt zudem Anforderungen für die Kalibrierung der Messmittel fest. Sie gilt für rotative Wälzlager und deren Einzelteile. Sie gilt nicht für Linear-Wälzlager. E DIN ISO 6695: 2017-04 Print: 35,80 EUR/ Download: 32,90 EUR Fahrräder - Tretlagerachse und Tretkurbeleinheit mit Vierkant - Maße für den Zusammenbau (ISO 6695: 2015); Text Deutsch und Englisch Cycles - Pedal axle and crank assembly with square end fitting - Assembly dimensions (ISO 6695: 2015); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2017-03-31 Einsprüche bis 2017-05-31 Dieser Entwurf legt die Maße für den Zusammenbau von Tretkurbeln und Tretlagerachsen mit Vierkant fest. DIN ISO 24393: 2017-03 Print: 127,30 EUR/ Download: 117,20 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Begriffe und Definitionen (ISO 24393: 2008); Text Deutsch, Englisch und Französisch Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Vocabulary (ISO 24393: 2008); Text in German, English and French Dieser internationale Standard definiert Begriffe im Bereich Linearführungssysteme, Lineare Wälzführungen, Unterbaugruppen, Komponenten und Zubehör. B DIN 31661: 1983-12 Gleitlager; Begriffe, Merkmale und Ursachen von Veränderungen und Schäden Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr; technisch veraltet; dafür kann DIN ISO 7146-1: 2015-12 und DIN ISO 7146-2: 2015-12 angewendet werden. Einsprüche bis 2017-04-30 B DIN 31696: 1978-02 Axialgleitlager; Segment-Axiallager, Einbaumaße Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr; technisch veraltet. Einsprüche bis 2017-04-30 B DIN 31697: 1978-02 Axialgleitlager; Ring-Axiallager, Einbaumaße Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr; technisch veraltet. Einsprüche bis 2017-04-30 2.1.1.1 Übersetzungen DIN EN ISO 3928: 2017-03 Print: 91,10 EUR/ Download: 83,80 EUR Sintered metal materials, excluding hardmetals - Fatigue test pieces (ISO 3928: 2016) Sintermetallwerkstoffe, ausgenommen Hartmetalle - Probekörper für die Ermüdungsprüfung (ISO 3928: 2016) 2.1.2 Bergbau-Betriebsblätter Z BB 22249: 1972-12 Schmiernippel für den Bergbau 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 3096: 2017-02 65,90 EUR Wälzlager - Nadelrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle rollers - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Vorgesehen als Ersatz für ISO 3096: 1996-12 und ISO 3096 Technical Corrigendum 1: 1999-07 Einsprüche bis 2017-05-09 Z ISO 3547-2: 2006-10 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3547-2: 2017-02 Z ISO 3547-3: 2006-10 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3547-3: 2017-02 T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 84 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 85 Z ISO 3547-4: 2006-10 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3547-4: 2017-02 ZE ISO/ DIS 3547-2: 2016-06 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser ZE ISO/ DIS 3547-3: 2016-06 Gleitlager - Gerollte Buchsen Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen ZE ISO/ DIS 3547-4: 2016-06 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe ISO 3547-2: 2017-02 100,00 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser Plain bearings - Wrapped bushes - Part 2: Test data for outside and inside diameters Ersatz für ISO 3547-2: 2006-10 ISO 3547-3: 2017-02 65,90 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen Plain bearings - Wrapped bushes - Part 3: Lubrication holes, grooves and indentations Ersatz für ISO 3547-3: 2006-10 ISO 3547-4: 2017-02 43,20 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe Plain bearings - Wrapped bushes - Part 4: Materials Ersatz für ISO 3547-4: 2006-10 E ISO/ FDIS 4496: 2017-01 43,20 EUR Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern Metallic powders - Determination of acid-insoluble content in iron, copper, tin and bronze powders Vorgesehen als Ersatz für ISO 4496: 1978-08 E ISO/ DIS 5288: 2017-02 65,90 EUR Synchronriementriebe - Vokabular Synchronous belt drives - Vocabulary Vorgesehen als Ersatz für ISO 5288: 2001-04 Einsprüche bis 2017-05-08 E ISO/ DIS 5593: 2017-01 134,00 EUR Wälzlager - Begriffe und Definitionen Rolling bearings - Vocabulary Vorgesehen als Ersatz für ISO 5593: 1997-08 und ISO 5593 AMD 1: 2007-06 Einsprüche bis 2017-04-09 E ISO/ DIS 7063: 2017-02 65,90 EUR Wälzlager - Nadellager, Kurvenrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearing track rollers - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Vorgesehen als Ersatz für ISO 7063: 2003-12 Einsprüche bis 2017-05-09 ZE ISO/ DIS 10129: 2016-05 Gleitlager - Prüfung von Werkstoffen für Lager - Korrosionswiderstand durch Schmiermittel unter statischen Bedingungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 10129: 2017- 01 E ISO/ FDIS 10129: 2017-01 43,20 EUR Gleitlager - Prüfung von Werkstoffen für Lager - Korrosionswiderstand durch Schmiermittel unter statischen Bedingungen Plain bearings - Testing of bearing metals - Resistance to corrosion by lubricants under static conditions Vorgesehen als Ersatz für ISO 10129: 2006-02; Ersatz für ISO/ DIS 10129: 2016-05 ZE ISO/ DIS 12302: 2016-02 Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 12302: 2017- 01 E ISO/ FDIS 12302: 2017-01 43,20 EUR Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) Plain bearings - Quality characteristics - Statistical process control (SPC) Vorgesehen als Ersatz für ISO 12302: 1993-11; Ersatz für ISO/ DIS 12302: 2016-02 ZE ISO/ DIS 12308: 2016-02 Gleitlager - Qualitätssicherung - Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 12308: 2017- 01 E ISO/ FDIS 12308: 2017-01 43,20 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung - Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung Plain bearings - Quality assurance of sample types - Definitions, applications and testing Vorgesehen als Ersatz für ISO 12308: 1994-02; Ersatz für ISO/ DIS 12308: 2016-02 ZE ISO/ DIS 14232-1: 2016-01 Thermisches Spritzen - Pulver - Teil 1: Zusammensetzung und technische Lieferbedingungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 14232-1: 2017- 01 Z ISO 14728-1: 2004-06 Wälzlager - Linear Wälzlager - Teil 1: Dynamische T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 85 Normen 86 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Tragzahlen und nominelle Lebensdauer Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 14728-1: 2017-02 Z ISO 14728-2: 2004-06 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 14728-2: 2017-02 ZE ISO/ FDIS 14728-1: 2016-11 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer ZE ISO/ FDIS 14728-2: 2016-11 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen ISO 14728-1: 2017-02 100,00 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 1: Dynamic load ratings and rating life Ersatz für ISO 14728-1: 2004-06 ISO 14728-2: 2017-02 65,90 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 2: Static load ratings Ersatz für ISO 14728-2: 2004-06 ZE ISO/ DIS 15243: 2016-01 Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 15243: 2017- 01 E ISO/ FDIS 15243: 2017-01 02,20 EUR Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen Rolling bearings - Damage and failures - Terms, characteristics and causes Vorgesehen als Ersatz für ISO 15243: 2004-02; Ersatz für ISO/ DIS 15243: 2016-01 E ISO/ DIS 20056-2: 2017-02 65,90 EUR Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 2: Statische Tragzahlen Rolling bearings - Load ratings for hybrid bearings with rolling elements made of ceramic - Part 2: Static load ratings Einsprüche bis 2017-05-07 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Befestigungsteile für Wälzlager - Sprengringe für Lager mit Ringnut; (DIN 5417: 2011-06); NA 118-01-02 AA <11800498> Dieses Dokument legt Maße und Bezeichnungen für Sprengringe fest, die zur Befestigung von Radiallagern mit Ringnut nach DIN 616 benötigt werden; hauptsächlich für die Durchmesserreihen 0, 2, 3 und 4. 4 Erklärung über die technischen Regeln Soweit bekannt sind zu den einzelnen Dokumenten Preise angegeben. Ein Preisnachlass auf DIN-Normen und DIN SPEC wird gewährt für Mitglieder des DIN in Höhe von 15 % und für Angehörige anerkannter Bildungseinrichtungen (Bestellung muss mit Nachweis versehen sein) in Höhe von 50 %. Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 86 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 87 B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC-Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC- Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC-Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, T+S_4_17 07.06.17 17: 27 Seite 87 jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 17, Avenue Marnix, 1000 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.4 Bergbau-Betriebsblätter Herausgeber: DMT Deutsche Montan Technologie für Rohstoff, Energie, Umwelt e. V., Am Technologiepark 1, 45307 Essen Bezug: DMT Deutsche Montan Technologie für Rohstoff, Energie, Umwelt e. V., Am Technologiepark 1, 45307 Essen 5.5 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Herausgeber: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Bezug: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Normen 88 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 4/ 2017 Anzeige WERKSTOFFWOCHE.DE KONGRESS UND FACHMESSE FÜR INNOVATIVE WERKSTOFFE, VERFAHREN UND ANWENDUNGEN SYMPOSIEN ZUR WERKSTOFFWOCHE w w w.werksto wo che.de www.w erksto woc he.de • • DAS PROGRAMM IST ONLINE! Dr. Matthias Maurer (European Space Agency) - Prof. Dr.-Ing. Rodolfo Schöneburg (Daimler AG) - Prof. Dr. Eduard Arzt (Leibniz Institut für neue Materialien) - Prof. Dr. Harald Peters (BFI Düsseldorf ) - Univ.- Prof. Dr.- Ing. habil. Martin Franz- Xaver Wagner (TU Chemnitz) - Dr. Oliver Schauerte (Volkswagen AG) - Dr. Ste en Beyer (Airbus Safran Launchers) - Stefanie Brickwede (DeutscheBahn) PLENARVORTRÄGE VON w o t sst kks rrk eer ww e w. ww. d ..d e hhe cc h ooc wwo w oo t s k rk e wwe . w ww w ww w w www w e d . ee. hhe cch oo c w T ONLINE! PROGRAMM ISST NE! S DAS • • e d T+S_4_17 13.06.17 10: 15 Seite 88