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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 1 5 A. Albers, S. Ott, M. Basiewicz, N. Schepanski Methode zur Ermittlung der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen 13 I. Velkavrh, S. Klien, F. Ausserer, J. Voyer, A. Diem, U. Wuitz, C. Busch, C. Schmälzle, P. Forêt Friction and wear behaviour of polymer coatings in contact with rough surfaces under starved lubrication in CO 2 atmosphere 19 R. Mannens, D. Trauth, J. Falker, P. Mattfeld, C. Brecher, F. Klocke Analyse der Spindellagerbelastung hinsichtlich des False-Brinelling-Effekts beim maschinellen Oberflächenhämmern 25 S. Emrich, T. Lohner, A. Ziegltrum, A. Brodyanski, R. Merz, K. Stahl, M. Kopnarski Charakterisierung von triboinduzierten Schichten in Abhängigkeit des Schmierstoffs bei Verzahnungen 33 K. Rausch, M. Wöppermann, J. Hermes Tribologische Untersuchungen an 2-Scheiben-Wälzproben mit Pulsfinish-Oberflächen 39 F. Pape, G. Möbes, D. Lipinsky, C. Muhmann, H. F. Arlinghaus, G. Poll Investigation of the temperature influence on the formation of boundary layers on bearings 47 D. Hochrein, O. Graf-Goller, S. Tremmel, S. Wartzack Vorstellung einer neuen Prüfstandsgruppe zur Untersuchung des Fliehkrafteinflusses auf das Reibungsmoment von Wälzlagern Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 24 Impressum 55 Patentumschau 56 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 61 Schadensanalyse / Schadenskatalog Zahnräder - Geradstirnrad 62 Hinweise für Autoren / Checkliste 63 Handbuch der T+S 4.3.5 Konstruktive Hinweise 65 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 5 17 E 6133 64. Jahrgang www.expertverlag.de Anwendungsspezifische Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen Friction and wear behaviour of polymer coatings in contact with rough surfaces under starved lubrication in CO 2 atmosphere Analyse der Spindellagerbelastung hinsichtlich des False-Brinelling-Effekts beim maschinellen Oberflächenhämmern Charakterisierung von triboinduzierten Schichten in Abhängigkeit des Schmierstoffs bei Verzahnungen Tribologische Untersuchungen an 2-Scheiben-Wälzproben mit Pulsfinish-Oberflächen Investigation of the temperature influence on the formation of boundary layers on bearings Vorstellung einer neuen Prüfstandsgruppe zur Untersuchung des Fliehkrafteinflusses auf das Reibungsmoment von Wälzlagern Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 64. Jahrgang, Heft 5 September / Oktober 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 24 und 46) 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 62). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 62 for formatting guidelines). T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 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  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/  05.10. - 06.10.17 Poitiers 16 th EDF - Pprime Workshop https: / / edf-pprime-2017.sciencesconf.org/  09.10. - 10.10.17 Ostfildern Schmierstoffe und Kühlschmierstoffe zur Zerspanung und Umformung TAE*  09.10. - 11.10.17 Dresden Petrochemistry and Refining in a Changing Raw Materials Landscape http: / / www.dgmk.de/  11.10. - 13.10.17 Ostfildern Grundlagen der Tribologie TAE*  11.10. - 17.11.17 Ostfildern Zertifikatslehrgang Praktische Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  24.10. - 26.10.17 Berlin Zertifizierte Fachkraft für Schmierstofftechnologie http: / / www.uniti.de/ akademie  06.11. - 07.11.17 Ostfildern Tribologie der Kunststoffe TAE*  15.11. - 16.11.17 Nideggen Motorenöle - Neue Spezifikationen und ATIEL/ ATC Code of Practice (CoP) http: / / www.uniti.de/ akademie  15.11. - 17.11.17 Ostfildern Tribometrie, effiziente Planung und Auswertung tribologischer Versuche TAE  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 Wiener Neustadt ÖTG Symposium 2017 ÖTG*  27.11. - 28.11.17 Dubai ICTL 2017 : 19 th International Conference on Tribology and Lubrication https: / / www.waset.org/ conference/ 2017/ 11/ dubai/ ICTL  28.11. - 29.11.17 Augsburg 12. Internationale MTZ-Fachtagung Großmotoren www.atzlive.de/ veranstaltungen  04.12 - 05.12.17 Sydney (AU) 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*  06.12. - 09.12.17 Kolkata (IN) 9 th International Conference on Industrial Tribology (ICIT-2017) http: / / tribologyindia.org/  09.01. - 11.01.18 Ostfildern 21 st International Colloquium Tribology TAE* T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_5_17 31.07.17 10: 58 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 6.000 8.000 10.000 12.000 14.000 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 23.948 t 19.746 t 23.199 t 25.491 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 4.000 t 3.419 t 3.494 t 4.142 t Getriebeöl Industrie 2.253 t 1.725 t 2.029 t 1.976 t Turbinen-, Kompressorenöle 774 t 597 t 749 t 839 t Maschinenöle 4.166 t 1.675 t 2.846 t 1.005 t Hydrauliköl 10.286 t 6.894 t 9.690 t 6.843 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 3.188 t 3.174 t 3.289 t 4.219 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 2.153 t 2.360 t 2.139 t 3.358 t Weißöle (technische und medizinische) 5.668 t 4.203 t 4.914 t 4.157 t Schmierfette 2.543 t 2.867 t 2.484 t 3.167 t Basisöle 12.566 t 14.716 t 10.874 t 11.968 t Mai April Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate April und Mai 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 5/ 2017 Anzeige 21st International Colloquium Tribology Industrial and Automotive Lubrication 9-11 January 2018 Stuttgart / Ostfildern, Germany Program and Online-Registration: www.tae.de/ tribology Europe´s largest international conference on tribology and lubrication T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Stand der Wissenschaft Die aufgrund ihres Preis-/ Leistungsverhältnisses am häufigsten eingesetzten Reibbeläge sind die organisch gebundenen Reibbeläge. Durch das wirkende Beanspruchungskollektiv [1] auf die Friktionspaarung kommt es nach Rakowski [2] zur Ausbildung von fünf Schichten. Die bestimmende Schicht für die Reib- und Verschleißeigenschaften der Friktionspaarung ist die Reibschicht [2, 3, 4], welche direkt im Reibkontakt steht. Die thermomechanische Beanspruchung, die auf die Friktionspaarung wirkt, beeinflusst die Ausbildung und die tribologischen Eigenschaften der Reibschichten, sodass eine Veränderung des Beanspruchungskollektivs eine Änderung der Eigenschaften der Reibschichten und somit der tribologischen Eigenschaften der Friktionspaarung zur Folge hat. Die Leistungsgrenze von Friktionssystemen ist nach Bröde [6] erreicht, wenn „eine zulässige Abweichung von * Univ.-Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers Dipl.-Ing. Sascha Ott Michael Basiewicz, M.Sc. Dipl.-Ing. Nina Schepanski Karlsruher Institut für Technologie (KIT), IPEK - Institut für Produktentwicklung 76131 Karlsruhe Methode zur Ermittlung der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen A. Albers, S. Ott, M. Basiewicz, N. Schepanski* Eingereicht: 29. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 17. 12. 2016 Das Streben nach immer grenzwertigerer Auslegung sowie der Steigerung der bauraum- und massenspezifischen Leistungsdichte führt zu permanent steigenden Anforderungen an die Reib- und Verschleißeigenschaften der Friktionspaarungen. Durch die gleichzeitige Zunahme der thermischen und mechanischen Beanspruchung rückt die Untersuchung der Leistungsgrenze immer mehr in den Fokus, da zur Erfüllung der steigenden Anforderungen die zulässige Beanspruchbarkeit der Friktionspaarung ausgenutzt werden muss. Dieser Beitrag beinhaltet die Beschreibung der Methode zur Ermittlung der Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen am Beispiel organischer Reibbeläge. Neben der Versuchsumgebung, wird die Versuchsplanung, -durchführung und die Auswertung der experimentellen Untersuchungen zur Identifizierung der Leistungsgrenze beschrieben. Schlüsselwörter Methode, anwendungsspezifische Leistungsgrenze, Charakterisierung tribologisches Verhalten, trockenlaufende Friktionspaarungen, Schädigung, Schädigungsgrenze The claim for a marginal dimensioning as well as for more performance by steady required space and weight and system efficiency powertrains leads to a steady rise on the requirements for the friction und wear properties of the friction linings in clutches and brakes. With the permanent rise of the thermal and mechanical load on the friction pairing investigations on the performance limit are required. To fulfil the increasing requirements the permitted capacity has to be exploited. The work describes the approach for the investigation of the performance limit of dry running friction parings with organic friction linings. The test device, the design of experiments, the implementation and analysis are described. Keywords method, application-specific limit of performance, characterisation of the tribological behavior, dry-running friction pairing, capacity limit Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 den Ursprungseigenschaften erreicht oder überschritten wird“ [6]. Diese Definition bedingt dabei eine genaue Festlegung der Ursprungseigenschaften und der zulässigen bzw. unzulässigen Abweichungen, die nach Bröde durch die Anwendung definiert werden müssen. Veröffentlichte Untersuchungen bezüglich der Leistungsgrenze von trockenlaufenden Friktionspaarungen gibt es nur wenige. Gauger [5] untersuchte organische Reibbeläge zur Ermittlung von Kennwerten, um die thermische Beanspruchbarkeit zu beurteilen. Gauger [5] definiert die Beanspruchungsgrößen Reibarbeit qA, Reibleistung qA’̇ und Temperatur T als „Grundgrößen der thermischen Belastung“, deren Einfluss auf das tribologische Verhalten durch die Parameter Reibgeschwindigkeit v R , Flächenpressung p, Schalthäufigkeit Sh, Schließzeitverhältnis δ und Massenträgheitsmoment J [5] eingestellt bzw. variiert werden kann. Nach Gauger [5] ist das Erreichen der Leistungsgrenze bei organischen Reibbelägen trockenlaufender Friktionspaarungen durch einen Reibungszahlabfall und Verschleißanstieg gekennzeichnet. Nach Musiol [3] hat die Reibleistung zu Beginn einer Schaltung einen wesentlichen Einfluss auf das Reibverhalten der Paarung, da die thermische Beanspruchung am höchsten ist. Als Ergebnis der Untersuchungen von Gauger wurden die Grenzwerte für Reibleistung und Reibarbeit mit qA’̇ = 4 W/ mm 2 und qA = 1,5 J/ mm 2 und für die Temperatur mit T = 150 °C angegeben. Diese Grenzwerte stellen dabei Richtwerte zur Dimensionierung eines Friktionssystems mit organischen Reibbelägen dar. Die Grenzwerte wurden unter der Annahme definiert, dass bei einer funktionstüchtigen Friktionspaarung von einer mittleren Reibungszahl von μ m = 0,3 und einem Verschleißkoeffizienten k von 0,1 cm 3 / kWh auszugehen ist. Die Grenzwerte gelten jedoch nur, wenn die anderen Größen deutlich unter ihren Grenzwerten liegen. Die komplexen Vorgänge und die Abhängigkeit des Reib- und Verschleißverhaltens von der Friktionspaarung, dem Beanspruchungskollektiv und der Beanspruchungshistorie sind nur wenig verstanden und untersucht. Das Zusammenwirken von Reibarbeit, Reibleistung und Temperatur, sowie der Einfluss auf das tribologische Verhalten sind sehr komplex. Hinzu kommen die unterschiedlichen Anforderungen aus der Anwendung an das tribologische Verhalten, die die Leistungsgrenze definieren, sodass eine Definition fester Grenzwerte für verschiedene Reibmaterialien und Anwendungen nicht zielführend ist. Die bisherigen Untersuchungen zeigen die allgemeinen Zusammenhänge zwischen der Beanspruchung und dem tribologischen Verhalten, es fehlt jedoch eine Methode zur sicheren und effizienten Ermittlung und Identifizierung der Leistungsgrenze von trockenlaufenden Friktionssystemen, die für verschiedene Friktionspaarungen und Anwendungen anwendbar ist. Die im Folgenden beschriebene Methode [7] beinhaltet dabei die Schritte bei der Planung und Durchführung der experimentellen Untersuchungen. Das Vorgehen wird durch die zu durchlaufenden und vorgegebenen Schritte, bei Anwendung der Methode, strukturiert. Ausgehend von der Definition der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze wird das Vorgehen zur Identifizierung der Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen beschrieben und exemplarisch bei organischen Reibbelägen angewandt. 2 Definition der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze Die anwendungsspezifische Leistungsgrenze einer trockenlaufenden Friktionspaarung definiert die Grenze zwischen zulässigen und unzulässigen Abweichungen des tribologischen Verhaltens für die Anwendung. Die Identifizierung der Leistungsgrenze erfolgt anhand der Beurteilungskriterien Reibungszahl μ, Reibungszahlgradient μ’ und Verschleißkoeffizient k. Wobei die zulässigen Abweichungen des tribologischen Verhaltens bzgl. μ, μ’ und k durch die Anwendung festgelegt und quantifiziert werden. Die Definition basiert auf den Formulierungen von Bröde [6], der bereits anmerkt, dass die Leistungsgrenze einer Friktionspaarung nur in Abhängigkeit von der Anwendung definiert werden kann. Die Anwendung definiert dabei die Anforderungen an das tribologische Verhalten. Im Rahmen der Forschungsarbeit wurde diese Definition konkretisiert und um die dafür relevanten Beurteilungskriterien erweitert. 3 Vorgehen zur Identifizierung der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze Die Methode beschreibt das Vorgehen zur Identifizierung der Leistungsgrenze trockenlaufender Friktionspaarungen. Eingesetzt wird die Methode dann, wenn keine Kenntnisse über das Leistungspotenzial und die Leistungsgrenze trockenlaufender Kupplungen oder Bremsen vorliegen bzw. das tribologische Verhalten von Friktionspaarungen charakterisiert werden soll. Für eine Charakterisierung ist zum Start der Untersuchungen der grobe Parameterraum der spezifischen Beanspruchungsparameter Reibarbeit, Reibleistung und Temperatur im Reibkontakt für die Friktionspaarung, aus Datenblättern der Hersteller und aus der Literaturrecherche zu bisherigen Untersuchungen, bekannt. Das tribologische Verhalten wird im Weiteren unter systemnahen Bedingungen hinsichtlich Prüfumgebung und Parameterraum untersucht. Anhand des ermittelten tribologischen Verhaltens kann das Leistungspotenzial ermittelt und die Leistungsgrenze anhand der für eine vorgesehene Anwendung relevanten Beurteilungskriterien identifiziert werden. Das Vorgehen ist in Bild 1 zusammengefasst und wird im Folgenden beschrieben. Aus Wissenschaft und Forschung T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 3.1 Festlegung der Versuchsumgebung Es muss gewährleistet sein, dass die Versuchsumgebung alle Anforderungen zur experimentellen Untersuchung der Friktionspaarung wie z. B. die Betriebsmodi Synchronisation oder Bremsung, Leistungsdaten des Prüfstands, Messtechnik zur Erfassung der relevanten Größen und Topologie erfüllt. Durch die Versuchsumgebung werden somit alle Randbedingungen, die zur Durchführung der experimentellen Untersuchungen notwendig sind, festgelegt und dokumentiert. Im Rahmen der Forschungsarbeit werden die Untersuchungen am institutseigenen Trockenreibprüfstand TRP mit Schwungmassenmodul, wie in Bild 2 dargestellt, durchgeführt. Der Trockenreibprüfstand bildet anwendungsnahe Bedingungen, die im Friktionskontakt wirken, ab. Der Prüfstand verfügt über zwei Elektromotoren, die als Antrieb und Abtrieb fungieren. Somit können neben Bremsungen auch Synchronisationsschaltungen untersucht werden. Der Prüfkopf wird über den Axialkraftsteller geschlossen. Die Torsionswelle bildet mit ihrer Steifigkeit in Kombination mit der Massenträgheit die 1. Eigenfrequenz des Antriebsstrangs, in diesem Fall eines PKWs, ab. Zur Realisierung von Drehzahlen bis 6000 U/ min ist eine Übersetzung über einen Riementrieb implementiert. Die Klimakammer, um den Prüfkopf, dient der Vorgabe konstanter und reproduzierbarer Umgebungsbedingungen. Die Untersuchungen werden im Bremsbetrieb durchgeführt. Bei einer Bremsung beschleunigt der Antriebsmotor die Schwungmassen und den Belagträger mit Belag auf Drehzahl. Die Elektromagnetkupplung wird vor dem Schließen des Prüfkopfes geöffnet, sodass die hochbeschleunigten Schwungmassen und der Belagträger inkl. Belag vom Antriebsmotor entkoppelt werden. Der Prüfkopf wird über den Axialkraftschlitten geschlossen und die Axialkraft aufgebracht. Der Abtrieb des Prüfstands ist mechanisch verblockt, sodass der rotierende Reibbelag gegen die stehende Gegenreibscheibe abgebremst wird. Die Schaltung ist beendet, wenn die Antriebsseite abgebremst und der Prüfkopf über den Axial- 7 Aus Wissenschaft und Forschung Festlegung der Versuchsumgebung Identifizierung der Leistungsgrenze anhand der Beurteilungskriterien Festlegung der Versuchsdurchführung Festlegung des Versuchsablaufs Screening des Parameterraums Ermittlung der Schädigungsgrenze Ermittlung des tribologischen Verhaltens Charakterisierung der Friktionspaarung Bild 1: Vorgehen zur Ermittlung und Identifizierung der Leistungsgrenze Bild 2: CAD-Modell des Trockenreibprüfstands mit Schwungmassenmodul T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 kraftschlitten wieder geöffnet ist. Die Messnaben zur Erfassung der Axialkraft und des Drehmoments befinden sich auf der Abtriebsseite. Die nächste Schaltung beginnt entweder temperaturgeregelt, wenn eine bestimmte, zuvor festgelegte Temperatur unterschritten wird oder schaltzeitgeregelt nach einer zuvor festgelegten Pause zwischen den Schaltungen. Zur Erfassung der Temperaturen sind Bohrungen für 16 Thermoelemente radial und zirkular verteilt in der Gegenreibscheibe eingebracht. Um oberflächennah die Temperaturen zu erfassen, werden die Bohrungen bis 0,2 mm unterhalb der Reibfläche des metallischen Reibpartners eingebracht, zur Messung der Massentemperatur der Gegenreibscheiben bis 4 mm unterhalb der Reibfläche. Die Temperatursignale geben dabei nicht nur Informationen über die Temperaturverläufe innerhalb der Schaltungen, sondern liefern auch Informationen zu Vorgängen im Reibkontakt, wie bspw. dem Auf- und Abbau der Reibschicht [5]. Die metallische Gegenreibscheibe ist außen und innen verschraubt, um thermische Verformungen (bspw. Topfungseffekte) zu minimieren. Vor Beginn der Untersuchungen am Prüfstand erfolgt die Integration der Friktionspaarung in die Prüfumgebung. Die organischen Reibbeläge werden als Ringe untersucht. Die Belagringe werden mittels hitzeaktivierbarer Folie auf den Belagträger geklebt. Die Reibbelagsoberfläche wird nach dem Aufkleben abgeschliffen. Dabei werden fertigungsbedingte Toleranzabweichungen (Variation der Dicke des Belags durch Herstellungsprozess und/ oder durch das Verkleben) eliminiert. In Abhängigkeit von den Bedingungen in der Anwendung und des Friktionsbelags kann auch eine Anfederung der Reibmaterialien realisiert werden, wodurch die Belastung homogener über die Reibfläche verteilt wird [8]. 3.2 Festlegung des Versuchsablaufs Ziel der experimentellen Untersuchungen ist zunächst, den Einfluss der Beanspruchungsgrößen Reibarbeit und Reibleistung, sowie die Sensitivitäten der Einflussfaktoren zu ermitteln. Die zu untersuchenden Beanspruchungsgrößen und deren Einflussfaktoren, die im Rahmen der Arbeit untersucht werden, sind in Bild 3 zusammengefasst. In Bild 4 ist der Versuchsablauf der experimentellen Untersuchungen grafisch aufbereitet. Der Einlauf dient der Vorkonditionierung der Friktionspaarung, mit dem Ziel eines konstanten und stabilen Reibungszahlniveaus nach 1000 Schaltungen. Nach dem Einlauf der Friktionspaarungen werden die Laststufen durchfahren. In den Laststufen wird der Einfluss der Beanspruchungsgrößen Reibarbeit, Reibleistung und Temperatur auf das tribologische Verhalten der Friktionspaarung untersucht. Dazu werden die Parameter Axialkraft, Drehzahl und Massenträgheitsmoment variiert. In jeder Laststufe werden 100 Schaltungen bei festgelegten, konstanten Beanspruchungsgrößen gefahren. Nach jeder Laststufe erfolgen eine Sichtprüfung der Friktionspaarung und die Dokumentation der Reibflächen von Belag und Gegenreibscheibe mittels Fotokamera. In den Laststufen wird das tribologische Verhalten ermittelt, auf Basis dessen die Leistungsgrenze anhand der Beurteilungskriterien identifiziert wird. Die Schaltungen beginnen bei gleicher Starttemperatur. Die Referenzstufen werden jeweils nach einer Laststufe gefahren. Durch den Vergleich der Referenzstufen kann eine Aussage darüber getroffen werden, inwieweit sich das tribologische Verhalten durch die vorangegangene Laststufe verändert hat (Einfluss Beanspruchungshistorie) und ob eine temporäre oder dauerhafte Schädigung der Friktionspaarung aufgrund der Laststufe vorliegt. Weiteres Ziel der Referenzstufen ist es, den Einfluss der Beanspruchungshistorie zu reduzieren. In jeder Referenzstufe werden 100 Schaltungen durchlaufen. Bei Schädigung der Reiboberfläche des Belags werden weitere Referenzschaltungen gefahren bis die geschädigte Schicht vollständig abgetragen ist. Vor und nach Einlauf, sowie nach jeweils 100 Referenzschaltungen wird das Gewicht des Reibbelags gemessen und der Verschleißkoeffizient berechnet. Aus Wissenschaft und Forschung Reibleistung Gleitgeschwindigkeit v Gleit Flächenpressung p Reibarbeit Gleitgeschwindigkeit v Gleit Massenträgheitsmoment J Bild 3: Beanspruchungsgrößen und deren Einflussfaktoren Laststufe anschließend Sichtprüfung Einlauf Referenzstufe anschließend Sichtprüfung und Gewichtsmessung Start Versuchsende Nächste Laststufe Bild 4: Versuchsablauf der experimentellen Untersuchungen T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Die Verschleißmessung erfolgt nach den Referenzstufen, um die geschädigte Reibschicht in der Referenzstufe für die anschließende Verschleißmessung abzutragen. Der Verschleißkoeffizient berechnet sich aus dem Quotienten des gemessenen Gewichtsverlusts und der kumulierten eingetragenen Energie in der gefahrenen Last- und Referenzstufe. Die Referenzstufen werden bei gleichen spezifischen Beanspruchungsgrößen gefahren, damit der relative Vergleich der Verschleißkoeffizienten möglich ist. Dabei müssen die spezifischen Beanspruchungsgrößen in Abhängigkeit der Friktionspaarung so gewählt werden, dass es in der Referenzstufe nicht zu einer thermomechanischen Überlastung kommt. Bei den organischen Reibbelägen liegen die spezifischen Werte der Reibarbeit und -leistung bei 1 J/ mm 2 und 1 W/ mm 2 . Die Flächenpressung sollte dabei nicht größer als 0,3 MPa sein. Die Schaltungen werden temperaturgeregelt bei 80 °C durchgeführt. Zur Vermeidung einer thermischen Überlastung beim Konditionieren in der Referenzstufe, erfolgt zudem die Regelung der Schaltungen über die Schaltzeit mit einer Pausenzeit zwischen den Schaltungen von 20 s. Ausgewertet werden neben dem Verschleiß, die mittlere Reibungszahl der Schaltungen, sowie der Reibungszahlverlauf über der Gleitgeschwindigkeit. Zur Beurteilung des eingelaufenen Zustands der Friktionspaarung werden das Reibungszahlniveau und die Reibungszahlstabilität herangezogen. Ein stabiles Reibungszahlniveau stellt dabei den Indikator für die eingelaufene Friktionspaarung dar. 3.3 Festlegung der Versuchsdurchführung Die Versuchsdurchführung ist in zwei Schritte unterteilt, die im Folgenden beschrieben werden. 3.3.1 Screening des Parameterraums Im ersten Schritt erfolgt das Screening des Parameterraums, um die Schädigungsgrenze der Friktionspaarun- 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Vorgehen beim Screening des Parameterraums zur Festlegung der Schädigungsgrenze der zu untersuchenden Friktionspaarung gen in Abhängigkeit von den Beanspruchungsgrößen zu ermitteln. Auf Basis der ermittelten Schädigungsgrenze wird der Parameterraum für die nachfolgenden DoE (Design of Experiment) gestützten Untersuchungen definiert. Somit kann bei den weiteren Untersuchungen ausgeschlossen werden, dass die Beanspruchung zu einer Schädigung führt. Die Vorgehensweise beim Screening des Parameterraums ist schematisch in Bild 5 zusammengefasst. Aus den Datenblättern der Friktionspaarungen werden die minimalen und maximalen Werte für die spezifische Reibarbeit und -leistung abgeleitet und der initiale Parameterraum festgelegt. Schrittweise wird dieser Parameterraum abgefahren, um die Schädigungsgrenze der Friktionspaarungen zu ermitteln. Dabei werden das Massenträgheitsmoment, die Flächenpressung und die Gleitgeschwindigkeit stetig erhöht, bis die Paarung geschädigt ist. Hierfür wird jeweils eine neue Friktionspaarung untersucht. In Abhängigkeit vom Typ des Reibbelags werden vom Hersteller unterschiedliche Angaben zur Verfügung gestellt. Bspw. werden die empfohlenen Parameter der Flächenpressung und Gleitgeschwindigkeit angegeben. Die Grenzwerte gelten dabei meist nur, wenn die weiteren angegebenen Parameter deutlich geringer sind, d.h. dass eine Kombination der maximalen Werte i. d. R. nicht möglich ist. Sind die Grenzwerte für die spezifische Reibarbeit und -leistung nicht definiert, werden bei organischen Reibbelägen die Grenzwerte aus [5] herangezogen. Diese Grenzwerte dienen der groben Orientierung zur Aufstellung der Laststufen für das Screening. Die Ausgangsbeanspruchung stellt die minimale Beanspruchung hinsichtlich Reibarbeit und Reibleistung für die Friktionspaarung dar. Entlang der drei eingezeichneten Richtungen werden das Massenträgheitsmoment (1), die Belastung (2) und die Gleitgeschwindigkeit (3) schrittweise bis zur Schädigung T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 erhöht. Im ersten Schritt wird dabei die Reibarbeit bei geringer Reibleistung erhöht, im zweiten Schritt die Reibleistung bei geringer Reibarbeit und im letzten Schritt die Reibarbeit und Reibleistung, bis im jeweiligen Schritt das wirkende Beanspruchungskollektiv zur Schädigung führt. Um zu prüfen, ob eine Schädigung vorliegt, wird nach jeder Laststufe eine Referenzstufe gefahren. Die Friktionspaarung ist geschädigt, wenn sich das tribologische Verhalten in der anschließenden Referenzstufe nicht mehr dem Reib- und Verschleißverhalten vor der Laststufe annähert. Das Ergebnis des Screenings ist die Abgrenzung des Parameterraums durch die Schädigungsgrenze. Diese Abgrenzung ist für die weiteren experimentellen Untersuchungen wichtig, da eine Schädigung ausgeschlossen werden soll. Nachdem der Parameterraum definiert ist, kann das Versuchsprogramm für die Ermittlung der anwendungsspezifischen Leistungsgrenze aufgestellt und untersucht werden. 3.3.2 Ermittlung des tribologischen Verhaltens Zur Aufstellung des Versuchsplans wird die statistische Versuchsplanung genutzt. Der zu erwartende nichtlineare Zusammenhang zwischen den Einflussfaktoren und der Zielgröße wird mit einem quadratischen Modellansatz [9] abgebildet. Als Zielgröße kann die Reibungszahl, der Reibungszahlgradient oder der Verschleißkoeffizienten definiert werden. In Bild 6 ist der Aufbau des Versuchsplans für die Faktoren Axialkraft und Drehzahl dargestellt. Die Einflussfaktoren werden in fünf Faktorstufen variiert. Ergebnis aus dem Versuchsplan ist ein empirisches Modell, welches die Abhängigkeit der Zielgröße von den Einflussfaktoren abbildet. Der Versuchsplan ist drehbar und orthogonal [9]. Durch die Orthogonalität können die Haupt- und Wechselwirkungseffekte der Einflussfaktoren getrennt voneinander ermittelt werden. Damit kann anhand des Modells die Sensitivität der Einflussfaktoren abgeleitet werden. Durch die Drehbarkeit ist die Breite des Vertrauensbereichs der Zielgröße nur abhängig vom Abstand und nicht von der Richtung vom Zentrum. Der Zentralpunkt des Versuchsraums wird daher fünfmal im Versuchsprogramm wiederholt, so dass bei zwei Faktoren 13 Laststufen untersucht werden. Die Untersuchung von mehr als zwei Faktoren ist möglich, die Anzahl an Laststufen erhöht sich jedoch entsprechend. Für die Untersuchung von drei Faktoren ergeben sich 21 Laststufen. Die Anzahl an Faktoren und der damit verbundene Versuchsumfang sollten an den gewünschten Informationsgewinn angepasst werden. Die Drehbarkeit und Orthogonalität wird über den α-Wert und die Anzahl an Wiederholungen des Zentrumspunkts erzielt [9]. Um den Einfluss der Beanspruchungshistorie zu minimieren, wird die Reihenfolge der Laststufen randomisiert. Zur Ermittlung der Sensitivität der Einflussfaktoren auf die mittlere Reibungszahl der Laststufe können bei der Auswertung entweder alle 100 berechneten mittleren Reibungszahlen aus den 100 Schaltungen der Laststufe oder die Schaltungen 51 bis 100 zur Berechnung der mittleren Reibungszahl der Laststufe miteinbezogen werden. Der Einbezug aller Schaltungen ist bei Anwendungen mit Lastwechseln wichtig, sodass Veränderungen im tribologischen Verhalten zu Beginn der Laststufe mitberücksichtigt werden. Bei Anwendungen mit konstanten Lastkollektiven, in denen sich ein quasistationärer Zustand und somit ein stabiles Reib- und Verschleißverhalten einstellt, werden bei der Auswertung die mittleren Reibungszahlen der Schaltungen 51-100 berücksichtigt. Hierdurch werden die zu Beginn eines Lastwechsels auftretenden Einlaufeffekte eliminiert. In Bild 7 sind das Haupteffektediagramm und das Konturdiagramm als Ergebnis aus dem Versuchsplan für einen organischen Reibbelag dargestellt. Im Haupteffektediagramm ist der Einfluss der Faktoren Axialkraft und Drehzahl auf die mittlere Reibungszahl dargestellt. Anhand der beiden Diagramme ist der nicht lineare Zusammenhang zwischen den Faktoren und der Zielgröße deutlich zu erkennen. Die Reibungszahl steigt mit zunehmender Axialkraft bis 4000 N (p = 0,9 MPa) an und sinkt mit Zunahme der Drehzahl bis 2400 U/ min (v Gleit = 19 m/ s) ab. Mit Hilfe des Konturdiagramms kann die mittlere Reibungszahl für den kompletten Parameterraum prognostiziert werden. Die Varianz der Prognose ist über den kompletten Versuchsraum kon- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Aufbau eines zentral zusammengesetzten Versuchsplans für 2 Faktoren - Axialkraft x 1 und Drehzahl x 2 Z Stern Zentrum Quadrat T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 stant. Bezogen auf den Einfluss der Faktoren auf die Zielgröße Reibungszahl treten keine Wechselwirkungseffekte der Faktoren auf. D. h. der Einfluss der Faktoren auf die mittlere Reibungszahl kann unabhängig voneinander betrachtet werden. Um den Einfluss der Temperatur im Reibkontakt zu ermitteln, kann der aufgestellte Versuchsplan bei definierten Starttemperaturen in den Laststufen durchgeführt werden. Somit können zusätzliche Informationen über die Abhängigkeit der Reibungszahl, des Reibungszahlgradienten und des Verschleißkoeffizienten von der Temperatur gewonnen werden. Anhand der Ergebnisse aus den experimentellen Untersuchungen kann zunächst das tribologische Verhalten der Friktionspaarung charakterisiert werden. 3.4 Identifizierung der Leistungsgrenze anhand der Beurteilungskriterien Die Identifizierung der Leistungsgrenze erfolgt anhand der definierten Beurteilungskriterien Reibungszahl μ, Reibungszahlgradient μ’ und Verschleißkoeffizient k. Das ermittelte Reib- und Verschleißverhalten aus der DoE bildet dafür die Grundlage. Je nach Anwendung können bei der Reibungszahl entweder die mittlere Reibungszahl μ m und/ oder die maximale bzw. die minimale Reibungszahl μ max , μ min relevant sein. Abhängig von den Anforderungen der Anwendung, werden die relevanten Kriterien ausgewählt und Grenzwerte definiert. Ein mögliches Beurteilungskriterium zur Identifizierung der Leistungsgrenze ist das mittlere Reibungszahlniveau μ mean einer Laststufe. In Bild 8 ist das mittlere 11 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 7: Haupteffekte- und Konturdiagramm der Einflussgrößen Axialkraft in N und Drehzahl in min -1 auf die Zielgröße mittlere Reibungszahl μ m der Laststufe Bild 8: Beurteilungskriterium mittleres Reibungszahlniveau μ mean zur Identifizierung der Leistungsgrenze anhand zweier exemplarisch definierter zulässiger Streubänder der Anwendung 5000 4000 3000 2000 0,34 0,32 0,30 0,28 0,26 0,24 0,22 2600 2400 2200 2000 1800 Axialkraft Drehzahl Haupteffektediagramm Mittlere Reibungszahl μ m 0,4 MPa 0,7 MPa 0,9 MPa 14,4 m/ s 16,7 m/ s 19,1 m/ s Axialkraft Drehzahl 4500 4200 3900 3600 3300 3000 2700 2400 2100 2500 2400 2300 2200 2100 2000 1900 1800 1700 > - - - - - < 0,2 > - - - - - < 0,22 0,22 0,24 0,24 0,26 0,26 0,28 0,28 0,30 0,30 0,32 0,32 5 Mittlere Reibungszahl Konturdiagramm 3 Beanspruchungskollektiv und Streuband 10 % Anwendung A Streuband 30 % Anwendung C μ mean = 0,25 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Reibungszahlniveau exemplarisch dargestellt. μ mean ergibt sich aus dem Mittelwert der mittleren Reibungszahlen μ m der Schaltungen innerhalb einer Laststufe. Das zulässige Streuband legt die zulässige prozentuale Abweichung der mittleren Reibungszahlen vom mittleren Reibungszahlniveau fest und wird anhand der Anforderungen der Anwendung quantifiziert. Die exemplarischen Streubänder sollen dabei verdeutlichen, dass die zulässige Abweichung und damit die Leistungsgrenze von den Anforderungen, die durch die Anwendung definiert sind, abhängen. Das mittlere Reibungszahlniveau kann um die minimale und maximale mittlere Reibungszahl in der Laststufe ergänzt werden. Eine Häufigkeitsverteilung der Reibungszahlen für jede Laststufe ist ebenso möglich. Sind die relevanten Beurteilungskriterien festgelegt und Grenzwerte definiert kann die Auswertung zur Identifizierung der Leistungsgrenze automatisiert erfolgen. 4 Zusammenfassung und Ausblick Die Methode beschreibt die Planung und die Durchführung experimenteller Untersuchungen trockenlaufender Friktionspaarungen. Als Ergebnis kann das Leistungspotenzial ermittelt und charakterisiert und die Leistungsgrenze anhand der relevanten Beurteilungskriterien identifiziert werden. Dem Anwender wird durch die Methode eine konkrete Vorgehensweise zur experimentellen Untersuchung trockenlaufender Friktionssysteme zur Verfügung gestellt. Die Methode kann dabei jederzeit an die zu untersuchende Friktionspaarung bzw. an die Anwendung und die damit verbundenen Randbedingungen wie u.a. Versuchsumgebung, Parameterraum, Anzahl an Einflussfaktoren und Beurteilungskriterien angepasst werden und ermöglicht eine zeit- und kosteneffiziente Durchführung experimenteller Untersuchungen. Auf Basis der Ergebnisse kann das Friktionssystem grenzwertiger ausgelegt werden, da die zulässige thermomechanische Beanspruchbarkeit bekannt ist. Die Erkenntnisse aus den experimentellen Untersuchungen vertiefen zudem das Verständnis über den Zusammenhang zwischen der wirkenden thermomechanischen Beanspruchung und dem tribologischen Verhalten. 5 Danksagung Die Autoren danken für die Unterstützung des Forschungsprojekts. Das IGF-Vorhaben 18481-N der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. (FVA) wird über die AiF im Rahmen des Programms zur Förderung der Industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert. Literatur [1] GfT-Arbeitsblatt 7: Tribologie - Definitionen, Begriffe, Prüfung. Gesellschaft für Tribologie e. V., 2003. [2] Rakowski, W. A.: The surface layer of friction plastics. Wear 65 (1980), pp. 21-27. 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[9] Kleppmann, W.: Taschenbuch Versuchsplanung: Produkte und Prozesse optimieren. 8., überarbeitete Auflage. München: Hanser Verlag, 2013. Aus Wissenschaft und Forschung Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeige T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 1 Introduction For sliding contacts using polymer materials or polymer coatings against steel surfaces, R a roughness values lower than 0.4 µm are normally recommended for the steel counter-body in the literature. The use of rougher surfaces having R a values between 0.6 and 0.8 µm is rather untypical, but may offer some economic advantages. For example, machining times of milling or turning operations can be decreased by the reduction of finishing steps, or expensive rectifications of surfaces, as those necessary in the case of additive manufacture, can be avoided. The greatest challenge in polymer-steel contacts having rough surfaces is a sufficient wear resistance of the softer polymer, which is a prerequisite for an efficient running-in of the contact surfaces and a long service life. 2 State of the art In the literature, very smooth steel surfaces are recommended for use in sliding contacts against high-performance polymer coatings, which are frequently tested at low temperatures (ambient temperature) [1-4]. In one of these studies, three different PAI / PTFE polymer coatings deposited on a grey cast iron substrate were evaluated against steel in dry oscillating sliding contact under a CO 2 atmosphere [1]. The investigations showed that during the first two minutes of testing, all the polymer coatings were worn out. The abrasive particles produced out of the polymer coating remained nevertheless in the tribo-contact and avoided any direct steel-steel contact, and thus enabled a better performance than a hard diamond-like carbon coating (which was also tested in the mentioned study). In a continuation of the aforementioned study [2], the effects of the base material on the performance of the same three polymer coatings were 13 Aus Wissenschaft und Forschung * Dr. Igor Velkavrh DI (FH) Stefan Klien DI (FH) Florian Ausserer Dr. Joel Voyer DI Alexander Diem V-Research GmbH, Stadtstrasse 33, 6850 Dornbirn, Austria DI (FH) Uwe Wuitz DI (FH) Christian Busch DI Christian Schmälzle Obrist Engineering GmbH, 6890 Lustenau, Austria DI Pierre Forêt Linde AG, Linde Gases Division, 85716 Unterschleißheim, Germany Friction and wear behaviour of polymer coatings in contact with rough surfaces under starved lubrication in CO 2 atmosphere I. Velkavrh, S. Klien, F. Ausserer, J. Voyer, A. Diem, U. Wuitz, C. Busch, C. Schmälzle, P. Forêt* Eingereicht: 17. 11. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 20. 12. 2016 Verschiedene Polymerbeschichtungen wurden unter gleitender Beanspruchung im Kontakt mit rauen Gussoberflächen unter Mangelschmierung in CO 2 Atmosphäre evaluiert. Im Gegensatz zu Studien mit Polymerbeschichtungen im Kontakt mit glatten Oberflächen, in denen PAI-basierte Polymerbeschichtungen den geringsten Verschleiß bzw. Reibungskräfte aufweisen, zeigen unter abrasiven Bedingungen PAEK-basierte Polymerbeschichtungen die beste Performance. Schlüsselwörter Polymerbeschichtungen, CO 2 Atmosphäre, Oberflächenrauheit, Mangelschmierung, Reibung, Verschleiß Various polymer coatings were investigated under sliding conditions in contact with rough grey cast iron surfaces under starved lubrication in CO 2 atmosphere. Contrary to previous studies focused on polymer coatings in contact with smooth surfaces which showed that PAI-based polymer coatings typically yielded the best wear and friction properties, in the present study where more abrasive conditions are present, PAEKbased polymer coatings provided the best performance. Keywords polymeric coatings, CO 2 atmosphere, surface roughness, boundary lubrication, friction, wear Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 investigated. It has been shown that the base material has a significant influence on the adhesion between the polymer coating and the substrate. For an aluminium alloy substrate (Al390-T6), due to insufficient adhesion of the polymer coating, premature coating failure and seizure occurred, however, for a grey cast iron or sintered iron substrate, the adhesion of the polymer coating was sufficient and no coating failures could be observed. The mentioned study also showed that the lifetime of the transfer film can be extended by the addition of MoS 2 particles as a solid lubricant in the coating. According to the authors, the effect of the wear particles coming from the polymer coating, which also act as a solid lubricant, is more dominant in the overall wear behaviour of polymer coatings than the mechanical properties of the polymer coating itself. In other studies with similar operating conditions as those encountered in lubricant-free axial piston compressors using CO 2 as coolant, PAI, PEEK and fluorocarbon-based polymer coatings were evaluated [3,4]. In these studies, it was outlined that PAI-based coatings possess the best performance both in terms of friction and wear. It was also found that the tested PAI-based coatings possess a higher hardness and a lower modulus of elasticity than the PEEK-based coatings [4]. However, the improved tribological performance of PAI-based coatings was not directly related to their micro-mechanical properties, but was rather related to the structural uniformity of the coating. In other words, the load-deformation behaviour of the highest performant PAI-based coating (DuPont™ Teflon ® 958-414) was very reproducible, indicating a uniform and amorphous microstructure. However, the load-deformation behaviour of the highest performant PEEK-based coating (1704 PEEK / PTFE ® ) was very different and unpredictable, which is associated with its semi-crystalline and porous microstructure (PEEK-based coatings possess a high crystallization rate). Due to the amorphous microstructure of PAI-based coatings, very fine wear particles are formed during sliding, which lead to the formation of a cohesive transfer film. On the other hand, due to the semi-crystalline structure of PEEK-based polymer coatings, large flake-like abrasion particles are formed, which prevent from any efficient formation of a transfer film [3,4]. 3 Sample geometry In the present study, uncoated pins were tribologically tested against polymer coated discs. The contact surface of the pin had a diameter of 8 mm, resulting in a contact area of approximately 50 mm 2 . The edges were rounded with a radius of 0.3 mm in order to avoid any mechanical stress peaks at these edges. The discs had a diameter of 24 mm and a height of 7.85 ± 0.05 mm. In order to take into account a rough, textured surface structure as prevalent in real applications, the surfaces of the pins and discs were milled. The R z roughness values of the surfaces were ranging between 3 µm and 4 µm. Figure 1 shows topographic images of both surfaces. 4 Base material, polymer coatings and lubricants Nodular grey cast iron EN-GJS-700-2 was used as the base material. Compared to other nodular grey cast iron grades, this material has a high strength (in accordance with DIN EN 1563 Standard, the specified tensile strength is 700 N/ mm 2 ), has a high wear resistance and, at the same time, has a good mechanical machinability. EN-GJS-700-2 is normally used for machine parts and tools which are subjected to high dynamic and static loads. Different high-performance polymer coatings based on PAI and PAEK were selected. In addition to polyether-ether-ketone (PEEK), which is the most popular polymer of the PAEK family, a mixture of different PAEK types was also used. All of the selected coatings contain solid lubricants for the reduction of the adhesive component of friction. Table 1 lists the different coatings investigated in the present study. Polyalkylene glycol-based (PAG) oil was used as lubricant, which is suitable for use in transcritical CO 2 applications, e. g. air conditioning compressors and heat pumps. The oil contains additives to enhance wear protection under extreme operating conditions and has a kinematic viscosity of 68 mm 2 / s at 40 °C. Aus Wissenschaft und Forschung Figure 1: Topographic images of (a) pin and (b) disc. Measuring range is 2.9 x 2.9 mm (a) (b) T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 5 Experimental setup and procedure The tribological tests were carried out on a linear-oscillating tribometer (SRV ® 4, Optimol Instruments Prüftechnik GmbH, Germany). The tribometer was modified in such a way that the experiments can be carried out under a gas atmosphere. The modified test setup consists of an upper and a lower specimen holder, which are connected by an elastomer (natural rubber) sleeve and thus form a sealed specimen chamber (Figure 2). A sensor system, with which it is possible to regulate gas flow and gas pressure, has been developed for regulating and monitoring the gas atmosphere. The modification of the test setup for different gas atmospheres was described in more detail elsewhere [5]. The upper specimen holder is designed as a spherical joint in order to allow a selfalignment of the pin. The lower specimen holder consists of a sample bath for discs, in which the sample can be, if necessary, completely covered with lubricant. During the tribological tests, pins were subjected to a normal force of 245 N, which corresponds to a nominal contact pressure of approximately 5 MPa. The experiments were carried out at a contact temperature of 160 °C, an oscillation frequency of 25 Hz and a stroke of 4 mm and for a total duration of 120 minutes. For all tribological investigations, 2 mg of lubricant was distributed evenly over the disc surfaces (condition of starved lubrication). During the experiments, the gas chamber was continuously supplied with CO 2 having a purity higher than 99.5 % (Linde AG, Linde Gases Division, Germany). A gas overpressure of 0.02 bar was applied to the sealed specimen chamber at a constant gas flow of approximately 1.3 l/ minute. Each tribological test was repeated 3 times in order to obtain statistically reliable results. During the tests, the coefficient of friction was measured and after the tests, the wear scars of the worn polymer-coated discs were evaluated using an optical stereo-microscope (Leica M205 C, Leica Microsystems GmbH, Switzerland). The wear scar depths were measured using a 3D confocal microscope (μsurf, Nanofocus AG, Germany). The mean depth of the 2D profile measured in the centre of the wear scar and perpendicular to the direction of movement was used as a reference value for the wear scar depth. 6 Results Representative friction curves of the different tested polymer coatings are shown in Figure 3. In tests with PAI 1, coefficient of friction had a starting value of approximately 0.07, but after about 18 minutes, it rose above a value of 1 (not seen in Figure 3 because the y-axis is scaled up to 0.3 only), which was the reason of a premature test termination. This increase in friction was the result of a coating failure and the corresponding adhesive wear which occurred afterwards on the exposed grey cast iron surfaces. Tests with PAI 2 and PAI 3 showed a pronounced running-in phase during which the coefficient of friction increased. After this phase, the coefficient of friction for both polymer coatings stabilised at a value of about 0.12. It should be noted that for PAI 2 the coefficient of friction has sometimes stabilised at a higher 15 Aus Wissenschaft und Forschung Table 1: Properties of the polymer coatings investigated in the present study Denomination PAI 1 PAI 2 PAI 3 PEEK PAEK Coating thickness (µm) 15-20 15-20 15-20 15-20 15-20 Base Polymer PAI PAI PAI PEEK PAEK* Solid Lubricant PTFE / SiO 2 PTFE / MoS 2 / PTFE / MoS 2 PTFE PTFE Graphite *Mixture of different PAEK polymers, including PEEK and PEK Figure 2: Schematic representation of the tribological experimental setup T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 value of about 0.2 (not shown in Figure 3), which indicates a less stable sliding behaviour for PAI 2 when compared to PAI 3. The starting coefficient of friction for PEEK was about 0.07 and it stabilised at a value of about 0.13. Thereafter, the coefficient of friction remained stable until the end of the test. The lowest coefficients of friction (around 0.06) were measured for PAEK where the friction curve was almost constant over the entire test duration. For both PEEK and PAEK coatings, no local friction fluctuations were observed, which strongly differentiates them from the behaviour of PAI coatings. Mean values of the measured wear scar depths of the coated samples (left yaxis) along with the stationary coefficient of friction values (right y-axis) are shown in Figure 4. No results are shown for PAI 1 because the coating was completely removed before the end of the test and scuffing (adhesive wear) of the grey cast iron surfaces occurred. However, for comparative purposes only, it should be noted that the wear scar depth on the PAI 1-coated disc was approximately 70 µm. From Figure 4, it can be seen that the highest wear scar depths were measured for PEEK and PAI 2, with values of 13 µm and 12 µm respectively. For PAI 3, the wear scar depth was slightly lower with a value of about 11 µm, and the smallest wear scar depth (approximately 3 µm) was measured for PAEK. It is interesting to note that the wear scar depths correlate well with the steady-state coefficient of friction: they both show a similar tendency. The observed correlation between wear and friction values shows that the friction is strongly dependent on the corresponding wear processes. Obviously, friction largely results from the energy loss associated with material removal (abrasive wear) and less from adhesive processes. Micrographs of the wear scars after the tribological tests are shown in Figure 5. It can be clearly seen in Figure 5 that PAI 1 is completely worn out. Cold welding was observed on both pin and disc. This confirms that after the coating was worn out, strong adhesion and scuffing occurred between the grey cast iron surfaces. After the tribological test, PAI 2 is heavily worn out: the original surface treatment under the coating can already be observed at the surface. The disc surface has been greatly smoothened and dark and bright areas are visible in the disc wear track. The bright areas are more heavily worn out regions; the dark areas are most likely to be attributed to transfer film formation (wear particles pressed onto the surface). Similar dark areas were also identified on the pin, particularly at its edges. A few wear traces oriented in the sliding direction can also be observed on the pin. The positions of these traces coincide with the dark transfer film areas observed on the disc surface, indicating that the regions related to the transfer film formation are topographically higher than the distinctly worn out bright regions. Wear scars of PAI 3 and PEEK look similar. For both coatings, it can be observed that surface smoothening mainly took place, whereby some abrasive traces and coating delamination could also be observed. The observed coating delaminations are more pronounced for PAI 3 than for PEEK. Furthermore for both PAI 3 and Aus Wissenschaft und Forschung Figure 3: Typical friction curves obtained from tested polymer coatings Figure 4: Mean values of the wear scar depth of the coated samples (left y-axis) and stationary coefficient of friction (right y-axis) of different polymer coatings T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 PEEK, less transfer film was formed on the pin in comparison to PAI 2. Nevertheless, dark horizontal lines oriented in the sliding direction can be observed on both pins, and their positions coincide with the coating delaminations observed on the disc surface. For PAEK, almost no wear occurred: only light smoothening of the surface topography is mainly present, while unworn coating topography is still visible in the surface valleys. The pin shows a negligible wear and almost no transfer film was observed. 7 Discussion A widely used method for describing friction mechanisms of polymer contacts differentiates between the two main mechanisms of polymer friction: adhesive and deformative friction [6- 8]. Figure 6 shows a schematic representation of the adhesive and deformative component of friction as a function of surface roughness [8]. From Figure 6, it can be seen that adhesive friction decreases with increasing surface roughness due to the reduced real contact area and the resulting lower amount of interaction sites. On the other hand, deformative friction increases due to an increasing contact pressure, which acts on a smaller real contact area. Deformative friction also increases with decreasing hardness of the polymer material because the counter-body surface asperities can penetrate deeper into the material. For polymer coatings in contact with rough grey cast iron counterparts, as those investigated in the present study, the deformative component of friction is dominant. Therefore, the coefficient of friction can be greatly reduced by decreasing the deformative component of the friction and this may be achieved by increasing the strength or hardness of the coating. Due to the semi-crystalline structure of the PAEKbased coatings, higher strength and cohesion of the polymer coating can be achieved than for the amorphous PAI, and therefore, PAEK-based coatings may be more suitable for demanding abrasive operating conditions as those considered in the present study. However, if a PAEK-based coating does not have a sufficient cohesion strength, as was the case for the PEEK coating evaluated in the present study, it performs less efficiently than PAI-based coatings, because it is worn out in discrete portions (due to its semi-crystalline structure, large flakes of material are torn out of the surface), which increases wear and at the same time friction due to a higher energy dissipation (higher deformative friction). 8 Conclusions Contrary to studies dealing with polymer coatings in contact with smooth counter-body surfaces in which PAI-based polymer coatings showed the best results due to their low adhesion and amorphous structure, it was shown in the present study that for polymer coatings sliding against rougher surfaces, the best results are obtained for higher strength PAEK-based coatings. Due to their semi-crystalline structure, PAEK-based coatings may reach higher strength values than the amorphous PAI-based coatings, making them more suitable for applications operating under more severe abrasive conditions. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 5: Micrographs of wear scars on the pins and discs Figure 6: Schematic representation of the adhesive and deformative component of friction as a function of surface roughness [8] T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 9 Acknowledgements The work presented was funded by the Austrian COMET Programme (Project XTribology, no. 849109) and was carried out at the “Excellence Centre of Tribology” (AC2T research GmbH) in cooperation with V-Research GmbH, Obrist Engineering GmbH and Linde AG. References [1] N.G. D EMAS , A.A. P OLYCARPOU : Tribological performance of PTFE-based coatings for air-conditioning compressors. Surface & Coatings Technology, 203: 307 - 316, 2008. [2] D. 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Aus Wissenschaft und Forschung Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 1 Einleitung Das maschinelle Oberflächenhämmern (MOH, engl. Machine Hammer Peening - MHP) ist ein umformendes Fertigungsverfahren zur inkrementellen Oberflächenbehandlung von metallischen Werkstücken [BLEI12]. Durch hochfrequente Schläge eines sphärischen Hammerkopfes werden Rauheitsspitzen auf der Werkstückoberfläche umformtechnisch eingeglättet [STEI13a] und gleichzeitig eine Kaltverfestigung [SCHE13] und Druckeigenspannungen [BLEI13] in die Werkstückoberfläche eingebracht. Darüber hinaus können durch das MOH definierte Oberflächenstrukturen erzeugt werden, die aufgrund von elastohydrodynamischen Effekten reibungsmindernde Eigenschaften aufweisen [KLOC14]. Mithilfe des MOH kann die Oberfläche von Tiefziehwerkzeugen bearbeitet und gezielt tribologische Systeme eingestellt werden [TRAU16]. Die Arbeitsschritte Polieren und Schlichten können durch das MOH teilweise substituiert und die Prozesskette verkürzt werden [STEI13b]. Durch Adaption des Hammersystems auf konventionelle Fräsmaschinen können beliebige Freiformflächen bearbeitet werden [GROC12]. Aufgrund von elektrischen und pneumatischen Versorgungsleitungen am Hammerkopf kann die Motorspindel der Fräsmaschine nicht rotieren. Dadurch tritt eine Punktbelastung zwischen Spindellagerkugeln und Spindellagerring beim Hämmern auf. Als Resultat dieser Punktbelastung kann es zum Ermüdungsverschleiß der Lagerringe kommen, im Speziellen False-Brinelling [UPAD13]. False-Brinelling wird als Stillstandsmarkierung bezeichnet und ist auf Schwingungen zurückzuführen, welche Mikrobewegungen des Werkstoffs verursachen [SCHA00]. Im Bereich der Gleitbzw. Schlupfzone treten die größten Schädigungen auf, siehe Bild 1 links [GREB10]. Die Schädigungsarten sind triboche- 19 Aus Wissenschaft und Forschung * Robby Mannens, M.Sc. Dr.-Ing. Dipl.-Wirt.Ing. Daniel Trauth Dipl.-Ing. Dipl.-Wirt.-Ing. Jens Falker Dr.-Ing. Patrick Mattfeld, MBA Prof. Dr.-Ing. Christian Brecher Prof. Dr.-Ing. Dr.-Ing. E. h. Dr. h. c. Dr. h. c. Fritz Klocke Werkzeugmaschinenlabor WZL der RWTH Aachen 52074 Aachen Analyse der Spindellagerbelastung hinsichtlich des False-Brinelling-Effekts beim maschinellen Oberflächenhämmern R. Mannens, D. Trauth, J. Falker, P. Mattfeld, C. Brecher, F. Klocke* Eingereicht: 17. 11. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 20. 12. 2016 Beim maschinellen Oberflächenhämmern auf Fräsmaschinen kann die Motorspindel aufgrund von elektrischen und pneumatischen Versorgungsleitungen am Hämmerkopf nicht rotieren. Dadurch kann es infolge der Punktbelastung zwischen Spindellagerkugeln und Spindellagerring zum Verschleiß der Lagerringe kommen. Gegenstand dieser Arbeit ist die Untersuchung des Einflusses der beim maschinellen Oberflächenhämmern wirkenden Reaktionskräfte auf den Spindeladapter und die Spindellager und den damit verbundenen False-Brinelling-Verschleiß der Spindellagerringe. Schlüsselwörter Maschinelles Oberflächenhämmern, Spindellager, False-Brinelling-Verschleiß, Reaktionskraft Because of electrical and pneumatical connections to the hammer head the motor spindle of a milling machine cannot rotate during machine hammer peening. Thus, wear on the bearing rings can occur because of point loads between the spindle bearing rolling elements and rings. Therefore, the topic of this work is the analysis of the resulting reaction forces during machine hammer peening on the spindle adapter and the spindle bearings and the associated false brinelling wear of spindle bearing rings. Keywords Machine Hammer Peening, spindle bearings, false brinelling wear, reaction force Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 mischer Verschleiß, Adhäsion und Oberflächenzerrüttung [SOMM10]. Die Auswirkungen der resultierenden Kräfte beim MOH auf den Spindellagerverschleiß von Fräsmaschinen sind noch unerforscht. Gegenstand dieser Arbeit ist die Untersuchung der Auswirkungen der Hammerfrequenz und den daraus resultierenden Reaktionskräften beim MOH auf den Spindellagerverschleiß von Fräsmaschinen. Dieser Verschleiß muss quantifiziert und dessen Auswirkung auf den Spindellagereinsatz im Fräsbetrieb analysiert werden. Die Zielsetzung dieser Arbeit ist daher, anhand einer experimentellen Studie die Spindellagerbelastung grundlegend in Abhängigkeit der auftretenden Reaktionskräfte beim MOH zu bestimmen und den Einfluss des Verschleißes auf den Spindellagereinsatz im Dauerbetrieb zu untersuchen. Zur Erreichung der Zielsetzung werden in Kapitel 2 zuerst die resultierenden Reaktionskräfte beim Hammereinschlag in den oberen und unteren Endanschlag beim MOH in Abhängigkeit von der Hammerfrequenz, der Leistung und der Zeit erfasst. Anschließend erfolgt in Kapitel 3 die Dauerbelastung von industriellen Spindellagern über 5 Millionen Lastspielwechsel zur Charakterisierung der Ermüdungsfestigkeit im Dauerfestigkeitsbereich. Der Ermüd u n g s v e r s c hl e iß d e r Spindellager wird anhand elektronenmikroskopischer Analysen quantifiziert. Abschließend werden in Kapitel 4 die Auswirkungen des Verschleißes auf das Einsatzverhalten der Spindellager im Dauerbetrieb untersucht und beschrieben. Mithilfe der gewonnenen Erkenntnisse können in kommenden Arbeiten konstruktive sowie prozesstechnische Optimierungen zur Vermeidung eines frühzeitigen Spindellagerversagens aufgrund von False- Brinelling-Verschleiß beim Hämmern auf Fräsmaschinen erarbeitet werden. 2 Analyse der Reaktionskräfte in Abhängigkeit von der Frequenz, der Leistung und der Zeit beim maschinellen Oberflächenhämmern Mithilfe einer Servopresse AMADA SDE 2025 SE wurden die Versuche zur Ermittlung der resultierenden Reaktionskräfte durchgeführt. Aufgrund der hohen Steifigkeit der Presse und der Möglichkeit der Montage einer großen Kraftmessplattform, konnten auf der Presse die Kraftmessungen beim MOH durchgeführt werden. Dazu wurde das Hammersystem vom Typ 1600 der Fa. accurapuls aus dem Jahr 2015 mit einem Hammerkopfdurchmesser von d = 6 mm an die Presse adaptiert. Mittels einer Kraftmessplattform Z18092 der Fa. Kistler wurden die Reaktionskräfte beim Hammereinschlag in den oberen und unteren mechanischen Endanschlag in Abhängigkeit von der Frequenz, der Leistung und der Zeit erfasst (siehe Bild 2). Während der frequenzabhängigen Kraftmessungen wurde die Hammerfrequenz im Bereich von 20 bis 100 Hz mit einer Schrittweite von 20 Hz und im Bereich zwischen 150 und 500 Hz mit einer Schrittweite von 50 Hz stufenweise erhöht. Dabei wurde eine Leistung von P 0 = 100 % eingestellt. Zur Ermittlung der Zug und Druckkräfte wurden die bei einer ausgewählten Frequenz über die gemesse- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Zonen beim False-Brinelling [GREB10] (links) und False-Brinelling auf der Laufbahn eines Lagerrings (rechts). Legende: 1. Einflusszone, 2. Gleitbzw. Schlupfzone, 3. Unbeschädigte Haftzone Bild 1: Zonen beim False-Brinelling [GREB10] (links) und False-Brinelling auf der Laufbahn eines Lagerrings (rechts). Legende: 1. Einflusszone, 2. Gleitbzw. Schlupfzone, 3. Unbeschädigte Haftzone Bild 2: Versuchsaufbau der Kraftmessungen (links) und Messvorrichtung (rechts). Legende: 1. Servopresse AMADA SDE 2025 SE, 2. MOH-Steuerung, 3. Hammerkopf, 4. Messaparaturen, 5. Kraftmessplattform, 6. Verteilerkasten, 7. Ladungsverstärker, 8. NICompactDAQChassis, 9. Laptop mit NI LabVIEW T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 ne Zeit (t = 10 s) erfassten Kraftmaxima gemittelt. Bei den leistungsabhängigen Kraftmessungen wurden einmal eine Frequenz von 100 Hz und einmal 200 Hz eingestellt. Eine Frequenz von 100 Hz wurde gewählt, weil dort die größten Druckkräfte auftreten und eine Frequenz von 200 Hz wurde gewählt, da diese standardmäßig in der Industrie verwendet wird. Die Leistung wurde zwischen 20 und 90 % in 5 %-Schritten und zwischen 90 und 100 % in 1 %-Schritten erhöht. Für die zeitabhängigen Kraftmessungen wurde mit einer Frequenz von 100 Hz gehämmert, da dort die größten Reaktionskräfte auftreten und somit die größte Lagerbelastung zu erwarten war. Zusätzlich wurde eine maximale Leistung von 100 % eingestellt. Die frequenzabhängigen Kraftverläufe (siehe Bild 3 links) zeigen im Bereich bis 100 Hz einen starken Anstieg und einen deutlichen Abfall zwischen 100 und 200 Hz. Bis 100 Hz schlägt der Hammer gegen den mechanischen Anschlag und mit steigender Frequenz berührt der Hammer den mechanischen Anschlag nicht mehr. Zwischen 200 und 300 Hz ist der Kurvenverlauf nur geringfügig fallend. Die Maximalwerte für die Zug- und Druckkraft betragen 2.650 N und 3.450 N. Bei den leistungsabhängigen Kraftverläufen (siehe Bild 3 rechts) sind bei einer Frequenz von 100 Hz zwei Bereiche erkennbar. Zwischen 70 und 85 % steigt die Kurve deutlich langsamer als im Bereich zwischen 85 und 100 %. Bei einer gleichbleibenden Zeitspanne und einer Wegbegrenzung des Hammers durch den mechanischen Anschlag führt eine Erhöhung der Leistung zu einem Anstieg der Arbeit und damit zu einer Kraftzunahme. Bei einer Frequenz von 200 Hz ist der Kraftanstieg mit zunehmender Leistung deutlich geringer. Da die Zeitspanne kleiner ist, wird weniger Arbeit verrichtet und dadurch eine geringere Kraft erzeugt. Die zeitabhängigen Kraftverläufe bei einer Frequenz von 100 Hz und maximaler Leistung von 100 % sind für die Zug- und Druckkräfte annähernd parallel (siehe Bild 3 Mitte). Bis zu einer Zeit t = 10 min steigen die Kurven zu einem Maximum hin an und verlaufen dann annähernd konstant bis t = 120 min. Mithilfe von Kraftmessungen konnte gezeigt werden, dass bei einer Frequenz von 100 Hz die größten Reaktionskräfte und damit auch die höchsten Belastungen für die Spindellager über eine längere Zeitspanne auftreten. Aus diesem Grund wird im folgenden Abschnitt die erste Forschungsfrage untersucht: Welche Auswirkungen hat das maschinellen Oberflächenhämmern an konventionelle Fräsmaschinen auf den Spindellagerverschleiß? 3 Analyse des Spindellagerverschleißes im Dauerfestigkeitsversuch Die Dauerfestigkeitsversuche wurden auf einer FZ 22 S Fräsmaschine der Fa. Chiron unter Verwendung der Versuchslager HCB7014-C-T-P4S-UL durchgeführt (siehe Bild 4). Die Versuche wurden bei 5,76 x 10 6 Lastspiel- 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Abhängigkeit der Reaktionskraft von der Frequenz (links), Leistung (rechts) und Zeit (Mitte) Bild 4: Versuchsaufbau der Dauerversuche (links) und im Detail (rechts) T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 wechseln, was einer Dauer von 16 h bei f = 100 Hz bzw. 8 h bei f = 200 Hz entspricht, jeweils mit einer Leistung von 100 % realisiert. Mithilfe lichtmikroskopischer und rasterelektronenmikroskopischer (REM) Aufnahmen der Laufflächen der Lagerringe wurde der Oberflächenverschleiß der Lagerringe analysiert. Die rasterelektronenmikroskopischen Aufnahmen wurden mit einem CamScan S2 Rasterelektronenmikroskop der Fa. Cambridge Instruments bei 40-facher Vergrößerung und einer Beschleunigungsspannung von 20 kV aufgezeichnet. Aufgrund der stillstehenden Spindel ist ein ovales Schadensbild in der REM-Analyse bei dem 100 Hz Lager erkennbar (siehe Bild 5 links). Es sind 18 punktuelle Verschleißstellen im Kontakt zwischen den Lagerkugeln und Lagerringen aufgetreten. Die Verschleißstellen entsprechen der Anzahl der Kugeln, die im Lager verbaut sind. Bei dem dargestellten Schadensbild handelt es sich um False-Brinelling-Verschleiß, da es zu einem leichten Materialabtrag gekommen ist. Bei dem mit 200 Hz belasteten Lager sind keine Schädigungen der Lagerringe festgestellt worden. Die in der ersten Forschungsfrage formulierten Auswirkungen des MOH auf den Spindellagerverschleiß wurden erfolgreich beantwortet. Mithilfe von elektronenmikroskopischen Untersuchungen der im Dauerlaufversuch bei einer Frequenz von 100 Hz belasteten Spindellager konnte False-Brinelling-Verschleiß der Lagerringlaufflächen nachgewiesen werden. Im folgenden Abschnitt wird darauf aufbauend die zweite Forschungsfrage untersucht: Welche Auswirkungen hat der False- Brinelling-Verschleiß auf das Einsatzverhalten von Spindellagern im Dauerbetrieb? 4 Analyse des Einflusses des False-Brinelling-Verschleißes auf das Einsatzverhalten von Spindellagern im Dauerbetrieb Mithilfe des in Bild 6 dargestellten Dauerlaufprüfstandes wurden die Auswirkungen der Spindellagerschädigung auf den Fräsbetrieb untersucht. Dazu wurden das 100 Hz- Lager, das 200 Hz-Lager sowie ein Referenzspindellager im Anlieferungszustand als Prüflager verwendet und deren Temperatur über die Zeit bzw. Drehzahl ermittelt. Die Prüflager wurden als Festlager mit einem inneren Lagerdurchmesser von d = 70 mm konstruiert, während die Stützlager als Loslager mit einem Innendurchmesser Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Rasterelektronenmikroskopische (links) und lichtmikroskopische (rechts) Aufnahme des False-Brinelling-Verschleißes der Lauffläche des 100 Hz-Lagers Bild 6: Aufbau des Dauerlaufprüfstandes (oben) und Prüfstandeinstellungen (unten) von d = 30 mm ausgelegt waren. Die Drehzahl wurde mit einer Schrittweite von 4.000 1/ min auf einen Wert von 24.000 1/ min erhöht und bei jeder Stufe für 3 h gehalten. Die Drehzahlstufe von 24.000 1/ min wurde für 885 h gehalten. Bild 7 oben zeigt den stufenartigen Anstieg der Temperatur, der sich aufgrund der schrittweisen Drehzahlerhöhung einstellt. Beim Temperaturverlauf des 100 Hz- T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Lagers kommt es nach ca. 15 h bei einer Drehzahl von n = 20.000 1/ min zu einem steilen Abfall der Kurve aufgrund des Erreichens der eingestellten Abbruchtemperatur von T Abb. = 80 °C. Die Abbruchtemperatur wird bei Spindellageruntersuchungen üblicherweise auf diesen Wert eingestellt. Auffallend ist der deutlich höhere Kurvenverlauf des 100 Hz-Lagers im Vergleich zum REF-Lager und 200 Hz-Lager. Der maximale prozentuale Temperaturanstieg zur nächsten Drehzahlstufe beträgt beim 100 Hz-Lager 39 %. Im Vergleich dazu steigt die Temperatur bei den anderen beiden Lagern maximal um 28 % an. Die Temperaturverläufe des REF-Lagers und 200 Hz-Lagers entwickeln sich nach Erreichen der maximalen Drehzahl von 24.000 1/ min zu einem konstanten Temperaturwert hin. Dieser liegt für das REF- Lager bei 65 °C und für das 200 Hz-Lager bei 69 °C. Die in der zweiten Forschungsfrage formulierten Auswirkungen des False-Brinelling-Verschleißes auf das Einsatzverhalten von Spindellagern im Dauerbetrieb wurden erfolgreich beantwortet. Die Dauerlaufversuche haben die Ergebnisse hinsichtlich einer Schädigung der Spindellager validiert. Das 100 Hz-Lager wurde durch den Dauerfestigkeitsversuch beschädigt, was mithilfe der elektronenmikroskopischen Aufnahmen (False- Brinelling-Verschleiß) und des Temperaturverlaufs im Dauerlaufversuch bestätigt werden konnte. Für das 200 Hz-Lager konnte sowohl mithilfe des aufgezeichneten Temperaturverlaufs als auch anhand der elektronenmikroskopischen Aufnahmen kein False-Brinelling-Verschleiß festgestellt werden. 5 Zusammenfassung und Ausblick Die Ergebnisse dieser Arbeit haben gezeigt, dass es beim maschinellen Oberflächenhämmern auf Fräsmaschinen zum False-Brinelling-Verschleiß der Spindellager kommen kann. Abhängig von der eingestellten Hämmerfrequenz werden die Spindellager unterschiedlich stark belastet. Bei einer Hammerfrequenz von 200 Hz tritt kein False-Brinelling-Verschleiß der Spindellagerringe auf und die Spindellager können bei dieser Frequenz ohne Beeinträchtigung im Dauerbetrieb eingesetzt werden. Bei einer Frequenz von 100 Hz kommt es zum False- Brinelling-Verschleiß der Spindellager, was einen Einsatz im dauerhaften Betrieb verhindert. Die erzielten Ergebnisse können künftigen Forschungsarbeiten als Grundlage dienen, Lösungsansätze hinsichtlich einer Verschleißminderung bzw. Erhöhung der Lebensdauer von Spindellagern beim maschinellen Oberflächenhämmern auf Fräsmaschinen zu erarbeiten. Eine konstruktive Möglichkeit besteht in der Abstützung mithilfe eines Rahmengestells. Eine weitere Möglichkeit ist die Konstruktion einer Spindel mit integrierten Elektro- und Pneumatikleitungen, sodass eine Spindelrotation stattfinden und eine punktuelle Belastung der Spindellager vermieden werden kann. Eine zusätzliche Alternative besteht in der Substitution der eingesetzten Wälzlager durch Magnetlager. Literatur [BLEI12] Bleicher, F.; Lechner, C.; Habersohn, C.; Kozeschnik, E.; Adjassoho, B.; Kaminski, H.: Mechanism of surface modification using machine hammer peening technology. In: CIRP Annals - Manufacturing Technology 61 (1) (2012), pp. 375- 378. [BLEI13] Bleicher, F.; Lechner, C.; Habersohn, C.; Obermair, M.; Heindl, F.; Rodriguez Ripoll, M.: Improving the tribological characteristics of tool and mould surfaces by machine hammer peening. In: CIRP Annals - Manufacturing Technology 62(1) (2013), pp. 239-242. 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Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 5/ 17 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 5 September/ Oktober 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 Impressum T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 1 Einleitung Das Reibungsverhalten von Verzahnungen kann durch die Entstehung triboinduzierter Schichten infolge der Wechselwirkung von Schmierstoffen mit den Zahnflankenoberflächen, sowie verschleißbedingter Veränderungen der Oberflächentopografie signifikant beeinflusst 25 Aus Wissenschaft und Forschung * Dr.-Ing. Stefan Emrich 2 Dr.-Ing. Thomas Lohner 1 Andreas Ziegltrum, M. Sc. 1 Dr. rer. nat. Alexander Brodyanski 2 Dr. rer. nat. Dr.-Ing. Rolf Merz 2 Prof. Dr. rer. nat. Michael Kopnarski 2 Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl 1 1 Lehrstuhl für Maschinenelemente FZG - Forschungsstelle für Zahnräder und Getriebebau Technische Universität München, 85748 Garching 2 Institut für Oberflächen- und Schichtanalytik IFOS Technischen Universität Kaiserslautern 67663 Kaiserslautern Charakterisierung von triboinduzierten Schichten in Abhängigkeit des Schmierstoffs bei Verzahnungen S. Emrich, T. Lohner, A. Ziegltrum, A. Brodyanski, R. Merz, K. Stahl, M. Kopnarski* Eingereicht: 29. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 12. 2016 Tribologische Modelluntersuchungen am Zweischeibenprüfstand zeigen während des Einlaufs quergeschliffener Prüfscheiben aus einsatzgehärtetem Stahl bei Grenzschmierung einen signifikanten Einfluss des Schmierstoffs auf die Reibungszahl. Hierbei wurde für einen Schmierstoff mit Plastic-Deformation- Additiv (PD) eine deutlich stärkere Abnahme der Reibungszahl beobachtet, als bei Verwendung eines unadditivierten oder mit Extreme-Pressure-Additiv (EP) versehenen Schmierstoffs. Durch den Einsatz verschiedener oberflächenanalytischen Methoden werden die sich während der tribologischen Beanspruchung einstellenden topografischen und chemisch-strukturellen Eigenschaften der Scheibenoberflächen charakterisiert. Die auf den lasttragenden Bereichen der Oberfläche während des Einlaufs entstehenden Mikrorauheiten sowie die chemische Zusammensetzung der nanoskaligen triboinduzierten Schichten unterscheiden sich deutlich in Abhängigkeit vom eingesetzten Schmierstoff. Die niedrigen Reibungszahlen bei Verwendung des PDadditivierten Schmierstoffs werden u.a. auf die tribologisch günstigen Eigenschaften des in der Triboschicht detektierten Molybdändisulfids (MoS 2 ) und der bekannten synergistischen Wirkung von MoDTC (Molybdän-Dialkyldithiocarbamate)- und ZnDTP (Zink-Dialkyldithiophosphate)-Verbindungen zurückgeführt. Schlüsselwörter Tribochemie; Extreme-Pressure-Additive; Plastic- Deformation-Additive; Grenzreibung; Triboschichten; Oberflächenanalytik; Transmissionselektronenmikroskopie TEM; Auger-Elektronenspektroskopie AES; Depending on the additive-composition of lubricants, tribological experiments in boundary lubrication regime on a twin-disk test rig with axially ground surfaces show a significant influence on the coefficient of friction during running-in: in contrast to pure base oil and base oil with Extreme-Pressure (EP) additives, friction is significantly reduced when using base oil with Plastic-Deformation (PD) additive-package. Various analytical methods were used to localize topographical changes and to investigate the chemical and structural properties of tribologically stressed surfaces. On asperity contacts, both topography and chemical composition of nanoscale tribofilms differ considerably depending on the lubricant used. Disks running in with PD-additive-package show the presence of MoS 2 as well as Zn and P in the tribofilm. It is concluded that the low coefficients of friction of PD additives are very likely mainly based on formation of molybdenum disulfide (MoS 2 ) within the tribofilm and the well-known synergetic effects of MoDTC (molybdenum-dialkyldithiocarbamate) and ZnDTP (zinc-dialkyldithiophosphate) compounds present in the PD additive. Keywords tribochemistry; extreme pressure additives; plastic deformation additives; boundary lubrication; tribofilms; surface analysis; Transmissionelectronmicroscopy TEM; Auger electron spectroscopy AES; Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 werden. Es gibt kaum systematische Untersuchungen, die die Ausbildung von Triboschichten im Kontext des Reibungs- und Schadensverhaltens zusammenhängend betrachten und die lokale tribologische Beanspruchung technischer Oberflächen mit der örtlichen Entstehung von triboinduzierten Schichten und der damit verbundenen Änderung der tribologischen Beanspruchbarkeit verknüpfen. Dabei ist die Anwendung geeigneter Methoden der Grenzflächenanalytik unerlässlich, um detaillierte Informationen zu gewinnen und Aussagen zur tribologischen Beanspruchbarkeit ableiten zu können. 2 Versuche am FZG-Zweischeibenprüfstand Zur Erzeugung triboinduzierter Schichten für die oberflächenanalytische Analysen werden Versuche am FZG- Zweischeibenprüfstand durchgeführt, der als Modellbzw. Analogieprüfstand für Wälzpaarungen wie beispielsweise Verzahnungen dient. Prüfstandsaufbau Die folgende Beschreibung des FZG-Zweischeibenprüfstandes stützt sich auf die Arbeiten und Formulierungen von Stößel [10], Vojacek [11], Mayer [8] und Lohner [6]. Der schematische Aufbau ist in Bild 1 dargestellt. Die beiden Prüfscheiben werden unabhängig voneinander über zwei Drehstrommotore und stufenlos einstellbare Reibradgetriebe mit nachgeschaltetem Planetengetrieben angetrieben. Die Drehzahlen der Prüfwellen werden über Gabellichtschranken gemessen und können über die Scheibendurchmesser in die Umfangsgeschwindigkeiten υ 1 und υ 2 umgerechnet werden. Mittels einer Belastungsfeder, die über einen elektrisch ansteuerbaren Spindeltrieb vorgespannt wird, wird eine Normalkraft F N im Scheibenkontakt aufgebracht und mit einer Kraftmessdose gemessen. Für eine möglichst schnelle Kraftaufbringung ist ein Schnellspanner ergänzt, der am Rahmen befestigt ist und direkt auf die Schwinge drückt. Ein Schlitten lagert die obere Prüfwelle und ist über 0,5 mm dünne Federbänder mit dem Rahmen verbunden. Durch die Abstützung dieses horizontal verschiebbaren Schlittens über eine Kraftmessdose kann die bei Schlupf zwischen den Scheiben wirkende Reibkraft F R als Reaktionskraft annähernd wegfrei gemessen werden. Dieses Messprinzip berücksichtigt ausschließlich den Traktionsteil der Reibung. Um eine gleichmäßige Lastverteilung über der Berührfläche zu gewährleisten, wird mit Kontaktabdrücken die Lastverteilung ermittelt. Über die Einstellung der Parallelität der Scheibenachsen in zwei Ebenen (Achsschränkung und Achsneigung) kann das Tragbild eingestellt werden. Eine weitere Einstellmöglichkeit stellt sicher, dass die Scheibenachsen senkrecht übereinander stehen und somit keine scheinbaren Reibkräfte entstehen. Die Ölversorgung wird durch Einspritzschmierung unmittelbar in das Einlaufgebiet des Scheibenkontaktes sichergestellt. Der Volumenstrom der Einspritzschmierung ist ausreichend groß, sodass Mangelschmierung im Einlaufgebiet vermieden wird. Ein Ölaggregat regelt die Öleinspritztemperatur ϑ Öl , welche direkt an der Einspritzdüse gemessen wird, auf ±1 K genau. Für jeden Betriebspunkt am FZG-Zweischeibenprüfstand kann nach dem Gesetz von Coulomb aus der aufgebrachten Normalkraft F N und der gemessenen Reibkraft F R die Reibungszahl µ bestimmt werden: F R μ = --- (1) F N Die Summengeschwindigkeit υ Σ und Gleitgeschwindigkeit υ g werden aus den Umfangsgeschwindigkeiten υ 1 und υ 2 der Prüfscheiben wie folgt berechnet: υ Σ = υ 1 + υ 2 (2) υ g = υ 1 - υ 2 (3) Die zylindrischen Prüfscheiben haben einen Durchmesser von 80 mm, eine Breite von 5 mm und sind aus 16MnCr5 gefertigt und einsatzgehärtet. Die Massentemperatur der oberen Prüfscheibe wird mit einem Glaskörper-Pt100 Widerstandsthermometer etwa 4 mm unter der Scheibenoberfläche gemessen. Die Prüfscheibenoberflächen sind in Analogie zu dem bei Verzahnungen üblichen Querschliff quer zur Umfangsrichtung geschliffen und mithilfe des arithmetischen Mittenrauwerts Ra spezifiziert, sodass die nominelle Rauheit im fertigungsfrischen Zustand Ra = 0,5 µm beträgt. Die Vermessung erfolgt dabei quer zur Schliffrichtung in Umfangsrichtung der Prüfscheiben mit dem Tastschnittverfahren bei einer Taststrecke von 4,8 mm und einer Grenzwellenlänge von 0,8 mm. Schmierstoffe Aufbauend auf Lohner et al. [4] werden wiederum die drei Schmierstoffe FVA3, FVA3+EP (im Folgenden als Aus Wissenschaft und Forschung nen. 2. Versuche am FZG-Zw eischeibenprüfstand Zur Erzeugung triboinduzierter Schichten für die oberflächenanalytische Analysen werden Versuche am FZG-Zweischeibenprüfstand durchgeführt, der als Modellbzw. Analogieprüfstand für Wälzpaarungen wie beispielsweise Verzahnungen dient. Prüfstandsaufbau Die folgende Beschreibung des FZG-Zweischeibenprüfstandes stützt sich auf die Arbeiten und Formulierungen von Stößel [10], Vojacek [11], Mayer [8] und Lohner [6]. Der schematische Aufbau ist in Bild 1 dargestellt. Die beiden Prüfscheiben werden unabhängig voneinander über zwei Drehstrommotore und stufenlos einstellbare Reibradgetriebe mit nachgeschaltetem Planetengetrieben angetrieben. Die Drehzahlen der Prüfwellen werden über Gabellichtschranken gemessen und können über die Scheibendurchmesser in die Umfangsgeschwindigkeiten 1 und 2 umgerechnet werden. Mittels einer Belastungsfeder, die über einen elektrisch ansteuerbaren Spindeltrieb vorgespannt wird, wird eine Normalkraft im Scheibenkontakt aufgebracht und mit einer Kraftmessdose gemessen. Für eine möglichst schnelle Kraftaufbringung ist ein Schnellspanner ergänzt, der am Rahmen befestigt ist und direkt auf die Schwinge drückt. Ein Schlitten lagert die obere Prüfwelle und ist über 0,5 mm dünne Federbänder mit dem Rahmen verbunden. Durch die Abstützung dieses horizontal verschiebbaren Schlittens über eine Kraftmessdose kann die bei Schlupf zwischen den Scheiben wirkende Reibkraft als Reaktionskraft annähernd wegfrei gemessen werden. Dieses Messprinzip berücksichtigt ausschließlich den Traktionsteil der Reibung. Um eine gleichmäßige Lastverteilung über der Berührfläche zu gewährleisten, wird mit Kontaktabdrücken die Lastverteilung ermittelt. Über die Einstellung der Parallelität der Scheibenachsen in zwei Ebenen (Achsschränkung und Achsneigung) kann das Tragbild eingestellt werden. Eine weitere Einstellmöglichkeit stellt sicher, dass die Scheibenachsen senkrecht übereinander stehen und somit keine scheinbaren Reibkräfte entstehen. Die Ölversorgung wird durch Einspritzschmierung unmittelbar in das Einlaufgebiet des Scheibenkontaktes sichergestellt. Der Volumenstrom der Einspritzschmierung ist ausreichend groß, sodass Mangelschmierung im Einlaufgebiet vermieden wird. Ein Ölaggregat regelt die Öleinspritztemperatur Ö , welche direkt an der Einspritzdüse gemessen wird, auf ±1 genau. Bild 1: FZG-Zweischeibenprüfstand zur Reibungszahlmessung (schematisch) aus Lohner [6] F N Schlitten Öl-Einspritzung Schnellspanner Stellmotor Rahmen Kraftmessdose Feder Gestell Schwinge Drehpunkt Federbänder Kraftmessdose Bild 1: FZG-Zweischeibenprüfstand zur Reibungszahlmessung (schematisch) aus Lohner [6] T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 EP bezeichnet) und FVA3+PD (im Folgenden als PD bezeichnet) betrachtet (Tabelle 1). EP bzw. PD bezeichnen Schmierstoffe, bei dem einem Grundöl Extreme Pressurebzw. Plastic Deformation-Additive zugemischt wurden. Das Grundöl entspricht jeweils dem Mineralöl FVA3 nach Laukotka [5]. Der verwendete Schmierstoff EP wird von Laukotka [5] als FVA3A bzw. FVA3+4%A99 bezeichnet und näher spezifiziert. Das PD-Additiv entspricht dem Additivpaket eines Praxisschmierstoffs. Kleine Unterschiede der Viskositätswerte mögen der Einmischung der Schmierstoffadditive geschuldet sein. Versuchsergebnisse Jeder Versuch wird mit einem fertigungsfrischen Prüfscheibenpaar bei Linienberührung und Grenzschmierung durchgeführt. Die Betriebsbedingung wird für jeden Versuch für 30 min (2387 Lastwechsel der langsamer rotierenden Prüfscheibe) konstant gehalten. Im Grunde kann jeder so durchgeführte Versuch als Einlauf interpretiert werden, während dem sich die Oberflächen des tribologischen Systems anpassen und sich triboinduzierte Schichten bilden. Bild 2 zeigt für eine Hertz’sche Pressung von p H = 1300 N/ mm 2 , einer Öleinspritztemperatur von ϑ Öl = 60 °C, einer Summengeschwindigkeit von v Σ = 1 m/ s und einer Gleitgeschwindigkeit von v g = 0,33 m/ s die gemessenen Reibungszahlen im Vergleich der Schmierstoffe FVA3, EP und PD. Jede Messkurve mit den zugehörigen Fehlerbalken ist dabei aus vier Versuchen mit jeweils fertigungsfrischen Prüfscheiben ermittelt. Für jeden Versuch nähert sich die Reibungszahl µ, ausgehend von einem Maximalwert, einem annähernd stationären, Massentemperaturbeeinflussten Endwert an. Im Vergleich der Schmierstoffe FVA3, EP und PD ergeben sich stark unterschiedliche Reibungszahlabnahmen, wobei diese in der Reihenfolge der Schmierstoffe EP, FVA3 und PD zunehmen. Im Vergleich zu Lohner et al. [7] zeigen sich trotz neuer Werkstoff- und Schmierstoffcharge sehr gute Übereinstimmungen. 3 Oberflächenanalytische Untersuchungen Zur Überprüfung der Reproduzierbarkeit und statistischen Absicherung der Analyseergebnisse wurden aus den zu untersuchenden Prüfscheiben jeweils mindestens vier Proben mittels Diamanttrennscheibe bei sehr langsamem Vorschub und ohne Verwendung von Kühl-/ Schmierstoffen präpariert. Unmittelbar vor den Analysen wurden die Proben in einem dreistufigen Prozess im Ultraschallbad mit Cyclohexan, Aceton und Isopropanol gereinigt, um die Ölschicht der nach den Verschleiß- 27 Aus Wissenschaft und Forschung Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! Im Grunde kann jeder so durchgeführte Versuch als Einlauf interpretiert werden, während dem sich die Oberflächen des tribologischen Systems anpassen und sich triboinduzierte Schichten bilden. Bild 2 zeigt für eine Hertz’sche Pressung von p H = 1300 N/ mm 2 , einer Öleinspritztemperatur von ϑ Öl = 40 °C, einer Summengeschwindigkeit von v Σ = 1 m/ s und einer Gleitgeschwindigkeit von v g = 0,33 m/ s die gemessenen Reibungszahlen im Vergleich der Schmierstoffe FVA3, EP und PD. Jede Messkurve mit den zugehörigen Fehlerbalken ist dabei aus vier Versuchen mit jeweils fertigungsfrischen Prüfscheiben ermittelt. Für jeden Versuch nähert sich die Reibungszahl , ausgehend von einem Maximalwert, einem annähernd stationären, Massentemperatur-beeinflussten Endwert an. Im Vergleich der Schmierstoffe FVA3, EP und PD ergeben sich stark unterschiedliche Reibungszahlabnahmen, wobei diese in der Reihenfolge der Schmierstoffe EP, FVA3 und PD zunehmen. Im Vergleich zu Lohner et al. [7] zeigen sich trotz neuer Werkstoff- und Schmierstoffcharge sehr gute Übereinstimmungen. 3. Oberflächenanalytische Untersuchungen Zur Überprüfung der Reproduzierbarkeit und statistischen Absicherung der Analyseergebnisse wurden aus den zu untersuchenden Prüfscheiben jeweils mindestens vier Proben mittels Diamanttrennscheibe bei sehr langsamem Vorschub und ohne Verwendung von Kühl-/ Schmierstoffen präpariert. Unmittelbar vor den Analysen wurden die Proben in einem dreistufigen Prozess im Ultraschallbad mit Cyclohexan, Aceton und Isopropanol gereinigt, um die Ölschicht der nach den Verschleißexperimenten in Grundöl konservierten Scheiben zu entfernen und so die zu untersuchenden Oberflächen für die eingesetzten oberflächensensitiven Analysemethoden zugänglich zu machen. Oberflächenrauheit und -struktur Die sich nach der tribologischen Beanspruchung im FZG-Zweischeibenprüfstand in Abhängigkeit des jeweils eingesetzten Schmierstoffs auf den Scheibenoberflächen einstellende Rauheit wurde mittels Weißlichtinterferometrie dreidimensional vermessen. Zur Charakterisierung des tribologischen Funktionsverhaltens wurden die in DIN EN ISO 25178 definierten flächenhaften Parameter für geschichtete funktionale Oberflächen ermittelt. Diese basieren auf der Flächenmaterialanteilkurve, die der Abbottkurve (DIN EN ISO 13565-2) entspricht und den daraus abgeleiteten Größen wie z.B. die Kernhöhe Sk, die reduzierte Spitzenhöhe Spk und die reduzierte Talhöhe Svk. Nach DIN EN ISO 25178 ist der Kern der Oberfläche die skalenbegrenzte Oberfläche unter Ausschluss hervorstehender Spitzen und tiefen Tälern. Die Kernhöhe Sk bezeichnet den Abstand zwischen dem höchsten und tiefsten Niveau des Kerns der Oberfläche. Die reduzierte suchszeit am FZG-Zweischeibenprüfstand Vergleich der Schmierstoffe FVA3 p H = 1300 N/ mm 2 ϑ Öl = 60 °C v Σ = 1 m/ s v g = 0,33 m/ s PD EP FVA3 Bild 2: Gemessene Reibungszahl μ über der Versuchszeit am FZG-Zweischeibenprüfstand im Vergleich der Schmierstoffe FVA3, EP und PD Tabelle 1: Viskositätswerte und Elementkonzentrationen der Prüfschmierstoffe Bezeichnung FVA3 EP PD Kinematische Viskosität bei 40 °C ν (40 °C) in mm 2 / s 93,6 91,1 89,0 Kinematische Viskosität bei 100 °C ν (100 °C)in mm 2 / s 10,6 10,5 10,0 Calcium Ca in mg/ kg 0 2 205 Magnesium Mg in mg/ kg 0 0 0 Bor B in mg/ kg 0 0 0 Zink Zn in mg/ kg 1 3 1113 Phosphor P in mg/ kg 0 607 3099 Barium Ba in mg/ kg 0 0 1 Molybdän Mo in mg/ kg 1 0 2055 Schwefel S in mg/ kg 1203 13600 6025 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 experimenten in Grundöl konservierten Scheiben zu entfernen und so die zu untersuchenden Oberflächen für die eingesetzten oberflächensensitiven Analysemethoden zugänglich zu machen. Oberflächenrauheit und -struktur Die sich nach der tribologischen Beanspruchung im FZG-Zweischeibenprüfstand in Abhängigkeit des jeweils eingesetzten Schmierstoffs auf den Scheibenoberflächen einstellende Rauheit wurde mittels Weißlichtinterferometrie dreidimensional vermessen. Zur Charakterisierung des tribologischen Funktionsverhaltens wurden die in DIN EN ISO 25178 definierten flächenhaften Parameter für geschichtete funktionale Oberflächen ermittelt. Diese basieren auf der Flächenmaterialanteilkurve, die der Abbottkurve (DIN EN ISO 13565-2) entspricht und den daraus abgeleiteten Größen wie z. B. die Kernhöhe Sk, die reduzierte Spitzenhöhe Spk und die reduzierte Talhöhe Svk. Nach DIN EN ISO 25178 ist der Kern der Oberfläche die skalenbegrenzte Oberfläche unter Ausschluss hervorstehender Spitzen und tiefen Tälern. Die Kernhöhe Sk bezeichnet den Abstand zwischen dem höchsten und tiefsten Niveau des Kerns der Oberfläche. Die reduzierte Spitzenhöhe Spk bzw. Talhöhe Svk ist definiert als die mittlere Höhe der hervorstehenden Spitzen bzw. Tälern oberhalb bzw. unterhalb des Kernes der Oberfläche. Hohe Spk-Werte beschreiben folglich eine Oberfläche mit hohen Spitzen, die während des Einlaufes aufgrund der initial kleinen Kontaktfläche und der daraus resultierenden hohen lokalen tribologischen Beanspruchung abgetragen bzw. eingeebnet werden können. Die Kernhöhe Sk kann als Maß für die Belastbarkeit der Oberfläche interpretiert werden: Niedrige Werte implizieren hierbei eine günstigere Lastverteilung auf der eingelaufenen Oberfläche. Die reduzierte Talhöhe Svk charakterisiert das Schmierstoffaufnahme- und -rückhaltevermögen der Oberfläche. Die tribologische Beanspruchung während des Einlaufs bei Grenzschmierung führt erwartungsgemäß zu einem Abtrag bzw. einer Einebnung der Spitzen der quergeschliffenen Scheibenoberflächen im Vergleich zum fertigungsfrischen Zustand (i. f. Ausgangszustand genannt). Unabhängig vom verwendeten Schmierstoff weisen die eingelaufenen Oberflächen gegenüber dem Ausgangszustand (AZ) signifikant niedrigere, aber untereinander vergleichbare Werte für die reduzierte Spitzenhöhe Spk auf (Bild 3, links). Die Kernrauheit Sk vermindert sich bei Verwendung der additivierten Schmierstoffe EP und PD tendenziell stärker als bei dem unadditivierten Grundöl FVA3, während die reduzierte Talhöhe Svk innerhalb der Messwertstreuung weitgehend unverändert bleibt. Die Mikrorauheit in den Bereichen der nach Einlauf nun plateauförmig ausgebildeten Rauheitsspitzen differieren hingegen deutlich in Abhängigkeit des eingesetzten Schmierstoffs (Bild 3, rechts): Lasttragende Bereiche der Oberfläche, an denen Festkörperkontakte stattgefunden haben, sind bei Verwendung von PD-Schmierstoff vergleichsweise glatter bzw. stärker eingeebnet. Die Kenngrößen Sk, Spk und Svk zeigen hier die niedrigsten Werte. Dass niedrigere Rauheiten und damit ein höherer Traganteil der tribologisch beanspruchten Oberflächenbereiche nicht in jedem Fall mit niedrigeren Reibungs- Aus Wissenschaft und Forschung Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 Spitzenhöhe Spk bzw. Talhöhe Svk ist definiert als die mittlere Höhe der hervorstehenden Spitzen bzw. Tälern oberhalb bzw. unterhalb des Kernes der Oberfläche. Hohe Spk-Werte beschreiben folglich eine Oberfläche mit hohen Spitzen, die während des Einlaufes aufgrund der initial kleinen Kontaktfläche und der daraus resultierenden hohen lokalen tribologischen Beanspruchung abgetragen bzw. eingeebnet werden können. Die Kernhöhe Sk kann als Maß für die Belastbarkeit der Oberfläche interpretiert werden: Niedrige Werte implizieren hierbei eine günstigere Lastverteilung auf der eingelaufenen Oberfläche. Die reduzierte Talhöhe Svk charakterisiert das Schmierstoffaufnahme- und -rückhaltevermögen der Oberfläche. Die tribologische Beanspruchung während des Einlaufs bei Grenzschmierung führt erwartungsgemäß zu einem Abtrag bzw. einer Einebnung der Spitzen der quergeschliffenen Scheibenoberflächen im Vergleich zum fertigungsfrischen Zustand (i. f. Ausgangszustand genannt). Unabhängig vom verwendeten Schmierstoff weisen die eingelaufenen Oberflächen gegenüber dem Ausgangszustand (AZ) signifikant niedrigere, aber untereinander vergleichbare Werte für die reduzierte Spitzenhöhe Spk auf (Bild 3, links). Die Kernrauheit Sk vermindert sich bei Verwendung der additivierten Schmierstoffe EP und PD tendenziell stärker als bei dem unadditivierten Grundöl FVA3, während die reduzierte Talhöhe Svk innerhalb der Messwertstreuung weitgehend unverändert bleibt. Die Mikrorauheit in den Bereichen der nach Einlauf nun plateauförmig ausgebildeten Rauheitsspitzen differieren hingegen deutlich in Abhängigkeit des eingesetzten Schmierstoffs (Bild 3, rechts): Lasttragende Bereiche der Oberfläche, an denen Festkörperkontakte stattgefunden haben, sind bei Verwendung von PD-Schmierstoff vergleichsweise glatter bzw. stärker eingeebnet. Die Kenngrößen Sk, Spk und Svk zeigen hier die niedrigsten Werte. Dass niedrigere Rauheiten und damit ein höherer Traganteil der tribologisch beanspruchten Oberflächenbereiche nicht in jedem Fall mit niedrigeren Reibungszahlen korreliert werden kann, zeigen die Ergebnisse an den EP-Proben: Obfläche (links) und die Mikrorauheit auf den Profilspitzen (rechts) µm 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 Bild 3: Mit Weißlichtinterferometrie ermittelte Rauheitsstrukturen und -parameter Scheibenoberfläche (links) und die Mikrorauheit auf den Profilspitzen (rechts) T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 zahlen korreliert werden kann, zeigen die Ergebnisse an den EP-Proben: Obwohl die Rauheit auf den plateauförmigen Rauheitsspitzen im Vergleich zum unadditiviertem Grundöl (FVA3) deutlich geringer ist, sind die gemessenen Reibungszahlen während des Einlaufs höher (Bild 2). Chemische Charakterisierung der Oberflächen Oberflächenanalysen mittels energiedispersiver Röntgenanalytik (EDX) zeigen bei einer Informationstiefe von 1-3 µm, dass sich triboinduzierte Reaktionsschichten vornehmlich im Bereich der Rauheitsspitzen ausbilden. Bild 4 zeigt die farbcodierte Topografie einer mit PD-Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche (oben links) sowie die laterale Konzentrationsverteilung der Additivelemente Phosphor, Schwefel und Zink am identischen Oberflächenausschnitt. Mit Hilfe des unter den Bildern dargestellten gemittelten Oberflächenprofils lassen sich die gemessenen lokalen Elementkonzentrationen den linienförmig angeordneten Rauheitsspitzen zuordnen. Bestätigt und ergänzt wird dieser Befund durch Augerelektronenspektroskopische Messungen (AES) zur lateral hoch ortsaufgelösten und oberflächensensitiven Charakterisierung der chemischen Oberflächenzusammensetzung (Bild 5). Die Informationstiefe des Verfahrens beträgt < 5 nm. Die Überlagerung chemischer Informationen mit der topografischen Oberflächengestalt am identischen Oberflächenausschnitt zeigt, dass sich die additivspezifischen Elemente des PD-Schmierstoffs (Mo, Ca, Zn, S) jeweils in lokal unterschiedlichen Konzentrationen auf den tribologisch hochbeanspruchten Bereichen der plateauförmigen Rauheitsspitzen verteilen, was auf eine flächig inhomogene Triboschichtausbildung schließen lässt. Bei den in den Rauheitstälern in vergleichsweise niedrigerer Konzentration lokal und lediglich vereinzelt detektierten PD-additivspezifischen Bestand- 29 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Oberflächentopografie (o.l.) und ortsaufgelöste Elementkonzentrationsverteilungen (AES) einer mit PD- Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! Chemische Charakterisierung der Oberflächen Oberflächenanalysen mittels energiedispersiver Röntgenanalytik (EDX) zeigen bei einer Informationstiefe von 1-3 µm, dass sich triboinduzierte Reaktionsschichten vornehmlich im Bereich der Rauheitsspitzen ausbilden. Bild 5 zeigt die farbcodierte Topografie einer mit PD-Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche (oben links) sowie die laterale Konzentrationsverteilung der Additivelemente Phosphor, Schwefel und Zink am identischen Oberflächenausschnitt. Mit Hilfe des unter den Bildern dargestellten gemittelten Oberflächenprofils lassen sich die gemessenen lokalen Elementkonzentrationen den linienförmig angeordneten Rauheitsspitzen zuordnen. Bild 5: Oberflächentopografie (o.l.) und Elementkonzentrationsverteilungsbilder (EDX) einer mit PD- Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche ungen (AES) zur lateral hoch ortsaufgelösten und oberflächensensitiven der chemischen Oberflächenzusammensetzung (Bild 6). < 5 nm. Die Überlagerung chemischer Informationen grafischen Oberflächengestalt am identischen Oberflächenausschnitt additivspezifischen Elemente des PD-Schmierstoffs (Mo, Ca, Zn, der plateauförmigen Rauheitsspitzen ausbildung schließen lässt. lediglich vereinzelt detektierten hen Bestandteilen handelt sich vermutlich um Ölreste und/ oder das durch die Probenreinigung nicht entfernt einer mit PD-Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche Bild 4: Oberflächentopografie (o.l.) und Elementkonzentrationsverteilungsbilder (EDX) einer mit PD-Schmierstoff eingelaufenen Scheibenoberfläche T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 teilen handelt sich vermutlich um Ölreste und/ oder dort abgelagertes Verschleißmaterial, das durch die Probenreinigung nicht entfernt wurde. Raman-spektroskopische Analysen im Bereich der Spitzenplateaus zeigen die unterschiedliche chemische Zusammensetzung der in Abhängigkeit des eingesetzten Schmierstoffs entstandenen Triboschichten (Tabelle 2). Die laterale Auflösung des Verfahrens beträgt hier ca. 2 µm, die Informationstiefe ca. 100 nm. Als Hauptkomponente der PDinduzierten Triboschicht wird Molybdändisulfit (MoS 2 ) nachgewiesen. Als Nebenkomponenten mit niedrigeren Schichtanteilen kommen Molybdänoxid (MoO 3 ) und Metallmolybdaten (z. B. ZnMoO 4 bzw. Fe 2 Mo 7 O 24 ) in Betracht. Die bei Verwendung des unadditivierten Grundöls (FVA3) triboinduzierte Schicht besteht überwiegend aus einer Mischung von Eisenoxiden (Hämatit (α-Fe 2 O 3 ), Magnetit (Fe 3 O 4 ) und einem geringen Anteil von Eisen(II)-carbonat (FeCO 3 ), während sich die EP-Triboschicht hauptsächlich aus Eisenphosphat (Fe 3 (PO 4 ) 2 ) und Eisen(II)-carbonat (FeCO 3 ) zusammensetzt. Unabhängig vom verwendeten Schmierstoff wird bei allen Proben in den Rauheitstälern der Oberflächenstrukturen vornehmlich Magnetit (Fe 3 O 4 ) nachgewiesen. Die bisherigen Untersuchungen zeigen, dass es zur chemischen Charakterisierung der sich lokal auf den Rauheitsbergen etablierenden triboinduzierten Schichten insbesondere hoch ortsauflösender Analysemethoden bedarf. Jedoch wird hierbei - auch bei mehrfachen Messungen an verschiedenen Positionen - insgesamt aber nur ein relativ kleiner Oberflächenausschnitt analysiert. Die Sekundärneutralteilchen-Massenspektrometrie SNMS ermöglicht es demgegenüber, den chemischen Oberflächenzustand über eine wesentlich größere Fläche (ca. 20 mm 2 ) integral zu bestimmen. Durch Sputtertiefenprofilierung wurde so die Massenbelegung der Oberflächen bis zu einer Tiefe von 100 nm bestimmt (Bild 6). Die auf den fertigungsfrischen Oberflächen (AZ) nachgewiesenen additivtypischen Elemente wie z. B. Ca, Zn und Mo können vermutlich auf Bestandteile der beim Schleifen der Funktionsoberflächen verwendeten Kühl- und Schmierstoffe zurückzuführen werden. Die Massenbelegungen der Stahllegierungselemente Si, Cr und Mn sind unabhängig vom Oberflächenzustand vergleichbar. Charakteristisch für die durch das PD- Additiv triboinduzierte Schicht ist deren Massenbelegung mit den Elementen Mo, S, Ca, Zn, und P, während die EP-triboinduzierten Schichten sich vom Ausgangszustand und der im nicht additivierten Grundöl (FVA3) eingelaufenen Oberflächen im Wesentlichen nur durch eine vergleichsweise hohe P-Massenbelegung unterscheiden. Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle 2: Charakterisierung der chemischen Zusammensetzung triboinduzierter Schichten mittels Raman- Spektroskopie FVA3 EP PD Verbindung Wellenzahlen Verbindung Wellenzahlen Verbindung Wellenzahlen (cm -1 ) (cm -1 ) (cm -1 ) α-Fe 2 O 3 224, 295, 411, 613 Fe 3 (PO 4 ) 2 971 MoS 2 288, 379, 407 MoS 2 oder (+) Fe 3 O 4 665 FeCO 3 +Fe 2 P 2 O 7 1066 MoO 3 820 MoS 2 oder (+) FeCO 3 1074 Fe 3 O 4 660 Me-Molybdate 752,787 Die bisherigen Untersuchungen zeigen, dass es zur chemischen Charakterisierung der sich lokal auf den Rauheitsbergen etablierenden triboinduzierten Schichten insbesondere hoch ortsauflösender Analysemethoden bedarf. Jedoch wird hierbei auch bei mehrfachen Messungen an verschiedenen Positionen insgesamt aber nur ein relativ kleiner Oberflächenausschnitt analysiert. Die Sekundärneutralteilchen- Massenspektrometrie SNMS ermöglicht es demgegenüber, den chemischen Oberflächenzustand über eine wesentlich größere Fläche (ca. 20 mm²) integral zu bestimmen. Durch Sputtertiefenprofilierung wurde so die Massenbelegung der Oberflächen bis zu einer Tiefe von 100 nm bestimmt (Bild 7). Die auf den fertigungsfrischen Oberflächen (AZ) nachgewiesenen additivtypischen Elemente wie z.B. Ca, Zn und Mo können vermutlich auf Bestandteile der beim Schleifen der Funktionsoberflächen verwendeten Kühl- und Schmierstoffe zurückzuführen werden. Die Massenbelegungen der Stahllegierungselemente Si, Cr und Mn sind unabhängig vom Oberflächenzustand vergleichbar. Charakteristisch für die durch das PD-Additiv -1 -1 -1 a-Fe 2 O 3 Fe 3 (PO 4 ) 2 971 MoS 2 Fe 3 O 665 3 +Fe 2 P 2 1066 2 oder (+) 820 FeCO 3 1074 Fe 3 O 4 660 2 oder (+) ben nach Einlauf bis zu einer Tiefe von 100 jeweiligen Fe-Massenbelegungen mit dem 25 dividiert. Bild 6: Massenbelegung der Oberfläche der Prüfscheiben nach Einlauf bis zu einer Tiefe von 100 nm. Zur übersichtlicheren Darstellung wurden die jeweiligen Fe-Massenbelegungen mit dem Wert 25 dividiert. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Strukturanalysen Aus den tribologisch beanspruchten Bereichen der Oberflächen wurden mittels fokussiertem Ionenstrahl (Focused Ion Beam FIB) ultradünne Lamellen präpariert und diese mittels Transmissionselektronenmikroskopie TEM strukturell analysiert (Bild 7). Durch Vermessung der Netzebenenabstände an Beugungsbildern oder hochaufgelösten TEM-Aufnahmen (HRTEM) sowie Messungen mit Elektronenenergieverlustspektroskopie (EELS) kann die chemische Zusammensetzung der Schicht bestimmt werden. Bei Einlauf mit FVA3-Grundöl formiert sich im untersuchten Probenbereich eine mit bis zu ca. 80 nm vergleichsweise dicke Eisenoxidschicht, die in Übereinstimmung mit den Raman-Analysen aus Fe 3 O 4 (Magnetit) und α-Fe 2 O 3 (Hämatit) besteht. Zusätzlich kann γ-Fe 2 O 3 (Maghemit) nachgewiesen werden. Bei den in additivierten Schmierstoffen (EP, PD) eingelaufenen Proben ist die beobachtete Magnetitschicht (Fe 3 O 4 ) deutlich dünner (ca. 1-3 nm). Auf dieser Eisenoxidschicht etablieren sich die jeweiligen additivspezifischen triboinduzierten Schichten. Die EP-induzierte Eisenphosphatschicht (Fe 3 (PO 4 ) 2 ) ist ca. 10 - 15 nm dick, die Stärke der sich aus Mo, S, O, Ca, P und Zn zusammensetzenden PD-Schicht beträgt ca. 15 - 25 nm. 4 Zusammenfassung und Diskussion Modellbetrachtungen am FZG-Zweischeibenprüfstand haben bei Grenzschmierung einen signifikanten Einfluss des Schmierstoffs auf die gemessenen Reibungszahlen während des Einlaufs quergeschliffener Prüfscheiben aus einsatzgehärteten Stahl gezeigt. Hierbei wurde für einen Schmierstoff mit Plastic-Deformation-Additiv (PD) eine deutlich stärkere Abnahme der Reibungszahl während des Einlaufs beobachtet, als bei Verwendung eines unadditivierten oder mit Extreme-Pressure-Additiv (EP) versehenen Grundöls. Durch den kombinierten Einsatz sich ergänzender oberflächenanalytischer Methoden wurden die sich während der tribologischen Beanspruchung im Einlauf einstellenden topografischen und chemisch-strukturellen Eigenschaften der Scheibenoberflächen analysiert. Die Analyse der Mikrorauheit auf den lasttragenden Oberflächenbereichen zeigte deutliche Unterschiede in Abhängigkeit des eingesetzten Schmierstoffs. Die nach Einlauf plateauförmig ausgebildeten Rauheitsspitzen sind bei Verwendung von PD-Schmierstoff deutlich glatter. Dass niedrigere Rauheit und damit ein höherer Traganteil der tribologisch beanspruchten Oberflächenbereiche nicht in jedem Fall mit niedrigeren Reibungszahlen korreliert werden kann, zeigen die Ergebnisse an EP- Proben: Obwohl die Mikrorauheit auf den plateauförmigen Rauheitsspitzen im Vergleich zum unadditiviertem Grundöl (FVA3) deutlich geringer ist, sind die gemessenen Reibungszahlen während des Einlaufs höher. Die Mikrotopografie lässt sich also nicht eindeutig mit den gemessenen Reibwerten korrelieren. Die Überlagerung hoch ortsaufgelöster Elementkonzentrationsverteilungen mit der topografischen Oberflächengestalt zeigt, dass sich die schmierstoffspezifischen Additivelemente des PD-Schmierstoffs jeweils in lokal unterschiedlichen Konzentrationen vor allem auf den tribologisch hochbeanspruchten Bereichen der plateauförmigen Rauheitsspitzen verteilen, was auf eine flächig inhomogene Ausbildung der triboinduzierten Schichten schließen lässt. Deren Dicken liegen im zweistelligen Nanometerbereich und zeigen in Abhängigkeit vom verwendeten Schmierstoff deutliche Unterschiede in der chemischen Zusammensetzung. Die sich während des Einlaufs mit FVA3-Grundöl ausbildenden Schichten bestehen aus Eisenoxiden (Hauptkomponente) und Eisencarbonat, während bei EP-triboinduzierten Schichten eine Mischung aus Eisenoxid, Eisencarbonat und Eisenphosphat vorliegt. Godfrey [2] [3] und andere nennen Eisenphosphate häufig als Bestandteil triboinduzierter Schichten, die sich an mit Tricresyl-Phosphat („mildes EP-Additiv“) additiviertem Mineralöl geschmierten Stahloberflächen wiederfinden. Charakteristisch für PD-triboinduzierte Schichten sind offenbar die Molybdänverbindungen. Insbesondere Molybdändisulfit als Hauptkomponente scheint eine herausragende Rolle zu spielen. Weiter finden wir Molybdänoxid und Metallmolybdate, die mutmaßlich als Reaktionsprodukte der beteiligten Additivwirkstoffe Zink- Dialkyldithiophosphate (ZnDTP) und Molybdän-Dialkyldithiocarbamate (MoDTC) entstanden sind. Damit stehen diese Ergebnisse im Einklang mit den Schlussfolgerungen von Lohner et al. [7], von denen auf Basis einer Auswertung der Literatur (z. B. Bec et al. [1]) und ausgewählten oberflächenanalytischen Untersuchungen ein Zusammenhang zwischen PD-Additiven und dem synergistischer Wirkmechanismus von MoDTC und ZnDTP vorgeschlagen wird. 31 Aus Wissenschaft und Forschung Aus den tribologisch beanspruchten Bereichen der Oberflächen wurden mittels fokussiertem Ionenstrahl (Focused Ion Beam FIB) ultradünne Lamellen präpariert und diese mittels Transmissionselektronenmikroskopie TEM strukturell analysiert (Bild 7). Durch Vermessung der Netzebenenabstände an Beugungsbildern oder hochaufgelösten TEM- Aufnahmen (HRTEM) sowie Messungen mit Elektronenenergieverlustspektroskopie (EELS) kann die chemische Zusammensetzung der Schicht bestimmt werden. Bei Einlauf mit FVA3-Grundöl formiert sich im untersuchten Probenbereich eine mit bis zu ca. 80 nm vergleichsweise dicke Eisenoxidschicht, die in Übereinstimmung mit den Raman-Analysen aus Fe 3 O 4 (Magnetit) und α-Fe 2 O 3 (Hämatit) besteht. Zusätzlich kann g-Fe 2 O 3 (Maghemit) nachgewiesen werden. Bei den in additivierten Schmierstoffen (EP, PD) eingelaufenen Proben ist die beobachtete Magnetitschicht (Fe 3 O 4 ) deutlich dünner (ca. 1-3 nm). Auf dieser Eisenoxidschicht etablieren sich die jeweiligen additivspezifischen triboinduzierten Schichten. Die EPinduzierte Eisenphosphatschicht (Fe 3 (PO 4 ) 2 ) ist ca. 10 - 15 nm dick, die Stärke der sich aus Mo, S, O, Ca, P und Zn zusammensetzenden PD-Schicht beträgt ca. 15 - 25 nm. 4. Zusammenfassung und Diskussion Modellbetrachtungen am FZG-Zweischeibenprüfstand haben bei Grenzschmierung einen signifikanten Einfluss des Schmierstoffs auf die gemessenen Reibungszahlen während des Einlaufs quergeschliffener Prüfscheiben aus einsatzgehärteten Stahl gezeigt. Hierbei wurde für einen Schmierstoff mit Plastic-Deformation-Additiv (PD) eine deutlich stärkere Abnahme der Reibungszahl während des Einlaufs beobachtet, als bei Verwendung eines unadditivierten oder mit Extreme-Pressure-Additiv (EP) versehenen Grundöls. Durch den kombinierten Einsatz sich ergänzender oberflächenanalytischer Methoden wurden die sich während der tribologischen Beanspruchung im Einlauf einstellenden topografischen und chemisch-strukturellen Eigenschaften der Scheibenoberflächen analysiert. Die Analyse der Mikrorauheit auf den lasttragenden Oberflächenbereichen zeigte deutliche Unterschiede in Abhängigkeit des eingesetzten Schmierstoffs. Die nach Einlauf plateauförmig ausgebildeten Rauheitsspitzen sind bei Verwendung von PD- Schmierstoff deutlich glatter. Dass niedrigere Rauheit und damit ein höherer Traganteil FVA3 EP PD Bild 7: TEM-Analysen antriboinduzierten Schichten in Abhängigkeit des während des Einlaufs verwendeten Schmierstoffs Triboschicht Stahl Triboschicht Stahl Triboschicht Stahl Bild 7: TEM-Analysen an triboinduzierten Schichten in Abhängigkeit des während des Einlaufs verwendeten Schmierstoffs T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Danksagung Die vorliegenden Untersuchungen wurden im Rahmen eines Forschungsvorhabens des von der DFG geförderten Schwerpunktprogramms SPP 1551/ 2 „Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ durchgeführt. Die Autoren möchten sich für die Förderung und Unterstützung bedanken. Literatur [1] Bec S., Tonck A., Georges J. M., Roper G. W.: „Synergistic effects of MoDTC and ZDTP on frictional behavior of tribofilms at the nanometer scale“. Tribology Letters 2004; 17(4): 797-809. [2] Godfrey D.: „The Lubrication Mechanism of Tricresyl Phosphate on Steel”. A S L E Transactions, 8: 1, 1-11, DOI: 10.1080/ 05698196508972073 (1965). [3] Godfrey D.: Chemical Changes in Steel Surfaces During Extreme Pressure Lubrication”. A S L E Transactions, 5: 1, 57-66, DOI: 10.1080/ 05698196208972453 (1962) [4] Höhn, B.-R.; Michaelis, K.; Wimmer, A.: Bestimmung des Reibungsverhaltens von Zahnrädern bei Schmierung mit EP-legierten Ölen im Bereich der Misch- und Grenzreibung (Reibungsverhalten EP-Additivsysteme), DGMK-Forschungsbericht 608 (2006) [5] Laukotka, E. M.: FVA-Heft 660 - Referenzöle Abschlussbericht - Referenzöle Datensammlung. Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V., Frankfurt/ Main (1984-2007). [6] Lohner, T.: Berechnung von TEHD Kontakten und Einlaufverhalten von Verzahnungen. Dissertationsschrift. Technische Universität München, München (eingereichte Dissertationsschrift). [7] Lohner, T.; Merz, R.; Mayer, J.; Michaelis, K.; Kopnarski, M.; Stahl, K.: On the Effect of Plastic Deformation (PD) Additives in Lubricants. Tribologie und Schmierungstechnik 62(2): S. 13-24 (2015). [8] Mayer, J.: Einfluss der Oberfläche und des Schmierstoffs auf das Reibungsverhalten im EHD-Kontakt, Diss. TU München (2014) [9] Stachowiak, G.W.; Batchelor, A. W.: Engineering Tribology, 3. Aufl., Amsterdam [u.a.]: Elsevier Butterworth- Heinemann (2005) [10] Stößel, K.: Reibungszahlen unter elasto-hydrodynamischen Bedingungen - Versuchsergebnisse an hochbelasteten Gleit-Wälz-Paarungen. Dissertationsschrift. Technische Universität München, München (1971). [11] Vojacek, H.: Das Reibungsverhalten von Fluiden unter elastohydrodynamischen Bedingungen - Einfluss der chemischen Struktur des Fluides, der Werkstoffe und der Makro- und Mikrogeometrie der Gleit-/ Wälzkörper. Dissertationsschrift. Technische Universität München, München (1984). Aus Wissenschaft und Forschung Umzug oder Adressenänderung? Bitte T+S nicht vergessen! Wenn Sie umziehen oder Ihre Adresse sich aus sonstigen Gründen ändert, benachrichtigen Sie bitte auch den expert verlag. expert@expertverlag.de | Tel: (07159) 9265-0 | Fax (07159) 9265-20 T+S erreicht Sie dann ohne Verzögerung und ohne unnötigen Aufwand. Danke, dass Sie daran denken. 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 60). 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_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 32 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Die Anforderungen an industrielle Antriebssysteme steigen stetig in Bezug auf die Lasten, die auf ein System wirken, sowie Lebensdauern bzw. Service-Intervalle und Wirkungsgrade. Im Bereich der Tribologie erfordert dies eine grundlegende Bewertung und gegebenenfalls Überarbeitung der bestehenden tribologischen Systeme im Antrieb. Ein großer Einfluss auf den Reibwert und den Verschleiß in einem Tribo-System hat das Profil der kontaktierenden Oberflächen. Raue Oberflächen können im Einlaufvorgang zu einer Partikelbildung führen, die im weiteren Betrieb an diesem oder einem anderen tribologischen Kontakt zu Schäden der jeweiligen Komponenten führen können. Ein hohes Risiko rauer Oberflächen sind außerdem Pressungsüberhöhungen, welche nach Kreil [1], so- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 33 * M.Eng. Kerstin Rausch Dr.-Ing. Markus Wöppermann Dr.-Ing. Jörg Hermes SEW-Eurodrive GmbH & Co. KG, D-76646 Bruchsal Tribologische Untersuchungen an 2-Scheiben-Wälzproben mit Pulsfinish-Oberflächen K. Rausch, M. Wöppermann, J. Hermes * Zur Verbesserung von Reibwerten im Wälzkontakt und der Verlängerung von Produktlebensdauern ist das Gleitschleifen, im Speziellen das Pulsfinishing, ein Verfahren, um die Eigenschaften der kontaktierenden Oberflächen zu optimieren. In der vorliegenden Arbeit wurde sowohl der Einfluss der Bearbeitungsparameter beim Gleitschleifen auf die bearbeitete Oberfläche untersucht, als auch deren Einfluss auf den Reibwert im 2 Scheiben-Wälzkontakt. Die Gleitschleifversuche wurden in drei Schritten durchgeführt. Sogenannte Min/ Max-Versuche zeigten, welche Bearbeitungsparameter den größten Einfluss auf die bearbeitete Bauteiloberfläche haben. Für ausgewählte Parameter wurden zusätzliche Werte getestet, um einen Verlauf der Oberflächenkennwerte über der Parameteränderung darzustellen. Aus allen Versuchen wurde dann eine optimale Parametereinstellung für die Erreichung einer möglichst glatten Oberfläche abgeleitet. Anschließend wurden geschliffene Referenz-Scheiben und Scheiben aus den Bearbeitungsversuchen mit unterschiedlichen Oberflächenkennwerten im 2-Scheiben-Wälzversuch miteinander verglichen. Die Versuche zeigten, dass mit den gleitgeschliffenen Scheiben ein deutlich geringerer Reibwert erzielt werden kann. Zusätzlich erfolgte eine Bewertung der Korrelation zwischen Rauheitskennwerten und den Reibwerten aus den Wälzversuchen. Schlüsselwörter Gleitschleifen, Pulsfinish, 2-Scheiben-Wälzversuch, Reibungsreduktion, Ölschmierung, Topologieoptimierung For the improvement of the friction coefficient at rolling contacts and the enlargement of product lifetime slide grinding, especially pulsfinishing, can optimize the characteristic of contacting surfaces. The scope of this thesis was to show the influence of the manufacturing parameters of pulsfinishing on the machined surface as well as influence on the friction coefficient at a two-disc rolling contact. The pulsfinishing tests were carried out within three steps. With so-called min/ max-tests those manufacturing parameters with the main influence on the machined surface have been identified. For selected parameters, additional values were tested to present a development of the surface parameters depending on the manufacturing parameters. Depending on all tests, an optimum of parameter setting for a smooth surface was derived. Afterwards, grinded reference discs and discs from the pulsfinishing tests were compared to each other at two-disc rolling tests. As a result, it could be shown that with the pulsfinished discs a significantly lower friction coefficient is reached. In addition, the correlation between roughness parameters and friction coefficient from the rolling tests was assessed. Keywords slide grinding, pulsfinishing, two-disc rolling test, friction reduction, oil lubrication, topology optimization Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 33 Aus der Praxis für die Praxis wie Hannes und Alfredsson [2] an Rauheitsspitzen entstehen können und die in Folge als Ausgangspunkt für Ermüdungsschäden wirken können. Weiterhin strebt die Industrie möglichst energieeffiziente Systeme an, was für ein Tribo-System einen möglichst geringen Reibwert voraussetzt. Das Profil einer Oberfläche wird vorwiegend durch deren Bearbeitungsverfahren geprägt. Unterschiedliche Verfahren werden weiterentwickelt, um die tribologische Oberfläche zu optimieren. Eine Methode zur Erzeugung guter Oberflächen ist z. B. das Hartdrehen, welches sich in den Versuchen von Agha und Liu [3] als deutlich prozessstabiler zeigte als das Schleifen oder Läppen. Wichtig bei Materialabtrag und Verbesserung des Oberflächenprofils ist eine gleichzeitige Erhaltung der Bauteil- Form. Letzteres ist nach Shaikh und Jain [4] beim Läppen durch geringe Abtragsleistung und dadurch sehr langer Bearbeitungszeit nicht gegeben. Das Gleitschleifen ist gewöhnlich auch als ein Verfahren mit geringer Abtragsleistung bekannt. Ein neues Gleitschleif-Verfahren des Maschinenherstellers OTEC Präzisionsfinish GmbH verspricht mit einer sogenannten Pulsfunktion höhere Abtragsleistungen. Die SEW-EURODRIVE GmbH & Co. KG hat dieses Verfahren technologisch bewertet. Unterschiedlichste Maschineneinstellungen ermöglichen es tribologische Effekte, wie z. B. ein feines Oberflächenfinish mit abgeschlossen Kavitäten auf Bauteilen, einzustellen. 2 Versuchsdurchführung und -materialien Bild 1 zeigt die Versuchsdurchführung die sich wesentlich aus zwei Teilen zusammensetzt.- Dem Gleitschleifen und der Prüfung der daraus resultierenden Oberflächencharakteristik, sowie den Wälzversuchen mit gleitgeschliffenen Oberflächen und deren Einfluss auf die tribologischen Eigenschaften. Zu diesem Zweck erfolgt jeweils vor und nach der Gleitschleif-Bearbeitung eine Charakterisierung der Versuchsoberflächen. Mit den daraus gewonnen Ergebnissen wird aufgezeigt, welche Vorzüge das Gleitschleif-Verfahren im Sinne eines Oberflächen-Finish hat. Als Probenkörper wurden Scheiben aus dem Einsatzstahl 16MnCr5 mit einem Außendurchmesser von 42 mm, einem Innendurchmesser von 16 mm und einer Breite von 12 mm verwendet. Eine Hälfte der Scheiben besaß eine zylindrische, der andere Teil eine ballige Mantelfläche. Der Radius der Balligkeit betrug 21 mm. Die Härte der Mantelflächen wurde mit 550HV30 gemessen. In ihrem Ausgangszustand wurden die Scheiben feingeschliffen. Die Gleitschleif-Bearbeitung erfolgte mit einer Streamfinishmaschine vom Typ SF-3/ 3-105-A-W des Herstellers OTEC Präzisionsfinish GmbH. Diese Bearbeitungsmaschine unterscheidet sich gegenüber anderen Gleitschleifanlagen vor allem durch ihre Pulsfinish-Funktion. Mit dem Begriff „pulsen“ wird ein Drehrichtungswechsel in kurzen Intervallen von wenigen Sekunden bezeichnet. Dabei wird ein loses Schleifgranulat auf Aluminiumoxidbasis hochdynamisch an der zu bearbeitenden Oberfläche vorbei geführt. Die Scheiben wurden zunächst jeweils mit der Minimal- und Maximal-Einstellung ausgewählter Parameter bearbeitet. Damit wurden die Parameter identifiziert, deren Änderung eine signifikante Veränderung der Oberfläche bewirken. Für diese einflussreichen Parameter wurden weitere Werte für die Bearbeitung der Scheiben ausgewählt, um einen Kurvenverlauf der Rauheitswerte zu erhalten. Zuletzt wurden Scheiben mit der „optimalen“ Einstellung für jeden Be- 34 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Bild 1: Ziele und Vorgehen der Gleitschleif- und Wälz-Versuche T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 34 Aus der Praxis für die Praxis arbeitungsparameter bearbeitet, die zur Oberfläche mit den geringsten Rauigkeiten führte. Die Oberflächencharakterisierung vor und nach dem Gleitschleifen wurde taktil mit einem HOMMEL- ETAMIC T6000 (Tastspitze mit 5 µm Radius und 90° Winkel) durchgeführt, sowie mit den optischen Messgeräten Sensofar PLu neox interferometrisch (NIKON DI 10x Objektiv) und Alicona InfiniteFocusSL (Alicona 50x Objektiv). Es wurden außerdem Aufnahmen der Oberflächen mit dem Digitalmikroskop Keyence VHX- 600 mit unterschiedlichen Vergrößerungen erzeugt. Für den 2-Scheiben-Wälzversuch wurde ein Prüfstand Typ „Amsler“ verwendet. Bei jedem Versuch trieb eine zylindrische eine ballig Scheibe an. Jede dieser Paarungen durchlief drei Laststufen mit 1 Mio. Überrollungen je Laststufe. In Tabelle 1 sind die dazugehörigen Prüfparameter aufgeführt. 3 Ergebnisse Die Tabelle 2 zeigt den gemessenen Wertebereich der taktil gemessenen Rauheitskennwerte der Scheiben vor der Gleitschleif-Bearbeitung. Die Differenzen der Kennwerte zwischen den zylindrischen und den balligen Scheiben lassen sich auf einen Formfehler der Balligkeit zurückführen. Dieser Formfehler wurde bei allen balligen feingeschliffenen Scheiben gemessen und bleibt auch nach einer Formreduzierung (Abzug der Balligkeit vom gemessenen Profil) erhalten. Es wird davon ausgegangen, dass die Ursache für den Formfehler in einer Trennfuge der Schleifscheiben liegt. Da der Formfehler jedoch auf allen balligen Scheiben gleichartig vorhanden ist und nicht im Kontaktbereich liegt, wird von einer guten Vergleichbarkeit der balligen Scheiben untereinander ausgegangen. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 35 Bild 2: Änderung der Oberflächencharakteristik durch Gleitschleifen Tabelle 1: Testparameter 2-Scheiben-Wälzversuche Laststufe Drehzahl Schlupf Schmierstoff Normalkraft Hertz’sche Pressung [-] [min -1 ] [%] [-] [N] [GPa] 1 500 1,82 2 390 10 Mobil SHC 624 600 1,94 3 700 2,04 Tabelle 2: Wertebereiche der Rauheitskennwerte vor der Bearbeitung Form Ra [μm] Rq [μm] Rk [μm] Rpk [μm] Rvk [μm] zylindrisch 0,203-0,287 0,261-0,356 0,620-0,970 0,186-0,331 0,291-0,536 ballig 0,528-0,569 0,624-0,700 0,820-1,230 0,345-0,823 1,392-2,209 In den ersten Versuchen wurden die minimalen und maximalen Werte der folgenden Bearbeitungsparameter variiert: Werkstück-Drehzahl, Pulszeit, Schwenkwinkel, Eintauchtiefe, Wasserstand, Schleifgranulat und Prozesszeit. Für jede Versuchseinstellung wurden mindestens zwei Scheiben der gleichen Form bearbeitet. In Summe war bei den Parametern Werkstück-Drehzahl und Prozesszeit die signifikanteste Änderung der Rauheitskennwerte zwischen dem minimalen und maximalen Wert zu erkennen. Weiterhin war auffällig, dass es bei nur geringfügiger Änderung der taktil gemessenen Rauheitskennwerte deutliche Unterschiede in der Oberflächencharakteristik gab. Ein Beispiel für die Oberflächenänderung durch das Gleitschleifen ist in der Bild 2 zu sehen. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis Im feingeschliffenen Zustand sind sowohl auf der Aufnahme des optischen Messgeräts, als auch auf der Aufnahme mit dem Digitalmikroskop Riefen durch die Schleifbearbeitung in Umfangsrichtung deutlich sichtbar. Im gleitgeschliffenen Zustand sind die Bearbeitungsspuren der ursprünglichen Schleifbearbeitung nicht mehr erkennbar. Es sind stattdessen Riefen durch das Gleitschleifen entstanden, die durch den Schwenkwinkel jedoch schräg zum Umfang verlaufen. Diese Riefen sind jedoch weniger gleichförmig, als die durch die ursprüngliche Schleifbearbeitung entstandenen. Zusätzlich sind nach der Bearbeitung auf beiden Aufnahmen kleine Kavitäten zu sehen, welche sehr wahrscheinlich beim Auftreffen des Schleifgranulats unter hoher Dynamik auf der Werkstückoberfläche entstanden sind. Diese optisch deutlich unterschiedlichen Oberflächen unterscheiden sich in ihren Kenngrößen nicht in gleichem Maße, wie die Tabelle 3 zeigt. Eine Halbierung der Kennwerte kann aber als Größenordnung gemessen werden. Bei weiteren Versuchen wurde die Prozesszeit bei sonst konstanten Parametern verändert. Aus den Ergebnissen der Rauheitsmessung ergibt sich ein nichtlinearer Verlauf der Rq-Kennwertänderung wie in Bild 3 dargestellt. Bei der Prozesszeit stellt sich die größte Kennwertänderung nicht bei der maximal getesteten Zeit von 90 s, sondern bereits bei 62 s ein. Dies lässt darauf schließen, dass bereits nach 62 s der höchste Materialabtrag erfolgt war. 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Tabelle 3: Vergleich Rauheitskennwerte einer Scheibe im fein- und gleitgeschliffenen Zustand Oberfläche Ra [μm] Rq [μm] Rk [μm] Rpk [μm] Rvk [μm] feingeschliffen 0,244 0,311 0,790 0,266 0,395 gleitgeschliffen 0,101 0,127 0,327 0,129 0,154 Bild 3: Änderung des Rq-Wertes in Abhängigkeit der Bearbeitungszeit Bild 4: Reibwerte bei den 2-Scheiben-Wälzversuchen Im letzten Schritt der Bearbeitungsversuche zeigt sich, dass die Kombination aus den einzelnen Parameter-Einstellungen mit den jeweils glattesten Oberflächen nach der Bearbeitung bei den zylindrischen Scheiben, die insgesamt glatteste Oberfläche erzeugt. Bei den balligen Scheiben kann in dieser Hinsicht keine eindeutige Tendenz erkannt werden. Hier wird wahrscheinlich je nach Parametereinstellung der Formfehler unterschiedlich stark abgetragen. Für die anschließenden Wälzversuche wurden jeweils eine zylindrische und eine ballige Scheibe aufgrund ihrer Oberflächeneigenschaften paarweise ausgewählt. Die Parametereinstellung beim Gleitschleifen hatte bei dieser Auswahl keinen Einfluss. Die Ergebnisse der Wälzversuche im 2-Scheiben-Prüfstand sind in der Bild 4 dargestellt. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis Das Diagramm zeigt die gemessenen Reibwerte der Einzelversuche über die gesamte Laufzeit jeder Paarung in den drei Laststufen. Im Vergleich zu den feingeschliffenen Referenzproben wird mit den gleitgeschliffenen Scheiben eine Verringerung des Reibwerts um bis zu 30 % in den Laststufen 500 N und 600 N erreicht. Obwohl dieses Diagramm zeigt, dass tendenziell ein geringer Ra zu einem geringen Reibwert führt, hat sich aus der Versuchsdatenmatrix keine direkte Abhängigkeit des Reibwerts zu einem der Oberflächenkennwerte erkennen lassen. Um eine Abhängigkeit zwischen Oberflächen-Kennwerten und Reibwert zu ermitteln, wurden die Reibwerte je Scheiben-Paarung über unterschiedliche Oberflächen-Kennwerte aufgetragen. Die größte Korrelation zum Reibwert zeigt die Summe aus den taktil gemessenen Profilkennwerten Rk und Rpk. Bild 5 zeigt diese Korrelation für alle drei Laststufen über unterschiedlichste Bearbeitungsversuche. Für die Erstellung des Diagramms wurde der Mittelwert der Oberflächenkenngrößen der gemeinsam getesteten zylindrischen und balligen Scheibe gebildet und gegen den Reibwert aufgetragen. Die zusätzlich eingetragene logarithmische Trendlinie zeigt für die Laststufe 500 N ein Bestimmtheitsmaß von 0,9885, was auf eine sehr hohe Korrelation hindeutet. Diese gute Korrelation lässt auch in den beiden Laststufen von 600 N und 700 N nur geringfügig nach. Zu Beginn dieser Laststufen hat sich jedoch auch die Ausgangsoberfläche bereits verändert, wodurch sich die Abweichung erklären lässt. 4 Diskussion In den verschiedenen Gleitschleif-Versuchen hat sich gezeigt, dass der größte Materialabtrag bei den zylindrischen Scheiben mit Schwenkwinkel erreicht wird, bei balligen ohne Schwenken. Dies deutet darauf hin, dass an abgerundeten oder schräg zur Fließrichtung des Granulats verlaufenden Oberflächen mehr Material abtragen wird, als an senkrecht zur Fließrichtung stehenden. Bei schrägen Oberflächen gleitet das Granulat nach dem Auftreffen noch eine gewisse Strecke über die Oberfläche und nimmt Material mit. Beim Auftreffen entstehen Kavitäten, wie sie auf den Mikroskopaufnahmen zu sehen waren. Neben dem Materialabtrag sind auch diese als positive Veränderung der Oberfläche durch das Gleitschleifen zu bewerten, denn sie können als Ölrückhaltevolumen dienen. Die hohe Dynamik bei diesem Verfahren führt zu hohen Abtragsraten und kurzen Prozesszeiten. Die spezifische Pulsfunktion der verwendeten Maschine zeigte bei den rotationssymmetrischen Scheiben keinen signifikanten Effekt. Jedoch konnte bei parallel durchgeführten Bearbeitungsversuchen an komplexeren Bauteilen ein großer positiver Effekt durch die Pulsfunktion dargestellt werden. Die Bearbeitung solcher Bauteile führte mit Pulsfunktion zu einer sehr gleichmäßigen Oberfläche. Die Oberflächenänderungen durch das Gleitschleifen haben sich in Summe nur in geringen Änderungen der Oberflächenkennwerte geäußert. Für die Bewertung des Bearbeitungsergebnisses durch Rauheitskennwerte ist die Auswahl eines geeigneten Messystems daher essentiell. Es hat sich jedoch auch gezeigt, dass die Aufnahmen mit Digitalmikroskop und damit die optische Bewertung der Oberfläche sehr aussagekräftig in Bezug auf die Bearbeitung ist. Unterschiedlich bearbeitete Oberflächen unterscheiden sich optisch unter anderem in der Orientierung der Riefen und der Anzahl und Verteilung der Kavitäten. Aus den Ergebnissen der Bearbeitungs- und der Wälzversuche konnte abgeleitet werden, dass der gemessene Reibwert am stärksten mit der Summe aus Kernrautiefe Rk und Spitzenhöhe Rpk korreliert. Eine mögliche Erklärung für diese Korrelation könnte darin liegen, dass sich zunächst die obersten Spitzen eines Rauheitsprofils zweier Oberflächen im Kontakt befinden. Nach dem Einlaufvorgang und der Entfernung der oberen Spitzen kommen darunter liegende Spitzen in Kontakt. Der Rpk ist relevant für den Einlaufvorgang und der Rk für den weiteren Betrieb. Es kann angenommen werden, dass die Wahrscheinlichkeit, dass viele Spitzen in Kontakt kommen höher ist, je kleiner der Rk beträgt. Diese Beobachtung passt jedoch nicht zu der häufig noch gängi- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 37 Bild 5: Korrelation zwischen Reibwerte der drei Laststufen und Summe der Kennwerte Rk+Rpk T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis gen industriellen Praxis, eine Oberflächenqualität ausschließlich anhand ihres Rz zu bewerten. 5 Zusammenfassung Es lässt sich zusammenfassen, dass die resultierende Oberfläche durch Gleitschleifen von vielen Bearbeitungsparametern abhängt. Unter anderem haben die Bauteil-Geometrie und die Ausgangsoberfläche großen Einfluss auf das Ergebnis durch die Gleitschleif-Bearbeitung. Oberflächen komplexerer Bauteile lassen sich sehr schnell und in hoher Reproduzierbarkeit mit dem Pulsfinish-Verfahren bearbeiten. Mit einem Bestimmtheitsmaß von 0,9885, also nahezu 1, konnte in den Versuchen eine starke Abhängigkeit des Reibwerts zur Summe der Kennwerte Rk+Rpk beider Kontaktpartner ermittelt werden. Dabei bewirkt schon eine Änderung von 100 nm von Rk+Rpk eine Reibwertänderung um 0,005. Um einen größtmöglichen Nutzen aus der Gleitschleif-Bearbeitung ziehen zu können, müssen folglich geringe Unterschiede zwischen Rauheitskennwerten messtechnisch erfassbar sein. Mit der richtigen Parameterauswahl kann dann aber der Reibwert im Wälzkontakt um bis zu 30 % verbessert werden. Literatur [1] O. Kreil, Einfluss der Oberflächenstruktur auf Druckverteilung und Schmierfilmdicke im EHD-Kontakt, München, 2009. [2] D. Hannes und B. Alfredsson, „A fracture mechanical life prediction method for rolling contact fatigue based on the asperity point load mechanism,“ Engineering Fracture Mechanics, pp. 62-74, 2012. [3] S. R. Agha und C. R. Liu, „Experimental study on the performance of superfinish hard turned surfaces in rolling contact,“ Wear, pp. 52-59, 2000. [4] J. H. Shaikh und N. Jain, „Effect of finishing time and electrolyte composition on geometric accuracy and surface finish of straight bevel gears in EHC process,“ CIRP Journal of Manufacturing Science and Technology, pp. 53-62, 5 11 2014. 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! Wenn auch Sie die Leser von T + S über Ihre aktuellen Broschüren und Kataloge informieren möchten, empfehlen wir Ihnen, diese Werbemöglichkeit zu nutzen. Für weitere Informationen - wie Gestaltung, Platzierung, Kosten - wenden Sie sich bitte an Frau Sigrid Hackenberg, die Ihnen jederzeit gerne mit Rat und Tat zur Verfügung steht. Telefon (0 71 59) 92 65-13 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: anzeigen@expertverlag.de Internet: www.expertverlag.de Anzeige T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis Introduction Due to the tribological contact in lubricated bearings thin boundary layers are formed based on additives and the test conditions. Previous investigations proved the influence of the temperature and the mechanical contact on the reaction kinetics for tribochemical reaction layers [1]. It was shown, that at 70 °C the additive ZDDP (Zinc dialkyldithio-phosphate) disintegrates and the transformation to phosphate glass starts. Above 350 °C the phosphate glass is exposed, at 500 °C it disintegrates [1]. Besides the temperature also the induced energy by the tribological contact promotes the generation of phosphate glass. The effect of different temperatures (80 °C, 100 °C, 120 °C) was investigated for axial cylindrical roller bearings (type TBB 81212). The axial bearing washers were tested in a FE-8 test rig for the mechanical-dynamic measurement of rolling element bearing lubricants. The test is specified in the standard DIN 51819. For lubrication a ZDDP containing oil was used. ZDDP is a common anti wear additive. According to Bec et al. layers based on ZDDP can reach a thickness of up to 150 nm [2]. The flow rate of the oil was 0.1 l/ min. For applying the preload of 60 kN to the bearings, disk springs were used. To control the bearing temperature the test head is cooled by a fan. For each test two bearings were analysed under the same test conditions. The bearing life test is separated in a run in phase for 24 h at 500 rpm and a 176 h test run at 750 rpm. By vibrational measurements a bearing failure was determined. A bearing reaching the desired total Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 39 Investigation of the temperature influence on the formation of boundary layers on bearings F. Pape, G. Möbes, D. Lipinsky, C. Muhmann, H. F. Arlinghaus, G. Poll* Bei ölgeschmierten Wälzlagern üben der Aufbau und die chemische Zusammensetzung der sich auf belasteten Oberflächen ausbildenden Grenzschichten sowie die Temperatur im Wälzlager einen großen Einfluss auf das Verschleißverhalten aus. Der Einfluss der Temperatur auf die Bildung dieser Grenzschichten wurde bei Axialzylinderrollenlagern mit Hilfe von Nanoindentation, Nanoscratch-, Pin-on-Disk-Tests und ToF-SIMS-Analysen untersucht. Ein Vergleich der mikrotribologischen Eigenschaften mit den chemischen Eigenschaften der Grenzschichten zeigt abhängig von der jeweiligen Test-Temperatur die Bildung von unterschiedlichen Grenzschichten sowie Veränderungen der Grenzschicht-Zusammensetzung in Abhängigkeit von der Position innerhalb der Laufspur. Schlüsselwörter Nano/ Micro Tribologie, ToF-SIMS (Flugzeit-Sekundärionenmassenspektrometrie), Lateralverteilungsanalyse, Tiefenprofilanalyse Boundary films play a major role in wear protection on bearing washers under oil lubrication including the fact, that depending on working temperature the bearing life can be increased. Therefore, the temperature influence on the formation of those layers on surfaces of axial bearings after failure or after passing a bearing fatigue life test was investigated using nanoindentation, nanoscratch, pin-on-disk tests, and ToF-SIMS measurements. Depending on the specific test temperatures, the micro-tribological properties and the chemical composition of the boundary layers were set in relation to each other showing the formation of different boundary layers including variations in boundary layer composition with respect to the position within the runway. Keywords Boundary layers, nano/ micro tribology, tribo chemistry, ToF-SIMS (Time-of-Flight Secondary Ion Mass Spectrometry), secondary ion imaging, depth profile analysis Kurzfassung Abstract * Dr.-Ing. Florian Pape Giovanno Möbes Prof. Dr.-Ing. Gerhard Poll IMKT (Institut für Maschinenkonstruktion und Tribologie) Leibniz Universität Hannover, 30167 Hannover Dr. rer. nat., Dipl.-Phys. Dieter Lipinsky Dipl.-Phys. Christian Muhmann Prof. Dr. rer. nat., Dipl.-Phys. Heinrich F. Arlinghaus Westfälische Wilhelms-Universität Münster 48149 Münster T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis of 200 h running time passed the test. During the tests the frictional torque and temperature were measured. The conditions for the test are shown in Table 1. Both the rollers and the disk (also called washer) materials are 100Cr6 (German standard corresponding to AISI52100). The washers tested at 80 °C passed the test, the average frictional torque reached a value of 10 Nm. The bearing tested at 100 °C failed the test (test length was 50 h), the average frictional torque was 8.5 Nm. Previous tests proved that bearings tested under this test conditions (100 °C) tend to early failure and WECs (White Etching Cracks) occured. These cracks occur under the surface of the bearing and lead to early failure. Ultrasonic measurements of the surface could prove damages under the surface on the high slip zone on the outer side of this bearing washer. For the bearings tested under a temperature of 120 °C the test length was 200 h (passing the test), the average frictional torque was 6 Nm. By increasing the temperature the frictional torque measured during the FE-8 test decreases. The change of the frictional torque can be referred to the decrease of the oil viscosity with increasing temperature. Figure 1 depicts the boundary layer on the surface of a bearing washer tested at 80 °C. The rolling contact area is clearly visible with a blue to red colour on the surface. The early failure of bearings due to WECs is correlated to the appearance of hydrogen on the steel surface. Due to hydrogen diffusion into the steel the risk of embrittlement increases, the hydrogen is generated by a catalytic reaction of decomposed lubricant and fresh steel surface [3]. Kohara concludes, that a film formed on the sliding surface by additives can reduce both hydrogen generation from lubricant and hydrogen penetration into the steel [3]. Also the additives of the oil and contaminations have an influence on the hydrogen uptake to the bulk steel [4]. Thus, the composition and structure of the formed boundary layers have a high influence on the early bearing failure. The fine structure of the boundary layers surface for a bearing washer tested at 100 °C is shown in Figure 2. According to Smith the structure is based on a ZDDP anti wear film, the roughness can be explained due to failures in the film formation or damages [5]. To investigate the frictional properties of the boundary layers, nanoscratch tests and micro pin-on-disk tests were performed. Before these tests the adhering oil on the axial bearing washers was removed with n-hexane. While the nanoscratch test allows to measure the frictional properties of the boundary layers during ploughing, the frictional sliding properties can be achieved with the micro pin-on-disk tests. To investigate the chemical composition of the layers Time-of-Flight Secondary Ion Mass Spectrometry (ToF-SIMS) of the complementary bearing disks (i.e. housing disks; the shaft disks were used in the micro-pin-on-disk tests) was conducted. The ToF-SIMS measurements were conducted at the University of Münster. 40 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Table 1: Test conditions and results for axial bearing washers Axial bearing Temperature Axial load Test length Average frictional washer [°C] [kN] [h] torque [Nm] TB 60-80 80 60 200 10 TB 60-100 100 60 50 8.5 TB 60-120 120 60 200 6 Rolling contact area High slip zone outside No slip zone High slip zone inside 1 mm Figure 1: Photograph of the surface for a bearing washer with boundary layers on the rolling contact area (tested at 80 °C) Figure 2: Structure of boundary layers on bearing washer tested at 100 °C, scanning probe image at the high slip zone outside T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis Experimental methods Nanoindentational test setup To measure the nanomechanical properties on the axial bearing washer surfaces nanoindentational tests were used. The tests were carried out applying a Hysitron TriboIndenter ® . For measurement of the hardness properties a triangular diamond Berkovich tip was used. As maximum load for the load-indentation curves 1 mN was applied to the tip. The Young’s Modulus and the correlated hardness were calculated with the unloading curve of the indentation tests applying the method of Oliver and Pharr [6]. To investigate the frictional properties during ploughing, single nanoscratch tests were performed. For the scratch tests a cono-spherical diamond tip with an opening angle of 90° and a tip radius of 280 nm was used. For the scratch test the tip is moved along the substrate and scratches into the surface with continuously increasing load over the scratch length, reaching the maximal force at the end of the test. To measure the frictional properties inside the boundary layers the final force was 1 mN. The scratch length was 9 microns. The properties of boundary layers on bearing surfaces were measured previously by nanoscratch tests [7-9]. In contrast to the earlier measurements the applied load was reduced to perform the scratch in the boundary layers. Micro pin-on-disk tester The measurements of the sliding friction were carried out with a micro pin-on-disk tester. This tester is based on a modified Center for Tribology (CETR) Olympus HDI reliability spin-stand (Figure 3). Originally the test stand was developed to investigate the head-to-disk interface of a hard disk drive. On the tester, axial bearing washers can be mounted as disk. A sapphire half ball as test specimen was attached with adhesive to the slider of a HDD recording head. The diameter of the sapphire half ball is 500 microns. After mounting the slider on the testers arm, the desired normal force is applied. As load 30 mN were used. The axial bearing washers serve as counterparts. For the measurements, the bearing washer rotated at 1 rpm. During the test, the coefficient of friction was recorded. Different circumferential positions can be investigated by moving the tip to different radii of the bearing washer. Time-of-Flight Secondary Ion Mass Spectrometry (ToF-SIMS) The chemical compositions of loaded and unloaded areas on the washer surfaces were determined at the Physikalisches Institut, Westfälische Wilhelms-Universität Münster, using a ToF-SIMS instrument comparable to the ToF-SIMS IV of IONTOF GmbH. It is equipped with a bismuth liquid metal ion gun for high-resolution imaging and a noble-gas electron-impact ion gun for sputter erosion in dual beam depth-profile analysis. Time-of-Flight Secondary Ion Mass Spectrometry (ToF- SIMS) is a surface analytical method for determining the atomic and molecular composition of surfaces of solid state materials. Using this method, the surface of a solid state target is bombarded with energetic primary ions causing the sputtering of the outermost monolayers of the target. Amongst the emitted particles positively or negatively charged atoms or molecules, the so called secondary ions, can directly be analysed according to their mass-to-charge ratio determined via mass spectrometer [10-12]. The special merits of ToF-SIMS are a high detection probability combined with a high surface sensitivity. The main focus of applications are in trace element analysis, the determination of lateral distributions of atoms and molecules on the surface and the analysis of the composition of boundary layers using depth profiling. Due to this, ToF-SIMS is ideally suited for the analysis of tribologically build up boundary layers, including the adsorptive layer formed from oil additive components, and to advance the understanding of the interaction of all materials involved [1, 13-17]. In preparation for ToF-SIMS-analysis, the bearing washers were cut into four pieces. Prior to the analysis, the segments were cleaned in an ultrasonic bath (3 x 5 min) using n-hexane (SupraSolv) to remove the adhering oil film and expose the adsorbate layer. On each washer, the lateral distribution of atoms and molecules on the surface was determined by applying the large area mapping mode of operation on an area of 14.7 mm x 1.8 mm covering the whole rolling contact area, including adjacent areas outside the raceway. In order to avoid exceeding the static limit, two large area maps (positively as well as negatively charged ions) were recorded at different positions. In addition, two sets of eleven depth profiles each analysing positively and negatively charged secondary ions were carried out. In each case, two profiles were recorded outside the Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 41 Figure 3: Setup of the micro pin-on-disk tester T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis raceway (one on the outer and one on the inner side of the washer) and nine profiles relatively evenly distributed inside the raceway. Experimental results The hardness on the bearing washers was measured along the surface. For the examination the values on both slip zones and the no slip zone were regarded. The average hardness on the outer high slip zone (measured 4 mm and 5 mm from the outer rim), the inner high slip zone (measured 10 mm and 11 mm from the outer rim), and the no slip zone (measured 8 mm from the outer rim) is shown in Figure 4. The first and third bearing washers (passing the test) feature the lowest hardness values on Pin-on-Disk test results The frictional properties while sliding are measured with the micro pin-on-disk tester. As the pin does not penetrate the boundary layers, the CoFs obtained are much lower compared to the nanoscratch tests. For the bearing washers, the CoF of the outer high slip zone and the no slip zone are shown in Figure 6. The failed bearing washer TB 60-100 shows the highest CoF on the outer high slip zone. In case of the bearing TB 60-80 the difference is much lower. For the bearing TB 60-120 the CoF on the no slip zone is significantly higher. ToF-SIMS large area mapping Figure 7 shows the distribution of selected negative (top) and positive (bottom) secondary ions obtained from large area mapping of the washer surface of test bearing TB 60-80 (left), TB 60-100 (middle) and TB 60-120 (right). The position of the raceway is marked in darkgrey; however the relative position depends on the backlash of the rolling elements in the cage which is about ± 250 µm. The light-grey background marks the whole 42 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 0.0 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0 6.0 7.0 8.0 9.0 10.0 11.0 12.0 13.0 14.0 TB 60-80 TB 60-100 TB 60-120 Average hardness [GPa] high slip zone outside no slip zone high slip zone inside Figure 5: CoF obtained at the end of scratch test; a) for TB 60 100, CoF (average out of three scratch tests), b) Comparison CoF obtained in nanoscratch test Figure 4: Average hardness on the raceways for the tested bearing washers 0.2 0.22 0.24 0.26 0.28 0.3 0 5,000 10,000 15,000 Coefficient of friction Position on bearing washer [µm] 0.20 0.22 0.24 0.26 0.28 0.30 TB 60-80 TB 60-100 TB 60-120 Coefficient of friction high slip zone outside no slip zone high slip zone inside the no slip zone. The second bearing washer TB 60-100 (failing the test) shows the highest hardness on the no slip zone. On the high slip zone inside this bearing washer feature the lowest hardness. Nanoscratch test results In the nanoscratch tests, the coefficient of friction (CoF) is investigated at the end of the scratch test. At each measurement position three nanoscratch tests were performed. The average values for the bearing washer TB 60-100 are shown in Figure 5a. The CoF on the outer high slip zone features the highest value. The lowest values can be found on the inner high slip zone. The values obtained in the nanoscratch test for the high slip zone outside, the high slip zone inside, as well as the no slip zone are depicted in Figure 5b. The failed bearing washer TB 60-100 features high friction on the outer high slip zone, while relative low friction on the no slip zone. In case of the bearings passing the test the high slip zone outside shows lower frictional values as on the no slip zone. a) b) T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis area of 15.8 mm of the polished washer surface. The outer rim of the washer is indicated by the position 0 mm. Each single image is normalized to itself and bright areas depict high secondary ion intensities. As can be seen for TB 60-80 (left) and TB 60-100 (middle), several secondary ion signals show inhomogeneous distributions with clearly separated areas inside the raceway. With TB 60-120 (right), all negative secondary ions show a much more uniform distribution inside the rolling contact area apart from areas near to both edges of the rolling contact area. Note, that large area maps of negative and positive secondary ions were obtained from different sites separated by a distance of about 2 mm. In the case of TB 60-120 the positive secondary ions were registered at a place where a surface contamination, possibly zinc containing, seems to cover parts of the raceway. The occurrence of PO 2− , Ca 2 PO 3− , Ca 2 PO 3+ and other molecules containing compounds of type P x O y (x ≥ 2, y ≥ 3; not shown) often indicate the formation of a phosphate glass layer [18, 19]. With TB 60-80 and TB 60-100, those signals are mainly located within the raceway. With TB 60-120, those signals also show relatively high intensities outside the raceway, mainly in the inside region of the washer. This might be an indication of a pure thermally caused formation of a phosphate glass layer from ZDDP according to Fujita [20]. He showed that with oil temperatures exceeding 80 °C, layer formation is not negligible and increases with increasing temperature and immersion time. Another peculiarity can be seen comparing the secondary ion signal intensities obtained from different areas of the raceway. With all washers but especially those from TB 60-80 and 60-100 differences in the secondary ion emission between high slip zones outside and inside the raceway are visible. This might indicate different conditions for molecule adsorption and film formation at the outer side of the raceway compared to those on the inner side. A reason might be found in different surface temperatures, probably induced by different kinds of slip, which can lead either to different chemical reactivity or to deterioration of adsorbed molecules. In addition, with TB 60-80 and TB 60-100 some sulphur-containing signals, like CHS + or S − , show opposite behaviour with respect to calcium-containing signals like Ca + or Ca 2 PO 3− . For example, reduced signal inten- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 43 0.080 0.085 0.090 0.095 0.100 0.105 0.110 TB 60-80 TB 60-100 TB 60-120 Coefficient of friction high slip zone outside no slip zone Figure 6: Frictional results obtained in micro pin-on-disk tester Figure 7: Distribution of selected negative (top) and positive (bottom) secondary ions obtained from large area mapping of the washer surface of test bearing TB 60-80 (left), TB 60-100 (middle) and TB 60-120 (right). Each single image is normalized to itself and bright regions depict high secondary ion intensities. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis sities of Ca + correspond to enhanced signal intensities of S − and increased Ca + -signal intensities correlate with reduced S − -intensities. In contrast, C 9 H 9 SO 3− , a signal often detected in ToF-SIMS analysis of calciumsulphonate-containing oils, shows a distribution similar to calciumand phosphorus-containing secondary ions. Mass spectrometric depth profiling On selected spots on the washer surface, ToF-SIMS depth profile analyses were carried out. In order to reduce matrix induced changes of secondary ion yields and sputtering yields during ion bombardment induced removal of tribological loaded boundary layers and bearing base material, all depth profiles were performed using simultaneous oxygen-flooding applying pure 18 O-gas with a base pressure of 1 x 10 −6 mbar. So, secondary ion signals containing the isotope 16 O can be clearly attributed to oxygen incorporation into the boundary layer during the tribological applied load. Since no reliable information about the actual sputtering yield inside the tribologically formed boundary layer is available, the secondary ion signals are presented as a function of the sputter ion dose densities (SPIDDs) applied for the removal of the boundary layers. The thickness of the depth profiled boundary layers was estimated from the curves of the decaying PO − -signal and the increasing Fe 18 O 2− -signal intersect. Figure 8 shows the intensities of selected negative secondary ions as a function of applied SPIDDs, obtained from depth profiles performed on spots on the outside high slip zone of the raceway in a distance of 5 mm from the outer rim of the washer surface of test bearings TB 60-80 (left), TB 60-100 (middle) and TB 60-120 (right). The Fe 18 O 2− -signal represents steel substrate and indicates the transition from the tribological boundary layer to the base material. Calcium-, sulphur-, boronand phosphorus-containing signals represent remains of additives. Compared to areas outside the raceway (not shown here), where only a SPIDD of 0.06 ∙ 10 17 ions/ cm 2 44 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3,0 normierte Signalintensität TBB 3814, Low-Ref, Ar + , posi ve Polarität, Stelle 1 S BO PO Fe¹ O Ca PO 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3,0 normierte Signalintensität TBB 3814, Low-Ref, Ar + , posi ve Polarität, Stelle 1 S BO PO Fe¹ O Ca PO 0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3,0 normierte Signalintensität TBB 3814, Low-Ref, Ar + , posi ve Polarität, Stelle 1 S BO PO Fe¹ O Ca PO normalized signal intensity SPIDD in 10 17 ions/ cm 2 SPIDD in 10 17 ions/ cm 2 SPIDD in 10 17 ions/ cm 2 Fe¹ O Ca PO PO BO S Fe¹ O Fe¹ O S Ca PO Ca PO PO BO PO BO S TB 60-80 TB 60-100 TB 60-120 Figure 8: Intensities of selected negative secondary ions as a function of applied SPIDDs, obtained from depth profiles performed on areas with a distance of 5 mm from the outer rim of the washer surface of test bearings TB 60-80 (left), TB 60-100 (middle) and TB 60-120 (right) 0.0 0.5 1.0 1.5 TB 60-80 TB 60-100 TB 60-120 SPIDD in 10 17 ions/ cm 2 at PO - -/ Fe 18 O 2- -crossing point bearing high slip zone outside no slip zone high slip zone inside was needed to remove the thin boundary layer, higher SPIDDs were needed to reach the crossing point of the PO − and Fe 18 O 2− -signal curves in areas within the rolling contact area. This indicates the alteration of the washer surface and the formation of a reaction layer. With TB 60-100, showing an early failure during the FE-8 test, some differences can be seen in the signal courses obtained from the outside high slip zone when compared to the other bearings. In these areas, the profiles of S − show the highest intensities directly on the surface and not within the boundary layer. In addition, the profiles of BO 2− and Ca 2 PO 3− show a steeper decrease compared to the other bearings. Comparing SPIDD-values needed to reach the PO − -/ Fe 18 O 2− -crossing point (Figure 9) in the Figure 9: SPIDDs needed to reach the PO − - / Fe 18 O 2− crossing point at the outside high slip zone (blue bar), the no slip zone (green bar) and the inside slip zone (grey bar) of the test bearings TB 60-80, TB 60-100 and TB 60-120 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis outside high slip zone to the inside high slip zone one can see, that with all bearings lower SPIDD-values were determined at the inside high slip zone. One reason for this could possibly be different amounts of the specific friction energy accumulated at the outer or inner edge of the raceway of this cylindrical roller bearing as proposed in [18]. Conclusion In FE-8 tests was shown, that at a specific temperature bearings tend to failure. By reducing or increasing the temperature of the test the bearings pass. By a change of the temperature the boundary layers feature different chemical and frictional properties. With ToF-SIMS large area mappings, inside the contact area of all bearing washers the formation of phosphate glass stimulated by load and temperature could be detected. Looking at areas outside the raceway of the bearing tested at 120 °C, secondary ion signals suggest that the formation of purely thermally build phosphate glass takes place as well, especially at the inner side of the washer. In addition, some secondary ions, when detected from high slip zones at the outer or inner side of the raceway, show differences in their intensities also indicating different surface temperatures across the washer during layer build-up, probably induced by different kinds of slip. The influence of different temperatures and added type of load on the formation of phosphate glass like boundary layers can be seen as well with ToF-SIMS depth profiles, carried out at selected spots across the raceway of all bearings. Those profiles show that with all bearings in the inside high slip zone lower SPIDD-values are needed to reach the PO − -/ Fe 18 O 2− -crossing point compared to the outside high slip zone. This could possibly be attributed to different amounts of the specific friction energy accumulated at the outer or inner edge of the raceway of this cylindrical roller bearing. In case of the failed bearings in contrast to the other bearings the hardness on the no slip zone is significantly increased. To have a closer look on the nanomechanical properties the frictional properties while ploughing and sliding were analysed. The high slip zone of a failed bearing washer (TB 60-100) shows an increased coefficient of friction on the outer high slip zone in the nanoscratch test and the pin-on-disk test. As in this region higher slip occurs, the increased frictional properties result in increased resistance against slip and can have a negative influence and damage of the boundary layers. A damage of a boundary layer can result in an easier diffusion of hydrogen to the metallic surface and the formation of cracks under the bearings surface. In case of the bearing tested under increased temperature an increased friction on the surface can be detected for the no slip zone. In this case pure rolling dominates, thus the frictional properties of the tribolayers have a lower influence. In this zone the hardness and Young’s Modulus (which is correlated to the hardness) have a higher influence on the surface pressure. Thus, the higher Young’s Modulus in the no slip zone for the failed bearing results in higher stress in the tribological contact and can also influence the failure for the bearings tested under 100 °C. Acknowledgment This work was sponsored in part by the DFG (German Research Foundation) within the research program ”Influence of stress states in rolling bearings on White Etching Cracks”. References 1. D. Lipinsky, C. Brüning, C. Mayer, H. F. Arlinghaus, T. Skubacz, G. Poll: Oberflächenanalyse der aus Additiven gebildeten tribologischen Schichten mit der Flugzeit- Sekundärionenmassenspektrometrie, Tribologie und Schmierungstechnik, 58 (2), pp. 29-35, 2011 2. S. Bec, A. Tonck, J. M. Georges,R. C. Coy, J. C. Bell J, and G. W. Roper: Structure and properties of zinc dithiophosphate anti-wear films, Proc. R. Soc., A 455, 4181- 203, 1999 3. M. Kohara, T. Kawamura, and M. Egami: Study on Mechanism of Hydrogen Generation from Lubricants, Tribology Transactions, 49, 1, pp. 53-60, 2006 4. B. 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Poll: Physical properties of boundary layers in angular contact ball bearings lubricated with greases containing polymers, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part J: Journal of Engineering Tribology, 22, 3, pp. 581-592, 2009 9. F. Pape.: Mikrotribologische Untersuchungen an Wälzlagern mit polymeradditiver Fettschmierung, Thesis, Leibniz Universität Hannover, 2011 10. A. Benninghoven, FG. Rüdenauer, HW. Werner: Secondary ion mass spectrometry: Basic concepts, Instrumental aspects, Applications and Trends. New York: Wiley, Chemical analysis, Vol. 86, 1987 11. J. C. Vickerman, D. Briggs D (eds): TOF-SIMS: Surface Analysis by Mass Spectrometry, IM Publications, Vol. 2, 2013 12. H. F. Arlinghaus: Static Secondary Ion Mass Spectrometry. In: Bubert H and Jenett H (eds) Surface and Thin Film Analysis, 2 nd ed. Wiley-VCH, 2011 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 45 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis 13. C. Minfray, J. M. Martin, M. I. De Barros et al.: Chemistry of ZDDP tribofilm by ToF-SIMS, Tribol Lett 2004; 17(3): 351-357 14. T. Kubo, S. Fujiwara, H. Nanao et al.: TOF-SIMS analysis of boundary films derived from calcium sulfonate, Tribol Lett, 23(2), pp. 171-178, 2006 15. A. Murase, H. Mori, T. Ohmori: TOF-SIMS analysis of friction surfaces of hard coatings tested in engine oil, Appl. Surf. Sci., 255(4), pp. 1494-1497, 2008 16. C. Mayer, D. Lipinsky, F. Wohlleber et al.: Coordinated test rig and ToF-SIMS experiments to investigate the influence of phosphate glass layers on the friction behavior of a wet clutch, Surf. Interface Anal., 46 (S1), pp. 401- 404, 2014 17. D. Lipinsky, E. Wittek, C. Muhmann et al.: Oberflächenanalyse der im Betrieb mit Fuel Economy Ölen gebildeten Grenzschichten mit der Flugzeit-Sekundärionenmassenspektrometrie (ToF-SIMS), Proceedings, Tribologie Fachtagung „Reibung, Schmierung und Verschleiß“, Göttingen, Germany, 22 Sept - 24 Sept 2014, paper no. 55 (Vol II), 2014 18. M. Crobu, A. Rossi., F. Mangolini, N. D. Spencer.: Chainlength-identification strategy in zinc poly-phosphate glasses by means of XPS and ToF-SIMS, Analytical and Bioanalytical Chemistry, Volume 403, Issue 5, pp. 1415-1432, 2012 19. M. Crobu, A. Rossi, N. D. Spencer.: ToF-SIMS of polyphosphate glasses, Surface and Interface Analysis, Vol. 45, Issue 1, pp. 579-582, 2013 20. H. Fujita., H. A. Spikes.: The formation of zinc dithiophosphate antiwear films, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers. Part J, Journal of Engineering Tribology, 218, pp. 1-13, 2004 21. J. Loos: Einfluss der Reibbeanspruchung auf die WEC- Bildung in Wälzlagern. Proceedings, Tribologie Fachtagung „Reibung, Schmierung und Verschleiß“, Göttingen, Germany, 22 Sept - 24 Sept 2014, paper no. 23 (Vol I), 2014 46 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 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_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis Einleitung Innovative Antriebskonzepte im Bereich des Automobilbaus gewinnen aufgrund politischer Rahmenbedingungen und gesellschaftlicher Entwicklungen zunehmend an Bedeutung. Neben durchaus vielversprechenden Ansätzen aus dem Umfeld der Elektromobilität werden aber auch gerade die klassischen Antriebskonzepte - bestehend aus Verbrennungsmotor, Kupplung und Getriebe, gegebenenfalls in Kombination mit Elektroantrieben (Hybridkonzepte) - in den nächsten Jahrzehnten noch weiterhin eine entscheidende Rolle in sämtlichen Mobilitätskonzepten spielen. Obwohl Verbrennungsmotor und Antriebsstrang schon lange Zeit erforscht und weiterentwickelt worden sind, Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 47 * Prof. Dr.-Ing. Sandro Wartzack, Dr.-Ing. Stephan Tremmel Dipl.-Ing. (FH) David Hochrein (SFI): Friedrich-Alexander Universität Erlangen-Nürnberg Lehrstuhl für Konstruktionstechnik, 91058 Erlangen Dipl.-Ing. (FH) Oliver Graf-Goller: Schaeffler Technologies AG & Co.KG, 91074 Herzogenaurach Vorstellung einer neuen Prüfstandsgruppe zur Untersuchung des Fliehkrafteinflusses auf das Reibungsmoment von Wälzlagern D. Hochrein, O. Graf-Goller, S. Tremmel, S. Wartzack* Anwendungen in denen Wälzlager Fliehkraftbelastung erfahren sind beispielsweise Planetenradlagerungen oder Pleuellagerungen im Verbrennungsmotor. Im Bereich der Getriebetechnik sind die Anforderungen an Planetenradlagerungen vor allem in den letzten Jahren aufgrund von Wirkungsgradoptimierungen stark angestiegen und die zu ertragenden Beschleunigungen werden in wenigen Jahren Werte bis zum 8 000-fachen der Erdbeschleunigung erreichen. Dies entspricht in etwa einer Verdoppelung der aktuellen Belastung. Im Gegensatz hierzu sind die Anforderungen für Pleuellagerungen schon seit Beginn der Entwicklung von Verbrennungsmotoren sehr komplex. Im Bereich der Kraftfahrzeugmotoren haben sich daher in den vergangenen Jahrzenten überwiegend Gleitlager etabliert, obwohl zu Beginn der Motorenentwicklung diese Anwendung eine Domäne der Wälzlager war. In beiden Anwendungen sind fliehkraftbelastete Wälzlager ein wesentlicher Beitragsleister für das Gesamtreibungsmoment des Aggregats und weisen somit ein vielversprechendes Energieeinsparpotential auf. Aufgrund der extremen und komplizierten Belastungen sind die Vorgänge in solchen Lagern bisher allerdings nur wenig erforscht. Aus diesem Grund ist eine Prüfstandsgruppe entwickelt und gebaut worden, die eine intensive experimentelle Untersuchung dieser Thematik erlaubt. Schlüsselwörter Wälzlager, Reibung, Fliehkraftfeld Applications for rolling element bearings, which are exposed to centrifugal load, are, for example, planetary wheel supports of planetary gears or connecting rod bearings of internal combustion engines. In the field of planetary wheel supports the requirements especially in recent years have increased sharply due to efficiency improvements in the field of transmission technology. The accelerations, the bearings are exposed to, will reach values of up to 8 000 times gravity in a few years. This represents a doubling of the current load. In contrast the requirements for connecting rod bearings are very complex since the beginning of the development of combustion engines. Thus in the field of automotive engines plain bearings have in recent decades been established, although this application has been the domain of rolling element bearings at the beginning of engines development. In both applications, rolling element bearings exposed to centrifugal load provide a major contribution to the total frictional moment of the assembly unit and show therefore a promising energy saving potential. Due to the extreme and complex loads the procedures in such bearings have so far been little researched. For this reason, a group of test rigs has been designed and installed, which allows a detailed experimental study of this issue. Keywords Rolling element bearings, friction, centrifugal load Kurzfassung Abstract T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis bergen auch diese technisch hochentwickelten Systeme immer noch ausreichend Potential für weitere Verbesserungen, insbesondere im Hinblick auf Reibungsreduzierung. Einen möglichen Ansatzpunkt bieten hierbei die im Antriebsstrang und Verbrennungsmotor verbauten Wälzlager. Besonderes Augenmerk muss diesbezüglich auf die fliehkraftbelasteten Wälzlager gerichtet werden. Sie verursachen einerseits einen erheblichen Anteil an der Gesamtreibung der Aggregate. Andererseits sind die unter Fliehkraft auftretenden Phänomene bei Wälzlagern bisher nur wenig untersucht worden. In Planetenradgetrieben, wie beispielsweise dem aktuellen 8HP Automatikgetriebe von ZF, sind die Planetenradlagerungen durch hohe Zentripetalbeschleunigungen belastet. Derzeit werden Beschleunigungen bis zum „3 500 fachen“ [6] der Erdbeschleunigung erreicht mit steigender Tendenz bis hin zum „8 000 fachen“ [6]. Die stark zunehmenden Beschleunigungen sind vor allem der stetig gestiegenen Gangzahl der Getriebe bei gleichbleibendem Bauraum geschuldet. Diese Rahmenbedingungen machen es unumgänglich, dass weitere notwendige Radsätze ineinander integriert werden müssen und so der außenliegende Radsatz große Achsabstände besitzt, was zwangsweise zu höheren Zentripetalbeschleunigungen auf die Wälzlagerungen führt. [6] Im Verbrennungsmotor erfahren die Pleuellagerungen hohe Zentripetalbeschleunigungen. Allerdings sind die Pleuellagerungen zumindest im Bereich der Kraftfahrzeugmotoren meist nicht mit Wälzlagern sondern mit Gleitlagern ausgestattet, obwohl Pleuellagerungen bis in die 1960er Jahre ursprünglich vornehmlich mit Wälzlagern realisiert worden sind. [8] Bereits E. S ACHS hat sich zu Beginn des 20. Jahrhunderts Gedanken über die Gestaltung von wälzgelagerten Pleueln gemacht [4] und auch heute noch werden wälzgelagerte Pleuel im Bereich der Zweitaktmotoren in Serie eingesetzt. Bisherige wissenschaftliche Erkenntnisse Die Untersuchungen in diesem Bereich stehen im Wesentlichen alle unter dem Zeichen der Reibungsreduzierung und somit der Verbrauchsbeziehungsweise Schadstoffreduzierung im Antriebsstrang. M. S CHWA- DERLAPP, der Ansätze zur Kraftstoffeinsparung im Verbrennungsmotor untersucht, empfiehlt konstruktive Maßnahmen im Bereich des Thermomanagements, des Systems Kolbengruppe/ Zylinder und der Kurbelwellenlagerung, wobei er die Kurbelwellenlagerung nach dem System Kolbengruppe/ Zylinder als zweitstärksten Beitragsleister bezüglich Gesamtreibung einstuft. [5] In experimentellen Untersuchungen, siehe Bild 1, konnte gezeigt werden, dass der Einsatz von Wälzlagern als Kurbelwellenlager bei einer mittleren Öltemperatur von 48 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 diesbezüglich auf die fliehkraftbelasteten Wälzlager gerichtet werden. Sie verursachen einerseits einen großen Anteil an der Gesamtreibung der Aggregate. Andererseits sind die unter Fliehkraft auftretenden Phänomene bei Wälzlagern bisher nur wenig untersucht worden. In Planetenradgetrieben, wie beispielsweise dem aktuellen 8HP Automatikgetriebe von ZF, sind die Planetenradlagerungen durch hohe Zentripetalbeschleunigungen belastet. Derzeit werden Beschleunigungen bis zum 3 500-fachen [6] der Erdbeschleunigung erreicht mit steigender Tendenz bis hin zum 8 000-fachen [6]. Die stark zunehmenden Beschleunigungen sind vor allem der stetig gestiegenen Gangzahl der Getriebe bei gleichbleibendem Bauraum geschuldet. [6] Diese Rahmenbedingungen machen es unumgänglich, dass weitere notwendige Radsätze ineinander integriert werden müssen und so der außenliegende Radsatz große Achsabstände besitzt, was zwangsweise zu höheren Zentripetalbeschleunigungen auf die Wälzlagerungen führt. [6] Im Verbrennungsmotor erfahren die Pleuellagerungen hohe Zentripetalbeschleunigungen. Allerdings sind die Pleuellagerungen zumindest im Bereich der Kraftfahrzeugmotoren meist nicht mit Wälzlagern sondern mit Gleitlagern ausgestattet, obwohl Pleuellagerungen bis in die 1960er Jahre ursprünglich vornehmlich mit Wälzlagern realisiert worden sind. [8] Bereits E. S ACHS hat sich zu Beginn des 20. Jahrhunderts Gedanken über die Gestaltung von wälzgelagerten Pleueln gemacht [4] und auch heute noch werden wälzgelagerte Pleuel im Bereich der Zweitaktmotoren in Serie eingesetzt. Bisherige wissenschaftliche Erkenntnisse Die Untersuchungen in diesem Bereich stehen im Wesentlichen alle unter dem Zeichen der Reibungsreduzierung und somit der Verbrauchsbzw. Schadstoffreduzierung im Antriebsstrang. M. S CHWADERLAPP der Ansätze zur Kraftstoffeinsparung im Verbrennungsmotor untersucht, empfiehlt konstruktive Maßnahmen im Bereich des Thermomanagements, des Systems Kolbengruppe/ Zylinder und der Kurbelwellenlagerung, wobei er die Kurbelwellenlagerung nach dem System Kolbengruppe/ Zylinder als zweitstärksten Beitragsleister bezüglich Gesamtreibung einstuft. [5] In experimentellen Untersuchungen, siehe Abbildung 1, konnte gezeigt werden, dass der Einsatz von Wälzlagern als Kurbelwellenlager bei einer mittleren Öltemperatur von 90 °C gegenüber Gleitlagern eine Reibungsabsenkung von 55 % erzielt. Weiter zeigt sich, dass die Reibungsreduzierung durch Wälzlager bei niedrigeren Temperaturen stärker ausgeprägt ist als bei hohen. [5] Durch weitere Sekundäreffekte, wie die Absenkung der Ölpumpenleistung aufgrund eines geringeren erforderlichen Ölvolumenstroms, kann C. T IEMANN in einem Testfahrzeug mit voll wälzgelagerter Kurbelwelle einen um 5,4 % reduzierten Kraftstoffverbrauch im NEFZ nachweisen. Neben dem reinen Einsparpotential zeigt C. T IEMANN , dass eine wälzgelagerte Kurbelwelle auch in modernen Verbren- Abbildung 1: Potenzial einer Wälzlagerung bei Kurbelwellen nach [5] 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 140 °C Öltemperatur Reibmitteldruck 0,1 bar 2000 min -1 Gleitlagerung Wälzlagerung -72 % -55 % -41 % Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 nungsmotoren realisierbar ist und dass der wälzgelagerte Kurbeltrieb ein gutes Kosten- Nutzen-Verhältnis aufweist. [9] Weiterführende Untersuchungen von J. VON H OLLEN an einem Kurbeltriebprüfstand, der wie ein geschleppter Einzylindermotor aufgebaut ist, haben ebenfalls grundsätzlich das Einsparpotential eines wälzgelagerten Kurbeltriebs bestätigt. Allerdings kommt J. VON H OLLEN zu dem Ergebnis, dass sich bei höheren Motordrehzahlen, im verwendeten Prüfaufbau bei 1 500 min -1 , bei einem rein mit der Massenkraft des Lagers selbst belasteten Prüflager, das Einsparpotential der wälzgelagerten Pleuel aufhebt. Dies wird auf die durch die inneren Massenkräfte ansteigende Reibung zurückgeführt. [10] In der Anwendung als Planetenradlager weisen fliehkraftbelastete Wälzlager gerade im Bereich hoher Drehzahlen große Reibungsverluste auf, siehe Abbildung 2 a). Abbildung 2: a) Aufteilung des berechneten Verlustmoments in Einzelverlustquellen im Getriebe ZF 8HP70 als Funktion der Antriebsdrehzahl (7. Gang, 100° C) nach [1] b) Vergleich des Reibungsmoments zweier unterschiedlicher Planetenradlager bei reiner Zentrifugalbeschleunigung nach [3] Da sich dieses Reibungsverhalten grundsätzlich in allen Getriebegängen bis auf die Direktgänge wiederspiegelt [1], untersucht V. A UL das Potential von Käfigbeschichtungen zur Reibungsabsenkung von fliehkraftbelasteten Wälzlagern. Er erzielt nach ersten Umrechnungen mit einem kugelgestrahlten und manganphosphatierten Käfig Reibungsabsenkung für das Gesamtgetriebe von ca. 2,5 %. [1] Die Reibungswerte sind am gesamten Planetenträger ermittelt worden, da der Aufwand für die direkte Messung am Planetenrad als zu hoch eingeschätzt wird. [1] 0 % 50 % 100 % Antriebsdrehzahl in min -1 Verlustkomponente: A B C E D Lagerreibung durch Fliehkraft a) Fliehkraft D E C B Ausführung A (Nadel Ø 2 mm, C=12,7 kN, C 0 =17 kN) Ausführung B (Nadel Ø 2,5 mm, C=14,3 kN, C 0 =17 kN) 0 50 100 Reibung % Käfigreibung Nadeln - Gleitreibung Nadeln - Rollreibung b) Käfig Gleiten Käfig Gleiten Rollen Rollen Bild 2: a) Aufteilung des berechneten Verlustmoments in Einzelverlustquellen im Getriebe ZF 8HP70 als Funktion der Antriebsdrehzahl (7. Gang, 100 °C) nach [1] b) Vergleich des Reibungsmoments zweier unterschiedlicher Planetenradlager bei reiner Zentrifugalbeschleunigung nach [3] Bild 1: Potenzial einer Wälzlagerung bei Kurbelwellen nach [5] T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis 90 °C gegenüber Gleitlagern eine Reibungsabsenkung von 55 % erzielt. [5] Weiter zeigt sich, dass die Reibungsreduzierung durch Wälzlager bei niedrigeren Temperaturen stärker ausgeprägt ist als bei hohen. [5] Durch weitere Sekundäreffekte, wie die Absenkung der Ölpumpenleistung aufgrund eines geringeren erforderlichen Ölvolumenstroms, kann C. T IEMANN in einem Testfahrzeug mit voll wälzgelagerter Kurbelwelle einen um 5,4 % reduzierten Kraftstoffverbrauch im NEFZ nachweisen. [9] Neben dem reinen Einsparpotential zeigt C. T IEMANN , dass eine wälzgelagerte Kurbelwelle auch in modernen Verbrennungsmotoren realisierbar ist und dass der wälzgelagerte Kurbeltrieb ein gutes Kosten-Nutzen-Verhältnis aufweist. [9] Weiterführende Untersuchungen von J. VON H OLLEN an einem Kurbeltriebprüfstand, der wie ein geschleppter Einzylindermotor aufgebaut ist, haben ebenfalls grundsätzlich das Einsparpotential eines wälzgelagerten Kurbeltriebs bestätigt. Allerdings kommt J. VON H OLLEN zu dem Ergebnis, dass sich bei höheren Motordrehzahlen, im verwendeten Prüfaufbau bei 1 500 min -1 , bei einem rein mit der Massenkraft des Lagers selbst belasteten Prüflager, das Einsparpotential des wälzgelagerten Pleuel aufhebt. Dies wird auf die durch die inneren Massenkräfte ansteigende Reibung zurückgeführt. [10] In der Anwendung als Planetenradlager weisen fliehkraftbelastete Wälzlager gerade im Bereich hoher Drehzahlen große Reibungsverluste auf, siehe Bild 2 a). Da sich dieses Reibungsverhalten grundsätzlich in allen Getriebegängen bis auf die Direktgänge wiederspiegelt [1], untersucht V. A UL das Potential von Käfigbeschichtungen zur Reibungsabsenkung von fliehkraftbelasteten Wälzlagern. Er erzielt nach ersten Umrechnungen mit einem kugelgestrahlten und manganphosphatierten Käfig Reibungsabsenkung für das Gesamtgetriebe von circa 2,5 %. [1] Die Reibungswerte sind am gesamten Planetenträger ermittelt worden, da der Aufwand für die direkte Messung am Planetenrad als zu hoch eingeschätzt wurde. [1] Weitere Untersuchungen von A. P ABST zeigen, dass das Reibungsverhalten fliehkraftbelasteter Lager auch stark von der Ausführung der Wälzkörpergeometrie abhängig ist. Anhand der durchgeführten Berechnungen, siehe Bild 2 b), wird ersichtlich, dass der gewählte Wälzkörperdurchmesser einen wesentlichen Einfluss auf das Reibungsmoment fliehkraftbelasteter Lager hat. Wälzkörper größeren Durchmessers, also mit höherer Masse, verursachen höhere Reibung. [3] Herausforderungen für experimentelle Untersuchungen Die dargelegten Forschungsergebnisse zeigen, dass im Bereich der Planetengetriebe aufgrund fehlender Prüfmöglichkeiten die Reibung am Planetenradlager bisher nur durch Vergleichsmessungen abgeschätzt werden kann. Andererseits ist bis heute nicht abschließend geklärt, ob und inwiefern durch wälzgelagerte Pleuellagerungen eine Reibungsreduzierung im Verbrennungsmotor erzielt werden kann. Ausschlaggebend hierfür sind sicherlich auch die komplizierten Belastungs- und Bewegungsverhältnisse der Pleuellager. Zusätzlich zu der für Wälzlager üblichen Rotation des Wälzkörpersatzes um die eigene Achse, bewegen sich die Pleuellagerungen selbst auf einer Kreisbahn und erfahren so hohe Zentripetalbeschleunigungen, die unter anderem die inneren kinematischen Vorgänge stark beeinflussen. Aufgrund der Kinematik eines Kurbeltriebs unterliegt die Rotationgeschwindigkeit überdies einer Schwankung, der sich zudem die Drehungleichförmigkeit infolge des Verbrennungsprozesses überlagert. Neben den kinematisch bedingten Lasten erfahren die Lagerstellen Verkippungen aufgrund der Nachgiebigkeit von Kurbelwelle und Gehäuse. Zu all den bereits genannten Aspekten kommt noch hinzu, dass Antriebsaggregate im Fahrzeugbereich nicht wenige feste Betriebspunkte besitzen, sondern kontinuierlich unterschiedliche Last- und Drehzahlkollektive durchlaufen. Eine sehr ähnliche Belastungssituation findet sich auch bei Planetenradlagerungen von Planetenradgetrieben, Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 49 Bild 3: Untersuchungsmethodik T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis wobei hier allerdings abweichende kinematische Koppelungen vorliegen. Dadurch unterliegen die Bewegungen nicht so starken Schwankungen und somit variieren die Lagerbelastungen weniger stark. Die Vielzahl der Anforderungen und deren anspruchsvoller Charakter erschwert die Analyse der Effekte fliehkraftbelasteter Wälzlagerungen. Neben den Prüfobjekten müssen auch die Analysewerkzeuge - Prüfaufbauten - genannte Anforderungen ertragen beziehungsweise nachbilden können. Daher wird eine Untersuchungsmethodik gemäß Bild 3 verfolgt. Die Anforderungen aus der Anwendung werden auf Komponentenversuche abstrahiert. So kann der Einfluss der einzelnen Anforderungen auf die Zielgrößen Reibungsmoment und Axialschub untersucht werden. Durch die anwendungsunabhängigen Komponentenversuche lassen sich allgemeingültige Erkenntnisse erzielen, die für alle fliehkraftbelasteten Wälzlager zutreffen. Aus diesen Ergebnissen können wiederum Auslegungsregeln und Gestaltungshinweise abgeleitet werden, die zu wesentlichen Verbesserungen in der Anwendung führen können. Wälzlagerschleuderprüfstand (WSP) Mit dem WSP ist es möglich die Prüflinge, dies sind vorwiegend Nadelkränze, mit einer Zentripetalbeschleunigung bis zum 3 000-fachen der Erdbeschleunigung zu beaufschlagen. Die Relativdrehzahl der Prüflinge um ihre eigene Achse kann bis zu 9 000 min -1 betragen und kann unabhängig von der vorliegenden Zentripetalbeschleunigung eingestellt werden. Durch Schmierkanäle kann der Prüfling mit Schmieröl im Bereich von 0,05 l/ min bis maximal 4 l/ min versorgt werden. Das Schmieröl kann zusätzlich in einem Temperaturbereich von 30 °C bis 120 °C variiert werden. Der in einem Bunker aufgebaute Prüfstand, siehe Bild 4 a), besitzt eine Gesamtmasse von 16 t und eine Gesamtprüffläche von 22 m 2 . Die Prüfeinheit ist unter einer dicken Stahlhaube vollständig gekapselt, Bild 4 b). Das Funktionsprinzip des Prüfstands, Bild 5, beruht auf einem einfachen, offenen Planetengetriebe. Indem das in der Mitte befindliche Sonnenzahnrad angetrieben wird, drehen sich auch die beiden äußeren Planetenzahnräder und somit die Prüflinge um ihre eigene Achse. Wird zusätzlich der Planetenträger, die Verbindung der beiden Planetenräder, um die eigene Achse gedreht, so beschreiben die Planetenräder samt Prüflingen eine Kreisbewegung, die bei den Prüflingen eine Zentripetalbeschleunigung induziert. In Bild 6 ist eine vereinfachte Schnittdarstellung des Prüfstands dargestellt. Die Hauptwelle (1) und die Nabe (2), die durch einen Querpressverband miteinander verbunden sind, nehmen die zwei Prüfpatronen (3) mit den 50 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 beschleunigung eingestellt werden. Durch Schmierkanäle kann der Prüfling mit Schmieröl im Bereich von 0,05 l/ min bis maximal 4 l/ min versorgt werden. Das Schmieröl kann zusätzlich in einem Temperaturbereich von 30 °C bis 120 °C variiert Abbildung 4: Wälzlagerschleuderprüfstand a) Außensicht; b) Innensicht; c) Ölversorgungseinheit Der in einem Bunker aufgebaute Prüfstand, siehe Abbildung 4 a), besitzt eine Gesamtmasse von 16 t und eine Gesamtprüffläche von 22 m². Die Prüfeinheit ist unter einer dicken Stahlhaube vollständig gekapselt, Abbildung 4 b). Das Funktionsprinzip des Prüfstands, Abbildung 5, beruht auf einem einfachen, offenen Planetengetriebe. Indem das in der Mitte befindliche Sonnenzahnrad angetrieben wird, drehen sich auch die beiden äußeren Planetenzahnräder und somit die Prüflinge um ihre eigene Achse. Wird zusätzlich der Planetenträger, die Verbindung der beiden Planetenräder, um die eigene Achse gedreht, so beschreiben die Planetenräder samt Prüflingen eine Kreisbewegung, die bei den Prüflingen eine Zentripetalbeschleunigung induziert. In Abbildung 6 ist eine vereinfachte Schnittdarstellung des Prüfstands dargestellt. Die Hauptwelle (1) und die Nabe (2), die durch einen gestuften Querpressverband miteinander verbunden sind, nehmen die zwei Prüfpatronen (3) mit den Prüflingen (4) auf. Die beiden Patronen sind um 180° versetzt angeordnet. Die Hauptwelle (1) in Verbindung mit der Nabe (2) entsprechen daher dem Planetenträger aus Abbildung 5. Da der prüfstand Umlaufdrehzahl Zentripetalbeschleunigung Relativdrehzahl Prüfling Prüfling Bild 5: Funktionsprinzip Wälzlagerschleuderprüfstand Prüflingen (4) auf. Die beiden Patronen sind um 180° versetzt angeordnet. Die Hauptwelle (1) in Verbindung mit der Nabe (2) entsprechen daher dem Planetenträger aus Bild 5. Da der Elektromotor 1 über den Riementrieb (10) die Hauptwelle antreibt, bestimmt er die Geschwindigkeit der Planeten auf der Kreisbahn und somit die Zentripetalbeschleunigung. Um auch eine Relativdrehzahl der Prüflinge (4) um die eigene Achse realisieren zu können besitzen die Prüflingswellen zwei Planetenzahnräder (5). Diese werden von den Sonnenzahnrädern (6) angetrieben. Die Sonnenzahnräder wiederum sind auf den Hohlwellen (7) befestigt, die von Elektromotor 2 über einen Riementrieb (8/ 9) angetrieben Bild 4: Wälzlagerschleuderprüfstand a) Außensicht; b) Innensicht; c) Ölversorgungseinheit T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis werden. Die Patronen (3) werden mit Hilfe einer hochvorgespannten Schraubenverbindung an der Nabe (2) befestigt, sodass ein einfacher Prüflagerwechsel möglich ist. Weil die Motoren 1 und 2 unabhängig voneinander betrieben werden können, liegt zwischen Relativdrehzahl und Zentripetalbeschleunigung keine kinematische Zwangsbedingung vor. Hierdurch können die beiden Parameter in statistischen Versuchsplänen frei variiert werden und es ist somit auch möglich eine S TRIBECK -Kurve im Fliehkraftfeld abzufahren. Hierdurch kann erstmals experimentell überprüft werden, ob der Lagerkäfig, der durch die wirkende Zentripetalbeschleunigung an die Lauffläche des Lageraußenringes gepresst wird und dort hohe Reibung verursacht, sich wirklich - wie in der Fachwelt vermutet [7] - wie ein hydrodynamisches Gleitlager verhält; das heißt bei ausreichender Relativdrehzahl zwischen Käfig und Außenring einen hydrodynamischen Schmierfilm ausbildet und so die Lagerreibung reduziert. Neben den Prüflingen beinhalten die Patronen auch die komplette Sensorik, sodass alle Messdaten in unmittelbarer Nähe des Prüflings erfasst werden können. Gemessen wird das Lagerreibungsmoment, die Lagertemperatur in der Lastzone und 180° versetzt in der lastfreien Zone sowie der möglicherweise auftretende Axialschub, siehe Bild 7. Der WSP ist so konstruiert, dass der Innenring des Prüflings fest auf der Welle gepasst ist und somit mit Wellengeschwindigkeit rotiert. Der Außenring hingegen ist stehend ausgeführt. Dennoch kann er auch frei rotieren, da er nicht in einem festen Lagergehäuse montiert ist, sondern nur von einer Biegefeder (Reibungsmomentsensor) in seiner Position gehalten wird, siehe Bild 7a). Entsteht im Lager ein Reibungsmoment, so verdreht sich der Außenring und spannt die Biegefeder. Die Biegefeder ist mit Dehnungsmessstreifen bestückt und misst so das Lagerreibungsmoment. In Ergänzung zum Reibungsmoment wird auch die Temperatur des Prüflings im Außenring gemessen, siehe Bild 7 b). Die Messung der Temperatur ist aufgrund unterschiedlicher Aspekte wichtig. Einerseits dient sie der Ermittlung von Beharrungszuständen während einer Prüfung und bildet somit einen wichtigen Kennwert für den Beginn einer Reibungsmessung, andererseits kann durch sie auf wichtige Kennwerte wie die Ölviskosität im Prüfling geschlossen werden. Durch die versetzte Anordnung der Sensoren können auch mögliche Temperaturunter- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 51 Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! Die Patronen (3) werden mit Hilfe einer hochvorgespannten Schraubenverbindung an der Nabe (2) befestigt, sodass ein einfacher Prüflagerwechsel möglich ist. Weil die Motoren 1 und 2 unabhängig voneinander betrieben werden können, liegt zwischen Relativdrehzahl und Zentripetalbeschleunigung keine kinematische Zwangsbedingung vor. Hierdurch können die beiden Parameter in statistischen Versuchsplänen frei variiert werden und es ist somit auch möglich eine S TRIBECK -Kurve im Fliehkraftfeld abzufahren. Hierdurch kann erstmals experimentell überprüft werden, ob der Lagerkäfig, der durch die wirkende Zentripetalbeschleunigung an die Lauffläche des Lageraußenringes gepresst wird und dort hohe Reibung verursacht, sich wirklich - wie in der Fachwelt vermutet [1, 7] - wie ein hydrodynamisches Gleitlager verhält. Das heißt bei ausreichender Relativdrehzahl zwischen Käfig und Außenring einen hydrodynamischen Schmierfilm ausbildet und so die Lagerreibung reduziert. Neben den Prüflingen beinhalten die Patronen auch die komplette Sensorik, sodass alle Messdaten in unmittelbarer Nähe des Prüflings erfasst werden können. Gemessen wird das Lagerreibungsmoment, die Lagertemperatur in der Lastzone und 180° versetzt in der lastfreien Zone sowie der möglicherweise auftretende Axialschub, siehe Abbildung 7. Der WSP ist so konstruiert, dass der Innenring des Prüflings fest auf der Welle gepasst ist und somit mit Wellengeschwindigkeit rotiert. Der Außenring hingegen ist stehend ausgeführt. Dennoch kann er auch frei rotieren, da er nicht in einem festen Lagergehäuse montiert ist, sondern nur von einer Biegefeder (Reibungsmomentsensor) in seiner Position gehalten wird, siehe Abbildung 7a). Entsteht im Lager ein Reibungsmoment, so verdreht sich der Außenring und spannt die Biegefeder. Die Biegefeder ist mit Dehnungsmessstreifen bestückt und misst so das Lagerreibungsmoment. In Ergänzung zum Reibungsmoment wird auch die Temperatur des Prüflings im Außenring gemessen, siehe Abbildung 7 b). Die Messung der Temperatur ist aufgrund unterschiedlicher Aspekte wichtig. Einerseits dient sie der Ermittlung von Beharrungszuständen während einer Prüfung und bildet somit einen wichtigen Kennwert für den Beginn einer Reibungsmessung, andererseits kann durch sie auf wichtige Kennwerte wie die Ölviskosität im Prüfling geschlossen werden. Durch die versetzte Anordnung der Sen- Telemetrie Öl-Drehdurchführung Motor 1 Motor 2 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Bild 6: vereinfachte Schnittdarstellung WSP Bild 7: Messprinzipien a) Reibungsmoment; b) Temperatur; c) Axialschub T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis schiede im Lager selbst beobachtet und die Unterschiede zwischen Lastzone und lastfreier Zone bewertet werden. Da der Außenring des Prüflings nicht nur frei rotieren kann, sondern sich auch axial frei bewegen kann, wird sich der Außenring bei auftretendem Axialschub in axialer Richtung verschieben. Die resultierende Axialkraft wird von drei, mit Dehnungsmessstreifen versehenen Biegefedern gemessen, die jeweils um 120° versetzt am Außenring angeordnet sind, siehe Bild 7 c). Die eigentliche Lagerlast wird bei dieser Prüfstandskonfiguration durch die Masse des Außenrings erzeugt. Der Außenring erfährt wie auch alle anderen Komponenten des Prüflings die jeweils anliegende Zentripetalbeschleunigung. Daher ergibt sich die Lagerlast aus dem Produkt von Außenringmasse und Zentripetalbeschleunigung. Wälzlagerschleuderprüfstand plus (WSP plus ) Neben dem eigentlich resultierenden Gesamtreibungsmoment ist für eine genaue Analyse der Phänomene von Wälzlagern im Fliehkraftfeld auch von großer Bedeutung, welcher Anteil des Reibungsmoments durch die Fliehkräfte erzeugt wird. Um dies beurteilen zu können, muss das Reibungsmoment des Prüflings ohne Einwirkung der Fliehkraft bekannt sein. Aus der Differenz beider Werte kann direkt auf das durch die Zentripetalbeschleunigung verursachte Reibungsmoment geschlossen werden. Da die Ergebnisse von Reibungsuntersuchungen auf unterschiedlichen Prüfanlagen erfahrungsgemäß erheblichen Streuungen unterliegen ist es sinnvoll die erforderlichen Prüfungen mit dem gleichen Messverfahren durchzuführen, um zusätzliche Störeinflüsse zu minimieren. Eine Erweiterung des WSP um eine zusätzliche Prüfvorrichtung zum WSP plus erlaubt dies. Das Funktionsprinzip des WSP plus , siehe Bild 8, ist nahezu identisch zum WSP. Lediglich Hauptwelle und Nabe, also der Planetenträger, werden nicht angetrieben sondern festgesetzt. Hierdurch erfahren die Prüflinge keine Zentripetalbeschleunigung mehr und über Motor 2 werden die Sonnenzahnräder angetrieben, sodass die Lager um die eigene Achse rotieren. Da der Außenring der Prüflinge nun aber nicht mehr beschleunigt wird, erfahren die Prüflinge keine Lagerlast mehr. Die Lagerlast ist aber ein entscheidender Einflussparameter für das Reibungsmoment. Daher ist eine weitere Prüfvorrichtung konstruiert worden, die es erlaubt die Prüflinge auch bei Stillstand des Planetenträgers mit einer Radiallast zu beaufschlagen und dabei überdies das gleiche Messverfahren beizubehalten. Die wesentliche Herausforderung beim WSP plus besteht darin, die radiale Krafteinleitung so zu gestalten, dass die Krafteinleitung nicht die Messung selbst verfälscht. Versucht man die Lagerlast F PL über einen Adapter direkt am Außenring des Prüflings einzuleiten, siehe Bild 9 a), so ergibt sich bei Verdrehung des Außenringes durch das Lagerreibungsmoment ein Schrägzug, siehe Bild 9 b), da auch der Adapter um die Bewegung des Außenrings verdreht wird. 52 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 wird von der GfT eingerichtet! Planetenträgers mit einer Radiallast zu beaufschlagen und dabei überdies das gleiche Messverfahren beizubehalten. Die wesentliche Herausforderung beim besteht darin, die radiale Krafteinleitung so zu gestalten, dass die Krafteinleitung nicht die Messung selbst verfälscht. Versucht man die Laüber einen Adapter direkt am Außenring des Prüflings einzuleiten, siehe Abbildung 9 a), so ergibt sich bei Verdrehung des Außenringes durch das Lagerreibungsmoment ein Schrägzug, siehe Abbildung 9 b), da auch der Adapter um die Bewegung des Außenrings verdreht wird. Abbildung 9: Krafteinleitung direkt am Außenring a) Vor der Messung; b) Während der Messung in die beiden Raumvektoren F x und F y , so wird ersichtlich, dass F y dem anliegenden Reibungsmoment entgegenwirkt und somit die Auslenkung der Biegefeder vermindert. Dieses durch die Lagerlast verursachte Rückstellmoment würde folglich den Reibungsmesswert verfälschen. Zwar ist die Verdrehung des Außenrings bei den zu erwartenden Lagerreibungsmomenten sehr gering, sodass F y im Verhältnis zu F x vernachlässigbar klein wäre, aber da F PL um zwei Größenordnungen größer ist als F R würde dies zu einer nicht mehr akzeptablen Beeinflussung des Messergebnisses führen. F R F PL F R F PL F PL F y F x b) F radial F radial Bild 8: Funktionsprinzip WSP plus Nr. Vortrag/ 8 wird von der GfT eingerichtet! Planetenträgers mit einer Radiallast zu beaufschlagen und dabei überdies das gleiche Messverfahren beizubehalten. Die wesentliche Herausforderung beim WSP plus besteht darin, die radiale Krafteinleitung so zu gestalten, dass die Krafteinleitung nicht die Messung selbst verfälscht. Versucht man die Lagerlast F PL über einen Adapter direkt am Außenring des Prüflings einzuleiten, siehe Abbildung 9 a), so ergibt sich bei Verdrehung des Außenringes durch das Lagerreibungsmoment ein Schrägzug, siehe Abbildung 9 b), da auch der Adapter um die Bewegung des Außenrings verdreht wird. Abbildung 9: Krafteinleitung direkt am Außenring a) Vor der Messung; b) Während der Messung Zerlegt man F PL in die beiden Raumvektoren F x und F y , so wird ersichtlich, dass F y dem anliegenden Reibungsmoment entgegenwirkt und somit die Auslenkung der Biegefeder vermindert. Dieses durch die Lagerlast verursachte Rückstellmoment würde folglich den Reibungsmesswert verfälschen. Zwar ist die Verdrehung des Außenrings bei den zu erwartenden Lagerreibungsmomenten sehr gering, sodass F y im Verhältnis zu F x vernachlässigbar klein wäre, aber da F PL um zwei Größenordnungen größer ist als F R würde dies zu einer nicht mehr akzeptablen Beeinflussung des Messergebnisses führen. Abhilfe schafft hierbei eine Konstruktion gemäß Abbildung 10 a). Die Konstruktion - im a) F R F PL F R F PL F PL F y F x b) F radial Bild 9: Krafteinleitung direkt am Außenring a) Vor der Messung; b) Während der Messung T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis Zerlegt man F PL in die beiden Raumvektoren F x und F y , so wird ersichtlich, dass F y dem anliegenden Reibungsmoment entgegenwirkt und somit die Auslenkung der Biegefeder vermindert. Dieses durch die Lagerlast verursachte Rückstellmoment würde folglich den Reibungsmesswert verfälschen. Zwar ist die Verdrehung des Außenrings bei den zu erwartenden Lagerreibungsmomenten sehr gering, sodass F y im Verhältnis zu F x vernachlässigbar klein wäre, aber da F PL um zwei Größenordnungen größer ist als F R würde dies zu einer nicht mehr akzeptablen Beeinflussung des Messergebnisses führen. Abhilfe schafft hierbei eine Konstruktion gemäß Bild 10 a). Die Konstruktion - im weiteren Hörnchen genannt - entspricht einem zum Prüfling konzentrisch verlaufenden Kreissegment. Die Außenfläche des Kreissegmentes ist als Lagerlaufbahn ausgeführt auf der zwei Lasteinleitungslager abrollen können. Die Lasteinleitungslager sind über einen Adapter mit der Kraftaufbringungseinheit verbunden. Tritt während der Prüfung ein Lagerreibungsmoment wie in Bild 10 b) auf, so kann sich der Außenring samt Hörnchen um den jeweiligen Winkelbetrag drehen, ohne dass ein Rückstellmoment durch die Lagerlast F PL erzeugt wird. Durch das Abrollen der Krafteinleitungslager auf dem Hörnchen bleibt die Lagerlast immer zum Zentrum des Prüflings ausgerichtet und ein Schrägzug kann vermieden werden. Um Einflüsse aus einem etwaigen Losbrechmoment an den Lasteinleitungslagern zu minimieren werden diese aktiv angetrieben. Hierdurch ist das Losbrechmoment nicht mehr zu überwinden, da sich die Lager während einer Prüfung kontinuierlich drehen. Der Antrieb der beiden Lager erfolgt so, dass sie jeweils gegenläufig rotieren, sodass sich die Reibungsmomente der Lasteinleitungslager gegenseitig aufheben und nicht zu einer Verdrehung des Außenringes führen. Das resultierende Moment der beiden Lager - infolge nicht exakt identischer Reibungsmomente - kann durch eine einmalige Kalibrierung ermittelt und gemäß einer Messunsicherheitsbetrachtung nach GUM als bekannt systematischer Messfehler berücksichtigt werden. Zusammenfassung und Ausblick Auch in den kommenden Jahren wird trotz neuer Technologien der klassische Antriebsstrang (Verbrennungsmotoren, Planetenradgetriebe) im Bereich des Automobilbaus eine wichtige Rolle spielen. Die dort eingesetzten Wälzlager, insbesondere Wälzlager im Fliehkraftfeld, können als wesentliche Beitragsleister für Reibungsverluste identifiziert werden und bieten somit erhebliches Potential für weitere Einsparungen. Trotz der vielversprechenden Ausgangslage macht vor allem die komplexe und vielschichtige Belastungssituation der Wälzlager unter hohen Zentripetalbeschleunigungen die Analyse der reibungsbeeinflussenden Vorgänge sehr schwierig. Mit dem Wälzlagerschleuderprüfstand (WSP) existiert erstmals ein Prüfstand, der es ermöglicht diese anspruchsvollen Vorgänge experimentell zu untersuchen. Ein wesentlicher Vorteil des WSP liegt in der anwendungsunabhängigen Untersuchung der Lager. Die hierdurch gewonnene Unabhängigkeit macht eine flexiblere Gestaltung der Prüfprozesse möglich. Die unmittelbare Integration der Messsensoren am Prüfling selbst ermöglicht zudem eine direkte Messung des Lagerreibungsmoments ohne zusätzliche Störeinflüsse. Durch die Erweiterung des WSP um den WSP plus ist es möglich mit dem gleichen Messsystem sowohl mit als auch ohne Fliehkrafteinfluss Versuche an den Prüflingen durchzuführen. So kann unter Minimierung möglicher Streueffekte direkt auf den Reibungsanteil der Fliehkraft am Gesamtlagerreibungsmoment geschlossen werden. Der WSP leistet daher einen wichtigen Beitrag zur weiteren Erforschung des Betriebsverhaltens von Wälzlagern im Fliehkraftfeld. Danksagung Die Autoren danken der Schaeffler Technologies AG & Co. KG für die Finanzierung der Forschungs- und Entwicklungsarbeiten sowie für die Erlaubnis, die dargestellten Ergebnisse zu veröffentlichen. Für die Unterstützung in den frühen Phasen der Prüfstandsentwicklung danken die Autoren Herrn Max Roth aus dem Prüfstands- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 53 minimieren werden diese aktiv angetrieben. Hierdurch ist das Losbrechmoment nicht mehr zu überwinden, da sich die Lager während einer Prüfung kontinuierlich drehen. Der Antrieb der beiden Lager erfolgt so, dass sie jeweils gegenläufig rotieren, sodass sich die Reibungsmomente der Lasteinleitungslager gegenseitig aufheben und nicht zu einer Verdrehung des Außenringes führen. Das resultierende Moment der beiden Lager - infolge nicht exakt identischer Reibungsmomente - kann durch eine einmalige Kalibrierung ermittelt und gemäß einer Messunsicherheitsbetrachtung nach GUM als bekannt systematischer Messfehler berücksichtigt werden. Zusammenfassung und Ausblick Auch in den kommenden Jahren wird trotz neuer Technologien der klassische Antriebsstrang (Verbrennungsmotoren, Planetenradgetriebe) im Bereich des Automobilbaus eine wichtige Rolle spielen. Die dort eingesetzten Wälzlager, insbesondere Wälzlager im Fliehkraftfeld, können als wesentliche Beitragsleister für Reibungsverluste identifiziert werden und bieten somit erhebliches Potential für weitere Einsparungen. Trotz der vielversprechenden Ausgangslage macht vor allem die komplexe und vielschichtige Belastungssituation der Wälzlager unter hohen Beschleunigungen die Analyse der reibungsbeeinflussenden Vorgänge sehr schwierig. Mit dem Wälzlagerschleuderprüfstand existiert erstmals ein Prüfstand, der es ermöglicht diese anspruchsvollen Vorgänge experimentell zu untersuchen. Ein wesentlicher Vorteil des WSP liegt in der anwendungsunabhängigen Untersuchung der Lager. Die hierdurch gewonnene Unabhängigkeit macht eine flexiblere Gestaltung der Prüfprozesse möglich. Die unmittelbare Integration der Messsensoren am Prüfling selbst ermöglicht zudem eine direkte Messung des Lagerreibungsmoments ohne zusätzliche Störeinflüsse. Durch die Erweiterung des WSP um den WSP plus ist es möglich mit dem gleichen Messsystem sowohl mit als auch ohne Fliehkrafteinfluss Versuche an den Prüflingen durchzuführen. So kann unter Minimierung möglicher Streueffekte direkt auf den Reibungsanteil der Fliehkraft am Gesamtlagerreibungsmoment geschlossen werden. Der Wälzlagerschleuderprüfstand leistet daher einen wichtigen Beitrag zur weiteren Erforschung von Wälzlager im Fliehkraftfeld. Danksagung Die Autoren danken der Schaeffler Technologies AG & Co. KG für die Finanzierung der Forschungs- und Entwicklungsarbeiten sowie für die Erlaubnis, die dargestellten Ergebnisse zu veröffentlichen. Für die Unterstützung in den frühen Phasen der Prüfstandsentwicklung danken die Autoren Herrn Max Roth aus dem Prüfstandsbau bei Schaeffler F R F PL F PL F R a) b) Abbildung 10: Krafteinleitung über Hilfskonstruktion a) Vor der Messung; b) Messung Bild 10: Krafteinleitung über Hilfskonstruktion a) Vor der Messung; b) Messung T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis bau bei Schaeffler Technologies AG & Co. KG. Besonders bedanken möchten sich die Autoren an dieser Stelle bei der Leitung und den Mitarbeitern der Zentralwerkstatt der Friedrich-Alexander-Universität Erlangen- Nürnberg. Ohne ihren unermüdlichen Einsatz wäre die Umsetzung dieses außerordentlich komplexen Prüfaufbaus nicht möglich gewesen. Literatur [1] A UL , V.; K AZUTAKA , I.; G RANDERATH , P.: Reibungsreduzierung in Planetenradlagern durch Beschichtung von Käfigen. In: ATZlive (Hrsg.): Reibungsminimierung im Antriebsstrang. Wirtschaftliche Wege zu Effizienz und Fahrspaß. 3. ATZ-Fachtagung. 26.-27.11.2013, Esslingen am Neckar. [2] BMBF-Rahmenkonzept: „MaTech - Neue Materialien für Schlüsseltechnologien des 21. Jahrhunderts“. „ROLA- MOT-Erforschung des Einsatzes von Siliziummitrid- Wälzlagern in einem Ottomotor zur Herabsetzung der inneren Motorreibung mit dem Ziel der Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der CO 2 -Emissionen“. Abschlussbericht. 2007. [3] P ABST , A.; B EECK , F.: Increasing the performance of planetary bearings for modern automatic transmissions. In: VDI-Verlg. (Hrsg.): Getriebe in Fahrzeugen 2012. Leicht - kompakt - effizient. 2158. VDI-Berichte. 19.- 20.06.2012. Friedrichshafen. [4] S ACHS , E.: Lagerung für mehrfach gekröpfte Kurbelwellen. Patent, Deutsches Reich, Nr. 166732, 1905. [5] S CHWADERLAPP , M.; D OHMEN , J.; H AUBNER , F.: Reibungsminderung - Konstruktive Beiträge zur Kraftstoffeinsparung. In: VKA; ika; RWTH; VDI (Hrsg.): 11. Aachener Kolloquium. Fahrzeug- und Motorentechnik. 07.10.- 09.10.2002, Aachen. Aachen: fka Forschungsgesellschaft Kraftfahrwesen mbH Aachen, 2002, S. 909-920. [6] S CHÜBEL , R.; G EGNER , M.; B EECK , F.: Neue Lösungen im Planetengetriebe zeigen überraschende Potenziale. Teil 1: Planetenradsatz. In: Schaeffler Technologies AG & Co. KG (Hrsg.): 10. Schaeffler Kolloquium. Solving the Powertrain Puzzle. 03.04.-04.04.2014. S. 256-268. [7] S EILER , K.; H AHN , B.; P LOGMANN , M.; T REMMEL , S.; G RAF -G OLLER , O.; W ARTZACK , S.: Dynamics simulation of rolling element bearings considering elastohydrodynamic cage contacts. In: FVA - Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. (Hrsg.): Bearing World. S. 74-77 [8] S OLFRANK , P.: Neues erreichen mit „alten“ Techniken. Wälzlager im Hubkolbenmotor. In: Schaeffler Technologies AG & Co. KG (Hrsg.): 09. Schaeffler Kolloquium. Driven by the next generations. 13.04.-14.04.2010. S. 288-301. [9] T IEMANN , C.; K ALENBORN , M.; O RLOWSKY , K.; S TEFFENS , C.; B ICK , W.: Ein effektiver Weg zur Verbrauchsreduktion. Wälzlager im Verbrennungsmotor. MTZ Bd. 68 (2007) Nr. 4, S. 286-293. [10] VON H OLLEN , J.: Reibung von Kurbelwellen-Wälzlagern. Dissertation, Gottfried Wilhelm Leibniz Universität Hannover, 2013. 54 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Anzeige Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 54 Patentumschau Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 55 Lubricating oil composition for drawing aluminum pipes. Hosomi, Kazuhiro; Nomura, Masaharu (Sumitomo Light Metal Industries, Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 206 199,875 (Cl. C10M169/ 04), 03.08.2006 (145: 191695a) Lubricating oil composition. Conroy, Michael J.; Thornhill, Michele A. (UK) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 172,896 (Cl. 508-10; C10M169/ 04), 03.08.2006 (145: 191699e) Secondary and tertiary amines as friction modifiers for automatic transmission fluids. Tipton, Craig D.; Baker, Mark R.; Lahiri, Shreyasi; Abraham, William D.; Vickerman, Richard J.; Patterson, Suzanne M. (The Lubrizol Corporation, USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 172,889 (Cl. 508-545; C10M133/ 06), 03.08.2006 (145: 191700y) Method for using styrene distillation residues as component of rail lubrication compositions. Popova, Yu. A.; Nazarov, N. S.; Russavskaya, N. V., Gogotov, A. F.; Lyakhov, N. N.; Korchevin, N. A. (Irkutskii Gosudarstvennyi Universitet Putei Soobshcheniya, Russia) Russ. RU 2,281,317 (Cl. C10M105/ 06), 10.08.2006 (145: 191701z) Lubricating agent for casting mold. Wang, Chonghui (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,788,881 (Cl. B22C3/ 00), 21.07.2006 (145: 193251b) Self-lubricating isolating switch and coating method of contactor surface. Xu, Xiaohuan (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,588,596 (Cl. H01H1/ 06), 02.03.2005 (145: 200005e) Magnetic recording media having fluorine-containing carboxylate lubricant layers. Sato, Tomoe; Kobayashi, Takeshi (Sony Corp., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 200 202,373 (Cl. G11B5/ 725), 03.08.2006 (145: 201174w) Magnetic recording media having lubricant of perfluoro polyethers, Kobayashi, Takeshi; Sato, Tomoe (Sony Corp., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 202,374 (Cl. G11B5/ 725), 03.08.2006 (145: 201175x) Magnetic recording media having fluorine-containing carboxylate lubricants. Sato, Tomoe; Kobayashi, Takeshi; Aoki, Yutaka; Oikawa, Makiko; Nagai, Nobuyuki; Sato, Terumi (Sony Corp. Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 202,372 (Cl. G11B5/ 725), 03.08.2006 (145: 201176y) Inorganic lubricant composition. Cho, Mun Gyu (Research Institute of Industrial Science &Technology, Incorporated Foundation, S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongho KR 2004 56,530 (Cl. C10M125/ 02), 01.07.2004 (145: 213999g) Waterproofing grease for optical fiber cable. Lu, Jianmei; Wang, Lihua; Xu, Qingfeng (Soochow University, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,693,437 (Cl. C10M155/ 02), 09.11 .2005 (145: 214000m) Process for machining metal and high performance aqueous lubricant therefore. Yamamoto, Osamu (Japan) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 172,897 (Cl. 508-155; C10M173/ 00), 03.08.2006 (145: 214002p) Lubricating base oil compositions methods for improving fuel economy in an internal combustion engine using same. Roy, Stephen H.; Ruelas, Susanne G (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 172,808 (Cl. 508-485; C10M129/ 74), 03.08.2006 (145: 214003q) Oligomerisation of olefins of cracked refinery streams to medium viscosity lubricants base stocks. Rai, Madan Mohan; Ghosh, Sobhan; Bhatnagar, Akhilesh Kumar; Sarin, Rakesh, Ray, Sabyasachi Sinha; Tuli, Deepak Kumar (Indian Oil Corporation Ltd., India) Indian IN 190,001 (Cl. C07C2/ 22), 31.05.2003 (145: 214004r) Oligomerisation of alpha-olefins cracked refinery distillates for preparation of high viscosity synthetic lubricants. Ray, Sagyasachi Sinha; Sarin, Rakesh; Tulil, Deepak Kumar; Rai, Madan Mohan; Ghosh, Sobhan; Bhatnagar, Akilesh Kumar (Indian Oil Corporation Limited, India) Indian IN 189,991 (Cl. C07C2/ 22), 31.05.2003 (145: 214005s) Process for preparation of calcium phenate detergents from cashew nut shell liquid. Dohen, Khemchan; Rai, Madan Mohan; Bhatnagar, Akilesh Kumar, Sarin, Rakesh; Tuli, Deepak Kumar; Swami, Krishan Kumar (Indian Oil Corporation Ltd., India) Indian IN 189,821 (Cl. C10M133/ 44), 26.04.2003 (145: 214006t) Silicone grease composition with superior lubricity, wear resistance and mechanical stability for roller bearings. Jun, Yun Su; Kang, Hyeong Sik; Lee, Du Hyeon (Kumkang Korea Chemical Co., Ltd., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2004 78,023 (Cl. C10M169/ 02), 08.09.2004 (145: 214007u) Patentumschau T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 55 Nachrichten 56 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 58. Tribologie-Fachtagung 2017 in Göttingen Auch 2017 lädt die GfT in der letzten Septemberwoche wieder zur Tribologie-Fachtagung nach Göttingen ein. Es ist bereits die 58. Veranstaltung dieser Art und bietet vom 25. bis 27. 09. über 70 Fachvorträge in 5 Parallelsitzungen. Ein besonderes Highlight wird der Plenarvortrag „Meilensteine im maschinellen Tunnelbau“ sein, der von Dr.-Ing. E.h. Martin Herrenknecht, einer der herausragendsten deutschen Unternehmerpersönlichkeiten, gehalten wird. Zum ersten Mal wird ein Abschlusskolloquium eines DFG-Schwerpunktprogramms mit 15 Vorträgen im Rahmen der Tagung abgehalten. Bei praktisch allen Teilprojekten dieses Programms mit dem Titel „Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ ging es um tribologische Themen, weshalb die Fachtagung einen idealen Rahmen für das Kolloquium bietet. Neu im Programm ist eine Session „Biotribologie und Life Science“, die Vorträge über Hüft- und Kniegelenke, aber auch die Tribologie bei der Nahrungsaufnahme bietet. Auch der Gewinner des von der Firma Werner Stehr Tribologie gestifteten Preises „Tribologie ist überall“ kommt aus diesem interessanten neuen Gebiet. Ein erweiterter Posterbereich, eine Fachausstellung und die traditionsgemäß am Abend des ersten Tages stattfindende Podiumsdiskussion „Tribotalk“ runden die Veranstaltung ab. Das aktuelle Programm ist auf der GfT- Internetseite www.gft-ev.de zu finden. Erwartet werden wieder über 250 Teilnehmer und wir hoffen auch Sie, liebe Leserin, lieber Leser, in Göttingen begrüßen zu dürfen. Ihr Thomas Gradt Mitteilungen der GfT Wir „Jungen Tribologen“ sind ein Arbeitskreis der GfT mit z. Zt. rund 20 Teilnehmern. Der Arbeitskreis bietet jedem GfT-Mitglied unter 40 Jahren die Möglichkeit, sich bereits frühzeitig aktiv an der Vereinsarbeit zu beteiligen. Der größte Vorteil besteht jedoch in der Vernetzung durch - Kontakt zu gleichgesinnten Tribologen, Studenten und Berufsanfängern, aber auch erfahrenen Fachkollegen, - Einblick in tribologische Anwendungen der Industrie und in Forschungslaboratorien, - Fachlichen Austausch und gegenseitige Unterstützung, selbstverständlich unter Beachtung aller Wettbewerbs- und Geheimhaltungsvorschriften, - Training von Organisation, Präsentation, praktischen Anwendungen von Tribologie Derzeit bestehen in unserem Arbeitskreis vier Arbeitsgruppen: 1. Stammtische, 2. Experimente, 3. Website/ - Forum/ App, 4. Symposium Das erste Symposium fand am 16. und 17.05.2017 am Lehrstuhl für Maschinenkonstruktion und Tribologie (IMKT) der Leibniz Universität Hannover statt. Schirmherr war der Lehrstuhlleiter Herr Prof. Dr.-Ing. Gerhard Poll. Die Zielsetzung dieser Tagung bestand neben der Vermittlung von Wissen darin, jungen Tribologen die Möglichkeit zu geben, ihre wissenschaftlichen Ergebnisse vor einem internationalen Publikum zu präsentieren und nebenbei das eigene Netzwerk zu erweitern. Weiterhin fand ein gemeinsames Mittagessen mit dem Programmausschuss der GfT statt. Knapp 30 Teilnehmer, die meisten aus Deutschland, nutzten diese Chance und präsentierten ihre Forschung auf Deutsch und auf Englisch (grundsätzlich mit englischsprachigen Folien). Moderiert wurde alles vom „Jungen Tribologen“ Emanuel Tack, Fa. ThyssenKrupp Presta AG. Rege Teilnehmer, aus der Industrie ebenso wie aus den Forschungsinstituten, fanden sich aus allen Bereichen der Tribologie, unter anderen aus der Schmierstoffindustrie, der Konstruktionstechnik, Prüfgerätehersteller bis hin zu Spezialgebieten, wie der Medizin sowie der Lebensmitteltribologie, ein. Tag 1 - 16.05.2017 Mirjam Bäse, Fa. Magna Powertrain GmbH & Co KG Lannach, eröffnete die Veranstaltung mit Informationen zu den „Jungen Tribologen“, die sie selbst mitgegründet hat. Tristan Rahm, Fa. Fuchs Lubritech GmbH, brachte uns die Vorteile und Eigenschaften von pastösen Schmierstoffen näher: Eine gute Alternative für Tribosysteme, denen ein hydrodynamischer Zustand verwehrt bleibt. Wie sich Parameteränderungen auf Silikone / Polysiloxane auswirken und ob die berüchtigte „Silikon-Phobie“ noch zeitgemäß ist, erklärte Tobias Schlarb, Fa. Dow Corning GmbH. 1 st Young Tribologists Researcher Symposium 16 th & 17 th of May 2017 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 56 Nachrichten Mitglieder der „Jungen Tribologen“ konnten den Prüfstand wiedererkennen, an dem Jonathan Schöler, Fa. Daimler AG, die Schmierölverteilung auf Motorkolben untersucht hatte und nun vorstellte. Blowby und Reverse- Blowby wurden mittels Laser-Fluoreszenz charakterisiert. Dass dieses Symposium auch dem Training von Präsentationstechnik dienen sollte, wurde beim Beitrag von Leif Busse, Fa. ThyssenKrupp Presta AG, deutlich: Mit Hilfe von Beispielen aus der Tribologie wurde den Zuhörern anschaulich und umfassend nahegebracht, wie man einen Vortrag optimal vorbereitet und mit Begeisterung hält - und warum Nervosität der beste Freund des Redners sein kann. Die Schmierfilmdicke lässt sich mit diversen Verfahren bestimmen. Eine davon ist die optische Bestimmung, die nicht nur monochromatisch, sondern wie von Haichao Liu, IMKT Universität Hannover, vorgestellt, auch mit rot-grüner Laserinterferenz durchgeführt werden kann. Appetit auf die Tribologie von Nahrungsmitteln machte der Vortrag von Florian Rummel, Fa. Anton Paar Germany. Wein und Schokolade statt Öl und Fett waren Objekte seiner Untersuchungen. Wie verhält sich der Schmierzustand auf Sintermaterialien bei Wälzreibung und hohem Druck? Thomas Franzelin, FZG München, zeigte die Ergebnisse seiner Experimente bezüglich Reibwert und elektrischem Widerstand. Am Abend erfreuten sich die Zuhörer am Science Slam: Hier war nicht nur wissenschaftliche Korrektheit, sondern auch Humor gefragt. • Stephan Henzler, Fa. Brose, und Henrik Buse, Kompetenzzentrum für Tribologie der Hochschule Mannheim, aus der Arbeitskreisgruppe „Experimente“ verblüfften das Publikum mit ihrem selbstgebauten, extrem preiswerten und doch funktionalem Taschentribometer. Es kann uns Tribologen als ständiger Begleiter helfen, die Welt jederzeit zu vermessen und dem Laien die Wunder der Reibung zu demonstrieren. • Emanuel Tack, Fa. ThyssenKrupp Presta AG, verriet, was Wälzlager mit Königen und Gleitlager mit asiatischen Arbeiterinnen verbindet und wieso man für Verbrennungsmotorverbesserungen besser Tribologie als Kühe nutzt, um das Klima zu retten. Tag 2 - 17.05.2017 Das richtige Härten von Stahl ist eine Kunst, die mit Hilfe von Tribologie auch während des Gebrauchs erfolgen kann. Marco Werschler, Hochschule Konstanz, verriet uns, wie sich an einem Zweischeibenprüfstand bei passenden Parametern durch Einlaufprozesse die Gefügestruktur verändert. Dabei wird metastabiler Austenit in Martensit umgewandelt. Nicht nur bei Maschinenteilen, sondern auch im menschlichen Körper soll alles wie geschmiert laufen. Damit das so ist, hat sich Maria Crackau, Universitätsklinikum Magdeburg, mit dem Tribosystem „Kniegelenk“ beschäftigt. Ihre Untersuchungen galten künstlichen und natürlichen Materialien, Oberflächen und deren Benetzbarkeit. Zudem ist Biokompatibilität vor allem in der Medizintechnik eine große Herausforderung. Die meisten Oberflächen sind selbstaffin und deshalb fraktal beschreibbar. Stefan Thielen, MEGT TU Kaiserslautern, nutzte diese Eigenschaft, um das Verhalten gedrehter Wellenoberflächen vorhersagen zu können. Manche Systeme sind nur mit hohem Aufwand experimentell zu verbessern. In solchen Fällen verhilft Modellieren zu schnellen Resultaten. Sebastian Baust, IWES Frauhofer, demonstrierte ein FE-Modell für Wälzlager der Rotorblattverstellung von Windrädern. Als beste Vorträge wurden die Beiträge von Maria Crackau, Universitätsklinikum Magdeburg, und Florian Rummel, Anton Paar Germany, gekürt. Auf der Tribologie Fachtagung, die im September 2017 stattfindet, dürfen sie als Nachwuchswissenschaftler ihre Vorträge einem noch größeren Publikum nahebringen. Herzlichen Glückwunsch! Der Tribologe lebt nicht von der Theorie allein, und so nutzten wir die Chance, nach Ende der Vorträge die Laboratorien des IMKT zu besichtigen. Mitarbeiter des Instituts versorgten uns mit hilfreichen Informationen. Damit wir Junge Tribologen weiterhin erfolgreich zusammenarbeiten und dies sogar noch optimieren, fand zum Ende der Veranstaltung ein Arbeitskreistreffen statt. Die Themen waren unter anderem: Symposium 2018, Mitgliedschaftskriterien, Internationalität, Definition neuer Arbeitsgruppen, Homepagegestaltung. Das nächste AK-Treffen findet Mitte Juli an der Universität Kassel, Lehrstuhl für Maschinenelemente und Tribologie, auf Einladung von Herrn Prof. Rienäcker statt. Wir danken unseren Sponsoren: CARL BECHEM GMBH, FUCHS SCHMIERSTOFFE GMBH, igus GmbH, Klüber Lubrication AG, Nanovea Inc. … und dem Orga-Team: Mirjam Bäse (Magna Powertrain GmbH & Co KG, Lannach), Emanuel Tack (ThyssenKrupp Presta AG), Rebekka Drafz (KS Gleitlager),Marco Werschler (Hochschule Konstanz), Lei Xu (CARL BECHEM GMBH) Ein großes Dankeschön auch an: Prof. Poll (IMKT, Universität Hannover), Anna Bock (IMKT, Universität Hannover), Irene Kollenbrandt (Gesellschaft für Tribologie e.V.) Autoren: Dr.-Ing. Leif Busse und Dr.-Ing. Emanuel Tack Review: Dr.-Ing. Mirjam Bäse Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 57 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 57 Nachrichten 58 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Mitteilungen der ÖTG Tribologie versteht sich mehr denn je als „eigenständige, physikbasierte Wissenschaft und Technik von Reibung und Verschleiß“ (H. Peter J OST , 2016). Aufgrund des sozialen, wirtschaftlichen und technischen Wandels stellen sich zahlreiche Herausforderungen für Tribologen bzw. die tribologisch geschulten Wissenschafter und Techniker. Wissenschaftliche Methoden und höchst anspruchsvolle, spezialisierte Forschungsansätze und die daraus erarbeiteten Lösungen unterstützen die vielfältigen Aufgabenstellungen aus dem produktbzw. produktionsnahen Bereich und insgesamt der modernen industriellen Technologien (Stichwort Industrie 4.0). Neue Fertigungstechniken, wie z. B. additive Technologien, integriertes Design, maßgeschneiderte Werkstoffe, neue schmierstofftechnische Konzepte, ökologische Anforderungen sowie der weitreichende Wandel in den schon bereitgestellten bzw. erwarteten technischen Konzepten der Antriebstechnik (z. B. Stichwort E-Mobilität) sind Betätigungsfeld, Herausforderung und Chance für die Tribotechnik(er) von morgen. Das ÖTG-Symposium 2017 wird in zeitlichem und örtlichem Konnex zu dem von der AC2T research GmbH am Vortag veranstalteten „Partnertag“ 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. Auch ist eine begleitende Fachausstellung vorgesehen und besteht die Möglichkeit, die Labors am Exzellenzzentrum für Tribologie und gegebenenfalls bei weiteren Forschungseinrichtungen im tfz zu besichtigen. Ziel-Branchen: Fahrzeugtechnik, Maschinen- und Anlagenbau, Antriebstechnik, Automatisierungstechnik, Schmierstoff- und Oberflächentechnik, Werkstofftechnik, Fertigungstechnik, Anwendungstechnik Tribology is increasingly understood as the „generic, physics based science and technology of friction and wear“ (H. Peter J OST , 2106). Due to social, economical and technical changes tribologists and tribologically oriented scientists and engineers are coped with numerous challenges. Scientific methods and highly ambitious and specialised research approaches and the solutions elaborated thereof support the various tasks resulting form product engineering and related branches and - moreover - from modern industrial technologies (keyword: Industry 4.0). New technologies, integrated design, taylored materials, novel lubrication concepts, ecological requirements as well as the comprehensive changes related to already applied or expected technical in the field of drive technology (keyword: e-mobility) are scope, challenge and opportunity of tomorrow’s tribo(techno)logists. The ÖTG Symposium 2017 is planned to be temporally and at the same venue organised in connection with the “Partners’ Day” organised by AC2T research GmbH on the day before. Additionally - as well on the day before the Symposium - partners and friends are invited to participate in a “tribo-get-together” („Tribo-Treff“) on the occasion of the 15th anniversary of the founding of the Austrian Center of Competence for Tribology. The participants will benefit from the attractive offer to get informed about the various aspects of the major topic of the symposium - actual and future tribological tasks and their solutions or implementation concepts, respectively - and during networking to foster existing contacts or to create new ones. The event offers oral and poster presentations contributed by industrial specialists and scientists. A trade exhibition presenting equipment and methods related to tribotechnology is scheduled as well. Moreover, a tour of labs (visiting of AC²T - the Excellence Centre of Tribology, and if possible some more research institutions at the tfz) will be organised. Target industries: Automotive engineering, mechanical and plant engineering, drive technology, automation technology, lubricant and surface treatment, materials engineering, manufacturing technology, application engineering Symposium Teilnahmeentgelt / Participation Fee € 320,- Teilnahmeentgelt für Vortragende von wissenschaftlichtechnischen Beiträgen / Speakers Fee (Von max. einer Person pro Vortrag in Anspruch zu nehmen ! / Applies to max. one speaker per presentation ! ) € 125,- Teilnahmeentgelt für Vortragende von „commercial presentations“ (für max. eine Person pro Beitrag) / Speakers Fee for “commercial presentations” (valid for max. one person per paper/ presentation) € 475,- Teilnahmeentgelt gemäß ÖTG-Mitgliedskategorie Reduced fee for special ÖTG members € 220,- Freie Teilnahme für Studierende ohne Vortrag (nach Maßgabe verfügbarer Plätze) sowie für TeilnehmerInnen ohne Vortrag im Rahmen der ÖTG-Firmenmitgliedschaft (je nach Kategorie der bestehenden ÖTG-Mitgliedschaft)! Free attendance for students without presentation (depending on free places) as well as for company-members of the ÖTG. Im Teilnahmeentgelt sind Tagungsunterlagen (Broschüre, elektronischer Zugang zu den Dateien der Symposiumsbeiträge), Pausengetränke, Mittagsimbiss und ggf. Laborführungen enthalten. Preise exkl. MWSt. (10 %) Participation fee includes proceedings/ electronic access, coffee breaks and short lunch and tour of labs. All prices excl. VAT (10%). Tagungsort / Venue Technologie- und Forschungszentrum (tfz) Wiener Neustadt, Viktor-Kaplan-Str. 2/ A, 2700 Wiener Neustadt, Austria Veranstalter / Organisation Office - ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT Kontakt/ Contact: Martina GANTAR-HOFINGER, Mobil: +43 (0) 676 845162 300 Viktor-Kaplan-Straße 2/ C, 2700 Wiener Neustadt Bankverbindung / bank account: Vorarlberger Landes- und Hypothekenbank AG BIC/ SWIFT: HYPVAT2B, IBAN: AT145800021363800022 Anmeldungen erbeten bis 17. November 2017 unter Please register not later than 17 Nov. 2017 at office@oetg.at Änderungen vorbehalten ! - Subject to change without notice ! Wir freuen uns auf Ihre Teilnahme! We are looking forward to welcome you at the Symposium! ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT SYMPOSIUM 2017 FACHTAGUNG Tribologie in Industrie und Forschung Neue Aufgaben - Innovative Lösungen Tribology in Industry and Research New Tasks - Innovative Solutions Mittwoch, 22. November 2017 Wednesday, 22 November 2017 Veranstaltungsort / Venue tfz Wiener Neustadt Viktor-Kaplan-Straße 2/ A, 2700 Wiener Neustadt, Austria veranstaltet gemeinsam mit / organised in cooperation with www.oetg.at *) angefragt * * * * T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 58 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 59 Mitteilungen der ÖTG ÖTG-Generalversammlung 2017 Mitgliederversammlung § 5 VerG, nur für ÖTG-Mitglieder und Mitgliedsanwärter/ for OeTG members and applicants only Dienstag, 21. November 2017, 16: 30 - 18: 30 Uhr AGENDA 1. Begrüßung und Feststellung der Beschlussfähigkeit 2. Nachträge zur Tagesordnung 3. Genehmigung des Protokolls der letzten Generalversammlung vom 23.11.2016 4. Mitgliederangelegenheiten: a. Aktuelle Mitgliederliste b. Jubiläen 5. Bericht der Rechnungsprüfer 6. Genehmigung des Finanzberichtes 2016 Entlastung des Vorstandes 7. Budget / Mitgliedsbeitrag 2018 8. Tribologie-Veranstaltungen (Berichte / Ausblick) 9. ÖTG-Symposium 2018 10. Anträge der Mitglieder 11. Allfälliges Tribology Partner Day für COMET-„XTribology“-Teilnehmer (auf gesonderte Einladung) Dienstag, 21. Nov. 2017, tfz ab 14: 30 Fakultativ (bei gesonderter Anmeldung): 17: 00-18: 00 Uhr: Stadtführung Tribo-Treff 15 Jahre AC²T Get-together - Abendempfang auf Einladung des Bürgermeisters der Stadt Wr. Neustadt, der ÖTG und von AC²T Veranstaltungssaal im tfz Dienstag, 21. Nov. 2017 - 18: 30 Uhr ÖTG-Symposium, 22. November 2017, Technologie- und Forschungszentrum (tfz) Wiener Neustadt Hier angeführt sind jeweils die Erstautoren, beachten Sie bitte die ÖTG-Informationen sowie die Tagungspublikationen ! Änderungen vorbehalten ! Only the lead authors are listed here, please have a look into the ÖTG web information and/ or proceedings ! Subject to change without notice ! Zeit Time Saal 1 - Plenum / Room 1 - Plenary Talks 09: 00 Eröffnung / Opening Address | Franek Friedrich (ÖTG), Gotsbacher Rainer (ecoplus) 09: 15 Reynvaan Conrad, Tanaceti GmbH; Bad Goisern, AT Trends in Tribology Discovered by a Semantic Big Data Analysis 09: 45 Hick Hannes, Technische Universität Graz; Graz, AT Tribologische Herausforderungen hinsichtlich E-Mobilität 10: 15 Bartz Wilfried, T+S Akademie - Tribologie und Schmierungstechnik; Denkendorf, DE Decreasing Importance for Automobile Engine and Gear Oils for Complete Electromobility 10: 45 Pause / Break 11: 00 Köttritsch Hubert, etc engineering training consulting; Amstetten, AT Stagnation oder kommt doch eine Innovation? Ein Ruf nach einem Rechen-Modell der 4. Generation 11: 30 Gachot C., Technische Universität Wien; Wien, AT Surface Texturing - Quo Vadis? A Critical Review about Past, Present and Future Developments in Surface Texturing for Tribological Applications 12: 00 Geidl-Strallhofer H., Alicona Imgaging GmbH; Raaba/ Graz, AT Oberflächencharakterisierung durch hochauflösende optische 3D-Messtechnik 12: 10 Pause / Break Zeit Time Saal 1 / Room 1 - Session Deutsch Saal 2 / Room 2 - Session English 12: 25 Stiller Tanja, Polymer Competence Center Leoben GmbH; AT Untersuchung der lokalen Reibungsmechanismen von Polymer-Glas-Kontakten mittels In- Situ-Tribologie Mair Markus, Klüber Lubrication Austria GmbH; AT Optimierte Wälzlager-Nachschmierfristenberechnung durch Verwendung produktspezifischer Kennzahlen 12: 50 Horwatitsch Dieter, LKR Leichtmetallkompetenzzentrum Ranshofen GmbH; AT Effiziente Ermittlung von Koeffizienten erweiterter Reibmodelle Repka Martin, Daido; DE Engine Tribology Influenced by ZDDP Degradation - Understanding on Molecular Level 13: 15 Mittagspause / Lunch Break - Poster Presentations 14: 15 Stehr Werner, Dr. Tillwich GmbH; DE Von der Wiege bis zur Bahre - Über das Leben und Sterben eines Sinter-Gleitlagers Nyberg Erik, Luleå University of Technology; SE Boundary Film Formation from Hydrocarbon- Mimicking Ionic Liquids 14: 40 Bill Stefan, Rewitec GmbH; DE Life Extension Upgrades Solution for Gearboxes and Engines Malyshev Vladimir N., Gubkin Russian State University of Oil and Gas; RU The Research of MAO-Coatings Tribological Behavior in Different Lubricants 15: 05 Kollegger Peter, Ingenieurbüro für Maschinenbau; AT Benchmark-Untersuchungen für Schmieröle - Optimierte und wirtschaftliche Schmiermittelauswahl Hsu Chia-Jui, Saarland University; DE The Tribological Performance of Roller and Ball Bearings by Direct Laser Interference Patterning 15: 30 Friesenecker Patrick, voestalpine Stahl GmbH; AT Strömungs- und verschleißtechnische Optimierung von Absaughauben in der Sinteranlage Adam Karl, voestalpine Stahl GmbH; AT Condition Based and Predictive Maintenance Using Oils Sensors 15: 55 Pause / Break - Poster Presentations Zeit Time Saal 1 / Room 1 - Session Deutsch Saal 2 / Room 2 - Session English 16: 15 Blutmager Andreas, Montanuniversität Leoben / Wittmann Batttenfeld GmbH; AT Werkstoffverhalten von Multiphasen (Matrix- Carbid) Materialien (MMC's) im Plättchenverschleißversuch bei variierenden Einflussgrößen Trenk Martin, Castolin GmbH; AT Optimization of Layer Design in High-pressure Grinding Rolls through Finite Element-Simulations of Equivalent and Residual Stresses 16: 40 Diem Alexander, V-Research GmbH; AT Verschleißverhalten von nitrocarburierten Oberflächen in Bezug auf deren chemische und mechanische Eigenschaften im ungeschmierten tribologischen Modellversuch Rieger Christian, SinusPro GmbH; AT Kolbendynamik-Simulation mit elastohydrodynamischem Kontakt zwischen Kolben und Zylinder 17: 05 Havlicek Stefan, TU Wien; AT Untersuchung des tribologischen Reibungszustands im KranRadSchiene-Kontakt mittels experimenteller und numerischer Simulation Scheichl Bernhard, TU Wien; AT Interplay between External Friction and Thermo-Fluid Dynamics of the Polymer Melt in the Backflow Barrier of a Screw Extruder 17: 30 Vorlaufer Georg, AC2T research GmbH; AT Kontaktmodell zur Optimierung von mehrphasigen Reibwerkstoffen. RES- Preis Karl, SKF Österreich AG; AT High Performance SKF INSOCOAT Bearings 17: 55 Katona Laszlo, AC2T research GmbH; AT Experimentelle und computergestütze Simulation des elektrischen Kontaktwiderstands von rauen Oberflächen Rodriguez Ripoll Manel, AC2T research GmbH; AT Self-lubricating Coatings for Controlling Friction in High Temperature Forming Processes 18: 20 Schlusswort / Closing | Dörr Nicole (ÖTG) 18: 30 Ende der Veranstaltung / End of Symposium T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 59 Anzeige 60 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 BANTLEON FORUM für Wissen & Dialog . Blaubeurer Straße 32 . 89077 Ulm Tel. 0731. 39 90-130 . Fax -8130 . forum@bantleon.de . www.bantleon-forum.de MODERNSTE MEDIENTECHNIK, GEPAART MIT EINEM WOHLFÜHL-AMBIENTE MACHEN DAS BANTLEON FORUM ZU EINEM VERANSTALTUNGSGEBÄUDE DER BESONDEREN ART, IM HERZEN DER WISSENSCHAFTSSTADT ULM. Fachliches und überfachliches Seminarprogramm Seminar- und Veranstaltungsräume Vielfältige Raum- und Bestuhlungsmöglichkeiten Moderner Bewirtungs- und Cateringbereich Branchenübergreifende Events und Veranstaltungen 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 incl. Versand von 7 189,- Inland (incl. MwSt.) bzw. 7 198,- Ausland. (In der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.). 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_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 60 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 61 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 Zahnräder - Geradstirnrad 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: Deformationen Unterbegriff: Kaltfließen Beschreibung des Schadensbildes Eindrückungen durch Verquetschung des Werkstoffes an gleicher Stelle aller Zähne. Schadensursache Durchgang eines Fremdkörpers. T+S_5_17 31.07.17 10: 55 Seite 61 Hinweise für unsere Autoren 62 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 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_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 62 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 63 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.3.5 Konstruktive Hinweise Zu den wichtigsten Aspekten der konstruktiven Gestaltung einer Gleitlagerung gehören: - Einbau der Lagerung - Schmierstoffversorgung - Abdichtung - Kleinster zulässiger Spalt - Mögliche Anpassung der Lagerschale an die Wellendurchbiegung. Wegen ihrer Bedeutung sollen hier die folgenden Aspekte behandelt werden: - Gestaltung von Ölnuten - Kleinster engster Spalt - Vermeidung von Verkantungen. Die Ölnuten im Lager sollten so gestaltet werden, dass der hydrodynamische Druckaufbau möglichst wenig gestört wird. Bild 4.20 zeigt den hydrodynamischen Druckaufbau in einem Gleitlager ohne und mit einer umlaufenden Nut. Zu bedenken ist, dass bei einer umlaufenden Nut die Spitzenöldrücke entsprechend höher sein können, was in extremen Fällen zur Beschädigung des Lagermateriales führen kann. Beispiele für mögliche Gestaltungen von Ölnuten zeigt Bild 4.21. Der kleinste engste Spalt sollte so bemessen werden, dass unter Berücksichtigung der Rauhtiefe der Oberflächen keine direkte Berührung stattfindet. Dies wird anhand von Bild 4.22 verdeutlicht. Bild 4.20: Druckaufbau a) ohne und b) mit umlaufender Ölnut Bild 4.21: Mögliche Gestaltung von Ölnuten: a) Dickwandiges Lager, b) Nahtlose Buchse (Schwimmbuchse), c) Buchse in verklinkter Ausführung, d) Dünnwandige Halbschale, e) Bundschale, f) Bundschale mit verklinkten Anlaufscheiben, g) Anlaufscheibe Bild 4.22: Links: Oberflächenrauheiten bei gepaarten Lagerteilen (z.B. Welle + Schale), rechts: kleinste zulässige Spalthöhe R z,w/ s = gemittelte Rautiefe der Welle/ Lagerschale W t,w/ s = Wellentiefe der Welle/ Lagerschale nach dem Ausfiltern der Rauheit T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 63 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 64 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Bei eingelaufenen Lagern und ungehärteten Oberflächen sind die Rauheitsspitzen geglättet. Richtwerte für anzustrebende Herstellungsrauheiten kann man Bild 4.23 entnehmen. Bei im Lager verkanteter oder gekrümmter Welle kann es zu Kantenpressungen kommen, welche Verschleißerscheinungen nach sich ziehen. Daher sind Maßnahmen zu treffen, die dies vermeiden. Vor allem ändert sich der hydrodynamische Druckaufbau, wie Bild 4.24 zeigt. Es gibt verschiedene Maßnahmen, um Kantenpressungen zu vermeiden. Richtige und falsche Gestaltung der Lagerung zeigt Bild 4.25. Bild 4.23: Kleinste zulässige Spalte und anzustrebende Rauheiten Bild 4.24: Durch verkantete oder gekrümmte Welle bedingter, veränderter hydrodynamischer Druckaufbau Bild 4.25: Richtige und falsche Gestaltung einer Lagerung zur Vermeidung von Kantenpressungen T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 64 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen ZE DIN 3536: 2014-08 Schmierstoffe für Gasarmaturen in der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen Zurückgezogen; Entwurf ist älter als 2.Jhre. E DIN EN ISO 3924: 2017-07 Print: 109,80 EUR/ Download: 101,00 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren (ISO/ DIS 3924: 2017); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 3924: 2017 Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method (ISO/ DIS 3924: 2017); German and English version prEN ISO 3924: 2017 Erscheinungsdatum: 2017-06-02 Einsprüche bis 2017-08-02 Gegenüber DIN EN ISO 3924: 2017-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das beschleunigte Verfahren aus Anhang B wurde in den Haupttext verschoben und als Verfahren B festgelegt, welches eine Berechnung der Präzision und systematischen Abweichung im Verhältnis zu Verfahren A (Originalverfahren) umfasst; b) ein neuer Anhang wurde hinzugefügt, der die neu festgelegten Siedepunkte für n-Alkane enthält, um das Verfahren technisch gleichwertig mit ASTM D2887 und IP 406 zu erhalten; c) es wurden mehrere Sicherheitswarnhinweise aufgenommen; d) es wurden redaktionelle Anpassungen an die derzeit gültigen Gestaltungsregeln getätigt. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Siedeverlaufs von Mineralölerzeugnissen fest. Das Verfahren ist anwendbar auf Mineralölerzeugnisse und Fraktionen mit einem nach diesem Dokument bestimmten atmosphärischen Siedeende von 538 °C oder darunter. Dieses Dokument ist nicht anwendbar auf Ottokraftstoff oder Ottokraftstoffkomponenten. Das Verfahren ist beschränkt auf Erzeugnisse mit einem Siedebereich größer als 55 °C und mit einem Dampfdruck, der niedrig genug ist, um eine Probenahme bei Umgebungstemperatur zu ermöglichen. E DIN EN 12916: 2017-06 Print: 88,00 EUR/ Download: 81,00 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung von aromatischen Kohlenwasserstoffgruppen in Mitteldestillaten - Hochleistungsflüssigkeitschromatographie-Verfahren mit Brechzahl-Detektion; Deutsche und Englische Fassung prEN 12916: 2017 Petroleum products - Determination of aromatic hydrocarbon types in middle distillates - High performance liquid chromatography method with refractive index detection; German and English version prEN 12916: 2017 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 12916: 2016-06 Erscheinungsdatum: 2017-05-19 Einsprüche bis 2017- 07-19 Gegenüber DIN EN 12916: 2016-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Ergänzung eines Verfahrens zur Analyse sehr geringer Gehalte an aromatischen Kohlenwasserstoffen; b) Erhöhung der Grenzabweichung der Masse der Systemkalibrierstandards 1 und 2 von 0,001 g auf 0,000 1 g; c) Aufnahme des informativen Anhangs B „Praktische Anweisungen für Proben von paraffinischen Dieselkraftstoffen“. Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung des Gehaltes an monoaromatischen, diaromatischen und tri+-aromatischen Kohlenwasserstoffen in Dieselkraftstoffen, paraffinischen Dieselkraftstoffen und Mineralöldestillaten fest. B DIN 51360-1: 1985-08 Prüfung von Kühlschmierstoffen; Bestimmung der Korrosionsschutzeigenschaften von wassergemischten Kühlschmierstoffen; Herbert-Korrosionsprüfung Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2017-06-30 Z DIN 51432: 1992-05 Prüfung von Altölen; Bestimmung des Wasser- und Lösemittelanteils sowie des Destillationsrückstandes; Destillationsverfahren Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 51524-1: 2006-04 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL; Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51524-1: 2017-06 Z DIN 51524-1 Berichtigung 1: 2006-09 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL; Mindestanforderungen, Berichtigungen zu DIN 51524-1: 2006-04 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51524-1: 2017-06 DIN 51524-1: 2017-06 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL, Mindestanforderungen Pressure fluids - Hydraulic oils - Part 1: HL hydraulic oils, Minimum requirements Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 65 Normen T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 65 Normen 66 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Ersatz für DIN 51524-1: 2006-04 und DIN 51524-1 Berichtigung 1: 2006-09 Gegenüber DIN 51524-1: 2006-04 und DIN 51524-1 Berichtigung 1: 2006-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einarbeitung der DIN 51524-1 Berichtigung 1: 2006- 09; b) Aufnahme des Anhangs A zum READ-ACROSS; c) redaktionelle Überarbeitung und Aktualisierung der normativen Verweisungen. Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen sich durch hohe thermische Beanspruchung zu kurze Gebrauchszeiten für unlegierte Hydrauliköle H ergeben würden, und/ oder in denen, z. B. durch Wasserzutritt, mit Korrosion zu rechnen ist. DIN 51524-2: 2017-06 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 2: Hydrauliköle HLP, Mindestanforderungen Pressure fluids - Hydraulic oils - Part 2: HLP hydraulic oils, Minimum requirements Ersatz für DIN 51524- 2: 2006-04 und DIN 51524-2 Berichtigung 1: 2006-09 Gegenüber DIN 51524-2: 2006-04 und DIN 51524-2 Berichtigung 1: 2006-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einarbeitung der DIN 51524-2 Berichtigung 1: 2006-09; b) Benummerung der Fußnoten in Tabelle 2 geändert; c) Aufnahme des Anhangs A zum READ-ACROSS; d) redaktionelle Überarbeitung und Aktualisierung der normativen Verweisungen. Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen hohe thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Z DIN 51524-3: 2006-04 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP; Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51524-3: 2017-06 Z DIN 51524-3 Berichtigung 1: 2006-09 Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP; Mindestanforderungen, Berichtigungen zu DIN 51524-3: 2006-04 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51524-3: 2017-06 DIN 51524-3: 2017-06 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP, Mindestanforderungen Pressure fluids - Hydraulic oils - Part 3: HVLP hydraulic oils, Minimum requirements Ersatz für DIN 51524- 3: 2006-04 und DIN 51524-3 Berichtigung 1: 2006-09 Gegenüber DIN 51524-3: 2006-04 und DIN 51524-3 Berichtigung 1: 2006-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einarbeitung der DIN 51524 3 Berichtigung 1: 2006 09; b) Benummerung der Fußnoten in Tabelle 2 geändert und Fußnote i gestrichen; c) Aufnahme des Anhangs A zum READ-ACROSS; d) redaktionelle Überarbeitung und Aktualisierung der normativen Verweisungen. Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle HLVP für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Z DIN 51811: 1991-09 Prüfung von Schmierstoffen; Prüfung der Korrosionswirkung von Schmierfetten auf Kupfer; Kupferstreifenprüfung Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51811: 2017-05 DIN 51811: 2017-05 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der Korrosionswirkung von Schmierfetten auf Kupfer - Kupferstreifenprüfung Testing of lubricants - Testing of corrosiveness to copper of greases - Copper strip tarnish test Ersatz für DIN 51811: 1991-09 Gegenüber DIN 51811: 1991-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 2 „Normative Verweisungen“ wurde aktualisiert; b) in Abschnitt 5 „Geräte“ wurde „25-ml-Becher“ durch „100-ml-Becherglas“ ersetzt; c) in Abschnitt 6 „Chemikalien“ wurden Beispiele für geeignete Lösungsmittel ergänzt; d) in 9.2 die Prüftemperatur (50 ± 3) °C gestrichen und eine andere Prüfdauer als 24 h durch Vereinbarung zugelassen. Das in der Norm festgelegte Verfahren dient der Beurteilung der Korrosionswirkung von Schmierfetten auf Kupfer (Kupferstreifenprüfung). Z DIN 51834-2: 2010-11 Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung im translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Teil 2: Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51834-2: 2017-05 DIN 51834-2: 2017-05 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung im translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Teil 2: Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 66 Normen Testing of lubricants - Tribological test in the translatory oscillation apparatus - Part 2: Determination of friction and wear data for lubricating oils Ersatz für DIN 51834-2: 2010-11 Gegenüber DIN 51834-2: 2010-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 2 „Normative Verweisungen“ aktualisiert; b) Aufnahme der Möglichkeit der Wiederverwendung von Prüfkörpern in Abschnitt 8 „Vorbereitung“; c) Norm redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Prüfung von Schmierölen mit Wirkstoffen P nach DIN 51502, international auch EP-Schmieröle genannt, bei translatorischen oszillierenden Relativbewegungen, fest. 1.1.2 VDI-Richtlinien E VDI 3397 Blatt 4: 2017-06 77,80 EUR Kühlschmierstoffe (KSS) - Mikrobiologie in wassergemischten Kühlschmierstoffen - Maßnahmen zur Verlängerung der Anwendungsdauer und der Qualitätserhaltung von wassergemischten Kühlschmierstoffen Metalworking fluids (MWF) - Microbiology in water-miscible metalworking fluids - Measures to extend the duration of use and to preserve the quality of water-miscible metalworking fluids Einsprüche bis 2017-11-30 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE prEN 12081: 2015-04 Bahnanvendungen - Radsatzlager - Schmierfette Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 12081: 2017-03 E FprEN 12081: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Schmierfette Railway applications - Axleboxes - Lubricating greases Vorgesehen als Ersatz für EN 12081+A1: 2010-10; Ersatz für prEN 12081: 2015-04 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 91-1: 1992-11 Mineralölmeßtafeln; Teil 1: Auf Bezugstemperaturen von 15 °C und 60 °F basierende Tafeln Z ISO 91-2: 1991-11 Mineralölmeßtafeln; Teil 2: Auf einer Bezugstemperatur von 20 °C basierende Tafeln ZE ISO/ DIS 3968: 2016-06 Hydraulic fluid power - Filters - Evaluation of differential pressure versus flow Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3968: 2017-04 E ISO/ FDIS 3968: 2017-04 100,00 EUR Hydraulic fluid power - Filters - Evaluation of differential pressure versus flow Vorgesehen als Ersatz für ISO 3968: 2001-12 und ISO 3968 Technical Corrigendum 1: 2002-09; Ersatz für ISO/ DIS 3968: 2016-06 E ISO/ FDIS 4406: 2017-04 43,20 EUR Fluidtechnik - Hydraulik-Druckflüssigkeiten - Zahlenschlüssel für den Grad der Verschmutzung durch feste Partikel Hydraulic fluid power - Fluids - Method for coding the level of contamination by solid particles Vorgesehen als Ersatz für ISO 4406: 1999-12 E ISO/ DIS 6743-6: 2017-03 65,90 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Klassifikation - Teil 6: Familie C (Getriebe) Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Classification - Part 6: Family C (Gear systems) Vorgesehen als Ersatz für ISO 6743-6: 1990-11 Einsprüche bis 2017-06-01 Z ISO 9770: 1989-08 Rohöl und Erdölprodukte - Kompressibilitätsfaktoren für Kohlenwasserstoffe im Bereich 638 kg/ m3 bis 1074 kg/ m 3 Z ISO 12917-1: 2002-07 Mineralöle und flüssige Mineralerzeugnisse - Kalibrierung von horizontalen zylindrischen Tanks - Teil 1: Manuelle Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12917-1: 2017-03 E ISO/ DIS 12925-1: 2017-03 65,90 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie C (Getriebe) - Teil 1: Anforderungen an Schmierstoffe für geschlossene Getriebesysteme Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family C (Gears) - Part 1: Specifications for lubricants for enclosed gear systems Vorgesehen als Ersatz für ISO 12925-1: 1996-12 und ISO 12925-1 Technical Corrigendum 1: 2002-02 Einsprüche bis 2017-06-01 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 606: 2017-05 Print: 116,00 EUR/ Download: 106,70 EUR Kurzgliedrige Präzisions-Rollen- und Buchsenketten, Anbauteile und zugehörige Kettenräder (ISO 606: 2015); Text Deutsch und Englisch Short-pitch transmission precision roller and bush chains, attachments and associated chain sprockets (ISO 606: 2015); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 606: 2012-06 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 67 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 67 Normen 68 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Erscheinungsdatum: 2017-04-21 Einsprüche bis 2017-08-21 Gegenüber DIN ISO 606: 2012-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Die ANSI-Kettenbenennungen wurden in Tabelle 1 als ISO- Kettennummern übernommen. In Anhang B sind die neuen ISO- Kettennummern den vorherigen Kettennummern gegenübergestellt. b) Die extra verstärkten ANSI-Ketten (60 HE bis 240HE) wurden in Tabelle 2 mit aufgenommen. Diese haben die Abmessungen der entsprechenden ANSI-H-Ketten, aber höhere minimale Bruchkräfte. c) Im neuen informativen Anhang E sind angewandte Methoden aufgeführt, welche eine übermäßige Spannungssteigerung während de sZugversuches verhindern. d) Im neuen informativen Anhang F sind zwei Methoden genannt, mit deren Hilfe man die minimalen dynamischen Festigkeiten von Mehrfachketten ermitteln kann. e) Nach dem informativen Anhang C, C.2 kann die Methode zur Berechnung der minimalen dynamischen Festigkeit auch auf die extra verstärkten ANSI-Ketten angewandt werden. Die Norm DIN ISO 606 ist eine Übersetzung der ISO 606: 2015 und spezifiziert die Eigenschaften von kurzteiligen Antriebs-, Rollen- und Buchsenketten, die zur Kraftübertragung und zu verwandten Anwendungen dienen, sowie die zugehörigen Kettenräder. Sie legt Abmessungen, Toleranzen, Längenmessungen, Vorbelastung, minimale Bruchkräfte und dynamische Festigkeiten fest. Z DIN 3869: 1994-05 Profildichtringe Zurückgezogen; kein Bedarf mehr; dafür kann DIN EN ISO 1179-2: 2014-03 und DIN EN ISO 9974-2: 2000-09 angewendet werden. E DIN EN ISO 3923-1: 2017-05 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren (ISO/ DIS 3923-1: 2017); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 3923-1: 2017 Metallic powders - Determination of apparent density - Part 1: Funnel method (ISO/ DIS 3923-1: 2017); German and English version prEN ISO 3923-1: 2017 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 3923-1: 2010-08 Erscheinungsdatum: 2017-04-21 Einsprüche bis 2017-06-21 Gegenüber DIN EN ISO 3923-1: 2010-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 2: aktualisiert; b) Unterabschnitt 5.1: Trichterverfahren nach Gustavsson aufgenommen und Verweisungen auf entsprechende weitere Prüfnormen; c) Unterabschnitt 5.4: Bilder 1 und 2 gestrichen; d) Abschnitt 10: Listeneintrag d) erweitert; e) redaktionelle Anpassung an die derzeitig gültigen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt das Trichterverfahren zur Ermittlung der Fülldichte von Metallpulvern unter festgelegten Bedingungen fest. Das Verfahren gilt für Metallpulver, die frei durch eine 2,5 mm-Ausfluss-Öffnung fließen. Es darf jedoch auch bei Pulvern angewendet werden, die schlecht durch eine 2,5 mm-Ausfluss-Öffnung aber frei durch eine 5 mm-Ausfluss-Öffnung fließen. E DIN EN ISO 3927: 2017-06 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Metallpulver, mit Ausnahme von Hartmetallpulvern - Bestimmung der Verdichtbarkeit bei einachsigem Pressen (ISO/ FDIS 3927: 2017); Deutsche und Englische Fassung FprEN ISO 3927: 2017 Metallic powders, excluding powders for hardmetals - Determination of compressibility in uniaxial compression (ISO/ FDIS 3927: 2017); German and English version FprEN ISO 3927: 2017 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 3927: 2011-05 Erscheinungsdatum: 2017-05-12 Einsprüche bis 2017- 07-12 Gegenüber DIN EN ISO 3927: 2011-05 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitte 2 und 3 aufgenommen; b) Abschnitt 4: Grenzabmaße in Bild 2 a) und Bild 2 c) überarbeitet; c) Abschnitt 4.3: Verwendung der Waage präzisiert; d) Abschnitt 4.4: Verwendung der Bügelmessschraube präzisiert. Dieses Dokument legt Verfahren zur Bestimmung der Pressbarkeit eines metallischen Pulvers bei ein-achsigem Pressen in einer Pressmatrize unter festgelegten Bedingungen fest. Das Verfahren ist nicht auf Hartmetallpulver anwendbar. E DIN EN ISO 4492: 2017-07 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Metallpulver, mit Ausnahme von Hartmetallpulvern - Ermittlung der Maßänderungen beim Pressen und Sintern (ISO/ FDIS 4492: 2017); Deutsche und Englische Fassung FprEN ISO 4492: 2017 Metallic powders, excluding powders for hardmetals - Determination of dimensional changes associated with compacting and sintering (ISO/ FDIS 4492: 2017); German and English version FprEN ISO 4492: 2017 Erscheinungsdatum: 2017-06-02 Einsprüche bis 2017-08-02 Gegenüber DIN EN ISO 4492: 2013-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Unterabschnitt 6.3: Verwendung der Waage präzisiert; b) Unterabschnitt 6.4: Verwendung der Bügelmessschraube präzisiert; c) Unterabschnitt 10: Bilder 1 und 2 überarbeitet. Diese Internationale Norm legt ein Verfahren fest, bei dem die Maßänderungen beim Pressen und Sintern von Metallpulvern mit denjenigen eines Referenzpulvers verglichen werden, wenn dieses unter ähnlichen Bedingungen behandelt wird. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 68 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 69 ZE DIN 5481: 2013-08 Passverzahnungen mit Kerbflanken Zurückgezogen; Entwurf älter als 2. Jahre. E DIN EN ISO 5754: 2017-07 Print: 43,50 EUR/ Download: 40,00 EUR Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle - Ungekerbte Probe für den Schlagzähigkeitsversuch (ISO/ FDIS 5754: 2017); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 5754: 2017 Sintered metal materials, excluding hardmetals - Unnotched impact test piece (ISO/ FDIS 5754: 2017); German and English version prEN ISO 5754: 2017 Erscheinungsdatum: 2017-06-02 Einsprüche bis 2017-08-02 Gegenüber DIN ISO 5754: 1990-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) bisheriger Abschnitt 2 eingefügt in Abschnitt 1; b) Abschnitt 2 „Normative Verweisungen“ überarbeitet; c) Abschnitt 3 „Begriffe“ aufgenommen. Die Norm legt die Abmessungen für eine ungekerbte Probe aus Sintermetall für den Schlagzähigkeitsversuch fest. Der Probekörper kann direkt durch Pressen und Sintern oder Bearbeitung eines gesinterten Teiles hergestellt werden. Z DIN 6799: 2011-04 Sicherungsscheiben (Haltescheiben) für Wellen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 6799: 2017-06 DIN 6799: 2017-06 202,20 EUR Sicherungsscheiben (Haltescheiben) für Wellen Retaining washers for shafts Ersatz für DIN 6799: 2011-04 Gegenüber DIN 6799: 2011-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) normative Verweisungen aktualisiert; c) Formulierung im Abschnitt 6 überarbeitet. Diese Norm legt Anforderungen an Sicherungsscheiben (Haltescheiben) zum axialen Halten von Bauteilen auf Wellen fest. 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen Z EN 1274: 2004-11 Thermisches Spritzen - Pulver - Zusammensetzung, technische Lieferbedingungen Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 14232-1: 2017- 04 E prEN ISO 3923-1: 2017-04 Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren (ISO/ DIS 3923-1: 2017) Metallic powders - Determination of apparent density - Part 1: Funnel method (ISO/ DIS 3923-1: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 3923-1: 2010-04 Einsprüche bis 2017-07-18 E prEN ISO 3927: 2017-04 Metallpulver, mit Ausnahme von Hartmetallpulvern - Bestimmung der Verdichtbarkeit bei einachsigem Pressen (ISO/ FDIS 3927: 2017) Metallic powders, excluding powders for hardmetals - Determination of compressibility in uniaxial compression (ISO/ FDIS 3927: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 3927: 2011-02 Einsprüche bis 2017-07-19 E prEN ISO 4490: 2017-03 Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO/ DIS 4490: 2017) Metallic powders - Determination of flow rate by means of a calibrated funnel (Hall flowmeter) (ISO/ DIS 4490: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 4490: 2014-08 Einsprüche bis 2017-06-16 ZE prEN 12080: 2015-04 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 12080: 2017-03 E FprEN 12080: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Railway applications - Axleboxes - Rolling bearings Vorgesehen als Ersatz für EN 12080+A1: 2010-10; Ersatz für prEN 12080: 2015-04 ZE prEN 12082: 2015-04 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Prüfung des Leistungsvermögens Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 12082: 2017-03 E FprEN 12082: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Prüfung des Leistungsvermögens Railway applications - Axleboxes - Performance testing Vorgesehen als Ersatz für EN 12082+A1: 2010-10; Ersatz für prEN 12082: 2015-04 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 3923-1: 2017-04 65,90 EUR Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren Metallic powders - Determination of apparent density - Part 1: Funnel method Vorgesehen als Ersatz für ISO 3923-1: 2008-05 Einsprüche bis 2017-07-17 E ISO/ FDIS 3927: 2017-04 65,90 EUR Metallpulver, mit Ausnahme von Hartmetallpulvern - T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Bestimmung der Verdichtbarkeit bei einachsigem Pressen Metallic powders, excluding powders for hardmetals - Determination of compressibility in uniaxial compression Vorgesehen als Ersatz für ISO 3927: 2011-02 ZE ISO/ DIS 4378-1: 2016-06 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4378-1: 2017- 03 ZE ISO/ DIS 4378-2: 2016-06 Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 2: Reibung und Verschleiß Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4378-2: 2017- 03 ZE ISO/ DIS 4378-3: 2016-06 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4378-3: 2017- 03 E ISO/ FDIS 4378-1: 2017-03 179,50 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 1: Design, bearing materials and their properties Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378-1: 2009-09; Ersatz für ISO/ DIS 4378-1: 2016-06 E ISO/ FDIS 4378-2: 2017-03 65,90 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 2: Reibung und Verschleiß Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 2: Friction and wear Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378-2: 2009-09; Ersatz für ISO/ DIS 4378-2: 2016-06 E ISO/ FDIS 4378-3: 2017-03 134,00 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 3: Lubrication Vorgesehen als Ersatz für ISO 4378-3: 2009-09; Ersatz für ISO/ DIS 4378-3: 2016-06 E ISO/ DIS 4490: 2017-03 65,90 EUR Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) Metallic powders - Determination of flow rate by means of a calibrated funnel (Hall flowmeter) Vorgesehen als Ersatz für ISO 4490: 2014-08 Einsprüche bis 2017-06-15 Z ISO 5295: 1987-12 Synchronriemen; Berechnung der Nennleistung und des Antriebsachsabstandes Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 5295: 2017-04 ZE ISO/ DIS 5295: 2016-09 Synchronriemen - Berechnung der Nennleistung und des Antriebsachstandes ISO 5295: 2017-04 43,20 EUR Synchronriemen - Berechnung der Nennleistung und des Antriebsachstandes Synchronous belts - Calculation of power rating and drive centre distance Ersatz für ISO 5295: 1987-12 Z ISO 6279: 2006-04 Gleitlager - Aluminiumlegierung für Einstofflager Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6279: 2017-03 ZE ISO/ DIS 6279: 2016-05 Gleitlager - Aluminiumlegierung für Einstofflager ISO 6279: 2017-03 43,20 EUR Gleitlager - Aluminiumlegierung für Einstofflager Plain bearings - Aluminium alloys for solid bearings Ersatz für ISO 6279: 2006-04 Z ISO 10129: 2006-02 Gleitlager - Prüfung von Werkstoffen für Lager - Korrosionswiderstand durch Schmiermittel unter statischen Bedingungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 10129: 2017-03 ZE ISO/ FDIS 10129: 2017-01 Gleitlager - Prüfung von Werkstoffen für Lager - Korrosionswiderstand durch Schmiermittel unter statischen Bedingungen ISO 10129: 2017-03 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 Ersatz für ISO 10129: 2006-02 Z ISO 12132: 1999-10 Gleitlager - Qualitätssicherung dünnwandiger Lagerschalen - Konstruktions-FMEA Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12132: 2017-03 ZE ISO/ DIS 12132: 2016-02 Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Konstruktions-FMEA ISO 12132: 2017-03 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen La- T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 70 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 71 gerschalen - Konstruktions-FMEA Plain bearings - Quality assurance of thin-walled half bearings - Design FMEA Ersatz für ISO 12132: 1999-10 Z ISO 12302: 1993-11 Gleitlager; SPC-Qualitätsmerkmale Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12302: 2017-03 ZE ISO/ FDIS 12302: 2017-01 Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) ISO 12302: 2017-03 Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) Plain bearings - Quality characteristics - Statistical process control (SPC) Ersatz für ISO 12302: 1993-11 Z ISO 12308: 1994-02 Gleitlager; Qualitätssicherung; Musterarten; Begriffe, Verwendung und Prüfung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12308: 2017-04 ZE ISO/ FDIS 12308: 2017-01 Gleitlager - Qualitätssicherung - Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung ISO 12308: 2017-04 43,20 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung - Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung Plain bearings - Quality assurance of sample types - Definitions, applications and testing Ersatz für ISO 12308: 1994-02 Z ISO 13778: 1999-10 Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Zusammenbau von Lagern mit dem Ziel, engere Lagerspiele zu erreichen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13778: 2017-03 ZE ISO/ DIS 13778: 2016-02 Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Zusammenbau von Lagern mit dem Ziel, engere Lagerspiele zu erreichen ISO 13778: 2017-03 65,90 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Zusammenbau von Lagern mit dem Ziel, engere Lagerspiele zu erreichen Plain bearings - Quality assurance of thin-walled half bearings - Selective assembly of bearings to achieve a narrow clearance range Ersatz für ISO 13778: 1999-10 Z ISO 14104: 2014-06 Zahnräder - Schleifbrandprüfung, chemische Methode Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 14104: 2017-04 ZE ISO/ DIS 14104: 2016-06 Gears - Surface temper etch inspection after grinding, chemical method ISO 14104: 2017-04 100,00 EUR Gears - Surface temper etch inspection after grinding, chemical method Ersatz für ISO 14104: 2014-06 Z ISO 14232: 2000-05 Thermisches Spritzen - Pulver - Zusammensetzung und technische Lieferbedingungen Z ISO 15243: 2004-02 Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15243: 2017-03 ZE ISO/ FDIS 15243: 2017-01 Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen ISO 15243: 2017-03 202,20 EUR Wälzlager - Schäden und Ausfälle - Begriffe, Merkmale und Ursachen Rolling bearings - Damage and failures - Terms, characteristics and causes Ersatz für ISO 15243: 2004-02 ZE ISO/ DIS 20015: 2016-04 Gelenklager - Verfahren für die statische und dynamische Tragzahlberechnung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 20015: 2017- 03 E ISO/ FDIS 20015: 2017-03 65,90 EUR Gelenklager - Verfahren für die statische und dynamische Tragzahlberechnung Spherical plain bearings - Method for the calculation of static and dynamic load ratings Ersatz für ISO/ DIS 20015: 2016-04 3 Vorhaben 3. 1 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer (ISO 14728- 1: 2004); (DIN ISO 14728-1: 2005-10); NA 118-01-08 AA <11800499> Dieser Teil der DIN ISO 14728 legt Verfahren für die Berechnung der dynamischen Tragzahl und der nominellen Lebensdauer von Linear-Wälzlagern fest. T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen (ISO 14728-2: 2004); (DIN ISO 14728-2: 2005- 10); NA 118-01-08 AA <11800500> Dieser Teil der DIN ISO 14728 legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl von Linear-Wälzlagern fest. 3.2 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Flüssige Mineralölerzeugnisse - Trennung und Bestimmung von Fettsäure-Methylestern (FAME) aus Mitteldestillaten - Flüssigchromatographie (LC)/ Gaschromatographie (GC); (DIN EN 14331: 2004-06); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-32-01 UA <06235146> Das Vorhaben legt ein Verfahren für flüssige Mineralölerzeugnisse zur Trennung und Bestimmung von Fettsäuremethylestern (FAME) durch Flüssigchromatographie/ Gaschromatographie (LC/ GC) fest. Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints; (DIN EN 23015: 1994-05); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-42 AA <06235148> Das Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Cloudpoints von Mineralölerzeugnissen fest, die bei einer Schichtdicke von 40 mm durchsichtig sind und einem Cloudpoint unter halb 49 °C haben. 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 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 T+S_5_17 31.07.17 10: 58 Seite 72