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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 1 5 F. Peters, S.Kunde Der Schmierspalt zwischen planparallelen Platten 13 J. Song, V. Schinow, H. Yuan, C. Koch Kontaktanordnung und Lebensdauer von elektrischen Kontaktoberflächen 20 E. Kuhn Über die Triebkräfte des Schmierfettverschleißes 25 S. Jung, M. Quaß Beitrag zur analytischen Ermittlung der reibungsbedingten Wärmeleistungsgrenzen von Trapezgewindetrieben 29 W. Rehbein Influence of Lubricant Additives on Surface Quality and Material Removal Rate in a Lapping Process 35 T. Müller, S. Wigger, H.-J. Füßer, S. Kaiser Optische Untersuchung der Schmierungsverhältnisse im Reibkontakt Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn mittels laserinduzierter Fluoreszenz an einem optisch zugänglichen Einzylindermotor 43 M. Simon, G. Schulz, H.-J. Füßer, V. Lagemann, H.-J. Fecht, M. Martin Einfluss der Oberflächenmessungen auf topografiebasierte Simulationen der Reibung im System Kolbenring-Zylinderlaufbahn von Verbrennungsmotoren 52 G. Theiler, T. Gradt Gleitverhalten von PEEK-Kompositwerkstoffen in Wasserstoffumgebung Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 4 Produktion von Ölen und Fetten 19 Impressum 60 Nachrichten Mitteilungen der GfT Mitteilungen der ÖTG 64 Patentumschau 65 Schadensanalyse / Schadenskatalog Gleitlager - Dreischichtlager 66 Hinweise für Autoren / Checkliste 67 Handbuch der T+S 4.3.5 Konstruktive Hinweise 69 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 6 17 E 6133 64. Jahrgang www.expertverlag.de Der Schmierspalt bei planparallelen Platten Kontaktanordnung und Lebensdauer von elektrischen Kontaktoberflächen Triebkräfte des Schmierfettverschleißes Analytische Ermittlung der reibungsbedingten Wärmeleistungsgrenzen Influence of Lubricant Additives on Surface Quality and Material Removal Rate in a Lapping Process Optische Untersuchung der Schmierungsverhältnisse im Reibkontakt Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn Oberflächenmessungen auf topografiebasierte Simulationen der Reibung im System Kolbenring-Zylinderlaufbahn Gleitverhalten von PEEK-Kompositwerkstoffen in Wasserstoffumgebung Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 64. Jahrgang, Heft 6 November / Dezember 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 3 und 19) 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 66). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 66 for formatting guidelines). T+S_6_17 26.10.17 09: 17 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  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 Brannenburg Additive für Schmierstoffe und ihre Überwachung https: / / de.oildoc.com  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*  05.12. - 06.12.17 Ostfildern Zerspanung mit Minimalmengenschmierung TAE*  06.12. - 09.12.17 Kolkata IN 9 th International Conference on Industrial Tribology (ICIT-2017) http: / / tribologyindia.org/  11.12. - 13.12.17 Ostfildern Selbstschmierende und wartungsfreie Gleitlager TAE*  09.01. - 11.01.18 Ostfildern 21 st International Colloquium Tribology TAE*  16.01. - 18.01.18 Ostfildern Grundlagen der Tribologie und Schmierungstechnik TAE*  05.02. - 07.02.18 Ostfildern Getriebeschmierung TAE*  06.03. - 07.03.18 Kaiserslautern Bearing World Konferenz 2018 http: / / bearingworld.org/  14.03. - 15.03.18 Birmingham, England New Challenges in Tribology http: / / www.theiet.org/ events/ tpn/ challenges-tribology/ index.cfm  15.04. - 19.04.18 Phoenix, Arizona, USA Corrosion 2018 http: / / nacecorrosion.org/  17.04. - 18.04.18 Stuttgart UNITI Mineralöltechnologie-Forum 2018 http: / / www.uniti.de AC 2 T GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Austrian Center of Competence for Tribology Viktor-Kaplan-Str. 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH, Tel. (+43 26 22) 8 16 00-10, Fax (+43 26 22) 8 16 00-99; E-Mail: office@ac2t.at; www.ac2t.at Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33 - 35, 52064 Aachen Tel. (02 41) 4 00 66 55, Fax (02 41) 4 00 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 2 Anzeige Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 3 Informationen unter www.rhenuslub.de IHR SPEZIAL-SCHMIERFETT - VON UNS ENTWICKELT Bei anspruchsvollsten Anwendungen in der Industrie vertrauen Sie auf unsere Experten. Rhenus Lub. 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_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 3 4 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Produktion von Ölen und Fetten T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 4 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 5/ 2017 3 Produktion von Ölen und Fetten 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 25.743 t 24.318 t 21.852 t 22.349 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 4.060 t 4.059 t 3.398 t 3.978 t Getriebeöl Industrie 2.335 t 2.185 t 2.185 t 2.152 t Turbinen-, Kompressorenöle 915 t 768 t 564 t 873 t Maschinenöle 3.128 t 1.910 t 2.859 t 3.528 t Hydrauliköl 7.995 t 11.052 t 8.431 t 8.757 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 3.417 t 3.147 t 2.986 t 3.317 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 2.169 t 2.672 t 2.140 t 2.786 t Weißöle (technische und medizinische) 5.759 t 4.115 t 5.118 t 4.729 t Schmierfette 2.660 t 2.996 t 2.324 t 3.031 t Basisöle 9.407 t 12.515 t 9.338 t 10.899 t Juli Juni Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate Juni und Juli von 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 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 5 Aus Wissenschaft und Forschung 1 Einleitung Maschinenteile aus Metall, die sich relativ zueinander bewegen und dabei Kräfte übertragen, sollen sich nicht berühren, da der Kontakt zu Verschleiß oder zur Verschweißung (Fressen) führt. Seitdem der Mensch mit Metall arbeitet weiß er, dass dünne Schichten aus Fett oder Öl den Kontakt mindern oder ganz vermeiden [1]. Mit der Industrialisierung begannen Ingenieure das Verhalten von Schmierspalten wissenschaftlich zu untersuchen. Besonders interessierte man sich für die tangentiale Relativbewegung von Maschinenteilen, da diese in Arbeitskraftmaschinen, beginnend mit der Dampfmaschine, vielfältig auftraten. Wichtige Beispiele sind die Linearführung und das schnell laufende Gleitlager. Das hydrodynamische Verständnis der Gleitlager begann mit den Arbeiten von Reynolds [2]. Er zeigte durch Reduzierung der allgemeinen Bewegungsgleichungen auf schleichende Strömung und zwei Dimensionen wie die Schubkräfte in einem sich verengenden Schmierspalt ein Druckprofil bedingen, das radiale Lagerkräfte im Gleichgewicht hält und den Kontakt vermeidet. Diese Arbeiten wurden durch Sommerfeld [3] fortgeführt, der eine analytische Lösung der Reynolds-Gleichung entwickelte. Die Übertragung dieser Lösung auf andere Geometrien (z. B. Kugel-Fläche-Kontakt) gelang erst durch die Kombination mit der Hertz’schen Theorie der Verformung der Kontaktpartner. Dies führte zur sogenannten Elastohydrodynamischen Schmierungstheorie [4]. Sie liegt heute zu vielen geometrischen Konstellationen vor und ist der numerischen Behandlung zugänglich. Trotz großer Fortschritte sind die Strömungsvorgänge in sehr engen Spalten im μm-Bereich nicht vollständig verstanden. Ein ernstes Problem besteht in der Ausgasung oder Verdampfung von Öl, Vorgänge, die unter dem Begriff Kavitation laufen. Ein weiteres Problem ist die Wechselwirkung der Polymermoleküle mit der Wand, bekannt als „slip“ bzw. „no-slip“ Bedingung. Ein schon frühzeitig unter dem Eindruck der Zweidimensionalität der Sommerfeldlösung attackiertes Thema (zur Geschichte s.[1]) ist der Einfluss der axialen Begrenzung der Gleitlager. Neue experimentelle Forschung mit modernen Methoden widmet sich diesem Feld [5]. Jede Schmierung ist auf die zuverlässige Haftung des Schmiermittels an der Wand angewiesen. (Ölhersteller verwenden Additive um Haftung abzusichern.) Haftung vorausgesetzt stellt sich die Frage wie weit sich die miteinander wechselwirkenden Flächen annähern können bevor sie sich berühren, bzw. wie dünn der Ölfilm werden * Prof.Dr.-Ing.Franz Peters Sören Kunde, M.Sc. Ruhr-Universität Bochum, Fakultät für Maschinenbau Institut für Thermo- und Fluiddynamik, 44801 Bochum Der Schmierspalt zwischen planparallelen Platten F. Peters, S.Kunde* Eingereicht: 7. 1. 2017 Nach Begutachtung angenommen: 15. 3. 2017 Die zwischen planparallelen Platten befindliche Flüssigkeit wird bei Annäherung der Platten nach einem laminaren Strömungsgesetz verdrängt. Es wird experimentell untersucht, ob das Gesetz im Spaltweitenbereich unter 100 μm Gültigkeit besitzt. Die Untersuchungen setzen glatte Glasplatten und raue Stahlplatten ein. Als Flüssigkeiten werden zwei Motoröle, ein Referenzöl und Glycerol verwendet. Die Theorie wird bis hinunter zu wenigen μm bestätigt. Dabei gelingt es die rauen Stahlplatten kontaktfrei zu halten. Schlüsselwörter Quetschströmung, Öl, Viskosität, enger Spalt The squeeze flow between flat parallel plates follows a laminar solution of the flow equations. We investigate experimentally the validity of this solution for gap widths smaller than 100 μm. Smooth glass plates and rough steel plates are employed. For fluids we choose two motor oils, a reference oil and glycerol. The theory is approved in all cases down to gap widths of a few μm. Contact between steel plates could be prevented successfully. Keywords squeeze flow, oil, viscosity, small gap Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 kann bevor er nicht mehr trägt. Reale Flächen, z. B. geschliffene, werden immer rau sein mit Höhenschwankungen im μm-Bereich. Rauheitsspitzen werden sich im Grenzfall berühren, wodurch der Film unterbrochen wird. Dies muss noch nicht zum Versagen führen, wenn die Spitzen gebrochen werden und das Lager „einläuft“. Wenn allerdings die Flächen ideal eben und glatt sind, was man durch kristalline Flächen (Quarz) nahezu erreicht, so wird es einen trennenden Film geben solange ein Fluid verdrängt wird. Hier trennt man sinnvollerweise die tangentiale von der normalen Bewegung der ebenen Flächen. Im tangentialen Fall kann es je nach Schmierung und Anpressdruck zu einem Gleichgewicht mit stabilem Film kommen. Die Normalbewegung der Flächen aufeinander zu mag von der Anwenderseite her gesehen trivial erscheinen, sie ist allerdings geeignet die Frage nach dem Verbleib des Films zu untersuchen, was in dieser Arbeit unternommen werden soll. Um realen Situationen des Maschinenbaus nahe zu kommen haben wir die Messungen mit zwei Motorölen und einem FVA- Referenzöl durchgeführt. Da Öle aus vielen Komponenten bestehen, wurde Glycerol als Reinstoff hinzugenommen, dessen physikalische Eigenschaften sehr gut bekannt sind. Die Strömung zwischen planparallelen Platten wurde zuerst von Stefan [6] untersucht. Er ging von der Frage aus, ob die Platten gegeneinander eine Adhäsion auf molekularer Ebene aufweisen. Durch Versuche fand er schnell heraus, dass hier hydrodynamische Kräfte dominant sind, die er wegweisend modellierte. Die Frage nach den molekularen Kräften stellt sich allerdings immer wieder. Wir haben durch Berechnung der Hamakerkonstante zwischen Glasplatten [7] abgesichert, dass erst unterhalb eines Abstandes von 1/ 10 μm Wirkungen zu erwarten sind, im gegenwärtigen Fall bei einer Grenze von einem μm also keine Rolle spielen. In der Strömungsmechanik kann die Verdrängungsströmung zwischen Platten als Standardfall angesehen werden, der analytisch und numerisch zugänglich ist. Experimentell ist er allerdings nur sehr schwer in den Griff zu bekommen. Das liegt an der Schwierigkeit von Messungen im μm-Bereich mit Auflösung im Sub-μm- Bereich, die an die Grenze des im Maschinenbau Üblichen stoßen. Messungen mit dünnflüssigen Fluiden wie etwa Öle oder Wasser sind uns nicht bekannt. Rheologische Messungen mit nicht-Newton’schen Medien hingegen sind zahlreich [8]. Diese Medien sind sehr zäh, wodurch vergleichsweise große Spalte entstehen. Es stehen dann eher die Stoffeigenschaften im Fokus als die Grenze des Films. Die vorliegende Arbeit beginnt mit der Theorie der Spaltströmung, reduziert auf die Besonderheiten des vorliegenden Falles. Dann werden die essentiellen Komponenten des Experiments beschrieben. Schließlich wird die gemessene Spaltweite mit der Theorie verglichen. 2 Theorie Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Prinzipielle Anordnung mit Koordinaten Bild 1 zeigt die Koordinaten und den prinzipiellen Aufbau. Die Platten werden mit konstanter Kraft F zusammen gepresst. Wenn R, F sowie die Dichte ρ und die kinematische Viskosität ν des Öls festliegen, ist die Höhe h(t) als Funktion der Zeit zu bestimmen. Die integrale Masseerhaltung setzt die mittlere radiale Geschwindigkeit u̅ (r) mit der Absinkgeschwindigkeit h· in folgenden Zusammenhang (1) Die Masseerhaltung in differentieller Form mit der Vertikalgeschwindigkeit v reduziert sich auf (zu den Grundgleichungen s. z. B. [9]) (2) Da nicht von r abhängt, schreibt man, bezogen auf eine infinitesimale Scheibe der Dicke Δz und des Radius r (3) womit Gl.(2) übergeht in (4) Wir betrachten enge Spalte, in denen die Trägheitsterme in der Impulserhaltung vernachlässigt werden dürfen. In r-Richtung bleibt dann mit der Viskosität μ (5) Die geklammerten Terme entfallen mit Gl.(4), so dass (6) Der Druck ist nur eine Funktion von r, d. h. für die Integration der Geschwindigkeit nach z eine Konstante. Mit der Randbedingung u = 0 bei z = 0 bzw. h folgt dann T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 (7) Die mittlere Geschwindigkeit ermittelt man durch Integration von z = 0 bis z = h zu (8) Der Druckgradient folgt durch Gleichsetzen der beiden mittleren Geschwindigkeiten aus den Gln.(1 und 8) (9) Da nun h· und h selbst nicht von r abhängen können, integriert man (10) Zur Bestimmung von C 1 setzt man bei R = r den atmosphärischen Druck an, p(R) = p atm womit (11) Die effektive Kraft vom Fluid auf die Platte (unter Wegfall des beidseitig wirkenden p atm ) folgt aus dem Druckintegral (12) Man beachte dass h· negativ ist. In der Schreibweise(13) ist die rechte Seite eine Konstante. Sie ist nicht dimensionslos, aber von zentraler Bedeutung. Wir setzen (14) Die Integration der linken Seite bringt dann die Lösung mit der Anfangsspalthöhe h 0 bei t = 0 (15) Aus den bisherigen Gleichungen lassen sich durch einfache algebraische Operationen weitere in Tabelle I gelistete Gleichungen ableiten, die zur Interpretation des Strömungsvorgangs hilfreich bzw. notwendig sind. Die Gültigkeit der Lösung Gl.(15) hängt davon ab, ob die Trägheitsterme vernachlässigt werden durften. Das lässt sich von Fall zu Fall durch die aktuelle Reynoldszahl beurteilen, die sinnvollerweise mit h, u- und ν gebildet wird, siehe Tabelle I. Aufgrund des extremen Einflusses von h in der dritten Potenz werden schnell ausreichend bis verschwindend kleine Reynoldszahlen erreicht. Die Lösung besitzt zwei wesentliche Eigenschaften, die hervorgehoben werden sollen. In der vorliegenden Form entnimmt man der Gl.(15), dass die Absinkkurve h(t) von der Anfangshöhe h 0 unabhängig wird sofern αt >>h 0-2 . Die enge Spaltströmung „vergisst“ woher sie kommt. Bild 2 macht dies für drei repräsentative α-Werte deutlich. Unsere Experimente liegen bei α-Werten von der Größenordnung 10 7 . Die Bedingung wird in unserem 7 Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle I: Weitere, aus den Gleichungen (1-15) hervorgehende Größen Bild 2: Logarithmische Darstellung der Gl.(15) für drei verschiedene α (gestrichelt) und h 0 = 300 μm. Die Geraden zeigen die reduzierte Lösung mit der Steigung (-1/ 2). T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Experiment schon nach 10 s erfüllt (bei gegebenem h 0 ). Realistische Anwendungen liegen mit höheren Kräften und kleineren Radien eher bei höheren α-Werten, so dass die Bedingung noch eher erfüllt wird. Die zweite zentrale Einsicht geht aus dem Verhältnis der Wandschubspannung zur Druckdifferenz hervor, siehe Tabelle I. Die Druckdifferenz ist eine feste Größe des ganzen Vorgangs. D. h. obwohl die treibende Ursache konstant bleibt schwindet die Schubspannung mit h als unmittelbarer Indikator der Strömung. Der Ölfilm unterliegt einem asymptotischen Vorgang. Dies ist letztlich die Ursache des Verbleibs dünner, trennender Filme. Die gern gestellte Frage nach einer entscheidenden, dimensionslosen Kennzahl des Vorgangs könnte man beantworten, indem man schreibt (16) Die Zeit könnte man nun dimensionslos machen (z. B. durch h 02 / ν) und dadurch die Kennzahl α h 04 / ν erzeugen. Das ist allerdings nicht zielführend, weil uns die dimensionsbehaftete Lösung mit der absoluten Zeit interessiert, in der h 0 verschwindet. Der Faktor α ist dann, wenn auch dimensions-behaftet, entscheidend. 3 Experiment Fluide Es wurden drei verschiedene Öle ausgesucht, die einen deutlichen Viskositätsbereich überdecken, s. Bild 3. Das Mehrbereichsöl 5W-40 hat den geringsten Viskositätsanstieg mit fallender Temperatur, was den Kaltstart von Motoren erleichtert. SAE 50 ist ein klassisches Einbereichsöl mit erheblich höherer Viskosität bei niedrigen Temperaturen. Das FVA 4 wird von der Forschungsvereinigung Antriebstechnik als Referenzöl (ohne Additive) angeboten. Die Viskositäten dieser Öle werden üblicherweise nur bei 40 und 100 °C gemessen. Auf Basis der Ubbelohde Beziehung [10], die allen Mineralölen ein ähnliches Verhalten zuschreibt, lassen sich die Gleichungen in Tabelle II erstellen, die in Bild 3 als Kurven erscheinen. In der Öl-Literatur findet man gewöhnlich eine logarithmische Darstellung, in der die Kurven zu Geraden werden [11]. Die hier verwendeten Daten stammen aus Firmenangaben bzw. einer FVA-Schrift [12]. Öle bestehen aus vielen Komponenten und zusätzlich aus Additiven. Um einen Reinstoff hinzuzunehmen, dessen Daten sehr gut bekannt sind [13], haben wir Glycerol ausgewählt. Die in Tabelle III aufgeführten Dichtefunktionen der drei Öle wurden selbst gemessen. Die Dichte von Glycerol entstammt der Literatur [13]. Mit den Tabellen II und III lässt sich die Viskosität μ durch das Produkt νρ ermitteln. Aufbau Die wesentlichen Elemente des experimentellen Aufbaus erscheinen in Bild 4. Selbstverständlich erfordern Messungen im μm-Bereich ein sehr steifes Gerüst aus präzisen Stahlsäulen und Traversen mit geringer Wärmedehnung wie sie z. B. in alten Laserkonstruktionen zu finden sind. Wichtig ist, dass alle Teile sorgfältig und spannungsfrei verschraubt sind. Der Aufbau sollte in einem Gehäuse vor konvektiven Luftströmungen im Labor geschützt werden. Der Kern der Konstruktion ist die Befestigung und Führung der Platten, die einen Durchmesser von 2R = 49.5 mm aufweisen. Es wird entweder ein Glasplattenpaar oder ein Stahlplattenpaar verwendet. Die untere der beiden Platten sitzt jeweils frei beweglich auf einer Stahlkugel, die in der Vertiefung einer Stützstange ruht. Die obere ist fest mit Aus Wissenschaft und Forschung Tabelle II: Die in Bild 3 dargestellten Kurven, (T in °C, ν in mm 2 / s) Tabelle III: Die Dichten als Temperaturfunktion (T in °C, ρ in kg/ m 3 ) Bild 3: Kin. Viskositäten der Fluide als Funktion der Temperatur T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 einer geführten Stange verbunden, die ausgehend von einem fein einstellbaren Anschlag absinkt. Die konstante Kraft F resultiert aus dem Eigengewicht der absinkenden Massen. Der Sinn der Kugelkonstruktion erschließt sich, wenn man die Parallelität der Platten durch eine Zwangsführung zu gewährleisten versucht. Das nämlich ist mit maßvollen Mitteln unmöglich, während sich die bewegliche Platte bei Annäherung an die obere von selbst parallelisiert. Der hierbei genutzte Effekt besteht darin, dass die im Winkel zueinander stehenden Platten eine seitlich ausweichende Strömung erzeugen, die zwangsläufig von einem Druckgradienten getrieben wird. Der höhere Druck befindet sich im engeren Bereich. So entsteht ein Rückstellmoment um die Kugelauflage. Der Spalt zwischen den beiden Platten befindet sich, wie gezeigt, im Ölbad, das an der Stützstange aufwärts bzw. abwärts verfahren werden kann. Besondere Anforderungen Wie eingangs gesagt geht es um die zeitliche Auflösung der Spaltweite im μm-Bereich. Im Vorfeld wurden optische Methoden auf interferometrischer Basis diskutiert und ausprobiert. Bei erheblichem Aufwand zeigte sich kein entscheidender Vorteil gegenüber einer mechanischen Messung mit einer Messuhr. Die digitale Messuhr der Fima Mahr (Extramess 2000) arbeitet nach dem induktiven Prinzip. Sie löst 0,2 μm auf bei einer Messunsicherheit von ±0,3 μm. Der Messbereich ist 0,8 mm. Die Uhr wird über einen USB-Port im Sekundentakt ausgelesen. Der Messweg lässt sich in Excel als Zeitfunktion darstellen, womit die Rohdaten zur Auswertung vorliegen. Die Befestigung der Uhr (hier nicht gezeigt) und der Kontakt zur Führungsstange (Stahlkugel) wurden genau und sorgfältig ausgeführt. Die Glasplatten bestehen aus Quarz, wie sie für optische Aufbauten Verwendung finden (z. B. Edmund Optics). Sie haben einen Nenndurchmesser von 50 mm bei einer Dicke von 4 mm. Durch leichte Kantenbearbeitung und minimale Verschiebung der Platten im Einbauzustand wurde der effektive Durchmesser zu 49.5 mm bestimmt. Die Planität der Quarzoberfläche beträgt 1/ 4 der Lichtwellenlänge, also etwa 1/ 10 μm bei sichtbarem Licht. Die Platten wurden auf Aluminiumträgern fixiert. Dazu wurden sie „schwimmend“ auf Zweikomponentenkleber gelegt, der langsam aushärtete. Die Quarzplatten sind zur Überprüfung der Theorie wegen ihrer Oberflächengüte bestens geeignet. Um den Einfluss einer realen Oberfläche zu studieren wurden Stahlplatten hergestellt. Sie wurden in der Dicke 20 mm (obere Platte) und 3.5 mm (untere Platte) auf der Drehbank gefertigt. Anschließend wurden die einander zugewandten Flächen auf einer Flächenschleifmaschine mit rotierendem Schleifstein bearbeitet. Die erzielte mittlere quadratische Rauheit betrug ± 0.3 μm mit einigen Spitzen bis zu ± 1.5 μm. Dies ist keine besondere, aber im Maschinenbau durchaus übliche Oberflächengüte. Durchführung der Messungen Die Messuhr misst Differenzen. Sie benötigt die Setzung eines Nullpunktes. In langen Testreihen hat sich folgendes Verfahren bewährt. Zunächst werden die Platten mit Aceton und fuselfreien Optiktüchern sorgfältig gereinigt. Es dürfen keine Partikel verbleiben! Dann werden die Platten trocken zusammengefahren. Dies entspricht der Nullpunktposition. Die verbleibende Luftschicht bewegt sich unterhalb der Messgenauigkeit. Nach Setzen des Nullpunktes wird die obere Platte mehrfach angehoben und abgesenkt. Der Nullpunkt muss jedes Mal wieder erscheinen! Der obere Anschlag wird auf 300 μm eingestellt. Anschließend wird der Ölspiegel bis zum Spalt angehoben. Um sicher zu gehen, dass der Spalt sich blasenfrei füllt wird ein Seidenfaden (Zahnseide) durch den Spalt gezogen. Zusätzlich wird der Spalt beleuchtet, wodurch er sich dem Auge als helle Linie präsentiert. Die Messung beginnt mit Freigabe der oberen Platte, die durch einen Faden mit Gegengewicht gehalten wird (nicht gezeigt). Sie endet nach 600 s. Einige Messungen wurden bis zu 3600 s ausgedehnt. 4 Ergebnisse Der Startvorgang bei 300 μm Anfangshöhe ist nicht exakt reproduzierbar. Dies liegt einerseits am Auslösemechanismus (Fadenaufhängung) aber vor allem an der Haftreibung in der Gleitbuchse. Dadurch zeigen die h(t) Daten in den ersten Sekunden u. U. deutliche Abweichungen voneinander, die nicht in der Spaltströmung begründet liegen. Dieses Verhalten gefährdet das Experiment aber nicht, denn mit zunehmender Zeit befreit sich die h(t) Funktion von h 0 und damit von dem Start- 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Prinzipieller Aufbau des Experiments T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 vorgang. Alle Messungen beginnen deshalb bei 300 μm, die Auftragung der Daten erfolgt aber erst ab 100 μm. Der Wert 1 ⁄ h 02 beträgt etwa 10 7 m -2 . Er wird von den αt-Werten bereits nach wenigen Sekunden überschritten. Zu dem Verhältnis αt h 02 nach 10 s siehe Bild 2 und Tabelle IV. Glasplatten Die in Bild 5a-e gezeigten experimentellen Kurven wurden aus je 4-6 Messkurven innerhalb des angegebenen Temperaturbereichs gemittelt. (Hinweis: die gepunkteten Kurven stehen für die Messwerte. Die Punkte sind nicht die Messwerte selbst.) Die Abweichungen der Messkurven untereinander lagen bei ±(0.5 -1)μm des Endwertes bei 600 s. Im ersten stark fallenden Teil der Kurve sind Abweichungen schwer zu beurteilen. Deshalb zeigen wir in Bild 5b beispielhaft eine logarithmische Darstellung der Kurve aus Bild 5a. Diese Darstellung zeigt die leichten Diskrepanzen zu Beginn unterhalb von 10 s, die nicht aus der Vereinfachung der Theorie zu erklären sind, weil die volle Theorie gegenüber der Geraden (Steigung - 1⁄2 ) nicht nach oben sondern nach unten ausweicht. Die Gültigkeit der Theorie wird in allen vier Fällen bestätigt, besonders gut bei Glycerol, was wahrscheinlich auf den sehr genau bekannten Stoffwerten beruht. Es zeigen sich keine Abweichungen, die auf nicht- Newton’sches Verhalten hinweisen. Die Streuung im Endwert von z. B. 1 μm bei 6 μm mag man als prozentual hoch bewerten, gemessen an der Messspanne ist sie al- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5a: h(t) zwischen Glasplatten für 5W- 40, T = 24.4 ± 0.2 °C Bild 5b: Logarithmische Darstellung zu Bild 5a Bild 5c: h(t) zwischen Glasplatten für SAE 50, T = 25.0 ± 0.2 °C Bild 5d: h(t) zwischen Glasplatten für FVA 4, T = 24.7 ± 0.2 °C Bild 5e: h(t) zwischen Glasplatten für Glycerol, T = 24.5 ± 0.2 °C T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 lerdings gering. Der Einfluss von α zeigt sich am deutlichsten bei den Endwerten wie in Tabelle IV aufgeführt. Die Kombination aus Dichte und kinematische Zähigkeit in der Wirkung auf α ist in diesem Experiment tragend. (Eine Variation des Radius würde die anderen Einflüsse dominieren.) Stahlplatten Bei der Nullpunktsetzung der Stahlplatten wurde genauso verfahren wie bei den Glasplatten, d. h. die Platten wurden trocken aufeinander gesetzt. Die Rauheitsstruktur könnte sich wie ein zusätzlicher Strömungsquerschnitt auswirken. Das müsste sich in den Messungen zeigen. Untersucht wurden die Öle 5W-40 und FVA 4. Da die obere Stahlplatte etwas schwerer war als die Glasplatten finden sich etwas höhere Werte von α. Die Bilder 5 und 6 zeigen die Ergebnisse. Es wurden je 3 Kurven zu einer Temperatur gemittelt und mit der Theorie verglichen. Die gemittelten Kurven neigen zu etwas mehr Streuung als im Fall der Glasplatten. Die leicht höher liegende Theorie in beiden Fällen kann nicht als signifikant gewertet werden, obwohl der Trend in die richtige Richtung geht: h fällt stärker ab als die Theorie voraussagt weil die Rauheit wie ein verschobener Nullpunkt wirkt. Die Ebenheit der Stahlplatten scheint durch den Schleifprozess gewährleistet zu sein. Im Fall Stahlplatten mit 5W-40 erreichen wir nach 600 s den niedrigsten Abstand bei 4.3 μm. Um sicher zu gehen, dass der Abstand weiterhin messbar sinkt wurde die Messzeit auf 3600 s ausgedehnt. Gleichzeitig wurde eine elektrische Gleichspannung zwischen den Platten angelegt um möglichen Kontakt zu detektieren. Es wurde gefunden, dass der Abstand im Einklang mit der Theorie um weitere zwei μm fällt. Ein Kontakt der Platten kam trotz der langen Messzeit meistens nicht zustande, manchmal aber doch. So gesehen wird die Theorie bestätigt wenn die Platten parallel bleiben. Im Einzelfall reicht offenbar aber eine kleine Störung um die Parallelität zu stören. Das heißt ein durchgehender Ölfilm existiert, oder besser kann existieren, bis hinunter zu ein oder zwei μm (im Fall von 5W-40). 5 Resümee Es wurde ein Experiment entwickelt, das die Reduktion des Ölspaltes über der Zeit zwischen planparallelen Platten bis in den μm-Bereich registriert. Die Platten bestanden aus glattem Glas bzw. rauem Stahl. Zur Erzielung der Planparallelität und zur Garantie des Nullpunktes erwies sich eine Kugelaufhängung der unteren Platte als erfolgreich. Messungen wurden mit drei verschiedenen Ölen und Glycerol durchgeführt. Die Strömung zeichnet sich durch eine anfangs rasche und dann schleichende Abnahme des Plattenabstandes aus. In allen Fällen fand sich eine Übereinstimmung mit der Theorie. Hinweise auf nicht-Newton’sches Verhalten oder „slip flow“ fanden sich nicht. Dazu sind möglicherweise die auftretenden Scherraten zu klein. Im Fall von rauen Stahlplatten mit 5W-40 Öl wurde selbst nach einer Stunde ein dünner Film bis hinunter zu zwei μm nachgewiesen, wobei die Platten sich nicht berührten. Dies ist ganz im Sinne der Theorie, in der der Film nur bei unendlich langen Zeiten verschwindet (s. Kap. 2). 11 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: h(t) zwischen Stahlplatten für 5W-40, T = 27.2 ± 0.3 °C Bild 7: h(t) zwischen Stahlplatten für FVA 4, T = 26.4 ± 0.3 °C Tabelle IV: Übersicht über einige Ergebnisdaten T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Eine Übertragung auf andere realitätsnahe Fälle kann mit der Gl.(15) ganz einfach erfolgen, solange man sich im getesteten Bereich von α bewegt. Vorsicht ist geboten, wenn die Trägheitsterme der Impulsgleichung bei zu großer Reynoldszahl ins Spiel kommen. Besondere Aufmerksamkeit ist der Parallelität der Platten zu widmen. Eine Umkehrung des Experiments in ein Viskositätsmessgerät liegt auf der Hand. Von Vorteil wäre, dass die Messung in einem tatsächlich engen Spalt stattfindet wie er z. B. in Lagern vorkommt. Hier ist allerdings zu bedenken, dass die Viskosität in α nur schwach eingeht (im Gegensatz zum Durchmesser). Wir haben berechnet, dass sich eine Abweichung in ν von 5 % gerade und eine von 10 % deutlich in den Kurvendarstellungen bemerkbar macht. Die Brauchbarkeit dieser Empfindlichkeit wäre weiter zu untersuchen. 6 Literatur [1] D.Dowson: History of Tribology. Longman London and New York, 1979 [2] O.Reynolds: On the theory of lubrication and its application to Mr. Beauchamp Tower’s experiments, including an experimental determination of the viscosity of olive oil. Phil. Trans. R. Soc., 177: 157-234, 1886 [3] A.Sommerfeld: Zur hydrodynamischen Theorie der Schmiermittelreibung. Z.Math.Phys.,50: 97-155, 1904 [4] M.Wisniewski: Elastohydrodynamische Schmierung. expert verlag, 2000 [5] M.Nobis, P.Reinke, M.Schmidt, C.Egbers: Einfluss der Wellenverlagerung auf das Strömungsfeld im Schmierspalt eines Gleitlagermodells. in: Experimentelle Strömungsmechanik, Fachtagung der GALA in Cottbus, 2016 [6] M.J.Stefan: Versuche über die scheinbare Adhäsion. Kaiserl.Akad.Wiss.Wien, Math.Nat.Kl. Sitzungsberichte Abt.2, 69: 713, 1874 [7] J.N.Israelachvili: Intermolecular and Surface Forces. Academic Press, 2011 [8] G.H.Meeten: Squeeze flow between plane and spherical surfaces. Rheol. Acta, 40: 279-288, 2001 [9] H.Schlichting: Boundary-Layer Theory. McGraw-Hill, 1968 [10] L.Ubbelohde: Zur Viskosimetrie. S.Hirzel Verlag Stuttgart, 1965 [11] G.Blenk: Motoren- und Getriebeöle (10), Krafthand Medien GmbH Bad Wörishofen, 2014 [12] FVA-Heft 660 Referenzölkatalog. Forschungsvereinigung Antriebstechnik Frankfurt, 2007 [13] K.C.Stengel, D.S.Oliver, J.R.Booker: Onset of convection in a variable-viscosity fluid. J.Fluid Mech.,120: 411-431, 1982 Aus Wissenschaft und Forschung Themenverzeichnisse Tribologie · Schmierungstechnik Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität Fahrzeug- und Verkehrstechnik Elektrotechnik · Elektronik · Kommunikationstechnik · Sensorik · Mess-, Prüf-, Steuerungs- und Regelungstechnik · EDV-Praxis Im expert verlag erscheinen Fachbücher zu den Gebieten Weiterbildung - Wirtschaftspraxis - EDV-Praxis - Elektrotechnik - Maschinenwesen - Praxis Bau / Umwelt/ Energie sowie berufs- und persönlichkeitsbildende Audio-Cassetten und -CDs (expert audio ) und Software (expert soft ) Bitte fordern Sie unser Verlagsverzeichnis auf CD-ROM an! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 1 Einleitung Die häufigste Ursache für den Ausfall einer Steckverbindung ist Reibkorrosion (auch „Fretting Corrosion“ genannt) [1,2]. Es wird damit der Ausfall eines Kontaktes durch Bildung einer isolierenden Oxidschicht zwischen den Kontaktelementen bezeichnet. Hervorgerufen wird dies durch Mikrobewegungen der Elemente zueinander. Diese Mikrobewegungen werden verursacht durch Schwingungen, Vibrationen oder thermische Ausdehnung [3]. Die Beständigkeit gegen Reibkorrosion, kann unter anderem mit der Anzahl der Reibzyklen bis zum elektrischen Ausfall im Verschleiß- und Reibkorrosionsversuch definiert werden. Am Beispiel von Kontaktsystemen mit Silberbeschichtung wird die Lebensdauer in Abhängigkeit von der Anordnung der Kontaktpartner zueinander untersucht. Bei der Verwendung von Edelmetallschichten ist zu berücksichtigen, dass Reibkorrosion erst nach dem Durchrieb der Edelmetallschicht auftritt [3-5]. Vorgelagert ist hier der Verschleiß der Funktionsschicht. Bei diesen Untersuchungen werden die Reibungs- und Verschleißvorgänge näher betrachtet. Diese geben Hinweise auf die Veränderung der Kontaktoberflächen und somit auf die Veränderung der elektrischen Eigenschaften, wel- 13 Aus Wissenschaft und Forschung * Prof. Dr.-Ing. Jian Song, M. Sc. Vitali Schinow M. Sc. Haomiao Yuan, Dipl.-Ing. (FH) Christian Koch Labor für Feinsystemtechnik Hochschule Ostwestfalen-Lippe, 32657 Lemgo Kontaktanordnung und Lebensdauer von elektrischen Kontaktoberflächen J. Song, V. Schinow, H. Yuan, C. Koch* Eingereicht: 30. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 15. 1. 2017 Die neue Entwicklung der intelligenten Vernetzung der Fabrik, der Elektromobilität und der autonomen Fahrzeuge erfordert eine deutlich erhöhte Zuverlässigkeit von elektrischen Verbindungen. Daher ist es in der Industrie und Forschung ein wichtiges Ziel, die Lebensdauer und Zuverlässigkeit der elektrischen Verbindungen zu steigern. Mit einem selbst entwickelten Verschleiß- und Reibkorrosionsprüfstand wird die Lebensdauer von Kontaktoberflächen ermittelt. Am Beispiel von Kontaktsystemen mit Silberbeschichtung wird die Lebensdauer in Abhängigkeit von der Anordnung der Kontaktpartner zueinander untersucht. Ein Kontaktpartner weist eine kugelförmige und der andere eine ebene Kontaktzone auf. Bei der Untersuchung wurde die Anordnung der Kontaktproben „Kugel oben - Ebene unten“ sowie „Ebene oben - Kugel unten“ gewählt. Beide Anordnungen weisen sehr unterschiedliche Ergebnisse in der Lebensdauerprüfung auf. Die genaue Untersuchung und Analyse der Kontaktzone nach der Verschleiß- und Reibkorrosionsprüfung haben gezeigt, dass die Anordnung der Kontakte, also der konstruktive Aufbau, sowie der Reibungsmechanismus „Drittkörperreibung“ einen großen Einfluss auf die Lebensdauer der elektrischen Kontakte haben. Die Ergebnisse liefern wichtige Erkenntnisse für die Konstruktion von elektrischen Verbindungen und tribologische Messungen. Schlüsselwörter Elektrische Kontakte, Lebensdauer, Kontaktanordnung, Reibkorrosion, Drittkörperreibung The new development of the smart factory, the E-Mobility and the self-driving vehicles requires a clearly enhanced reliability of electrical connectors. Thus, it is important for both industry and research to increase the lifetime and reliability of electrical contacts. With a wear and fretting corrosion test apparatus designed in our laboratory, the lifetime of contacts is determined. Using silver coated contact systems, the dependence of lifetime on the arrangement of contact pairs is investigated. A contact pair consists of a spherical part and a plane part. In the tests, two arrangements of samples, namely “sphere upper - plane lower” and “plane upper - sphere lower”, are chosen. These arrangements present very different results in lifetime measurement. The detailed examination and analysis of the contact zone after the wear and fretting corrosion test have shown that the arrangement of contacts, the design and the friction mechanism “third body friction” have significant influence on the lifetime of electrical contacts. The results provide an important guideline for the design of electrical connectors and tribological measurements. Keywords Electrical contacts, Lifetime, Arrangement of contacts, Fretting, Third body Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 che die Lebensdauer der elektrischen Kontakte beeinflussen [6]. Des Weiteren werden, die im Reibprozess herrschenden, Reibungsmechanismen analysiert. 2 Reibungsmechanismen Reibung Die in einem tribologischen System angelegte Normalkraft F N führt in erster Näherung über den Reibungskoeffizienten f zur Reibungskraft F R . Dabei entspricht die als Coulomb-Reibung bekannte Reibungskraft F R dem tangentialen Widerstand zur Bewegung. F R = f ∙ F N (1) Zwischen elektrischen Kontakten herrscht in der Regel trockene Reibung [7]. Bei dieser Reibungsart besteht die Reibungskraft F R aus einem adhäsiven und einem abrasiven Anteil, jedoch dominiert vor allem die Adhäsion in Bezug auf die Reibungskraft F R . Abhängig vom Zustand der Reibflächen gibt es eine weitere Kraftkomponente F dk („Drittkörperreibung“), welche die Reibungskraft beeinflusst [8]. Abhängig vom vorherrschenden Reibungszustand im Kontakt tragen diese Anteile unterschiedlich stark zur Reibungskraft bei, siehe Bild 1. Um dennoch den Einfluss der äußeren Faktoren beurteilen zu können, wird eine Einzelbetrachtung der genannten Kräfte vorgenommen. Adhäsion Im adhäsiven Teil der Reibungskraft werden chemische und physikalische Bindungskräfte, wie beispielsweise molekulare und elektrostatische Kräfte, zusammengefasst. Im nicht geschmierten Festkörperkontakt (trockene Reibung) stellt die Adhäsion den größten Teil (etwa 90 %) der Reibungskraft dar [11]. Im Adhäsionsmodell nach Bowden und Tabor [12] geht neben der Kontaktfläche A r die Scherfestigkeit τ im Grenzgebiet ein und es gilt: F (adh) = τ ∙ A r (2) Die Scherfestigkeit dient zur mechanischen Charakterisierung des Festkörpers. Sie gibt den Widerstand an, welcher der Werkstoff den tangentialen Scherkräften entgegensetzt [10,12]. Drittkörperreibung Bei der „Drittkörperreibung“ handelt es sich um abgebrochene Mikrospitzen (Abriebpartikel), die durch den Reibvorgang entstanden sind [8]. Diese Abriebpartikel liegen dann als „Drittkörper“ zwischen den Reibpartnern und bewirken eine Art Rollreibung. Das führt zur Reduzierung der Reibungskräfte. Dieser Reibungsmechanismus spielt eine wichtige Rolle bei der Reibung von elektrischen Kontakten. Hinsichtlich des Verschleißes ist zu erwähnen, dass durch verringerte Reibung der Verschleiß ebenfalls vermindert werden müsste. Allerdings gibt es einige Faktoren, die die Tendenz stark beeinflussen: 1. Wenn die Drittkörperreibung nicht der dominierende Mechanismus ist, dann ist der Einfluss nicht deutlich zu sehen. 2. Wenn sich die Abriebpartikel aufgrund von Oxidation verändern (z. B. zu Metalloxid), die wiederum deutlich härter sind, als das ursprüngliche Material, wird der Verschleiß beschleunigt. 3 Versuchsdurchführung Reibkorrosionsprüfstand Für Untersuchungen des Reibverschleißes und der Reibkorrosion wird ein vom Labor Feinsystemtechnik selbst entwickelter Reibkorrosionsprüfstand verwendet, siehe Bild 2. Aus Wissenschaft und Forschung Gewicht DMS Proben Probenhalter Heizung Distanzsensoren piezoelektrischer Aktuator Bild 2: Prüfstand für Reibverschleiß- und Reibkorrosionsuntersuchungen [13] Bild 1: Schematische Darstellung häufig vorherrschender Reibungsmechanismen unterschieden in a) Adhäsion [9,10], b) Drittkörper a b T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Prüflinge Für tribologische Untersuchungen werden Kontaktproben mit der Paarung „Kugel auf Ebene“ verwendet, wobei der Kontaktpunktradius 4,5 mm beträgt, siehe Bild 3. Dies führt unabhängig von der Einspannlage immer zu einem definierten Kontaktpunkt. Als Basismaterial der Proben wird eine Bronze (CuSn4) verwendet. Die Proben werden mit 6 µm Silberschichtdicke elektrochemisch beschichtet. Für den Reibweg wird ein sinusförmiger Verlauf verwendet, siehe Bild 4. Sinusverläufe haben gegenüber einem Dreieck- oder Trapezverlauf den Vorteil einer höheren Beschleunigung. Weiterhin schonen sie den Antrieb des Prüfstandes. Kontaktanordnung Um die tribologischen Eigenschaften und die damit verbundene Lebensdauer der elektrischen Kontakte in Abhängigkeit der Kontaktanordnung ermitteln zu können, wurde die Anordnung der Kontakte variiert. Somit wurde für die Untersuchung die Anordnung der Kontaktproben „Kugel oben - Ebene unten“ sowie „Ebene oben - Kugel unten“ gewählt, siehe Bild 5. Versuchsparameter Die Untersuchungen werden mit folgenden Parametern durchgeführt: • Relativhub: 200 µm • Frequenz: 1 Hz • Normalkraft: 3 N • Temperatur: 20 - 24 °C • Rel. Luftfeuchtigkeit: 40 - 50 % 4. Ergebnisse und Diskussion Damit eine Anwendbarkeit der Prüfergebnisse und ein Vergleich mit anderen Prüfungen möglich sind, werden bei der Darstellung der Ergebnisse alle relevanten mess- und prüftechnischen Parameter angegeben. Die Ergebnisse der Untersuchungen sind die über die Zeit aufgenommenen Kontaktwiderstands- und Reibungskoeffizientkurven, die über die Anzahl der Bewegungszyklen dargestellt werden, siehe Bild 6. 4.1 Lebensdauer in Abhängigkeit der Kontaktanordnung In Bild 6 ist die Lebensdauer der elektrischen Kontakte in Abhängigkeit der Kontaktanordnung dargestellt. Die Reibzyklen bis zum Erreichen des Kontaktwiderstandes von 300 mΩ werden nach der Prüfvorschrift für Steckverbinder LV 214 [15] als Lebensdauer der elektrischen Kontakte bezeichnet. Im Diagramm ist jeweils eine Messung der Versuchsreihe dargestellt. Diese zeigen, dass die Kontaktanordnung „Ebene oben - Kugel unten“(rote Kurve) eine deutlich höhere Le- 15 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Standard-Kontakt mit definierter Punktkontaktierung, R = 4,5 mm [14] Bild 4: Reibverlauf [14] Bild 5: Anordnung der Kontakte T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 bensdauer aufweist als die Kontaktanordnung „Kugel oben - Ebene unten“ (blaue Kurve). In Tabelle 1 sind die einzelnen Messergebnisse der Lebensdauer in Abhängigkeit der Kontaktanordnung dargestellt. Diese bestätigen statistisch, dass die Anordnung „Ebene oben - Kugel unten“ zu einer höheren Lebensdauer führt. Dies ist im Wesentlichen auf den geringeren Verschleiß dieser Kontaktkombination zurückzuführen (Bild 7). In dem vorliegenden Fall bildet sich, wie spätere Untersuchungen zeigen, bereits nach ca. 3.000 Reibzyklen, Kupferoxid (Fall 2 bei der Drittkörperreibung), welches zu einem erhöhten Verschleiß führt, wenn sich die Partikel in der Kontaktzone befinden. Daher kann ein Abtransport der Partikel den Verschleiß im Reibpro- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Lebensdauer in Abhängigkeit der Kontaktanordnung 2132 0 50 100 150 200 250 300 0 20.000 40.000 60.000 80.000 100.000 120.000 Kontaktwiderstand [mΩ] Reibzyklen R4,5 auf R∞ R∞ auf R4,5 Bild 7: Mittlere Verschleißtiefen in Abhängigkeit der Kontaktanordnung 0 2 4 6 8 10 12 5.000 10.000 Gesamtverschleißtiefe beider Oberflächen [µm] Reibzyklen R4,5 auf R∞ R∞ auf R4,5 Tabelle 1: Lebensdauer in Abhängigkeit der Kontaktanordnung Anordnung R 4,5 auf R ∞ R ∞ auf R 4,5 Zyklen: 54.599 94.414 51.568 116.481 62.131 104.858 53.879 102.356 50.841 58.717 60.300 100.172 Mittelwert: 55.553 96.166 T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 zess verringern. Die jeweilige Verteilung der Abriebpartikel in und um die Kontaktzone ist in Bild 8 und 9 dargestellt. Bei der Kombination Ebene-auf-Kugel-Anordnung ist gut erkennbar, dass sich die Oxidpartikel nicht so stark in der Kontaktzone konzentrieren, sondern vorwiegend abtransportiert werden. In Bild 7 ist die Gesamt-Verschleißtiefe beider Silberkontaktflächen (kugelförmige und ebene Kontaktseite) in Abhängigkeit der Kontaktanordnung nach 5.000 und 10.000 Reibzyklen dargestellt. Zu erwähnen ist, dass der Verschleiß auf der kugelförmigen Kontaktseite etwa dem der ebenen Kontaktseite entspricht. Es sind jeweils der Mittelwert von drei Messungen mit einem Minimal- und Maximalwert angezeigt. Der blaue Balken stellt die Kontaktanordnung „Kugel oben - Ebene unten“ und der orangene Balken „Ebene oben - Kugel unten“ dar. Es ist gut zu erkennen, dass die Kontaktanordnung Ebene-auf- Kugel den Verschleiß deutlich reduziert. In Bild 8 und 9 sind die jeweils unteren Kontaktflächen, in Abhängigkeit der Kontaktanordnung, nach dem Versagen dargestellt. Es zeigt sich, dass die Verteilung der Abriebpartikel (Drittkörper) in und um die Kontaktzone einen großen Einfluss auf die Lebensdauer hat. Auf der ebenen Kontaktseite (Bild 8) befinden sich viele Abriebpartikel in der Kontaktzone, siehe auch Bild 10a. Dies führt dazu, dass der gegenüber liegende Kontakt, in diesem Fall die Kugel, nach einer bestimmten Anzahl der Reibzyklen anfängt auf den oxidierten Abriebpartikeln zu reiben, welches wiederum das Versagen des elektrischen Kontaktes zur Folge hat. Bei der Kontaktanordnung „Ebene oben - Kugel unten“ gleiten die meisten Abriebpartikel erstmal von der Kontaktfläche ab, siehe Bild 9 und 10b. Mit steigender Anzahl der Reibzyklen baut sich auf der kugelförmigen Kontaktfläche langsam von unten nach oben ein Partikelfilm auf, bis dann auch der gegenüber liegende Kontakt, in diesem Fall die ebene Kontaktseite, auf den oxidierten Abriebpartikeln reibt. Dieser verzögernde Vorgang führt dazu, dass die elektrischen Kontakte mit der Kontaktanordnung „Ebene oben - Kugel unten“ eine höhere Lebensdauer erreichen. In Bild 10 ist nochmal schematisch dargestellt wie sich die Abriebpartikel im Reibprozess in Abhängigkeit der Kontaktanordnung in und um die Kontaktzone verteilen. 17 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 8: R 4,5 auf R ∞ : Kontaktseite R ∞ nach 53.879 Zyklen („Kugel oben - Ebene unten“) Bild 9: R ∞ auf R 4,5 : Kontaktseite R 4,5 nach 102.356 Zyklen („Ebene oben - Kugel unten“) Bild 10: Schematische Darstellung der Verteilung der Abriebpartikel (Drittkörper) in Abhängigkeit der Kontaktanordnung: a) „Kugel oben - Ebene unten“, b) „Ebene oben - Kugel unten“ T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Analysiert man den Reibungskoeffizienten in Abhängigkeit der Kontaktanordnung, so zeigt die Bild 11, dass die Kontaktanordnung keinen relevanten Einfluss auf den Reibungskoeffizient hat. In beiden Fällen dominiert im Anfangsbereich der Reibmechanismus „Adhäsion“, bis ca. 1.500 Zyklen. Der nahezu konstante Bereich, ab ca. 1.500 Zyklen, weist darauf hin, dass sich Abriebpartikel (Drittkörper) zwischen den Reibpartnern befinden. Dies deutet darauf hin, dass zu dem adhäsiven Anteil der Reibung noch die Drittkörperreibung hinzugekommen ist. 5 Zusammenfassung Die Untersuchung und Analyse der Kontaktzone nach der Verschleiß- und Reibkorrosionsprüfung hat gezeigt, dass die Anordnung der Kontakte, also der konstruktive Aufbau, sowie der Reibungsmechanismus „Drittkörperreibung“ einen großen Einfluss auf die Lebensdauer der elektrischen Kontakte haben. Es wurde festgestellt, dass durch die Kontaktanordnung „Ebene oben - Kugel unten“ eine deutlich höhere Lebensdauer erreicht werden kann, als bei der Kontaktanordnung „Kugel oben - Ebene unten“. Die signifikanten Einflussgrößen hierfür sind die geringere Verschleißrate und die Verteilung der Abriebpartikel (Drittkörper) in und um die Kontaktzone. Des Weiteren wurde festgestellt, dass die Variation der Kontaktanordnung keinen relevanten Einfluss auf den Reibungskoeffizienten hat. Es zeigt sich jedoch, dass bei elektrischen Kontaktoberflächen, bei trockener Reibung, die Reibungsmechanismen „Adhäsion“ und „Drittkörperreibung“ dominieren. 6 Literatur [1] T. W. Liskiewicz, K. J. Kubiak, und D. Jozefczyk: Surface texturing for improved fretting-corrosion performance of electrical connectors. In: Proceedings of the 28 th International Conference on Electric Contacts (ICEC2016), Edinburgh, Juni, 2016, pp. 63-67 [2] U. Stöcker, und G. Bönisch: Zuverlässigkeit von elektronischen Bauteilen im Automobil, Automobiltechnische Zeitschrift 93, 1991, pp. 7-10 [3] E. M. Bock, und J. H. Whitley: Fretting corrosion in electric contacts. In: Proceedings of the 20 th Annual Holm Seminar on Electrical Contacts, Chicago, Oktober, 1974, pp. 128-138 [4] M. Antler: Survey of Contact Fretting in Electrical Connectors. IEEE Transactions on Components, Hybrids, and Manufacturing Technology, 8(1), 1985, pp. 87-104 [5] H. Yuan, J. Song, und V. Schinow: Fretting Wear and Fretting Corrosion of Electrical Contacts. International Journal of Fracture Fatigue and Wear, Volume 4, 2016, pp. 158- 165 [6] J. Song, und V. Schinow: Correlation between Friction and Wear Properties and Electrical Performance of Silver Coated Electrical Connectors. Wear, 330-331, 2015, pp. 400-405 [7] J. Song: Elektrische und optische Verbindungstechnik, Tagungsband der GMM-Fachtagung, 4. Symposium Connectors. Beitrag: Korrelation zwischen Reibungs- und Verschleißeigenschaften und Lebensdauer von Oberflächenschutzschichten elektrischer Kontakte, 2013, S. 54 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 11: Reibungskoeffizient in Abhängigkeit der Kontaktanordnung 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4 0 500 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 4.500 5.000 Reibungskoeffizient Reibzyklen R4,5 auf R∞ R∞ auf R4,5 T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 [8] I. L. Singer, K. J. Wahl: Role of third bodies in friction and wear, US Naval Research Laboratory, Code 6176 [9] Fontaine, J. C. Donnet und A. Erdemir: Fundamentals of the tribology of DLC coatings. In: Donnet, C. und A. Erdemir (Herausgeber): Tribology of diamondlike carbon films, Seiten 139-154. Springer Science, 1. Auflage, 2008 [10] J. A. Seitz: Dissertation; Charakterisierung hoch belasteter amorpher wasserstoff-haltiger Kohlenstoffbeschichtungen zur tribologischen Anwendung auf Ventiltriebskomponenten, Universität Augsburg, 2012 [11] E. Rabinowicz: Friction and wear of materials, John Wiley & Sons, Inc., 2. Auflage, 1995 [12] F. P. Bowden, und D. Tabor: The friction and lubrication of solids. Clarendon Press, Oxford, 4. Auflage, 1950 [13] D. Luther: Entwicklung, Bau und Erprobung eines Tribo- und Reibkorrosions-prüfstand für elektrische Kontakte, Bachelorarbeit an Hochschule OWL, Lemgo, pp. 16-17, 2012 [14] L. Wang: Masterarbeit: Analyse der Einflussparameter und Wirkungs-mechanismen von Nanopartikeln in der Oberflächenschutzschicht elektrischer Kontakte, 2011 [15] LV 214, Kfz-Steckverbinder Prüfvorschrift, PG 16, März 2010 19 Aus Wissenschaft und Forschung expert verlag GmbH: Wankelstr. 13, 71272 Renningen Postfach 20 20, 71268 Renningen Tel. (0 71 59) 92 65 - 0, Fax (0 71 59) 92 65 -20 E-Mail expert@expertverlag.de Vereinigte Volksbank AG, Sindelfingen BIC GENODES1 BBV, IBAN DE51 6039 0000 0032 9460 07 Postbank Stuttgart BIC PBNKDEFF, IBAN DE87 6001 0070 0022 5467 07 USt.-IdNr. DE 145162062 Anzeigen: Sigrid Hackenberg, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -13, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail anzeigen@expertverlag.de Informationen und Mediendaten senden wir Ihnen gerne zu. Vertrieb: Rainer Paulsen, expert verlag Tel. (0 71 59) 92 65 -16, Fax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail paulsen@expertverlag.de Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet bei Vorauszahlung im Jahresvorzugspreis für incl. Versand im Inland 189,- 7 (incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- 7 * , Einzelheft 39,- 7; * (in der EU bei fehlender UID-Nr. zzgl. MwSt.); Studenten und persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo-Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar; kürzere Rechnungszeiträume bedingen einen Bearbeitungszuschlag von 3,- 7 pro Rechnungslegung. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Leonberg expert verlag, 71272 Renningen ISSN 0724-3472 6/ 17 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 6 November/ Dezember 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_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 1 Einleitung Den durchgeführten Untersuchungen liegt die Auffassung zu Grunde, dass der Verschleiß die Dissipation der Reibungsenergie bei gleichzeitiger Produktion von Entropie beschreibt. Damit gehören auch Strukturveränderungen im Schmierfett durch Reibungsbeanspruchung diesem Begriff zugeordnet. Ausdruck des hier behandelten Verschleißzustandes ist die Veränderung der Feststoffstruktur eines Schmierfettes. Dabei ist der beobachtbare Verschleiß eine Reaktion auf veränderte energetische Randbedingungen in einem modellierten tribologischen Subsystem. Das durch einen initiierten Reibungsprozess aus seinem Ausgangszustand (es sei ein thermodynamisches Gleichgewicht) gebrachte System, ist bemüht einen Weg zu finden, diesen ursprünglichen Zustand wieder einzunehmen. Gelingt dies nicht,(der Reibungsprozess läuft kontinuierlich weiter) ist die Alternative ein Dissipationsprozess der in kürzester Zeit den größtmöglichen Betrag an Störung abbaut (Prinzip nach Prigogine [1]). Vermutlich starten zunächst Wärmeleitvorgänge, die, wenn sie der Selbstoptimierung nicht genügen, durch Strukturveränderungen ergänzt werden. 2 Experimentelle Untersuchungen zum Schmierfettverschleiß 2.1 Untersuchungsmethoden Eine wenn auch indirekte Beobachtung der Strukturveränderung, ist durch Rheometeruntersuchungen möglich. Entwickelt wurde eine in 3 Schritten durchzuführende Versuchsprozedur [2]. Zunächst wird in einem Platte- Platte System der mit dem Modellfett gefüllte Rheometerspalt hergestellt und eine Ruhephase realisiert. Danach erfolgt bei konstanter Scherrate ein Beanspruchungsabschnitt (Rotation) z. B. mit t = 900 s. Im direkten Anschluss startet ein Oszillationsversuch mit einem amplitude-sweep (Illustration im Bild 1). Ausgewertet werden die aufgewandte Energie im Beanspruchungsabschnitt, die aufgewandte Energie in der Oszillationsmessung bis zum Erreichen des Kreuzungspunktes und die Temperaturveränderung infolge des Schervorganges im Rotationsversuch. Aus Wissenschaft und Forschung * Professor Dr. Erik Kuhn MuT, Dep.M+P, HAW Hamburg 20099 Hamburg Über die Triebkräfte des Schmierfettverschleißes E. Kuhn* Eingereicht: 24. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 10. 1. 2017 Die Einbeziehung aller Elemente eines tribologischen Systems in eine Betrachtung der Wirkungen des Reibungsprozesses führt zur Untersuchung des Verschleißes an Schmierstoffen bei geschmierten Paarungen. Im Mittelpunkt der Darstellung steht der tribologisch beanspruchte Schmierstoff (hier ein Schmierfett). Die Modellierung eines tribologischen Systems respektive eines Subsystems erfolgt zur Informationsgewinnung über die energetischen Situation und der darin begründeten Systemreaktion. Die Betrachtung unter Anwendung des 2.HS führt zur Rolle des Entropietransportes und der Entropieproduktion bezüglich einer Schmierfettstrukturänderung. Schlüsselwörter Schmierfett, Schmierfettverschleiss, Entropie The involvement of all elements of a tribological system in a consideration of the effects of the friction process leads to the investigation of wear on lubricants in lubricated couples. The investigation is focused on the stressed lubricant (lubricating greases). The modeling of a tribological system respectively a subsystem is done to obtain information about the energy situation and the fact considered reaction of the system. The application of the second law presents the influence of entropy transport and entropy generation on the structural degradation. Keywords Lubricating grease, wear of lubricating grease, entropy Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Eine andere direktere Untersuchungsmethode ist die Auswertung von REM oder besser AFM-Untersuchungen. Dabei ist ein unmittelbarer Zugang zur veränderten Schmierfettstruktur möglich. Eine vergleichende Untersuchung macht dann die Reibungswirkungen deutlich (z. B. [4]). 2.2 Ergebnisse Untersucht wurden 3 Modellfette der NLGI2 Klasse. Um ein differenziertes Verhalten zu beobachten waren dies ein Li-Seifenfett, ein PU-Modellfett und ein Gel- Modellfett. Beobachtet wurden nicht die unterschiedlichen Mechanismen sondern die übergeordnete Systemreaktion. Die Bilder 2 und 3 zeigen die durch den Reibungsprozess eingebrachte Entropie vs. die mit der veränderten Strukabgeschätzt. Dabei wurde die spezifische Wärme entsprechend der Fettzusammensetzung ermittelt und T max aus der Reibungsbeanspruchung im Rotationstest bestimmt. Bild 2 zeigt das Li-Modellfett, das bei den geringeren Scherraten (Messpunkte in der Nähe des Koordinatenursprungs) einen vergleichsweise schwachen Entropietransport aktiviert. 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Reibungsbeanspruchung und Entropietransport für das Li-Modellfett Bild 3: Reibungsbeanspruchung und Entropietransport für das PU- und Gel-Modellfett Bild 1: Versuchsabschnitte zur Untersuchung des Schmierfettverschleißes [3] tur das System verlassende spezifische Entropie. Es ist zu erkennen, dass das Li-Modellfett anders reagiert als das PUbzw. Gel-Fett. Bei diesen beiden ist schon bei vergleichsweise kleinen Beanspruchungen, also geringen Scherraten, ein beobachtbarer Entropietransport feststellbar. Die spezifische Entropie wurde mit (1) Bild 3: Reibungsbeanspruchung und Entropietransport für das PU- und Gel- Modellfett Die Bilder 3 und 4 zeigen die durch den Reibungsprozess eingebrachte Entropie vs. die mit der veränderten Struktur das System verlassende spezifische Entropie. Es ist zu erkennen, dass das Li-Modellfett anders reagiert als das PUbzw. Gel-Fett. Bei diesen beiden ist schon bei vergleichsweise kleinen Beanspruchungen, also geringen Scherraten, ein beobachtbarer Entropietransport feststellbar. Die spezifische Entropie wurde mit ! ! "# ! ! ! ! " ! ! ! "# (1) abgeschätzt. Dabei wurde die spezifische Wärme entsprechend der Fettzusammensetzung ermittelt und T max aus der Reibungsbeanspruchung im Rotationstest bestimmt. Bild 2 zeigt das Li-Modellfett,das bei den geringeren Scherraten (Messpunkte in der Nähe des Koordinatenursprungs) einen vergleichsweise schwachen Entropietransport aktiviert. Auf eine energetische Beanspruchung reagieren diese Tribo-systeme (Li - (PU+Gel)) mit unterschiedlichen Wegen zur energetischen Entlastung. Bild 4: Entwicklung des Strukturabbaus bei steigender Beanspruchung Die Darstellung des Strukturabbaus (also des Schmierfettverschleißes) bei unterschiedlichen Scherraten in der Beanspruchungsphase (Rotation) des Versuchszyklus´ (Bild 4), zeigt ebenfalls ein unterscheidbares Verhalten des Li- Modellfettes zu den beiden anderen Modellfetten. T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Auf eine energetische Beanspruchung reagieren diese Tribo-systeme (Li - (PU+Gel)) mit unterschiedlichen Wegen zur energetischen Entlastung. Die Darstellung des Strukturabbaus (also des Schmierfettverschleißes) bei unterschiedlichen Scherraten in der Beanspruchungsphase (Rotation) des Versuchszyklus´ (Bild 4), zeigt ebenfalls ein unterscheidbares Verhalten des Li-Modellfettes zu den beiden anderen Modellfetten. Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem γ̇ . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw.Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3 Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2, 3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al. [6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ξ i charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate (6) (7) und letztlich mit (8) die Definition eines - im Sinne dieser Betrachtung - Verschleißkoeffizienten B. Für die Anwendung des Theorems auf den untersuchten Schmierfettverschleiß wird ein einzelner dissipativer Prozess p(ξ) beobachtet. Für das allgemeine Verschleißmaß w wird der Strukturabbau P St gesetzt. Bei Annahme einer vollständigen Dissipation der Reibungsenergie E f und der Energiezuführung P E kann geschrieben werden Aus Wissenschaft und Forschung Bild 4: Entwicklung des Strukturabbaus bei steigender Beanspruchung Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) Bei kleineren Scherraten ist der Strukturabbau des PU- und Gel-Fettes zunächst annähernd konstant. Dagegen zeigt das Li-Fett auch schon in der Anfangsphase einen signifikanten Strukturabbau mit steigendem ! . Interpretiert man nun den tribologischen Prozess und korreliert die Bilder 2 und 3 mit der Darstellung in Bild 4, erkennt man die unterschiedlichen Verhaltensweisen der Systeme eine energetische Entlastung zu erzielen. Während die Modellfette PU bzw. Gel durch intensiven Entropietransport den Strukturabbau nur sekundär heranziehen, scheint bei der Li-Probe dieser Weg einen größeren Effekt zu erzielen. 3. Die energetische Situation bei tribologischer Beanspruchung Eine Vorstellung des tribologischen Systems beanspruchtes Schmierfettvolumen und die mögliche Modellierung als offenes thermodynamisches System ist bereits in [5] dargestellt. Es zeigt sich für den stationären Zustand und bei Verwendung der Relation von Reibungsenergie und Verschleißvolumen (veränderte Struktur) die scheinbare rheologische Reibungsenergiedichte ! ! "! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! "# ! ! ! " ! ! ! ! ! ! (2) der erste Klammerausdruck auf der rechten Seite verkörpert eine Entropiedichte, die mit der veränderten Struktur das System verlässt. Ein hoher Entropiedichtetransport aus dem System führt zu einer energetischen Entlastung. Dies bewirkt eine hohe scheinbare Reibungsenergiedichte also einen vergleichsweise geringeren Strukturabbau. Dieser Sachverhalt wird mit den durchgeführten Experimenten bestätigt und in den Bilder 2,3 und 4 wiedergespiegelt. Aus der allgemeinen Entropiebilanz ! " ! ! " ! ! ! " ! (3) leitet sich die Rolle von Entropietransport und Entropieproduktion ab. Es sei der Versuch unternommen nun den Einfluss der Entropieproduktion zu analysieren. Dazu wird das Verschleiß-Entropieproduktions-Theorem nach Bryant et al.[6] auf das hier behandelte Problem angewandt. Ausgangspunkt [6] ist eine Anzahl dissipativer Prozesse p i die durch eine Anzahl zeitabhängiger Variablen ! ! charakterisiert sind. Ein Maß für den Verschleiß sei zunächst sehr allgemein ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (4) die Entropieproduktion dieser dissipativen Prozesse ! ! "#$ ! ! ! "#$ ! ! ! ! ! ! ! ! "#$% ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (5) [6] bilden nun eine allgemeine Verschleißrate und eine Entropieproduktionsrate ! " ! " ! ! "! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (6) ! " ! "#$% ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! " ! ! " ! ! ! ! " ! ! ! " ! ! " ! "#$% ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (7) und letztlich mit ! "! ! " ! ! " ! "#$ ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (8) die Definition eines-im Sinne dieser Betrachtung-Verschleißkoeffizienten B. Für die Anwendung des Theorems auf den untersuchten Schmierfettverschleiß wird ein einzelner dissipativer Prozess ! ! ! ! beobachtet. Für das allgemeine Verschleißmaß ! wird der Strukturabbau ! ! " ! gesetzt. Bei Annahme einer vollständigen Dissipation der Reibungsenergie ! ! und der Energiezuführung ! ! kann geschrieben werden ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! " ! " ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! "# ! " ! ! " ! ! " ! " ! ! (9) und analog zu Bryant ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! (10) Die Anwendung von Gl.(9) und Gl.(10) auf den Strukturabbau erfordert eine analytische Beschreibung des beobachteten Phänomens bei der tribologischen Beanspruchung der Modellfette. Gegenüber der indirekten Untersuchung durch die beschriebenen Rheometerversuche, sei ein am rheologischen Verschleiß näher gelegenes Kriterium vorgeschlagen. Der Schmierfettverschleiß wird charakterisiert durch die Veränderung der Anzahl der Partikel (Agglomerate, definierte Feststoffeinheiten) infolge des Reibungsprozesses (Bild 5). Bild 5: Modellvorstellung zu den Wirkungen der Reibungsenergie (Veränderung der Anzahl der Feststoffpartikel) Es wird folgende Annahme getroffen ! " ! ! ! ! ! ! " ! (11) Die Änderung der eingebrachten Reibungsenergie ist proportional zur Änderung der Anzahl der Partikel. Eingeführt wird ein Proportionalitätsfaktor ! ! . Es war T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 (9) und analog zu Bryant (10) Die Anwendung von Gl. (9) und Gl. (10) auf den Strukturabbau erfordert eine analytische Beschreibung des beobachteten Phänomens bei der tribologischen Beanspruchung der Modellfette. Gegenüber der indirekten Untersuchung durch die beschriebenen Rheometerversuche, sei ein am rheologischen Verschleiß näher gelegenes Kriterium vorgeschlagen. Der Schmierfettverschleiß wird charakterisiert durch die Veränderung der Anzahl der Partikel (Agglomerate, definierte Feststoffeinheiten) infolge des Reibungsprozesses (Bild 5). Es wird folgende Annahme getroffen (11) Die Änderung der eingebrachten Reibungsenergie ist proportional zur Änderung der Anzahl der Partikel. Eingeführt wird ein Proportionalitätsfaktor E P . Es war (12) Nach [6] kann für geschlossene stationäre Systeme durch substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ξ = P E =γ gesetzt [3]. Es ist(13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann (14) und (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl. (11) ergibt sich (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich Bild 6. 4 Zusammenfassung Die Veränderung des Gesamtsystems durch die energetische Beanspruchung eines Schmierfettes im Reibungsprozess, führt u. a. zum Verschleiß der Fettstruktur. Dieser äußert sich in einer Veränderung der Geometrie und Verteilung des Feststoffes. Die irreversiblen Wirkungen des Reibungsprozesses (Verschleiß) sind eine Reaktion des Tribo-Systems zur Erlangung optimaler Betriebsbedingungen. Bei Betrachtung der Systementropie zeigt sich der Einfluss des Entropietransportes auf den rheologischen Verschleiß beim Arbeiten mit e Rrheo * . Die Anwendung des Theorems nach Bryant et al. führt zu einer Beschreibung des Verschleißes in Abhängigkeit der Entropieproduktion. 23 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Modellvorstellung zu den Wirkungen der Reibungsenergie (Veränderung der Anzahl der Feststoffpartikel) Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten und letztlich mit ! "! ! " ! ! " ! "#$ ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (8) die Definition eines-im Sinne dieser Betrachtung-Verschleißkoeffizienten B. Für die Anwendung des Theorems auf den untersuchten Schmierfettverschleiß wird ein einzelner dissipativer Prozess ! ! ! ! beobachtet. Für das allgemeine Verschleißmaß ! wird der Strukturabbau ! ! " ! gesetzt. Bei Annahme einer vollständigen Dissipation der Reibungsenergie ! ! und der Energiezuführung ! ! kann geschrieben werden ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! " ! " ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! "# ! " ! ! " ! ! " ! " ! ! (9) und analog zu Bryant ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! (10) Die Anwendung von Gl.(9) und Gl.(10) auf den Strukturabbau erfordert eine analytische Beschreibung des beobachteten Phänomens bei der tribologischen Beanspruchung der Modellfette. Gegenüber der indirekten Untersuchung durch die beschriebenen Rheometerversuche, sei ein am rheologischen Verschleiß näher gelegenes Kriterium vorgeschlagen. Der Schmierfettverschleiß wird charakterisiert durch die Veränderung der Anzahl der Partikel (Agglomerate, definierte Feststoffeinheiten) infolge des Reibungsprozesses (Bild 5). Bild 5: Modellvorstellung zu den Wirkungen der Reibungsenergie (Veränderung der Anzahl der Feststoffpartikel) Es wird folgende Annahme getroffen ! " ! ! ! ! ! ! " ! (11) Die Änderung der eingebrachten Reibungsenergie ist proportional zur Änderung der Anzahl der Partikel. Eingeführt wird ein Proportionalitätsfaktor ! ! . Es war und letztlich mit ! "! ! " ! ! " ! "#$ ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (8) die Definition eines-im Sinne dieser Betrachtung-Verschleißkoeffizienten B. Für die Anwendung des Theorems auf den untersuchten Schmierfettverschleiß wird ein einzelner dissipativer Prozess ! ! ! ! beobachtet. Für das allgemeine Verschleißmaß ! wird der Strukturabbau ! ! " ! gesetzt. Bei Annahme einer vollständigen Dissipation der Reibungsenergie ! ! und der Energiezuführung ! ! kann geschrieben werden ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! " ! " ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! "# ! " ! ! " ! ! " ! " ! ! (9) und analog zu Bryant ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! (10) Die Anwendung von Gl.(9) und Gl.(10) auf den Strukturabbau erfordert eine analytische Beschreibung des beobachteten Phänomens bei der tribologischen Beanspruchung der Modellfette. Gegenüber der indirekten Untersuchung durch die beschriebenen Rheometerversuche, sei ein am rheologischen Verschleiß näher gelegenes Kriterium vorgeschlagen. Der Schmierfettverschleiß wird charakterisiert durch die Veränderung der Anzahl der Partikel (Agglomerate, definierte Feststoffeinheiten) infolge des Reibungsprozesses (Bild 5). Bild 5: Modellvorstellung zu den Wirkungen der Reibungsenergie (Veränderung der Anzahl der Feststoffpartikel) Es wird folgende Annahme getroffen ! " ! ! ! ! ! ! " ! (11) Die Änderung der eingebrachten Reibungsenergie ist proportional zur Änderung der Anzahl der Partikel. Eingeführt wird ein Proportionalitätsfaktor ! ! . Es war ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung ! " ! "#$ ! " ! ! " ! "#$ ! " ! ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " (12) Nach [6] kann ! " ! "#$ ! " ! für geschlossene stationäre Systeme durch ! ! substituiert werden und es wird für die zeitabhängige Variable ! ! ! ! ! ! gesetzt [3]. Es ist ! " ! ! " ! ! ! ! (13) So dass für den rheologischen Verschleiß geschrieben werden kann ! " ! " ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (14) und ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (15) Damit wird der Zusammenhang zwischen rheologischem Verschleiß des betrachteten Modelfettes und der Entropieproduktion beschrieben. Bei Benutzung der Gl.(11) ergibt sich ! " ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! " ! " (16) Der Vergleich von Beziehung (15) und (16) liefert dann ! ! ! ! ! (17) Innerhalb dieser Arbeit konnte keine experimentelle Möglichkeit realisiert werden, um Eingangsgrößen zu erhalten und den Schmierfettverschleiß zu quantifizieren. Bei Annahme unterschiedlicher B-Werte ergibt sich die Abbildung 6. Bild 6: Veränderung der Partikelanzahl bei unterschiedlichen B-Werten. 4. Zusammenfassung und letztlich mit ! "! ! " ! ! " ! "#$ ! ! " ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! (8) die Definition eines-im Sinne dieser Betrachtung-Verschleißkoeffizienten B. Für die Anwendung des Theorems auf den untersuchten Schmierfettverschleiß wird ein einzelner dissipativer Prozess ! ! ! ! beobachtet. Für das allgemeine Verschleißmaß ! wird der Strukturabbau ! ! " ! gesetzt. Bei Annahme einer vollständigen Dissipation der Reibungsenergie ! ! und der Energiezuführung ! ! kann geschrieben werden ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! " ! " ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! " ! ! "# ! " ! ! " ! ! " ! " ! ! (9) und analog zu Bryant ! " ! " ! ! " ! " ! "#$ ! ! " ! ! (10) Die Anwendung von Gl.(9) und Gl.(10) auf den Strukturabbau erfordert eine analytische Beschreibung des beobachteten Phänomens bei der tribologischen Beanspruchung der Modellfette. Gegenüber der indirekten Untersuchung durch die beschriebenen Rheometerversuche, sei ein am rheologischen Verschleiß näher gelegenes Kriterium vorgeschlagen. Der Schmierfettverschleiß wird charakterisiert durch die Veränderung der Anzahl der Partikel (Agglomerate, definierte Feststoffeinheiten) infolge des Reibungsprozesses (Bild 5). Bild 5: Modellvorstellung zu den Wirkungen der Reibungsenergie (Veränderung der Anzahl der Feststoffpartikel) Es wird folgende Annahme getroffen ! " ! ! ! ! ! ! " ! (11) Die Änderung der eingebrachten Reibungsenergie ist proportional zur Änderung der Anzahl der Partikel. Eingeführt wird ein Proportionalitätsfaktor ! ! . Es war T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Gerade für die Untersuchung des Produktionseinflusses sind experimentelle Möglichkeiten neu zu entwickeln. Das Projekt TRIBIOGEN wird unterstützt durch das erik.kuhn@haw-hamburg.de http: / / arnold-tross-kolloquium.mp.haw-hamburg.de 5 Literatur [1] Glansdorff P. and Prigogine I. Thermodynamic theory of structure, stability and fluctuations. Wiley-Intersience, 1971. [2] Kuhn E. An energetical investigation of the fluid friction inside a lubricating grease film. Intern.Conf. on Integrity, Reliabilty and Failure, Porto, 24 th -28 th of July, (2016) [3] Kuhn.E. Tribological stress of lubricating greases in the light of system entropy. Submitted paper [4] Roman C., Valencia C. and Franco J.M. AFM and SEM assessment of lubricating grease microstructures: influence of sample preparation protocol, frictional working conditions and composition. Tribol Lett 63: 20; DOI 10.1007/ s11249- 016-0710-y, 2016. [5] Kuhn E. Correlation between System Entropy and Structural Changes in Lubricating Grease. Lubricants 2015, 3, 332-345; doi: 10.3390/ lubricants3020332 [6] Bryant, M. D.; Khonsari, M. M.; Ling, F. F. On the thermodynamics of degradation. Proceedings of the Royal Society A 2008 464, 2001-2014 Aus Wissenschaft und Forschung Anzeige 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 T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Problembeschreibung Trapezgewindetriebe sind tribotechnische Systeme mit eingeschränkter reibungsbedingter Wärmebelastbarkeit. Die in das Tribosystem induzierte Wärmeleistung muss kleiner als dessen Wärmeabgabefähigkeit sein. Anderenfalls kann es zu einem Wärmestau und in dessen Folge zu einer Destabilisierung der Stationärphase im Verschleißverlauf führen. Dadurch verkürzt sich die Lebensdauer erheblich. Eine Lebensdauervoraussage für das System ist unter solchen Betriebsbedingungen bedeutend unsicherer. Nach Ehrhard/ Strickle [Erh85] wird als Richtwert für das Maß der Gleitreibungsbelastung der sogenannte „pv- Wert“ herangezogen, der als das Produkt aus Flächenpressung „p“ und Gleitgeschwindigkeit „v“ definiert ist und dessen Maximalwert im Aussetzbetrieb um bis zu 50 % höher angesetzt werden könne. Nicht nur der Aussetzbetrieb erfordert einen Korrekturfaktor, sondern auch die Variation der geometrischen Konvektionsfläche. Die Konvektionsfläche im Hubbereich der Spindel ändert sich mit variabler Hubhöhe und veränderlichem Gewindenenndurchmesser. Es müssen auch die instabilen Reibungsverhältnisse im Reibkontakt oder die Strömungsbewegung des Umgebungsmediums berücksichtigt werden. Der „pv-Wert“ hat die Einheit „W/ mm 2 “ und weist bei der Anwendung an Trapezgewindetrieben Mängel auf, die über mehrere Korrekturfaktoren zu wissenschaftlich umstrittenen Zahlenwertgleichungen führen. Lösungsvorschlag Aus der Fourierschen Wärmeleitungsgleichung für den eindimensionalen Fall ist der Begriff der Wärmestromdichte „q“ bekannt. Im Gegensatz zum „pv-Wert“ berücksichtigt die hier vorgeschlagene spindelbezogene Wärmestromdichte „q“ auch den Aussetzbetrieb, die Reibungscharakteristik und die variable Hublänge. Unter der Annahme, dass die Reibung nahezu vollständig in die Wärme übergeht, lässt sich für die Spindel die 25 Aus Wissenschaft und Forschung * Sven Jung, M.Eng. Prof. Dr.-Ing. Michael Quaß Hochschule Hannover, 30173 Hannover Beitrag zur analytischen Ermittlung der reibungsbedingten Wärmeleistungsgrenzen von Trapezgewindetrieben S. Jung, M. Quaß* Eingereicht: 18. 11 .2016 Nach Begutachtung angenommen: 10. 1. 2017 Die reibungsbedingte thermische Leistungsfähigkeit von Trapezgewindetrieben ist begrenzt. Die herkömmliche Beschreibung des Wärmeverhaltens erfolgt statisch über das empirisch ermittelte Produkt aus der Pressung und der Gleitgeschwindigkeit. Diese statische Methode erfordert Korrekturfaktoren zu Berücksichtigung der dynamisch veränderlichen Betriebsbedingungen. In dieser Arbeit wird eine dynamische Methode zur analytischen Beschreibung der thermischen Leistungsfähigkeit der Trapezgewindetriebe vorgestellt. Diese dynamische Methode basiert auf der Wärmetheorie von Fourier/ Newton sowie auf physikalischen Zusammenhängen und bestehenden thermodynamischen Modellen für Profilzylinder. Schlüsselwörter Reibung, Leistung, Wärme, Temperatur, Pressung, Gleitgeschwindigkeit, Gewinde, Profilzylinder. The friction-based thermal capability of acme threads is limited. Known descriptions of thermal properties are static by using the empirically investigated product of the contact pressure and the sliding speed. This method needs correction factors considering the dynamic operating conditions. This paper presents a dynamic method as an analytic description of the thermal capability of acme threads, based upon the theory of heat by Fourier and Newton as well as physical descriptions and known thermodynamic models for shaped cylinders. Keywords friction, power, heat, temperature, pressure, sliding speed, thread, profile cylinder. Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Aus Wissenschaft und Forschung Nomenklatur α̅ [W/ m 2 ∙K] mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient α w [W/ m 2 ∙ K] Wärmeübergangszahl α R [W/ m 2 ∙ K] scheinbare Wärmeübergangszahl am Rippenfuß α G [W/ m 2 ∙ K] Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres Nu R [-] Nußeltzahl Rippe Nu R,lam [-] Nußeltzahl Rippe mit laminarer Strömung Nu R,tur [-] Nußeltzahl Rippe mit turbulenter Strömung Re [-] Reynoldszahl R w [m 2 ∙ K/ W] Wärmewiderstand Pr [-] Prandtlzahl t [mm] Länge eines Rippenelements t H [s] Hubzeit t S [s] Stillstandszeit an einem Totpunkt/ Umkehrpunkt T S [°C] Spindeltemperatur T U [°C] Umgebungstemperatur ∆T [°C] Temperaturdifferenz p [N/ mm 2 ] Pressung μ G [-] Gleitreibungskoeffizient A S [m 2 ] Wärmeabgebende Oberfläche der Spindel F N [N] Normalkraft F A [N] Axialkraft δ R [mm] mittlere Rippenstärke S L [m] Gleitweg wehrend einer Operation W R [J] Reibungsarbeit w [m/ s] Luftbewegungsgeschwindigkeit v [m/ s] Gleitgeschwindigkeit ν L [m 2 / s] Kinematische Viskosität der Luft q [W/ mm 2 ] Wärmestromdichte der Spindel d 1 [mm] Kerndurchmesser des Gewindes/ Rohres d [mm] Nenndurchmesser des Gewindes/ der Rippe h 3 [mm] Flankenhöhe des Gewindes (entspricht der Rippenhöhe) λ L [W/ m∙K] Wärmeleitfähigkeit der Luft λ R [W/ m∙K] Wärmeleitfähigkeit der Rippe n S [m/ s ] Drehfrequenz der Spindel Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 Nach Ehrhard/ Strickle [Erh85] wird als Richtwert für das Maß der Gleitreibungsbelastung der sogenannte „ -Wert“ herangezogen, der als das Produkt aus Flächenpressung „ “ und Gleitgeschwindigkeit „ “ definiert ist und dessen Maximalwert im Aussetzbetrieb um bis zu 50% höher angesetzt werden könne. Nicht nur der Aussetzbetrieb erfordert einen Korrekturfaktor, sondern auch die Variation der geometrischen Konvektionsfläche. Die Konvektionsfläche im Hubbereich der Spindel ändert sich mit variabler Hubhöhe und veränderlichem Gewindenenndurchmesser. Es müssen auch die instabilen Reibungsverhältnisse im Reibkontakt oder die Strömungsbewegung des Umgebungsmediums berücksichtigt werden. Der „ -Wert“ hat die Einheit „W/ mm²“ und weist bei der Anwendung an Trapezgewindetrieben Mängel auf, die über mehrere Korrekturfaktoren zu wissenschaftlich umstrittenen Zahlenwertgleichungen führen. Lösungsvorschlag: Aus der Fourierschen Wärmeleitungsgleichung für den eindimensionalen Fall ist der Begriff der Wärmestromdichte „ “ bekannt. Im Gegensatz zum „ -Wert“ berücksichtigt die hier vorgeschlagene spindelbezogene Wärmestromdichte „ “ auch den Aussetzbetrieb, die Reibungscharakteristik und die variable Hublänge. Unter der Annahme, dass die Reibung nahezu vollständig in die Wärme übergeht, lässt sich für die Spindel die Wärmestromdichte „ “ als eine reibungsbedingte Wärmeenergie „ “ definieren, die in eine Spindeloberfläche „ “ während eines Hubvorgangs „ “ induziert wird. Wobei die induzierte Wärmeenergie der an die Umgebung abgegebener Energie entspricht. Es ist ersichtlich, dass die Wärmestromdichte „ “ dem „ -Wert“ ähnelt. Der erste Bruchterm entspricht aber nicht der Pressung „ “, weil die Konvektionsfläche der Spindel „ “ keine Krafteinleitungsfläche der Axialkraft „ “ ist. Der zweite Bruchterm beinhaltet die Stillstandszeit „ “, was auch nicht der reinen Gleitgeschwindigkeit „ “ entspricht. Der empirisch ermittelter „ -Wert“ und die Wärmestromdichte „ “ haben dieselbe Einheit und beschreiben die thermische Leistungsfähigkeit eines Tribosystems. In Bezug auf eine Gewindespindel ist die Beschreibung der thermischen Leistungsfähigkeit mit dem „ -Wert“ aus genannten Gründen zu statisch. Der maximal zulässige Wert der thermischen Leistungsfähigkeit wird durch eine definierte maximal zulässige Betriebstemperatur der Reibpaarung gekennzeichnet. Zu . . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 Nach Ehrhard/ Strickle [Erh85] wird als Richtwert für das Maß der Gleitreibungsbelastung der sogenannte „ -Wert“ herangezogen, der als das Produkt aus Flächenpressung „ “ und Gleitgeschwindigkeit „ “ definiert ist und dessen Maximalwert im Aussetzbetrieb um bis zu 50% höher angesetzt werden könne. Nicht nur der Aussetzbetrieb erfordert einen Korrekturfaktor, sondern auch die Variation der geometrischen Konvektionsfläche. Die Konvektionsfläche im Hubbereich der Spindel ändert sich mit variabler Hubhöhe und veränderlichem Gewindenenndurchmesser. Es müssen auch die instabilen Reibungsverhältnisse im Reibkontakt oder die Strömungsbewegung des Umgebungsmediums berücksichtigt werden. Der „ -Wert“ hat die Einheit „W/ mm²“ und weist bei der Anwendung an Trapezgewindetrieben Mängel auf, die über mehrere Korrekturfaktoren zu wissenschaftlich umstrittenen Zahlenwertgleichungen führen. Lösungsvorschlag: Aus der Fourierschen Wärmeleitungsgleichung für den eindimensionalen Fall ist der Begriff der Wärmestromdichte „ “ bekannt. Im Gegensatz zum „ -Wert“ berücksichtigt die hier vorgeschlagene spindelbezogene Wärmestromdichte „ “ auch den Aussetzbetrieb, die Reibungscharakteristik und die variable Hublänge. Unter der Annahme, dass die Reibung nahezu vollständig in die Wärme übergeht, lässt sich für die Spindel die Wärmestromdichte „ “ als eine reibungsbedingte Wärmeenergie „ “ definieren, die in eine Spindeloberfläche „ “ während eines Hubvorgangs „ “ induziert wird. Wobei die induzierte Wärmeenergie der an die Umgebung abgegebener Energie entspricht. Es ist ersichtlich, dass die Wärmestromdichte „ “ dem „ -Wert“ ähnelt. Der erste Bruchterm entspricht aber nicht der Pressung „ “, weil die Konvektionsfläche der Spindel „ “ keine Krafteinleitungsfläche der Axialkraft „ “ ist. Der zweite Bruchterm beinhaltet die Stillstandszeit „ “, was auch nicht der reinen Gleitgeschwindigkeit „ “ entspricht. Der empirisch ermittelter „ -Wert“ und die Wärmestromdichte „ “ haben dieselbe Einheit und beschreiben die thermische Leistungsfähigkeit eines Tribosystems. In Bezug auf eine Gewindespindel ist die Beschreibung der thermischen Leistungsfähigkeit mit dem „ -Wert“ aus genannten Gründen zu statisch. Der maximal zulässige Wert der thermischen Leistungsfähigkeit wird durch eine definierte maximal zulässige Betriebstemperatur der Reibpaarung gekennzeichnet. Zu . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . Wärmestromdichte „q“ als eine reibungsbedingte Wärmeenergie „W R “ definieren, die in eine Spindeloberfläche „A S “ während eines Hubvorgangs „(t H + t S )“ induziert wird. Wobei die induzierte Wärmeenergie der an die Umgebung abgegebener Energie entspricht. (0.01) Es ist ersichtlich, dass die Wärmestromdichte „q“ dem „pv -Wert“ ähnelt. (0.02) Der erste Bruchterm entspricht aber nicht der Pressung „p“, weil die Konvektionsfläche der Spindel „A S “ keine Krafteinleitungsfläche der Axialkraft „F A “ ist. Der zweite Bruchterm beinhaltet die Stillstandszeit „t S “, was auch nicht der reinen Gleitgeschwindigkeit „v“ entspricht. Der empirisch ermittelter „pv-Wert“ und die Wärmestromdichte „q“ haben dieselbe Einheit und beschreiben die thermische Leistungsfähigkeit eines Tribosystems. In Bezug auf eine Gewindespindel ist die Beschreibung der thermischen Leistungsfähigkeit mit dem „pv-Wert“ aus genannten Gründen zu statisch. Der maximal zulässige Wert der thermischen Leistungsfähigkeit wird durch eine definierte maximal zulässige Betriebstemperatur der Reibpaarung gekennzeichnet. Zu einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „(T S - T U )“ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „1/ α w “ und der Wärmestromdichte „q“. (0.03) Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nußeltzahl- Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Bild 1). Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „α̅ “ T+S_6_17 16.10.17 10: 39 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 (0.04) mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „α G “ (0.05) und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „α R “ (0.06) Zur Berechnung der Nußeltzahl „Nu R “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] (0.07) mit einem laminaren Strömungsanteil „Nu R,lam “ (0.08) und mit einem turbulenten Strömungsanteil „Nu R,tur “ (0.09) für den Gültigkeitsbereich 10 < Re < 10 7 ; 0,6 < Pr < 1000 Die Reynoldszahl „Re“ berechnet sich wie folgt (0.10) Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „α̅ “ der Wärmeübergangszahl „α w “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20 x 4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in Bild 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, entspricht die Gleitgeschwindigkeit in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit zwischen der Konvektionsfläche der Spindel und der Umgebungsluft. Bei einer kleiner werdenden Relativgeschwindigkeit ist eine steiler werdende Steigung der Kennlinie und somit ein höherer Wärmewiderstand zu beobachten. Dies deutet auf ein langsameres Wärmeübergangsverhalten der Trapezgewindetriebe bei niedrigerer Relativgeschwindigkeit hin. 27 Aus Wissenschaft und Forschung Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „ “ Zur Berechnung der Nußeltzahl „ “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75][Vdi13] mit einem laminaren Strömungsanteil „ “ und mit einem turbulenten Strömungsanteil „ “ für den Gültigkeitsbereich 10< <10 7 ; 0,6< <1000 Die Reynoldszahl „ “ berechnet sich wie folgt Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „ “ der Wärmeübergangszahl „ “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis: Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20x4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in der Abbildung 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, . . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „ “ Zur Berechnung der Nußeltzahl „ “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75][Vdi13] mit einem laminaren Strömungsanteil „ “ und mit einem turbulenten Strömungsanteil „ “ für den Gültigkeitsbereich 10< <10 7 ; 0,6< <1000 Die Reynoldszahl „ “ berechnet sich wie folgt Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „ “ der Wärmeübergangszahl „ “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis: Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20x4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in der Abbildung 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, . . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „ “ Zur Berechnung der Nußeltzahl „ “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75][Vdi13] mit einem laminaren Strömungsanteil „ “ und mit einem turbulenten Strömungsanteil „ “ für den Gültigkeitsbereich 10< <10 7 ; 0,6< <1000 Die Reynoldszahl „ “ berechnet sich wie folgt Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „ “ der Wärmeübergangszahl „ “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis: Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20x4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in der Abbildung 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, . . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „ “ Zur Berechnung der Nußeltzahl „ “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75][Vdi13] mit einem laminaren Strömungsanteil „ “ und mit einem turbulenten Strömungsanteil „ “ für den Gültigkeitsbereich 10< <10 7 ; 0,6< <1000 Die Reynoldszahl „ “ berechnet sich wie folgt Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „ “ der Wärmeübergangszahl „ “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis: Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20x4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in der Abbildung 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, . . . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 und mit der scheinbaren Wärmeübergangszahl am Rippenfuß „ “ Zur Berechnung der Nußeltzahl „ “ empfiehlt Wagner [Wag11] die einheitliche Nußeltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75][Vdi13] mit einem laminaren Strömungsanteil „ “ und mit einem turbulenten Strömungsanteil „ “ für den Gültigkeitsbereich 10< <10 7 ; 0,6< <1000 Die Reynoldszahl „ “ berechnet sich wie folgt Unter der Annahme einer Ähnlichkeit zwischen einer Gewindespindel und einem Rippenrohr kann der mittlere äquivalente Wärmeübergangskoeffizient „ “ der Wärmeübergangszahl „ “ aus dem Fourierschen Wärmegesetz gleichgesetzt werden. Simulationsergebnis: Für einen Trapezgewindetrieb mit dem Gewinde Tr20x4 ist das Simulationsergebnis mit den Wärmewiderständen bei verschiedenen Gleitgeschwindigkeiten in der Abbildung 2 dargestellt. Weil die angetriebene Spindel gegen unbewegte Umgebungsluft reibt, . . . Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! einer analytischen Ermittlung der Höchsttemperatur an einer Trapezgewindespindel bietet sich das Wärmegesetz von Fourier an. Demnach ist die relative Temperatur der Spindel im wärmsten Bereich „ “ ein Produkt aus dem Wärmewiderstand „ “ und der Wärmestromdichte „ “. Die analytisch ermittelte Temperatur der Spindel kann mit der maximal zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden. Da ein Trapezgewinde einem querangeströmten Profilzylinder bzw. einem berippten Rohr geometrisch ähnelt, wird der Ansatz zur Berechnung des Wärmewiderstands nach Wagner [Wag11] mit der einheitlichen Nusseltzahl-Gleichung nach Gnielinski [Gni75], [Vdi13] vorgeschlagen. Nach diesem Ansatz gleicht der Gesamtwärmestrom eines Rippenelements der Summe aus dem Wärmestrom von der Rippe und dem Wärmestrom von der Rohroberfläche (Abbildung 1). Abbildung 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Mit dem Ansatz: erhält man die Gleichung für den mittleren äquivalenten Wärmeübergangskoeffizient „ “ mit der Wärmeübergangszahl der Grundfläche des Rohres „ “ . Bild 1: spezifische Wärmeströme aus Grundrohr- und Rippenanteil nach Wagner [Wag11] Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! entspricht die Gleitgeschwindigkeit in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit zwischen der Konvektionsfläche der Spindel und der Umgebungsluft. Bei einer kleiner werdenden Relativgeschwindigkeit ist eine steiler werdende Steigung der Kennlinie und somit ein höherer Wärmewiderstand zu beobachten. Dies deutet auf ein langsameres Wärmeübergangsverhalten der Trapezgewindetriebe bei niedrigerer Relativgeschwindigkeit hin. Abbildung 2: Wärmewiderstand als Funktion der Gleitgeschwindigkeit des Tr20x4 Auch bei der Variation des Gewindenenndurchmessers beim gleichen Lastkollektiv sind unterschiedliche Wärmewiderstände in der Abbildung 3 zu beobachten. Abbildung 3: Wärmewiderstand als Funktion des Gewindenenndurchmessers bei 22,6m/ min Ein kleineres Normgewinde mit höherer Windungsdichte und kleinerer Trapezgeometrie hat offensichtlich bei gleicher Relativgeschwindigkeit einen kleineren Wärmewiderstand als ein größeres Normgewinde mit niedrigerer Windungsdichte und größerer Trapezgeometrie. Zusammenfassung: Aus der Untersuchung geht hervor, dass das Wärmeverhalten von Trapezgewindetrieben durch die Konvektionsfläche der Spindel dominant geprägt ist. Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! entspricht die Gleitgeschwindigkeit in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit zwischen der Konvektionsfläche der Spindel und der Umgebungsluft. Bei einer kleiner werdenden Relativgeschwindigkeit ist eine steiler werdende Steigung der Kennlinie und somit ein höherer Wärmewiderstand zu beobachten. Dies deutet auf ein langsameres Wärmeübergangsverhalten der Trapezgewindetriebe bei niedrigerer Relativgeschwindigkeit hin. Abbildung 2: Wärmewiderstand als Funktion der Gleitgeschwindigkeit des Tr20x4 Auch bei der Variation des Gewindenenndurchmessers beim gleichen Lastkollektiv sind unterschiedliche Wärmewiderstände in der Abbildung 3 zu beobachten. Abbildung 3: Wärmewiderstand als Funktion des Gewindenenndurchmessers bei 22,6m/ min Ein kleineres Normgewinde mit höherer Windungsdichte und kleinerer Trapezgeometrie hat offensichtlich bei gleicher Relativgeschwindigkeit einen kleineren Wärmewiderstand als ein größeres Normgewinde mit niedrigerer Windungsdichte und größerer Trapezgeometrie. Zusammenfassung: Aus der Untersuchung geht hervor, dass das Wärmeverhalten von Trapezgewindetrieben durch die Konvektionsfläche der Spindel dominant geprägt ist. Bild 2: Wärmewiderstand als Funktion der Gleitgeschwindigkeit des Tr20 x 4 Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! entspricht die Gleitgeschwindigkeit in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit zwischen der Konvektionsfläche der Spindel und der Umgebungsluft. Bei einer kleiner werdenden Relativgeschwindigkeit ist eine steiler werdende Steigung der Kennlinie und somit ein höherer Wärmewiderstand zu beobachten. Dies deutet auf ein langsameres Wärmeübergangsverhalten der Trapezgewindetriebe bei niedrigerer Relativgeschwindigkeit hin. Abbildung 2: Wärmewiderstand als Funktion der Gleitgeschwindigkeit des Tr20x4 Auch bei der Variation des Gewindenenndurchmessers beim gleichen Lastkollektiv sind unterschiedliche Wärmewiderstände in der Abbildung 3 zu beobachten. Abbildung 3: Wärmewiderstand als Funktion des Gewindenenndurchmessers bei 22,6m/ min Ein kleineres Normgewinde mit höherer Windungsdichte und kleinerer Trapezgeometrie hat offensichtlich bei gleicher Relativgeschwindigkeit einen kleineren Wärmewiderstand als ein größeres Normgewinde mit niedrigerer Windungsdichte und größerer Trapezgeometrie. Zusammenfassung: Aus der Untersuchung geht hervor, dass das Wärmeverhalten von Trapezgewindetrieben durch die Konvektionsfläche der Spindel dominant geprägt ist. Nr. Vortrag/ 6 wird von der GfT eingerichtet! entspricht die Gleitgeschwindigkeit in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit zwischen der Konvektionsfläche der Spindel und der Umgebungsluft. Bei einer kleiner werdenden Relativgeschwindigkeit ist eine steiler werdende Steigung der Kennlinie und somit ein höherer Wärmewiderstand zu beobachten. Dies deutet auf ein langsameres Wärmeübergangsverhalten der Trapezgewindetriebe bei niedrigerer Relativgeschwindigkeit hin. Abbildung 2: Wärmewiderstand als Funktion der Gleitgeschwindigkeit des Tr20x4 Auch bei der Variation des Gewindenenndurchmessers beim gleichen Lastkollektiv sind unterschiedliche Wärmewiderstände in der Abbildung 3 zu beobachten. Abbildung 3: Wärmewiderstand als Funktion des Gewindenenndurchmessers bei 22,6m/ min Ein kleineres Normgewinde mit höherer Windungsdichte und kleinerer Trapezgeometrie hat offensichtlich bei gleicher Relativgeschwindigkeit einen kleineren Wärmewiderstand als ein größeres Normgewinde mit niedrigerer Windungsdichte und größerer Trapezgeometrie. Zusammenfassung: Aus der Untersuchung geht hervor, dass das Wärmeverhalten von Trapezgewindetrieben durch die Konvektionsfläche der Spindel dominant geprägt ist. Bild 3: Wärmewiderstand als Funktion des Gewindenenndurchmessers bei 22,6 m/ min Auch bei der Variation des Gewindenenndurchmessers beim gleichen Lastkollektiv sind unterschiedliche Wärmewiderstände in Bild 3 zu beobachten. Ein kleineres Normgewinde mit höherer Windungsdichte und kleinerer Trapezgeometrie hat offensichtlich bei gleicher Relativgeschwindigkeit einen kleineren Wärmewiderstand als ein größeres Normgewinde mit niedrigerer Windungsdichte und größerer Trapezgeometrie. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Zusammenfassung Aus der Untersuchung geht hervor, dass das Wärmeverhalten von Trapezgewindetrieben durch die Konvektionsfläche der Spindel dominant geprägt ist. Die Beschreibungsmethode des Wärmeverhaltens von Trapezgewindetrieben mittels Wärmestromdichte „q“ ist vorteilhaft. Sie erübrigt die Korrekturen des herkömmlichen „pv-Werts“ und vermeidet die Zahlenwertgleichungen. Über die analytische Ermittlung der Wärmestromdichte und des Wärmewiderstandes wurde eine Möglichkeit zur Berechnung der Gleitflächentemperatur an der Spindel aufgezeigt, die anschließend mit der zulässigen Betriebstemperatur der Leitmutter verglichen werden kann. Die vorgeschlagene dynamische Methode zur analytischen Charakterisierung der thermischen Leistungsfähigkeit von Trapezgewindetrieben beruht auf einer Hypothese und muss empirisch nachgewiesen werden. Literatur [Erh85] Erhard, G.; Strickle, E.: „Maschinenelemente aus Thermoplastischen Kunststoffen. Lager und Antriebselemente“. VDI-Verlag, 2. Auflage, Düsseldorf 1985, ISBN 3-18-400712-X [Wag11] Wagner, W.: Wärmeübertragung. 7 überarb. Aufl., Vogel Buchverlag, Würzburg 2011, S.100ff [Vdi13] VDI-Wärmeatlas: Berechnungsmethoden für Wärmeleitung, konvektiven Wärmeübergang und Wärmestrahlung. 11 Aufl. Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2013, S. 29 [Gni75] Gnielinski, V.: Berechnung mittlerer Wärme- und Stoffübergangskoeffizienten an laminar und turbulent überströmten Einzelkörpern mit Hilfe einer einheitlichen Gleichung. Forsch. Ing.-Wes. 41 Nr. 5, Karlsruhe 1975, S. 145-153 Aus Wissenschaft und Forschung Anzeige Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik Umzug oder Adressenänderung? Bitte T+S nicht vergessen! Wenn Sie umziehen oder Ihre Adresse sich aus sonstigen Gründen ändert, benachrichtigen Sie bitte auch den expert verlag. expert@expertverlag.de | Tel: (07159) 9265-0 | Fax (07159) 9265-20 T+S erreicht Sie dann ohne Verzögerung und ohne unnötigen Aufwand. Danke, dass Sie daran denken. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 28 Aus der Praxis für die Praxis 1 The lapping process Lapping is a high precision machining process which allows creating not only very high surface quality but also dimensional accuracy and narrow size tolerances of the machined work pieces. It can be used for nearly all materials which do not plastically deform under load. Even very hard materials like glass, ceramics or cemented carbides can be machined by lapping. During the lapping process the surface of the work piece and an opposite surface are rubbed together with a lapping lubricant in the working gap between them. The metal removal is generated by abrasive lapping powders which are not bound in a tool surface but are dispersed in the lapping lubricant. The abrasive grains of the lapping powder are rolling and sliding on the work piece surface. They are primarily performing a kind of kneading procedure causing micro cracks which lead through crack-linking to a break out of small particles and finally results in very smooth, planar surfaces (figure 1). Few grains also cut small chips out of the surface. Therefore lapping is not a regular cutting process like grinding Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 29 * Dipl.-Ing. Wilhelm Rehbein LANXESS Deutschland GmbH Lubricant Additives Business, Mannheim, Germany Influence of Lubricant Additives on Surface Quality and Material Removal Rate in a Lapping Process W. Rehbein* Figure 1: grains of lapping powder in a lapping process. Source: Bierther Submicron GmbH, Wikipedia Einfluss von Schmierstoffadditiven auf die Oberflächenqualität und die Abtragsgeschwindigkeit beim Läppen Läppen ist ein Präzisions-Bearbeitungsprozess, bei dem die Oberfläche eines Werkstücks und eine gegenüberliegende Oberfläche aufeinander gerieben werden. Im Arbeitsspalt zwischen den Oberflächen befindet sich das Läppmedium. Mit diesem Bearbeitungsverfahren werden sehr glatte, ebene Flächen hergestellt. Der Materialabtrag wird durch abrasive Läpppulver erzeugt, die nicht in einer Werkzeugoberfläche gebunden sind, sondern im Läppöl dispergiert werden. Durch Auswahl geeigneter Schmierstoffadditive ist es möglich, die Eigenschaften des Läppöls an die spezifischen Anforderungen des Läppprozesses anzupassen. Basierend auf Laborprüfungen und Feldtestergebnissen beschreibt der Beitrag die Eigenschaften verschiedener Additivtypen und deren Einfluss auf die Parameter des Läppprozesses. Schlüsselwörter Läppen, Läppmittel, Läppöl, Oberflächenqualität, Zeitspanungsvolumen, Abtragsrate Lapping is a metal removal process which is used to produce planar surfaces with very low surface roughness. The metal removal is generated by abrasive grains which are not bound in a tool surface but are dispersed in a special lapping lubricant. By a selection of suitable lubricant additives it is possible to adjust the characteristics of the lapping oil to the specific demands of the lapping process. Based on laboratory test methods as well as field test results the paper describes in detail the properties of different types of additives and their influence on the listed parameters. Keywords Lapping, lapping agent, lapping oil, surface quality, material removal rate Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 29 Aus der Praxis für die Praxis or honing but mainly a process of removing material by fatigue. For starting the lapping process the work pieces are placed with the side which has to be machined facing the lapping plate. The lapping plate is a disk on the lapping machine, usually provided with radial slots to drain the used lapping medium and removed work piece material off the surface. It is usually made of hardened cast iron. The lapping plate is rotating and carries conditioning rings which rotate with the plate as a kind of planetary work drive system. By this way the direction of rotation for every single work piece is changing continuously (figure 2). This results in almost exclusively nondirectional machining marks and a matt-finished appearance of the lapped surface. By the means of pressure plates the work pieces are pressed on to the lapping plate. This pressure is usually kept low at the beginning of the process and increased after a while to achieve a higher material removal rate (MRR). Towards the end the pressure is reduced again to optimize the roughness of the lapped surfaces. In some cases the work pieces are covered by a second lapping plate (double-wheel lapping process). Lapping powders are abrasive grains of silicon carbide, aluminum oxide, boron carbide or even diamond powder. There are huge differences in the quality of these powders relating to particle size distribution, hardness, shape and number of edges. The particle size of the grains influences the surface finish of the machined work pieces as well as the achievable material removal rate. For preparing the lapping medium, the lapping powder is mixed with the lapping oil just before application. The mixing ratios range from 80 to 120 g of lapping powder to 1 litre of lapping oil for roughing and 65 to 80 g/ l for finishing processes. The lapping medium is usually continually stirred in a special mixing tank to avoid the separation of oil and powder. 2 The lapping oil The lapping oil does not only work as a carrier for the lapping powder. It also enables an even distribution of the abrasive lapping powder over the whole lapping plate. Additionally it prevents the formation of grooves and scratches on the work piece surface and reduces the temperature in the process by its lubricating and cooling properties. The transport of the removed material into the slots of the lapping plate or to the edge of the plate is another function of the lapping oil (figure 3). The viscosity of the lapping oil is very important for the efficiency of the process. If the oil is too viscous, the lubricant film between lapping plate and work piece is very thick and the lapping powder may lose the contact to the surfaces which have to be machined. This will significantly reduce the MRR. In case the viscosity is too low, the gap between the surfaces will be too small to enable the rolling of the lapping powder. This leads to grooves and scratches on the work piece. Usually the viscosity of the lapping oil is adjusted to the grain size of the lapping powder: larger grains require a higher viscosity, smaller grains a lower viscosity of the oil. To ensure a high quality of the machined surface with low surface roughness and also a high productivity of the lapping process, the lapping oil has to fulfil several requirements: • good dispersing capacity for the lapping powder to prevent fast sedimentation • prevention of agglomeration of the lapping powder • good wetting properties for a fast and easy preparation of the lapping medium and to achieve its homogeneous distribution on the lapping plate 30 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Figure 2: lapping plate with conditioning rings Figure 3: a lapping plate covered by a homogeneous film of lapping medium T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 30 Aus der Praxis für die Praxis • sufficient lubricating properties to enable the rolling of the lapping powder • optionally anticorrosion properties to prevent flash rust on the machined work pieces • compatibility with work piece materials and machine 2.1 Dispersing capacity The lapping powder should mix easily with the lapping oil and should remain suspended for some time before settling. The slow settling is important to avoid a separation in the tubes or on the lapping plate which would cause an inhomogeneous surface finish on the lapped work pieces. Usually the mixed lapping medium is continually stirred to avoid separation however in case the stirrer is stopped for some time the sedimented powder should easily remix again. It is possible to reduce the settling speed by choosing higher viscous lapping oil however this usually has a negative influence on the material removal rate and, because of poorer flushing properties, also on the achievable surface quality. 2.2 Prevention of agglomeration When the lapping powder conglomerates in the oil the resulting agglomerates have the multiple size of the single particles. Therefore these agglomerates do not roll in the lapping process but stick in the gap between the lapping plate and the work piece. Carried by the motion of the lapping plate they are able to cause broad and deep grooves (figure 4) on the surface of the work piece. Depending on the kind of lapping powder the additives of the lapping oil have to be carefully selected to avoid an increased agglomeration, separation or sedimentation. In particular high polar additives like some organic acids are able to form concrete like sediments which are hardly redispersible. The agglomeration of the lapping powder (figure 5) is caused by the attractive London-van der Waals forces occurring between the particles. In order to stabilize the lapping medium against agglomeration and fast separation, repelling forces must be established between the particles by adding deterging / dispersing additives which adsorb on the particle surface. These detergents / dispersants keep the particles at a distance and reduce the tendency towards agglomeration by means of electrostatic repulsion and/ or steric stabilization. Among the many types of detergents / dispersants which are used as additives for lubricants calcium sulfonates showed a very good dispersing efficiency towards the different types of lapping powders. By adding calcium sulfonates it was possible to avoid the formation of lapping powder agglomerates. Also the settling time of the grains was extended. The sediment which was formed was soft and easy to redisperse even after some days. Because they furthermore work as corrosion inhibitors they are additionally able to prevent the machined work pieces from flash rust. 2.3 Wetting properties For fast and homogeneous preparation of the lapping medium the air and moisture at the particle surface has to be displaced and replaced by the lapping oil. Additionally the lapping medium has to form an even and consistent film on the lapping plate. Surface active agents increase the wetting properties of the lapping oil. The lapping medium spreads more homogeneously on the lapping plate and work piece surfaces providing a constant film thickness over the complete surface and avoiding the accumulation of particles. 2.4 Lubricating properties If the lubrication of the lapping oil is not sufficient the abrasive grains of the lapping powder will not roll in the Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 31 Figure 4: grooves on a lapped surface, caused by agglomerated particles of the lapping powder Figure 5: agglomeration of lapping powder in inappropriate lapping oil T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 31 Aus der Praxis für die Praxis gap between the surfaces of the lapping plate and the work piece. They just slide and rub over the surfaces causing scratches which damage the surface finish (figure 6). This effect can be avoided by increasing the viscosity of the lapping oil. An increased oil viscosity however will lead to an increased thickness of the oil film. Thus the smaller particles of the lapping powder will lose the contact to at least one of the surfaces which will cause a reduced material removal rate. By using suitable additives the lubricating properties can be optimized without increasing the oil viscosity. Additives which are able to improve the lubricity are usually polar organic substances containing heteroatoms like oxygen, nitrogen or other atoms with electronegativity higher than carbon or hydrogen. By physical adsorption of these molecules a very thin layer is formed on the metal surface which effectively reduces the friction between surfaces moving relative to each other. 2.5 Corrosion inhibitors Depending on the kind of metal which is machined the new generated surfaces can be very sensitive towards corrosion. Even when stored indoors flash rust may appear after some days. This happens much faster in a high humidity atmosphere. To prevent corrosion a corrosion inhibitor which is compatible to the other additives in the formulation can be added. 3 Field test results To evaluate the laboratory test results field tests were carried out on a 1-wheel flat lapping machine with a 1000 mm lapping plate which rotated with a revolution of 50 rpm. The ring shaped work pieces were made of cast iron with diameters of approximately 200 mm, the lapped surface was 1.6 mm broad. Silicon carbide with an average particle size of 12 µm was used as lapping powder in a concentration of 100 g per litre of lapping oil. The base oil which was used for the lapping oil was a group I paraffinic mineral oil with a kinematic viscosity of 25 mm 2 / s at 40 °C. The lapping medium was prepared in a mixing vessel which was equipped with a stirrer which worked continuously. After the lapping process, which lasted 20 minutes, the test work pieces were cleaned and their surface roughness and structure was observed. The evaluation of the test was done in comparison to a commercially available lapping oil which was used as reference. The following parameters were used: • R max : maximum roughness depth, the largest vertical distance between the highest peak and the deepest valley of a surface profile within the evaluation length. • MRR: material removal rate, the volume of material removed divided by the machining time. For the first test a combination of calcium sulfonates (DP 1) was used to ensure an optimal dispersion and to avoid the agglomeration of the silicon carbide grains. The fine distribution of the abrasive grains resulted in an improve-ment (reduction) of the R max value by 19 % (figure 7). However the MRR was also decreased by 12 % and some small scratches were detected on the lapped surface 32 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Figure 6: small scratches on a lapped surface, caused by abrasive grains which are not able to roll due to insufficient lubrication ! "#$% ! "! &% ! "&'% ! "#% ("! )% *++% $$% ,)% *+&% *! *% )+% #+% $+% ,+% *++% **+% *! +% *(+% *"&% *"#% *",% ! "*% ! "(% ! 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The SRV test showed a strongly reduced COF for this formulation. Because of the active sulfur content it was also expected that the MRR would be increased. Due to the improved lubricity the surface inspection of the work pieces which were machined with formulation DP 2 didn’t show any more scratches. Also the MRR was increased up to approximately 96 % compared to the reference whilst R max still was 8.6 % lower. In a further lapping oil formulation (DP 3) a sulfurized olefin with very high active sulfur content was added to the combination of calcium sulfonates and special sulfur carrier. This was done to examine the influence of active sulfur on the lapping process. The COF determined by the SRV test was still lower than the reference oil. Active sulfur is defined according to ASTM D-1662 as the part of sulfur in an additive or base oil which reacts with copper powder within 1 h at 149 °C. The amount of active sulfur in a sulfurized additive is influenced by the length of the sulfur bridge connecting the hydrocarbon respective ester parts of the molecule. With increasing length the sulfur carrier gets more active, i. e. a sulfur bridge consisting of 1 or 2 sulfur atoms is quite inactive at 149 °C whereas a bridge of 4 to 5 sulfur atoms is very active. The active sulfur chemically reacts under suitable conditions with metal surfaces which finally results in the formation of metal sulfide layers (figure 9). Because of their ionic bonds, these layers have a much lower elasticity and plasticity than the original metal. Under the conditions of a lapping process where the rolling lapping powder causes a constant elastically and plastically deformation of the work piece surface it was expected that the more brittle metal sulfide would break easy into small particles which would increase the MRR. As estimated, the material removal rate was strongly increased to 105 % by the addition of the active sulfurized olefin. The surface roughness R max was approximately 3 % lower than the reference oil. Again the lapped surfaces were free from scratches. An increase of the concentration of the active sulfurized additive (DP 4) led to a further rise of the MRR to 121 % of the reference. However the quality of the lapped surface was significantly decreased. The higher treat rate of the active sulfurized olefin obviously caused an increased formation of metal sulfides which are sheared off by the lapping powder. In case a thicker layer of metal sulfides Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 33 ! " ! #! $" ! #! %" ! #! &" ! #! '" ! #(" ! #($" ! #(%" ! #(&" ! #('" ! #$" ! " $! ! " %! ! " &! ! " '! ! " (! ! ! " ($! ! " ! "#$! %#&'(")()*%! +"&( +,#(-.#! "&/ .0( )*+*,*-.*" / 0"(" / 0"$" / 0"1" Figure 8: coefficients of friction of the lapping oils, measured by SRV tribometer Figure 9: physical adsorption and chemical reaction of sulfurized additives T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 33 Aus der Praxis für die Praxis was formed also the particles which cracked out of the surface could be bigger leaving a more irregular surface profile with higher R max values. Contrary to the commercially available lapping oil there was no formation of flash rust observed on the lapped parts which were machined by using the formulations DP1 to DP4. 4 Conclusion A very high surface quality regarding roughness and groove formation of lapped work pieces can be achieved by using detergents / dispersants which prevent the agglomeration of the lapping powder. Also the settling speed and sedimentation of the lapping powder is positively influenced by detergents / dispersants. The best results were obtained by a mixture of calcium sulfonates with medium high TBN. They additionally work as corrosion inhibitors and prevent flash rust. The formation of small scratches on a lapped surface is caused by abrasive grains which are not able to roll due to insufficient lubrication. Polar lubricant additives can improve the lubrication by physical adsorption on the metal surfaces of the work pieces and thus prevent the arising of scratches. Active sulfur carriers like sulfurized olefins can be used to improve the material removal rate for a higher productivity of the lapping process. However the maximum roughness depth of the lapped surface rises as well. The expected mode of action for this effect is based on the formation of metal sulfides which easily break out of the work piece surface by the kneading effect of the lapping powder grains. By changing the treat rate of the active sulfurized olefin it is possible to adapt the formulation of the lapping oil to the specific requirements of the manufacturing process regarding achievable surface roughness and material removal rate. 34 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 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 68). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 34 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Die Optimierung moderner Verbrennungsmotoren zielt u. a. auf die Reduzierung von Reibung, Ölemission und Geräuschentwicklung ab. Durch die Auslegung der Kolbengruppe können diese drei Teilbereiche maßgeblich beeinflusst werden. Die effizientere Nutzung der Kraftstoffenergie durch Reduzierung der innermotorischen Reibung ist eine Maßnahme zur Erfüllung zukünftiger CO 2 -Grenzwerte. Mit 45 % weist die Kolbengruppe bestehend aus Zylinderwand, Kolben und Kolbenringen den größten Anteil der innermotorischen Reibungsverluste auf [1]. Unerwünschter Öltransport vom Kurbelgehäuse in den Brennraum gilt als Ursache für Ölemissionen, Vorentflammungen und Aschebildung im Abgaspartikelfilter. Gleichzeitig stellen Verbrennungsgase, die vom Brennraum in das Kurbelgehäuse gelangen (Blowby-Gase) einen Wirkungsgradverlust dar. Flüssiger Kraftstoff, der auf die Zylinderwand trifft, beeinflusst die Viskositätseigenschaften des Schmierstoffs und gelangt in den Ölkreislauf des Motors. Die Auslegung der Kolbengruppe erfolgt daher auch hinsichtlich der Ab- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 35 * Torben Müller, M.Sc. 1,2 Dr. Stefan Wigger 1 Dr. Hans-Jürgen Füßer 1 Prof. Dr. Sebastian Kaiser 2 1 Daimler AG, Ulm 2 Institut für Verbrennung und Gasdynamik Universität Duisburg-Essen, Germany Optische Untersuchung der Schmierungsverhältnisse im Reibkontakt Kolbenhemd / Zylinderlaufbahn mittels laserinduzierter Fluoreszenz an einem optisch zugänglichen Einzylindermotor T. Müller, S. Wigger, H.-J. Füßer, S. Kaiser* Die Kolbengruppe von Verbrennungsmotoren bietet Optimierungspotentiale hinsichtlich der Reduzierung von Reibung bei gleichzeitiger Verbesserung der Dichtfunktion und Geräuschentwicklung. Diese teilweise konkurrierenden Ziele erfordern genaue Kenntnisse über die Schmierungssituation innerhalb der Kolbengruppe. In diesem Beitrag wird ein optisch zugänglicher Einzylindermotor vorgestellt, der die Visualisierung des nahezu kompletten Kolbenhubs auf Druck- und Gegendruckseite ermöglicht. Durch die Methode der laserinduzierten Fluoreszenz (LIF) wird die Ölverteilung unter geschleppten und befeuerten Betriebsbedingungen mit hochauflösenden CMOS- Kameras detektiert. Das Post-Processing dieser LIF- Aufnahmen ermöglicht die qualitative Bewertung des globalen Schmierungszustands in der Kolbengruppe, sowie die Quantifizierung von Ölfilmdicken im Reibkontakt Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn. Schlüsselwörter Laserinduzierte Fluoreszenz, Kolbenhemd, Optischer Motor, Ölfilm, Verbrennungsmotor, Kolbenbewegung, Kalibrierung, Optische Messtechnik The piston group of internal combustion engines has potential for optimization in terms of reducing friction while improving the sealing function and noise. Since these objectives compete with each other, detailed understanding of the system’s lubrication is required. Here, a single-cylinder research engine that provides optical access along the entire stroke of the cylinder is used to image the piston group on thrust and antithrust side. Via laser-induced-fluorescence (LIF), the oil distribution can be investigated in motored and fired engine operation with a high-resolution CMOScamera. The post processing of these LIF-images allows the qualitative assessment of the global oil distribution and the quantification of oil film thicknesses in the contact zone between the piston skirt and cylinder liner. Keywords Laser-induced fluorescence, Piston Skirt, Optical Engine, Oil Film, Combustion Engine, Piston Movement, Calibration, Optical Measuring Technique Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis dichtung von Kurbelgehäuse und Brennraum gegeneinander. Der dritte Teilbereich umfasst die Geräuschbildung im Motor (NVH - Noise, Vibration, Harshness) und kann über die Kolbenkinematik und den Beölungszustand modifiziert werden. Die Kolbengruppe unterliegt in diesem teilweise konkurrierenden Zielsystem komplexen Anforderungen durch variierende Beölungszustände und dynamische Reibungs-, Gas- und Massenkräfte. Neben der Gestaltung des Tribokontakts „Kolbenring/ Zylinderlaufbahn“ ist die Auslegung des Systems „Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn“ wichtig. Das Kolbenhemd dient der kinematischen Führung des Kolbens in der Zylinderbuchse bei der Übertragung der Gaskräfte auf die Kurbelwelle und der Abführung von Verbrennungswärme in die Zylinderwand. Bild 1 zeigt die im Folgenden erläuterten Zusammenhänge schematisch. Die senkrecht wirkende Gaskraft F 1 wird über den Kolben und das Pleuel auf die Kurbelwelle übertragen (über F 2 ). Durch die geometrische Anbindung des Kolbens am Pleuel und durch den Spalt zwischen Zylinderwand und Kolben (Kolbenspiel) erfährt der Kolben neben der primären Auf- und Abwärtsbewegung S 1 zusätzlich eine Sekundärbewegung. Diese setzt sich aus einer Rotation um den Kolbenbolzen S 2 und einer Lateralbewegung S 3 in Richtung der Zylinderwand zusammen. Da der Kolben die Anlageseite an der Zylinderwand innerhalb eines Arbeitsspiels wechselt, wird zwischen Druck- und Gegendruckseite unterschieden. Die Druckseite ist hierbei die Seite, auf der der Kolben nach dem ZOT (oberer Totpunkt, in dem die Zündung erfolgt) anliegt. In Abhängigkeit des Betriebspunktes kann die Seitenkraft F 3 in Folge der hohen Dynamik und Last auf mehrere Tausend Newton ansteigen, wobei der Schmierfilm mit der Höhe h den Kolbeneinschlag beim Anlagewechsel dämpft [2]. Im Kontaktbereich zwischen Kolbenhemd und Zylinderwand, die sich in Relativbewegung zueinander befinden, wird die Reibung durch den Schmierungszustand bestimmt. Die Reibkraft F 4 kann daher durch die Auslegung von Ringpaket, Kolbenhemd, Kolbenspiel, Ölnuten und Drainagelöchern zur lokalen Ölzufuhr beeinflusst werden. Die Zusammenhänge im Kontaktbereich von Kolbenhemd und Zylinderlaufbahn hinsichtlich Beölung, Reibung und Sekundärbewegung sind Gegenstand simulativer und experimenteller Untersuchungen. Mansouri legt seinem Simulationsmodell in [4] unterschiedliche Schmierfilmhöhen am Kolbenhemd zugrunde. Die Ölfilmdicke bestimmt dabei als Eingangsgröße den Schmierungszustand (Mischreibung oder hydrodynamische Reibung) und ist maßgeblich für die resultierende Reibkraft. Experimentell entwickelt Thirouard in [5] eine Messtechnik, die auf laserinduzierter Fluoreszenz (LIF) basiert, um die Öltransportmechanismen und Schmierungszustände in der Kolbengruppe eines optisch zugänglichen Einzylindermotors zu untersuchen. Diese qualitative Messmethode wurde von Wigger [6] weiterentwickelt. Durch einen Kalibrierprozess können anhand von LIF-Aufnahmen quantitative Ölfilmdicken im Kontakt Kolbenring/ Zylinderlaufbahn in einem Rotations- Reib-Verschleiß-Tribometer unter definierten Betriebsbedingungen bestimmt werden. Die Anwendung dieser Signalverarbeitung auf die LIF-Messungen eines neuen, optischen Einzylindermotors kommt jetzt zur Untersuchung der Schmierungsverhältnisse in der Kolbengruppe zum Einsatz. Allerdings muss die Quantifizierung im Motor anders durchgeführt werden als im Tribometer. Neben prinzipiellen Öltransportmechanismen und der Sekundärbewegung des Kolbens, können durch den neuen Kalibrierprozess Schmierfilmhöhen im Kontakt Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn quantitativ bestimmt werden. 2 Optisch zugänglicher Einzylindermotor Die Untersuchungen werden an einem optisch zugänglichen Forschungs-Einzylindermotor durchgeführt. Die Messungen erfolgten im Betrieb im Otto-Viertaktverfahren mit Direkteinspritzung mittels Piezo-Injektor und stöchiometrischer Verbrennung (λ = 1). Alle relevanten 36 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Druckseite Gegendruckseite F 1 F 4 F 2 F 3 ZOT Bewegungsrichtung S 1 S 2 S 3 h Bild 1: Kinematische Führung des Kolbens im Zylinder. Dargestellt sind die Hauptkräfte und -bewegungsrichtung nach [3] und die resultierende Ölverteilung im Kontakt von Kolbenhemd und Zylinderlaufbahn Tabelle 1: Betriebsparameter des Forschungsmotors. Max. Spitzendruck 65 bar Max. Mitteldruck 13 bar Max. Drehzahl 6000 1/ min Bohrungsdurchmesser 83 mm Hub 92 mm Verdichtungsverhältnis 9,8 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 37 (a) Komponenten der Kolbengruppe sind Bauteile aus dem Serienmotor. Durch die Kopplung des Versuchsmotors an eine Elektromaschine können sowohl befeuerte als auch geschleppte Betriebspunkte dargestellt werden. Die Betriebsparameter des Forschungsmotors sind in Tabelle 1 zusammengefasst. Das Zylinderrohr unterliegt im Motorbetrieb einem dynamischen Beanspruchungsprofil, das durch wechselnde Gastemperaturen, Reibungszustände zwischen Zylinderwand und Kolben, sowie Gas- und Massenkräfte gekennzeichnet ist. Um thermische Spannungen bei erhöhtem Wärmeeintrag in Folge hoher Motorlast geringzuhalten, kommt die Werkstoffpaarung Grauguss (Wärmeausdehnungskoeffizient: 11,7 x 10 -6 K -1 ) und Saphir (Wärmeausdehnungskoeffizient: 5,4 - 6,2 x 10 -6 K -1 ) zum Einsatz. In [6, 7] konnte im Rahmen von Benetzungswinkelmessungen nachgewiesen werden, dass die Oberflächen von Saphir und Grauguss ähnliche rheologische Eigenschaften aufweisen. Dadurch weicht der Beölungszustand auf der Graugussoberfläche bei gleichen Randbedingungen nur geringfügig von der auf der Saphiroberfläche ab. Die Saphirfenster werden vor der Oberflächenbearbeitung in die Zylinderbuchse eingefügt, um die Oberflächen der Werkstoffpaarung anschließend im Verbund bearbeiten zu können. Hierdurch wird einerseits die Bildung eines Fügespalts im Übergangsbereich zwischen Grauguss und Saphir vermieden, andererseits die für Zylinderlaufflächen von Verbrennungsmotoren charakteristische Honstruktur in Grauguss und Saphir eingebracht. Durch den Bearbeitungsprozess schließen Fenster und Grauguss bündig zueinander ab, wodurch eine hohe Zylindrizität gewährleistet wird. Diese ist notwendig, um die vollständige Anlage der Kolbenringe am gesamten Umfang der Zylinderwand und somit die Dichtfunktion zur Verhinderung von übermäßigem Blowby zu gewährleisten. Bild 2 zeigt die Zylinderbuchse mit optischem Zugang und die gehonte Oberfläche der Zylinderinnenseite. Bild 2: (a) Zylinderrohr mit Fenster von außen.(b) Zylinderinnenseite mit Saphirfenster und Honstruktur 3 Optische Messungen mittels laserinduzierter Fluoreszenz LIF-Messtechnik Die Lichtabsorption transparenter Medien wird durch das Lambert-Beersche-Gesetz beschrieben. Einfallende Strahlung mit Intensität I 0 und Wellenlänge λ wird in Abhängigkeit von der Dicke der absobierenden Schicht d, der Konzentration der absorbierenden Moleküle c und des stoff- und wellenlängenabhängigen Absorptionskoeffizienten τ abgeschwächt. Die Intensität des absorbierten Lichts I a lässt sich durch folgende Abklingkurve beschreiben: (Gleichung 1) Ein fluoreszenzfähiger Absorber (Fluoreszenzfarbstoff) konvertiert einen Teil der absorbierten Photonen in Fluoreszenzstrahlung mit größerer Wellenlänge. Die Ausbeute der Fluoreszenzintensität I F wird hierbei durch die Quanteneffizienz Φ beschrieben. Für kleine Absorberkonzentrationen und geringe Schichtdicken weisen die absorbierte Strahlung und die Schichtdicke einen näherungsweise proportionalen Zusammenhang auf: (Gleichung 2) Dieser lineare Zusammenhang zwischen Schichtdicke und Fluoreszenzintensität wird in dem in [5, 6] entwickelten Messsystem ausgenutzt. Eine Mischung aus Motoröl und Fluoreszenzfarbstoff wird durch einen Laserstrahl der Wellenlänge 532 nm angeregt. Das isotrop emittierte Fluoreszenzspektrum ist in Richtung höherer Wellenlänge verschoben. Mit Hilfe eines Filters kann diese rotverschobene Fluoreszenzstrahlung vom Anregungslicht abgetrennt und mit einer Kamera detektiert werden. Bild 3 veranschaulicht dieses Prinzip anhand des hier eingesetzten Fluoreszenzfarbstoffes Pyrromethen 567. (b) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis Strahlengang am optischen Einzylindermotor In Bild 4 ist der Strahlengang zur Umsetzung des beschriebenen Messprinzips am optisch zugänglichen Einzylindermotor dargestellt. Als Lichtquelle dient ein blitzlampengepumpter Nd: YAG-Laser (1) mit einer maximalen Repetitionsrate von 100 Hz und einer maximalen Pulsenergie von 100 mJ. Mit Hilfe eines Strahlteilers (2) wird das Anregungslicht im Verhältnis 40: 60 auf Druck- (DS) und Gegendruckseite (GDS) der Zylinderbuchse aufgeteilt. Zur Aufweitung des runden Laserstrahlprofils auf die Größe der beiden Saphirfenster wird jeweils eine zylindrische Linse mit f = -50 mm (3) eingesetzt. Die dichroitischen Strahlteiler (4) fungieren als optische Langpassfilter, d. h. Anregungslicht der Wellenlänge 532 nm wird in Richtung der Messstelle reflektiert, Fluoreszenzstrahlung höherer Wellenlänge in Richtung der Kamera transmittiert. Da der Dichroit reflektierte Laserstrahlung nicht vollständig blockiert und hierdurch Anregungslicht auf den Kamerasensor treffen kann, kommen mit (5) zusätzliche Bandpassfilter (572 ± 7,5 nm) zum Einsatz. Diese werden auf den Objektiven (6) mit hoher Lichtstärke (AF-Nikkor 85 mm, 1: 1,8 D) adaptiert. Die Detektion der Fluoreszenzstrahlung erfolgt durch eine CMOS- Kamera (7) mit einer Digitalisierungstiefe von 16 Bit und einer projizierten Pixelgröße von 50,4 µm/ Pixel. Die Auslösung eines Laserpulses und die Bildaufnahme erfolgt phasengekoppelt in Abhängigkeit des Kurbelwinkels mit Hilfe der Laser-Imaging-Software DaVis von LaVision. Aufgrund der maximalen Wiederholrate des Lasers von 100 Hz kann pro Arbeitsspiel eine LIF- Aufnahme getätigt werden, weshalb zwei Aufnahmestrategien gewählt werden. Entweder erfolgt die Aufnahme über einen Datensatz bei einem fixen Kurbelwinkel oder pro Arbeitsspiel um eine beliebige Gradzahl Δα (°KW) verzögert. Um ein Arbeitsspiel komplett abbilden zu können, sind dann 720/ Δα Zyklen erforderlich. Rohbilder Bild 5 zeigt links den verwendeten Serien-Aluminiumkolben. Neben dem Ringpaket, ist außerdem die graphithaltige Beschichtung im Bereich des Kolbenhemds zu erkennen. In Bild 5 ist rechts die entsprechende LIF- Aufnahme in einem stationären Betriebspunkt 90 °KW nach Zünd-OT dargestellt. Die großen Unterschiede in den lokalen Ölfilmdicken entsprechen einem hohen Dynamikbereich im LIF-Signal. Um sowohl Bereiche mit geringer Signalstärke (z. B. Kolbenring) als auch Abschnitte mit hoher Signalintensität (z. B. unterhalb des Kolbenhemds) visualisieren zu können, werden die Werte logarithmisch auf einer Falschfarbenskala dargestellt. Die Fotografie des Kolbens ermöglicht die Einteilung in charakteristische Bereiche und deren Zuordnung zur LIF-Aufnahme. Zu erkennen sind erster und zweiter Ring, der Ölabstreifring, die Nut unterhalb des Rings 38 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 350 400 450 500 550 600 650 0 0.5 1 Wellenlänge in nm Relative Intensität Absorption Anregung Emission Detektion Detektierbares Fluoreszenzlicht Bild 3: Optisches Messprinzip im Spektrum des sichtbaren Lichts. Absorptions- und Emissionsspektrum von Pyrromethen 567 gelöst in Methanol nach [8] (1) (2) (3) (3) DS GDS (6) (7) (5) (4) (6) (7) (5) (4) Anregungslicht mit = 532 nm Fluoreszenzlicht mit > 532 nm Bild 4: Strahlengang am optischen Einzylindermotor. (1) Nd: YAG-Laser (2) Strahlteiler (3) Zylinderlinse (4) Dichroitischer Strahlteiler (5) Bandpassfilter (6) Objektiv (7) CMOS-Kamera T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis und das Kolbenhemd. Das hohe Signal unterhalb des Kolbenhemds resultiert aus der großen Ölmenge durch die Kolbenspritze, die zur Kühlung der Kolbenunterseite dient und Ölverwirbelungen im Kurbelgehäuse. Oberhalb des Feuerstegs wird nur eine geringe Fluoreszenzintensität detektiert, d.h. die Ölschicht auf der Zylinderwand ist minimal. Die Intensität des detektierten Fluoreszenzlichts im Bereich des Kolbenhemds (rote Markierung) wird in der anschließenden Quantifizierung in eine Schichtdicke überführt. Quantifizierung Zur Bestimmung quantitativer Ölfilmdicken ist die Überführung der Signalintensitäten jedes Sensorpixels in eine Schichtdicke der Dimension µm erforderlich. Hierzu sind nach [6] mehrere Schritte erforderlich. (Gleichung 3) Während in Gleichung 3 Großbuchstaben ein Bild repräsentieren, werden durch Kleinbuchstaben skalare Größen beschrieben. Die einzelnen Terme werden im Folgenden erläutert: - Rohbild I s : Unkorrigierte LIF-Aufnahme bei einem Grad KW. - Dunkelbild I d : Das Dunkelbild enthält Informationen über Dunkelstrom des Sensors und A/ D-Wandler-Offset. Die Aufnahme erfolgt bei geschlossenem Objektiv und wird vom Rohbild subtrahiert. - Hintergrundfluoreszenz i h : Das Kolbenhemd weist eine geringe rotverschobene Fluoreszenz bei der Anregungswellenlänge von 532 nm auf. Da diese von der Kamera detektiert wird, wird das Rohbild zusätzlich durch einen Fluoreszenzwert des Kolbenhemds korrigiert. Das Kolbenhemd wird in Abhängigkeit des Kurbelwinkels in allen Bildbereichen abgebildet, wodurch für jedes Grad KW eine LIF-Aufnahme des Kolbenhemds ohne Ölfilm aufgenommen werden müsste. Da dies am Einzylindermotor nicht umgesetzt werden kann, wird ein neuer Kolben ohne fluoreszierendes Öl unter Laborbedingungen in die Zylinderbuchse eingesetzt und optisch vermessen. Aus der resultierenden LIF-Aufnahme wird anschließend ein skalarer, über das Kolbenhemd gemittelter Korrekturwert bestimmt und vom Rohbild subtrahiert. - Pulsenergiekorrektur: Die Energie eines einzelnen Laserpulses i l weist eine Abweichung von der mittleren Pulsenergie [i l ] auf und wird durch den Term [i l ]/ i l korrigiert. - Flachfeldkorrektur: Das Laserstrahlprofil ist ungleichmäßig, wodurch die Fluenz nach der Strahlaufweitung über den Messbereich des Saphirfensters variiert. Durch die Aufnahme eines Flachfelds kann die ungleichmäßige Verteilung der Fluenz und andere Effekte (z. B. Vignettierung des Kamerasystems) korrigiert werden. Das Flachfeld ist durch einen Ölfilm mit konstanter und im Bereich der später gemessenen Werte liegenden Schichtdicke definiert. Nach [6] entsteht ein Flachfeld auch durch die LIF-Aufnahme einer konstanten, unendlich dicken Schicht. Dies kann beim optischen Einzylinder durch einen vollgefüllten Zylinder nach der Demontage des Kolbens realisiert werden. Die resultierende LIF-Aufnahme gibt die Verteilung der Fluenz an der Messstelle wieder und kann zur Korrektur der ursprünglichen Aufnahme verwendet werden. - Kalibrierfaktor t cal (counts/ µm): Überführt die instrumentenkorrigierte Signalintensität in eine quantitative Ölfilmdicke. Bestimmung des Kalibrierfaktors Da Kalibrierfaktoren, die ex-situ bestimmt werden, nur bedingt auf die reale Messstrecke übertragbar sind, erfolgt die Kalibrierung hier in-situ. Vorteilhaft ist dadurch, dass keine Veränderungen am Messsystem vorgenom- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 39 1 2 34 56 7 1: Feuersteg 2: Topring 3: 1. Ringsteg 4: 2. Ring 11,6 10,6 9,6 8,6 7,6 6,6 5,6 4,6 8 5: 2. Ringsteg 6: Ölabstreifring 7: Ölnut 8: Kolbenhemd Signalintensität exp(x) Relevanter Bereich für Kalibierung Bild 5: Charakteristische Bereiche eines Kolbens und resultierende LIF- Aufnahme (Rohbild) in Falschfarbendarstellung T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis men werden müssen und die Kalibrierung direkt am realen Messobjekt durchgeführt werden kann. Einflussfaktoren, wie z. B. Rußeintrag ins Motoröl oder Hintergrundreflektivität werden somit berücksichtigt. Die Bestimmung des Kalibrierfaktors t cal aus Gleichung 3 erfolgt durch den Abgleich von LIF-Signal und Kolbenhemdkontur. Im Folgenden wird die Methode mit Hilfe von Bild 6 beschrieben. Die Kalibrierung erfolgt im geschleppten Motorbetrieb bei einer Drehzahl von 800 1/ min, 650 mbar Ansaugdruck und einer Öl- und Wassertemperatur von 50 °C. In diesem Betriebspunkt sind die thermischen und mechanischen Verformungen der Bauteile gering, wodurch die Kolbenhemdkontur durch externe Messungen ermittelt werden kann. Bild 6 (a) zeigt die Oberflächenstruktur des Kolbenhemds, die in einem konfokalen Mikroskop mit einer projizierten Pixelgröße von 1,64 µm/ Pixel erstellt wurde. Ein senkrechter Profilschnitt entlang der schwarzen Linie im mittleren Hemdbereich führt zum Verlauf (c), der durch Merkmale auf verschiedenen Größenskalen gekennzeichnet ist. Zunächst ist bei Betrachtung des globalen Verlaufs zu erkennen, dass das Kolbenhemd nicht ein exakter Zylinder (Vgl. Referenzebene, gestrichelte Linie in (c)), sondern ballig ist. Außerdem ist die Oberflächenstruktur durch Welligkeit und Rauheit in Form höherer Frequenzen gekennzeichnet. Während die Welligkeit durch die Drehbearbeitung im Fertigungsprozess in den Kolben eingebracht wird, ist die Rauheit auf die graphithaltige Beschichtung des Kolbenhemds zurückzuführen. Im rechten Teil der Abbildung ist in (b) die LIF-Aufnahme im Bereich des Kolbenhemds (Vgl. Bereich 8 in Bild 5) auf der Druckseite bei 42 °KW nach Zünd-OT dargestellt. Der mittlere Bereich des Kolbenhemds liegt am Saphirfenster an und der Spalt entlang des Kolbenhemds ist vollständig mit fluoreszenzmarkiertem Öl gefüllt. Die senkrechte schwarze Linie beschreibt den Verlauf des Profilschnitts durch die LIF-Aufnahme und führt zum Signalverlauf (e). Hier sind wieder die Makrokontur des Kolbenhemds, sowie höherfrequente Anteile zu erkennen. Die höchsten Frequenzen in (c), die aus der Rauheit des Kolbenhemds hervorgehen und weniger als 10 µm Länge entsprechen, können aufgrund der begrenzten räumlichen Auflösung des LIF-Messsystems nicht abgebildet werden. Die Rauheit ist somit nicht zur Kalibrierung geeignet, weshalb das Mikroskopie-Signal (c) mittels gleitenden Mittelwerts (Fensterbreite: 110 Werte) tiefpassgefiltert wird, woraus TP1-Verlauf (d) resultiert. Die höheren Frequenzen in (d) und (e) sind durch die Welligkeit, die durch den Fertigungsprozess in das Kolbenhemd eingebracht werden, bedingt. Allerdings gibt das Fluoreszenzsignal (e) die Ölfilmdicke im Spalt, der sich aus der Oberfläche des Kolbenhemds und der Oberfläche des Saphirfensters zusammensetzt, wieder. Der LIF-Signalverlauf, der aus der Welligkeit des Kolbenhemds zu erwarten ist, wird demnach durch eine zweite Welligkeit des Saphirfensters gleicher Größenordnung überlagert. Da die unterschiedlichen Welligkeiten von Saphir und Kolbenhemd nicht separiert werden können, ist die eindeutige Zuordnung der Welligkeit aus der mikroskopischen Messung zur Welligkeit des LIF-Signalverlaufs nicht möglich. Somit eignen sich weder Rauheit noch Welligkeit zur Kalibrierung, stattdes- 40 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Bild 6: Bestimmung des Kalibrierfaktors aus Vergleich von Oberflächenkontur und LIF-Signal am Kolbenhemd T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis sen erfolgt die Kalibrierung anhand der globalen Verläufe in (d) und (e), die Informationen über die Makrokontur des Kolbenhemds beinhalten. Durch die Berechnung von Polynomen zweiten Grades mittels der Methode der kleinsten Quadrate können beide Verläufe in Funktionale mit gleicher Abszisse überführt werden. Da beide Polynome den Verlauf des Kolbenhemds beschreiben, wird das LIF-Polynom dem Topografie-Polynom durch einen geeigneten Skalierungsfaktor der Dimension counts/ µm und einen Offsetwert angenähert. Der Faktor, der die mittlere quadratische Abweichung der Polynome minimiert, stellt den Kalibrierfaktor t cal dar und vervollständigt Gleichung 3 zur Bestimmung quantitativer Ölfilmdicken anhand der LIF-Aufnahmen (DS: t cal = 67,1 counts/ µm). Dieser Kalibrierfaktor gilt zunächst nur auf der Druckseite, da die Fluenz auf der Gegendruckseite abweicht. Durch die ungleichmäßige Aufteilung der Laserenergie auf DS und GDS (Vgl. Abschnitt „Strahlengang am optischen Einzylindermotor“) muss der Kalibrierfaktor auf der GDS angepasst werden (GDS: t cal = 100,7 counts/ µm). 4 Versuchsergebnisse Bild 7 zeigt LIF-Aufnahmen auf Druck- und Gegendruckseite aus dem Expansionstakt von 0-120 °KW im Schleppbetrieb bei 800 1/ min und 650 mbar Ansaugdruck mit eingeschalteter Kolbenspritze. Die prinzipielle Ölverteilung in den verschiedenen Kolbenbereichen ist aufgrund des großen Dynamikbereichs der Signalintensität auf einer logarithmischen Graustufen- Skala abgebildet, wobei alle Aufnahmen flachfeldkorrigiert sind. Aufgrund unterschiedlicher Hintergrundreflektivitäten von Aluminium und Kolbenhemd ist die oben beschriebene Kalibrierung zur Quantifizierung der Ölfilmdicke nur im Bereich des Kolbenhemds und bei vollständiger Ölfüllung des Spalts zwischen Fenster und Kolbenhemd anwendbar. Die Ölfilmdicke ist in den quantifizierbaren Bereichen durch eine zweite Skala im Bereich von 0-120 µm in Falschfarben charakterisiert. Dort, wo der Ölfilm auf dem Kolbenhemd die Dicke von 120 µm übersteigt, ist der Bereich weiß dargestellt. Im Folgenden werden einige der in den Aufnahmen erkennbaren Phänomene erläutert. Im oberen Totpunkt (ZOT) findet der Anlagewechsel des Kolbens von GDS zu DS statt. Auf der GDS entsteht hierbei ein charakteristisches Ölbenetzungsmuster, das durch Ablösen des Kolbenhemds von der Zylinderwand als Folge der Kolbensekundärbewegung gebildet wird. Auf der DS tritt das Kolbenhemd wieder in Kontakt mit der Zylinderwand, die Höhe des dämpfenden Ölfilms im Bereich der Kontaktzone in ZOT liegt hierbei zwischen 20-30 µm. Im weiteren Verlauf der Abwärtsbewegung des Kolbens wird eine kreisförmige Kontaktfläche gebildet, wobei die minimale Ölfilmdicke bei 50 °KW als Folge der Seitenkraft 6,6 µm beträgt. Der Bereich der geringsten Schmierfilmhöhe verschiebt sich während des Expansionstakts in den oberen Bereich des Kolbenhemds. Durch die Kolbenkinematik nimmt dabei Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 41 Bild 7: LIF-Aufnahmen auf Druck- und Gegendruckseite im Expansionstakt im Schleppbetrieb bei 800 1/ min und 650 mbar Ansaugdruck. Graustufen-Skala zur Abbildung des kompletten Dynamikbereichs. Falschfarbenskala zur Abbildung der Ölfilmdicke im Bereich des Kolbenhemds T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis die Spaltbreite im unteren Hemdbereich gegen Ende des Expansionstakts zu. Durch das erhöhte Ölangebot auf der Zylinderwand durch die Kolbenspritze steigt die Ölfilmdicke dabei auf über 100 µm an. Parallel hierzu geht das verästelte Ölverteilungsmuster auf GDS in ein Streifenmuster über (20-100 °KW). Durch die Kolbenspritze gelangt während der Aufwärtsbewegung des Kolbens im Verdichtungstakt (nicht dargestellt) unterhalb des Kolbenhemds Öl auf die Zylinderwand. Nach dem Anlagewechsel in ZOT liegt das Kolbenhemd nicht mehr auf der GDS an, wodurch sich ein Spalt bildet. Das detektierte Öl befindet sich im Expansionstakt solange auf der Zylinderwand, bis der Ölabstreifring das Öl abkratzt. Dies ist bei 100 °KW zu erkennen; nachdem das Ringpaket die Schlieren passiert hat, sinkt das Fluoreszenzsignal oberhalb des Feuerstegs auf ein Minimum. Bei Betrachtung der Aufnahme bei 100 °KW wird außerdem deutlich, dass der Kolben erneut die Anlageseite wechselt. Während sich auf der DS ein Ölfilm mit mehr als 100 µm Schichtdicke im unteren Hemdbereich einstellt, liegt die minimale Schmierfilmhöhe im Kontaktbereich von Kolbenhemd und Zylinderlaufbahn auf der GDS im Bereich von 18-24 µm. 5 Zusammenfassung Ein Einzylindermotor mit in die Laufbuchse eingelassenen Saphirfenstern ermöglicht die Visualisierung der Kolbengruppe mittels hochauflösender Kameras unter geschleppten und befeuerten Betriebsbedingungen. Durch jeweils ein Saphirfenster auf Druck- und Gegendruckseite kann der Kolben über nahezu den kompletten Hub kurbelwellensynchron abgebildet werden. Das optische Messverfahren der laserinduzierten Fluoreszenz (LIF) ermöglicht es, die Ölverteilung in der Kolbengruppe instantan zweidimensional abzubilden. Hierdurch können zunächst qualitative Aussagen über die globale Ölverteilung in der Kolbengruppe getroffen werden. Die Ölfilmdicke quantitativ zu bestimmen, ist im optisch zugänglichen Motor eine Herausforderung. Hier werden Ölfilmdicken im Kontaktbereich von Kolbenhemd und Zylinderlaufbahn quantitativ bestimmt, indem die LIF- Aufnahmen korrigiert und durch die Korrelation mit der Kolbenhemdkontur kalibriert werden. Eine Gegenüberstellung der Ergebnisse auf Druck- und Gegendruckseite führen zu verschiedenen Erkenntnissen. Durch das Abkratzen des Öls durch den Ölabstreifring in der Abwärtsbewegung des Kolbens verbleibt nur eine sehr niedrige Schmierfilmhöhe auf der Zylinderwand. Die minimale Ölfilmdicke im Kontaktbereich von Kolbenhemd und Zylinderlaufbahn beträgt in Folge der Seitenkraft weniger als 7 µm. In zukünftigen Untersuchungen wird der Schmierungszustand im Kontaktbereich Kolbenhemd/ Zylinderlaufbahn im Parameterfeld von Drehzahl und Last, sowie die Beeinflussung der Beölung durch die Variation von Ringpaket und Kolbengeometrie untersucht. 6 Literaturverzeichnis 1. Holmberg, K., P. Andersson, and A. Erdemir, Global Energy Consumption due to Friction in Passenger Cars. Tribology International, 2012. 47: p. 221-234. 2. Bai, D., Modeling Piston Skirt Lubrication in Internal Combustion Engines. 2012, Massachusetts Institute of Technology. 3. Takahashi, M., R. Isarai, and H. Hara, Measurement of Piston Secondary Motion Using the New Digital Telemeter. SAE Int. J. Engines, 2013. 6(1): p. 577-586. 4. Mansouri, S.H. and V.W. Wong, Effects of Piston Design Parameters on Piston Secondary Motion and Skirt-Liner Friction. 2004, SAE International. 5. Thirouard, B., Characterization and Modeling of the Fundamental Aspects of Oil Transport in the Piston Ring Pack of Internal Combustion Engines. 2001, Massachusetts Institute of Technology. 6. Wigger, S., Charakterisierung von Öl- und Kraftstoffschichten in der Kolbengruppe mittels laserinduzierter Fluoreszenz, in Fakultät für Ingenieurwissenschaften, Abteilung Maschinenbau und Verfahrenstechnik. 2014, Universität Duisburg-Essen. 7. Wigger, S., et al., Optische Untersuchung der Schmierverhältnisse im Reibkontakt Kolbenring/ Zylinderlaufbahn mittels laserinduzierter Fluoreszenz an einem Rotations- Reibverschleiß-Modeltribometer, in GfT Fachtagung 2014: Göttingen. 8. Assor, Y., Z. Burshtein, and S. Rosenwaks, Spectroscopy and laser characteristics of copper-vapor-laser pumped Pyrromethene-556 and Pyrromethene-567 dye solutions. Applied Optics, 1998. 37(21): p. 4914-4920. 42 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeige T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einführung Im Zuge der Optimierung von Verbrennungsmotoren hinsichtlich Schadstoffausstoß und Kraftstoffverbrauch zeigen aktuelle Untersuchungen, dass bei Teillast ungefähr ein Viertel der Primärenergie direkt durch Reibleistung bzw. indirekt durch die erforderliche Verbrennungswärme verloren geht [1]. Dabei generiert die Kolben- Laufbahn-Gruppe je nach Betriebszustand bis zu 50 % der Reibungsverluste im gesamten Motor [9]. Ein großer Teil der Verluste geht auf die Reibung zwischen den Kolbenringen und der Zylinderlaufbahn zurück. Es ist daher nachvollziehbar, dass die reibungstechnische Optimierung dieses Systems eine bedeutende Rolle bei der Entwicklung schadstoffreduzierter und verbrauchsoptimierter Verbrennungsmotoren spielt. Die Reibung des Kolbenring-Laufbahn-Systems ist hierbei maßgeblich durch die vorhandene Schmierung durch Motorenöl gekennzeichnet. Die Untersuchung des Ölhaushaltes und der resultierenden Kontakt-, Misch- und hydrodynamischen Reibung im System stehen daher im Mittelpunkt aktueller Forschungen, wobei ein schadstoff- und reibungsoptimierter Kompromiss zwischen Ölüberschuss (Schadstoffausstoß steigt) und Ölmangel (Reibung steigt) zu finden ist. Eine Möglichkeit, den Ölhaushalt des Systems zu beeinflussen, ist die Optimierung der Oberflächenendbearbeitung (Honung) der Zylinderlaufbahn. Die Entwicklung optimierter Honverfahren ist jedoch aufwendig, da die Validierung meist auf langwierige Prüfstandsversuche zurückgreifen muss. Vor diesem Hintergrund stellt die topografiebasierte Reibungssimulation eine günstige Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 43 * Michael Simon, M.Sc. 1 Dipl.-Ing. Guntmar Schulz 1 Dr. Hans-Jürgen Füßer 1 Dr. Volker Lagemann 1 Prof. Dr. Hans-Jörg Fecht 2 Dr. Matthias Martin 1 1 Mercedes Technology Center Ulm, Daimler AG 2 Institut für Mikro- und Nanomaterialien, Universität Ulm Einfluss der Oberflächenmessungen auf topografiebasierte Simulationen der Reibung im System Kolbenring-Zylinderlaufbahn von Verbrennungsmotoren M. Simon, G. Schulz, H.-J. Füßer, V. Lagemann, H.-J. Fecht, M. Martin* Die Qualität der Oberflächenmessung und anschließender Datenprozessierung hat einen hohen Einfluss auf die Abbildungsgenauigkeit des tribologischen Verhaltens von Kolbenring und Zylinderlaufbahn durch topografiebasierte Simulationsmodelle. Für das lichtoptische Messverfahren Konfokalmikroskopie werden messtypische und prozessbedingte Einflüsse auf topografische Messungen aufgezeigt und die Auswirkungen auf Simulationsmodelle anhand von Beispielen veranschaulicht. Für eine Verwendung topografiebasierter Simulationsmodelle legen die erarbeiteten Erkenntnisse die Entwicklung einer einheitlichen Prozesskette für Messung und digitale Prozessierung der Topografiedaten nahe, um Vergleichbarkeit und die Aussagekraft der Simulationsergebnisse sicherzustellen. Schlüsselwörter Reibung, Tribologie, Simulation, topografiebasiert, Oberflächenmessung, Konfokalmikroskop, Datenprozessierung, Verbrennungsmotor Topography-based simulation models of the tribological behavior of piston rings and piston liners require precise measurements of the surface topography. Measurement and process related influences on the topographical measurement via optical devices (confocal microscopy) are shown and the influence on simulation results is demonstrated. For the use of topography-based simulation models, it is recommended to develop a coherent measurement and digital processing chain that ensures representative and repeatable sure results. Keywords Friction, Tribology, Simulation, tropography-based, Surface Measurement, Confocal Microscopy, Data processing, Combustion Engine Kurzfassung Abstract T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis und schnelle Methode dar, die Reibungseigenschaften einer neuentwickelten Laufbahntopografie vorab numerisch zu bewerten. Soll beispielsweise die Mikrorauheit einer Laufbahn hinsichtlich ihrer (Misch-) Reibungseigenschaften bewertet werden, bietet sich ein Simulationsansatz nach Bild 1 an: Ein flacher, ideal-glatter Referenzkörper ohne makroskopische Form läuft in einem geschmierten Kontakt über eine raue, real gemessene Topografie (Zylinderlaufbahn). In solch einem System können der hydrodynamische Auftrieb und die hydrodynamische Reibung nur durch die Mikrorauigkeit erfolgen, die wiederum maßgeblich durch das Oberflächenfinish gestaltet wurde. Um die Reibungseigenschaften solcher Systeme möglichst einfach bewerten zu könnten, hat sich (neben der Motorsimulationen) vor allem die Simulation der Stribeckkurve für eine bestimmte Last als zweckmäßig erwiesen. In der hier gezeigten Studie wird die Simulation von Kontaktanteil und Hydrodynamikanteil getrennt durchgeführt, wobei für die Kontaktreibungssimulation auf ein statistisches Modell nach Greenwood-Tripp [4] und für die Simulation der Hydrodynamik auf ein deterministisches Modell mit lokaler Diskretisierung des Kontaktbereichs nach Chen et al. [3] zurückgegriffen wird. wobei für die Konstanten folgende typische Werte angenommen werden [6]: E' beschreibt den resultierenden E-Modul der beiden sich berührenden Körper i = 1 und i = 2, wobei ν i die jeweilige Poissonzahl und E i den jeweiligen E-Modul bedeuten: σ P beschreibt die Halbwertsbreite der so genannten Höhenverteilungsfunktion (probability distribution function, PDF) der Oberfläche und kann anschaulich als eine Art Maß für die Rauheit einer Oberfläche gesehen werden. Für die Bestimmung von σ p wird die Höhenverteilungsfunktion zuerst gaussartig symmetrisiert, um den Annahmen des Greenwood-Tripp Modells zu entsprechen [10]. Das Plateauverhältnis PR (Plateauratio) beschreibt den Anteil des Plateaugebietes einer Oberfläche im Verhältnis zur Gesamtfläche. Sowohl σ p als auch PR sind statistische Größen und können direkt aus einer real gemessenen Oberflächentopografie bestimmt werden. Mit Hilfe des Coulombschen Reibungsgesetzes kann unter Berücksichtigung der Kontaktfläche A auf die Kontaktreibung F c zwischen den beiden Körpern geschlossen werden: μ r beschreibt den Reibungskoeffizienten bei (nahezu) ungeschmierter Festkörperreibung. Für Metalloberflächen des Ring-Laufbahnsystems nimmt dieser typischerweise Werte zwischen 0.14 und 0.16 an. 2.2 Modell zur Simulation der Hydrodynamik nach Chen et al. Die hydrodynamischen Eigenschaften des Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn werden maßgeblich durch die hydrodynamische Reibung und den hydrodynamischen Druckaufbau bestimmt. Zusätzlich kann je nach Topografie der Oberfläche und Geschwindigkeit des Kolbenrings Kavitation auftreten, welche die lokale hydrodynamische Reibung und den lokalen Druckaufbau signifikant verändern kann. In den Gebieten ohne Kavitation werden die hydrodynamischen Eigenschaften durch die Reynoldsgleichung beschrieben [2] (bzw. mit allgemeiner Herleitung in [5]): wobei h die lokale Spaltweite, ρ die Öldichte, μ die Öl- 44 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Nr. Vortrag/ 2 wird von der GfT eingerichtet! Honverfahren ist jedoch aufwendig, da die Validierung meist auf langwierige Prüfstandsversuche zurückgreifen muss. Vor diesem Hintergrund stellt die topografiebasierte Reibungssimulation eine günstige und schnelle Methode dar, die Reibungseigenschaften einer neuentwickelten Laufbahntopografie vorab numerisch zu bewerten. Soll beispielsweise die Mikrorauheit einer Laufbahn hinsichtlich ihrer (Misch-) Reibungseigenschaften bewertet werden, bietet sich ein Simulationsansatz nach Abbildung 1 an: Ein flacher, ideal-glatter Referenzkörper ohne makroskopische Form läuft in einem geschmierten Kontakt über eine raue, real gemessene Topografie (Zylinderlaufbahn). In solch einem System können der hydrodynamische Auftrieb und die hydrodynamische Reibung nur durch die Mikrorauigkeit erfolgen, die wiederum maßgeblich durch das Oberflächenfinish gestaltet wurde. Um die Reibungseigenschaften solcher Systeme möglichst einfach bewerten zu könnten, hat sich (neben der Motorsimulationen) vor allem die Simulation der Stribeckkurve für eine bestimmte Last als zweckmäßig erwiesen. In der hier gezeigten Studie wird die Simulation von Kontaktanteil und Hydrodynamikanteil getrennt durchgeführt, wobei für die Kontaktreibungssimulation auf ein statistisches Modell nach Greenwood-Tripp [4] und für die Simulation der Hydrodynamik auf ein deterministisches Modell mit lokaler Diskretisierung des Kontaktbereichs nach Chen et al. [3] zurückgegriffen wird. 2 Simulationsmodelle 2.1 Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp Das Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp [4] beschreibt den sich einstellenden Kontaktdruck zwischen zwei sich berührenden Körpern aufgrund der Verformung der einzelnen Rauheitsspitzen unter Wirkung einer externen Kraft. Das Greenwood-Tripp Modell geht hierbei u.a. von gaussverteilten Rauheitsspitzen (mit identischem Krümmungsradius) und ausschließlich elastischer Verformung aus. Basierend auf [6] lässt sich der integrale Kontaktdruck der sich berührenden Flächen auf folgende, analytisch lösbare Gleichung in Abhängigkeit der Spaltweite h reduzieren: wobei für die Konstanten folgende typische Werte angenommen werden [6]: . Zylinderlaufbahn Ölabstreifring Bild 1: Simulationssystem bestehend aus real gemessener Laufbahntopografie und idealisiert glattem Steg eines zweiteiligen Ölabstreifringes. 2 Simulationsmodelle 2.1 Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp Das Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp [4] beschreibt den sich einstellenden Kontaktdruck p c zwischen zwei sich berührenden Körpern aufgrund der Verformung der einzelnen Rauheitsspitzen unter Wirkung einer externen Kraft. Das Greenwood-Tripp Modell geht hierbei u. a. von gaussverteilten Rauheitsspitzen (mit identischem Krümmungsradius) und ausschließlich elastischer Verformung aus. Basierend auf [6] lässt sich der integrale Kontaktdruck der sich berührenden Flächen auf folgende, analytisch lösbare Gleichung in Abhängigkeit der Spaltweite h reduzieren: Nr. Vortrag/ 2 wird von der GfT eingerichtet! Honverfahren ist jedoch aufwendig, da die Validierung meist auf langwierige Prüfstandsversuche zurückgreifen muss. Vor diesem Hintergrund stellt die topografiebasierte Reibungssimulation eine günstige und schnelle Methode dar, die Reibungseigenschaften einer neuentwickelten Laufbahntopografie vorab numerisch zu bewerten. Soll beispielsweise die Mikrorauheit einer Laufbahn hinsichtlich ihrer (Misch-) Reibungseigenschaften bewertet werden, bietet sich ein Simulationsansatz nach Abbildung 1 an: Ein flacher, ideal-glatter Referenzkörper ohne makroskopische Form läuft in einem geschmierten Kontakt über eine raue, real gemessene Topografie (Zylinderlaufbahn). In solch einem System können der hydrodynamische Auftrieb und die hydrodynamische Reibung nur durch die Mikrorauigkeit erfolgen, die wiederum maßgeblich durch das Oberflächenfinish gestaltet wurde. Um die Reibungseigenschaften solcher Systeme möglichst einfach bewerten zu könnten, hat sich (neben der Motorsimulationen) vor allem die Simulation der Stribeckkurve für eine bestimmte Last als zweckmäßig erwiesen. In der hier gezeigten Studie wird die Simulation von Kontaktanteil und Hydrodynamikanteil getrennt durchgeführt, wobei für die Kontaktreibungssimulation auf ein statistisches Modell nach Greenwood-Tripp [4] und für die Simulation der Hydrodynamik auf ein deterministisches Modell mit lokaler Diskretisierung des Kontaktbereichs nach Chen et al. [3] zurückgegriffen wird. 2 Simulationsmodelle 2.1 Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp Das Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp [4] beschreibt den sich einstellenden Kontaktdruck zwischen zwei sich berührenden Körpern aufgrund der Verformung der einzelnen Rauheitsspitzen unter Wirkung einer externen Kraft. Das Greenwood-Tripp Modell geht hierbei u.a. von gaussverteilten Rauheitsspitzen (mit identischem Krümmungsradius) und ausschließlich elastischer Verformung aus. Basierend auf [6] lässt sich der integrale Kontaktdruck der sich berührenden Flächen auf folgende, analytisch lösbare Gleichung in Abhängigkeit der Spaltweite h reduzieren: wobei für die Konstanten folgende typische Werte angenommen werden [6]: . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 beschreibt den resultierenden E-Modul der beiden sich berührenden Körper und , wobei die jeweilige Poissonzahl und den jeweiligen E-Modul bedeuten: beschreibt die Halbwertsbreite der so genannten Höhenverteilungsfunktion (probability distribution function, PDF) der Oberfläche und kann anschaulich als eine Art Maß für die Rauheit einer Oberfläche gesehen werden. Für die Bestimmung von wird die Höhenverteilungsfunktion zuerst gaussartig symmetrisiert, um den Annahmen des Greenwood-Tripp Modells zu entsprechen [10]. Das Plateauverhältnis (Plateauratio) beschreibt den Anteil des Plateaugebietes einer Oberfläche im Verhältnis zur Gesamtfläche. Sowohl als auch sind statistische Größen und können direkt aus einer real gemessenen Oberflächentopografie bestimmt werden. Mit Hilfe des Coulombschen Reibungsgesetzes kann unter Berücksichtigung der Kontaktfläche auf die Kontaktreibung zwischen den beiden Körpern geschlossen werden: beschreibt den Reibungskoeffizienten bei (nahezu) ungeschmierter Festkörperreibung. Für Metalloberflächen des Ring-Laufbahnsystems nimmt dieser typischerweise Werte zwischen 0.14 und 0.16 an. 2.2 Modell zur Simulation der Hydrodynamik nach Chen et al. Die hydrodynamischen Eigenschaften des Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn werden maßgeblich durch die hydrodynamische Reibung und den hydrodynamischen Druckaufbau bestimmt. Zusätzlich kann je nach Topografie der Oberfläche und Geschwindigkeit des Kolbenrings Kavitation auftreten, welche die lokale hydrodynamische Reibung und den lokalen Druckaufbau signifikant verändern kann. In den Gebieten ohne Kavitation werden die hydrodynamischen Eigenschaften durch die Reynoldsgleichung beschrieben [2] (bzw. mit allgemeiner Herleitung in [5]): wobei die lokale Spaltweite, die Öldichte, die Ölviskosität, der hydrodynamische Druck und die Relativgeschwindigkeit der beiden Oberflächen ist. Im Kavitationsgebiet ist der Spalt zwischen den Körpern mit einer Mischung aus Ölgas (Umgebungsdruck fällt unter Gasdruck des Schmiermediums) und Flüssigkeit gefüllt. Es gilt in diesen Gebieten daher die reduzierte Gleichung: Nr. Vortrag/ 2 wird von der GfT eingerichtet! Honverfahren ist jedoch aufwendig, da die Validierung meist auf langwierige Prüfstandsversuche zurückgreifen muss. Vor diesem Hintergrund stellt die topografiebasierte Reibungssimulation eine günstige und schnelle Methode dar, die Reibungseigenschaften einer neuentwickelten Laufbahntopografie vorab numerisch zu bewerten. Soll beispielsweise die Mikrorauheit einer Laufbahn hinsichtlich ihrer (Misch-) Reibungseigenschaften bewertet werden, bietet sich ein Simulationsansatz nach Abbildung 1 an: Ein flacher, ideal-glatter Referenzkörper ohne makroskopische Form läuft in einem geschmierten Kontakt über eine raue, real gemessene Topografie (Zylinderlaufbahn). In solch einem System können der hydrodynamische Auftrieb und die hydrodynamische Reibung nur durch die Mikrorauigkeit erfolgen, die wiederum maßgeblich durch das Oberflächenfinish gestaltet wurde. Um die Reibungseigenschaften solcher Systeme möglichst einfach bewerten zu könnten, hat sich (neben der Motorsimulationen) vor allem die Simulation der Stribeckkurve für eine bestimmte Last als zweckmäßig erwiesen. In der hier gezeigten Studie wird die Simulation von Kontaktanteil und Hydrodynamikanteil getrennt durchgeführt, wobei für die Kontaktreibungssimulation auf ein statistisches Modell nach Greenwood-Tripp [4] und für die Simulation der Hydrodynamik auf ein deterministisches Modell mit lokaler Diskretisierung des Kontaktbereichs nach Chen et al. [3] zurückgegriffen wird. 2 Simulationsmodelle 2.1 Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp Das Kontaktmodell nach Greenwood-Tripp [4] beschreibt den sich einstellenden Kontaktdruck zwischen zwei sich berührenden Körpern aufgrund der Verformung der einzelnen Rauheitsspitzen unter Wirkung einer externen Kraft. Das Greenwood-Tripp Modell geht hierbei u.a. von gaussverteilten Rauheitsspitzen (mit identischem Krümmungsradius) und ausschließlich elastischer Verformung aus. Basierend auf [6] lässt sich der integrale Kontaktdruck der sich berührenden Flächen auf folgende, analytisch lösbare Gleichung in Abhängigkeit der Spaltweite h reduzieren: wobei für die Konstanten folgende typische Werte angenommen werden [6]: . Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 beschreibt den resultierenden E-Modul der beiden sich berührenden Körper und , wobei die jeweilige Poissonzahl und den jeweiligen E-Modul bedeuten: beschreibt die Halbwertsbreite der so genannten Höhenverteilungsfunktion (probability distribution function, PDF) der Oberfläche und kann anschaulich als eine Art Maß für die Rauheit einer Oberfläche gesehen werden. Für die Bestimmung von wird die Höhenverteilungsfunktion zuerst gaussartig symmetrisiert, um den Annahmen des Greenwood-Tripp Modells zu entsprechen [10]. Das Plateauverhältnis (Plateauratio) beschreibt den Anteil des Plateaugebietes einer Oberfläche im Verhältnis zur Gesamtfläche. Sowohl als auch sind statistische Größen und können direkt aus einer real gemessenen Oberflächentopografie bestimmt werden. Mit Hilfe des Coulombschen Reibungsgesetzes kann unter Berücksichtigung der Kontaktfläche auf die Kontaktreibung zwischen den beiden Körpern geschlossen werden: beschreibt den Reibungskoeffizienten bei (nahezu) ungeschmierter Festkörperreibung. Für Metalloberflächen des Ring-Laufbahnsystems nimmt dieser typischerweise Werte zwischen 0.14 und 0.16 an. 2.2 Modell zur Simulation der Hydrodynamik nach Chen et al. Die hydrodynamischen Eigenschaften des Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn werden maßgeblich durch die hydrodynamische Reibung und den hydrodynamischen Druckaufbau bestimmt. Zusätzlich kann je nach Topografie der Oberfläche und Geschwindigkeit des Kolbenrings Kavitation auftreten, welche die lokale hydrodynamische Reibung und den lokalen Druckaufbau signifikant verändern kann. In den Gebieten ohne Kavitation werden die hydrodynamischen Eigenschaften durch die Reynoldsgleichung beschrieben [2] (bzw. mit allgemeiner Herleitung in [5]): wobei die lokale Spaltweite, die Öldichte, die Ölviskosität, der hydrodynamische Druck und die Relativgeschwindigkeit der beiden Oberflächen ist. Im Kavitationsgebiet ist der Spalt zwischen den Körpern mit einer Mischung aus Ölgas (Umgebungsdruck fällt unter Gasdruck des Schmiermediums) und Flüssigkeit gefüllt. Es gilt in diesen Gebieten daher die reduzierte Gleichung: Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 beschreibt den resultierenden E-Modul der beiden sich berührenden Körper und , wobei die jeweilige Poissonzahl und den jeweiligen E-Modul bedeuten: beschreibt die Halbwertsbreite der so genannten Höhenverteilungsfunktion (probability distribution function, PDF) der Oberfläche und kann anschaulich als eine Art Maß für die Rauheit einer Oberfläche gesehen werden. Für die Bestimmung von wird die Höhenverteilungsfunktion zuerst gaussartig symmetrisiert, um den Annahmen des Greenwood-Tripp Modells zu entsprechen [10]. Das Plateauverhältnis (Plateauratio) beschreibt den Anteil des Plateaugebietes einer Oberfläche im Verhältnis zur Gesamtfläche. Sowohl als auch sind statistische Größen und können direkt aus einer real gemessenen Oberflächentopografie bestimmt werden. Mit Hilfe des Coulombschen Reibungsgesetzes kann unter Berücksichtigung der Kontaktfläche auf die Kontaktreibung zwischen den beiden Körpern geschlossen werden: beschreibt den Reibungskoeffizienten bei (nahezu) ungeschmierter Festkörperreibung. Für Metalloberflächen des Ring-Laufbahnsystems nimmt dieser typischerweise Werte zwischen 0.14 und 0.16 an. 2.2 Modell zur Simulation der Hydrodynamik nach Chen et al. Die hydrodynamischen Eigenschaften des Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn werden maßgeblich durch die hydrodynamische Reibung und den hydrodynamischen Druckaufbau bestimmt. Zusätzlich kann je nach Topografie der Oberfläche und Geschwindigkeit des Kolbenrings Kavitation auftreten, welche die lokale hydrodynamische Reibung und den lokalen Druckaufbau signifikant verändern kann. In den Gebieten ohne Kavitation werden die hydrodynamischen Eigenschaften durch die Reynoldsgleichung beschrieben [2] (bzw. mit allgemeiner Herleitung in [5]): wobei die lokale Spaltweite, die Öldichte, die Ölviskosität, der hydrodynamische Druck und die Relativgeschwindigkeit der beiden Oberflächen ist. Im Kavitationsgebiet ist der Spalt zwischen den Körpern mit einer Mischung aus Ölgas (Umgebungsdruck fällt unter Gasdruck des Schmiermediums) und Flüssigkeit gefüllt. Es gilt in diesen Gebieten daher die reduzierte Gleichung: T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 44 Bild 2: Topografiemessungen einer gehonten Grauguss-Zylinderlaufbahn mit 50 x Vergrößerung. Pixeldichte der Messungen nahezu identisch. Messfehler (Peaks) wurden ausgeblendet. Links: Messung mittels Konfokalmikroskop. Rechts: Messung mittels Weißlichtinterferometer. Aus der Praxis für die Praxis viskosität, p der hydrodynamische Druck und V die Relativgeschwindigkeit der beiden Oberflächen ist. Im Kavitationsgebiet ist der Spalt zwischen den Körpern mit einer Mischung aus Ölgas (Umgebungsdruck fällt unter Gasdruck des Schmiermediums) und Flüssigkeit gefüllt. Es gilt in diesen Gebieten daher die reduzierte Gleichung: In der deterministischen Berechnung nach [3] wird das Kavitationsgebiet mit Hilfe einer Indexvariablen von Gebieten ohne Kavitation unterschieden. Die Bestimmung von Kavitationsgebieten erfolgt hierbei auf Basis masseerhaltenden Kavitationsbetrachtungen nach [7, 8]. Im Zuge der deterministischen Simulation werden der hydrodynamische Druck und die hydrodynamische Reibung (unter Beachtung der Kavitation) lokal an jeder Stelle der vermessenen Topografie für verschiedene (mittlere) Spaltweiten berechnet. Als Ergebnis werden die über die Fläche gemittelte hydrodynamische Reibung und der gemittelte hydrodynamische Druck über der mittleren Spaltweite ausgegeben, welcher dann mit den Druckbeziehungen des Kontaktmodells gekoppelt wird. 3 Oberflächenmessung: Motivation und Problemstellung Bei der gewählten Herangehensweise ist bereits ohne nähere Untersuchung offensichtlich, dass die in die Modelle eingelesenen Topografiedaten einen starken Einfluss auf das Ergebnis der Simulationen haben werden. In diesem Sinne hat insbesondere auch die Art der Oberflächenmessung und die digitale Prozessierung der Oberflächenrohdaten einen großen Einfluss auf das Simulationsergebnis. Die Entwicklung einer standardisierten Oberflächenmessung und digitalen Prozessierung ist daher in Hinblick auf die erwähnten Simulationsmodelle zwingend notwendig, um repräsentative und reproduzierbare Simulationsergebnisse sicherzustellen. Die Anforderungen an ein solches Vorgehen sind jedoch komplex, da eine Vielzahl von sich gegenseitig beeinflussenden Parametern beachtet werden muss (Tabelle 1). In Bild 2 ist beispielsweise dieselbe Oberflächenposition einer typischen Grauguss-Zylinderlaufbahn dargestellt - einmal gemessen mit einem optischen Konfokalmikroskop (KM) der Firma NanoFocus (NanoFocus AG, Oberhausen) und einmal gemessen mit einem Weißlichtinterferometer (WLI) der Firma Breitmeier (Breitmeier Messtechnik GmbH, Ettlingen). Trotz identischer Vergrößerung (50x) und ähnlicher digitaler Auflösung, erscheinen die Topografien unterschiedlich. Insbesondere die WLI-Messung zeigt trotz größerer Höhenauflösung deutliche Kanteneffekte entlang der Honriefen. Anhand dieses Beispiels wird das prinzipielle Problem bei der Messung von Oberflächen deutlich: Die als „real“ wahrgenommene Oberflächentopografie hängt in Teilen auch vom verwendeten Messsystem ab. Eine genaue Kenntnis der Topografie der Oberfläche ist daher vorab notwendig, um Messergebnisse korrekt deuten und gegebenenfalls unerwünschte Einflüsse mittels Filterung korrigieren zu können. 3.1 Einflussparameter der Oberflächenmessung und Prozessierung Im Allgemeinen lassen sich die Einflussparameter der Oberflächenmessung und der nachfolgenden, digitalen Prozessierung in verschiedene Kategorien einteilen. Eine Übersicht findet sich in Tabelle 1. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 45 Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 3 beschreibt den resultierenden E-Modul der beiden sich berührenden Körper und , wobei die jeweilige Poissonzahl und den jeweiligen E-Modul bedeuten: beschreibt die Halbwertsbreite der so genannten Höhenverteilungsfunktion (probability distribution function, PDF) der Oberfläche und kann anschaulich als eine Art Maß für die Rauheit einer Oberfläche gesehen werden. Für die Bestimmung von wird die Höhenverteilungsfunktion zuerst gaussartig symmetrisiert, um den Annahmen des Greenwood-Tripp Modells zu entsprechen [10]. Das Plateauverhältnis (Plateauratio) beschreibt den Anteil des Plateaugebietes einer Oberfläche im Verhältnis zur Gesamtfläche. Sowohl als auch sind statistische Größen und können direkt aus einer real gemessenen Oberflächentopografie bestimmt werden. Mit Hilfe des Coulombschen Reibungsgesetzes kann unter Berücksichtigung der Kontaktfläche auf die Kontaktreibung zwischen den beiden Körpern geschlossen werden: beschreibt den Reibungskoeffizienten bei (nahezu) ungeschmierter Festkörperreibung. Für Metalloberflächen des Ring-Laufbahnsystems nimmt dieser typischerweise Werte zwischen 0.14 und 0.16 an. 2.2 Modell zur Simulation der Hydrodynamik nach Chen et al. Die hydrodynamischen Eigenschaften des Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn werden maßgeblich durch die hydrodynamische Reibung und den hydrodynamischen Druckaufbau bestimmt. Zusätzlich kann je nach Topografie der Oberfläche und Geschwindigkeit des Kolbenrings Kavitation auftreten, welche die lokale hydrodynamische Reibung und den lokalen Druckaufbau signifikant verändern kann. In den Gebieten ohne Kavitation werden die hydrodynamischen Eigenschaften durch die Reynoldsgleichung beschrieben [2] (bzw. mit allgemeiner Herleitung in [5]): wobei die lokale Spaltweite, die Öldichte, die Ölviskosität, der hydrodynamische Druck und die Relativgeschwindigkeit der beiden Oberflächen ist. Im Kavitationsgebiet ist der Spalt zwischen den Körpern mit einer Mischung aus Ölgas (Umgebungsdruck fällt unter Gasdruck des Schmiermediums) und Flüssigkeit gefüllt. Es gilt in diesen Gebieten daher die reduzierte Gleichung: T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis A. Messtechnische Einflüsse Messtechnische Einflüsse umfassen alle Arten von Einflüssen, die durch die Messung selbst hervorgerufen werden. Dies schließt nicht nur Einflüsse aufgrund systemeigener Einstellungen am Gerät ein (z. B. Beleuchtung der Probe, Qualitätseinstellungen der Aufnahme, Messzeit, …), sondern auch Parameter wie Vergrößerung, Objektivwahl und Wahl des Messfeldes. Insbesondere die Objektivwahl und Vergrößerung können erhebliche Auswirkungen auf das Simulationsergebnis besitzen. Da diese meist zusätzlich durch äußere Randbedingungen beeinflusst werden (Verfügbare Objektive, minimales / maximales Messfeld, Pixeldichte des Detektors, …) ergibt sich für diese Gruppe ein komplexes, mit sich selbst wechselwirkendes Anforderungsfeld. B. Digitale Prozessierung Diese Kategorie umfasst alle Einflüsse der digitalen Nachbehandlung der Rohdaten und beinhaltet nicht nur die Filterung von Messfehlern, Formentfernung und Ausfüllen nicht gemessener Punkte, sondern auch das Zusammenfügen von einzelnen Messbereichen zu einer größeren Gesamtfläche („Stitching“) oder die Reduzierung der Messpunkte bei möglichst geringem Informationsverlust („Ausdünnung“). C. Oberflächenbeschaffenheit Neben den klassischen Einflussparametern müssen für eine erfolgreiche Interpretation einer topografiebasierten Simulation auch Kenntnisse über die direkte Oberfläche vorhanden sein. Im Fall von in Tribometern oder in Vollmotoren beanspruchte Oberflächen umfasst dies u. a. Wissen über Verschleißmechanismen, elastische bzw. plastische Verformung sowie Ablagerungen auf der Oberfläche. In Hinblick auf mögliche Ablagerungen sind detaillierte Untersuchungen empfehlenswert: Je nach Anforderungen an die Simulation sind Topografien mit oder ohne so genannten Tribolayer, Ölablagerungen und Verbrennungsrückstände gewünscht. Im Folgenden soll beispielhaft auf die Einflussfaktoren „Auflösung, Pixelreduktion und Objektivwahl“ und ihre gegenseitige Wechselwirkung näher eingegangen werden. Es ist zu betonen, dass auch andere Parameter einen starken Einfluss auf das Simulationsergebnis (z. B. Filterung und Stitching) haben, hier jedoch nicht im Detail behandelt werden können. 46 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Tabelle 1: Übersicht der verschiedenen Einflussparameter bei optischer Topografiemessung und Simulationsmodellen nach Abschnitt 2. Je nach verwendetem Messsystem oder Simulationsmodell sind weitere, individuelle Einflussparameter denkbar. 1. Messtechnische Einflüsse Art des Topografie-Messsystems WLI, KM, … Vergrößerung und Wahl des Objektivs Wahl der Vergrößerung. Insbesondere auch Wahl des Objektivs (numerische Apertur), … Auflösung in Pixel (Pixeldichte des Detektors) Pixeldichte des Systems, Gesamtpixelanzahl pro Einzelmessung, Digitale Abtastung. Spezifische Geräteeinstellungen Beleuchtung, Messgenauigkeit, Sondermodi, …. Messfläche (und Einstellung der Stitching-Parameter) Mindestgröße, um alle wichtigen Oberflächeneigenschaften abzubilden. 2. Digitale Prozessierung der Rohdaten Formentfernung Entfernung von Form und Welligkeit der gemessenen Oberflächen. Stitching (Qualität z.T. stark abhängig Zusammenfügen von Einzelmessungen von verwendeter Formentfernung) zu Gesamtmessung. Filterung von Messfehlern Entfernen messtypischer, ungewollter Einflüsse und systemtypischen Einflüssen (z. B. „Fehlpeaks“). Pixelreduktion (abhängig von Topografie, Reduzierung der Anzahl an Messpunkte nicht immer möglich), z. B. Ausdünnung um Simulationszeit zu reduzieren. 3. Oberflächenbeschaffenheit Verschleiß und Oberflächenverformung Plastische Verformung, Abrasion, adhäsiver Verschleiß, … Ablagerungen auf dem Grundmaterial Verbrennungsrückstände (Vollmotor), Ölablagerungen, Tribolayer, …. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 46 Aus der Praxis für die Praxis 3.2 Beispiel: Auflösung, Pixelreduktion und Objektivwahl Eine wichtige Randbedingung bei der Messung von Topografien für oberflächenbasierte Simulationen ist die Auflösung der Messung. In der Praxis ist der Begriff „Auflösung“ jedoch meist mehrdeutig besetzt. In der Konfokalmikroskopie muss zwischen lateraler (Orts-) auflösung und vertikaler (Höhen-)auflösung und zwischen optischer Auflösung (des optischen Systems) und digitaler Auflösung (Abtastrate) unterschieden werden. Auflösung Die vertikale Auflösung (Höhenauflösung, z-Auflösung) eines Konfokalmikroskops ist direkt abhängig von der numerischen Apertur des verwendeten Objektivs, seiner Tiefenschärfe, der Schrittweite in vertikaler Richtung und dem Signalrauschen. Sie ist in modernen Konfokalmikroskopen im Allgemeinen um Größenordnungen besser als die laterale Auflösung. Im Folgenden soll daher auf die wesentlich schlechtere, die Messung hauptsächlich begrenzende, laterale Auflösung näher eingegangen werden. Die optische Auflösung beschreibt die Auflösung des verwendeten optischen Moduls (Objektivs) und kann in erster Näherung meist mit dem Abbe-, Rayleighkriterium oder punktspreizbasierten Methoden abgeschätzt werden. Die laterale digitale Auflösung (Abtastrate) beschreibt das Verhältnis aus vermessener Fläche und Anzahl der Pixel des Detektors und wird meist als eindimensionale Angabe in Meter pro Pixel (m/ Px) für die entsprechenden Raumrichtungen angegeben. Jede oberflächenbasierte Simulation besitzt im Allgemeinen eine untere laterale Auflösungsgrenze. Diese definiert die untere Schranke der räumlichen Wellenlängen einer Topografie, die gerade noch einen nennenswerten Einfluss auf das Simulationsergebnis haben. Alle Wellenlängen kleiner dieser Auflösungsgrenze verändern das Simulationsergebnis nicht mehr. Anmerkung: Die theoretische Vorhersage der Auflösungsgrenze von Simulationsmodellen ist meist schwierig, da verschiedenste Faktoren die Empfindlichkeit der Modelle beeinflussen können. Diese können beispielsweise aus der Implementierung der Modelle (numerische Genauigkeit, Rundung, interne Diskretisierung, …) oder aus den zugrundeliegenden, physikalischen Modellen folgen. Die Bestimmung der Auflösungsgrenze sollte daher am besten mittels künstlicher oder real-gemessenen Oberflächen erfolgen, die sich in ihrer minimal enthaltenen, räumlichen Wellenlängen unterscheiden (z. B. durch unterschiedliche Fourierfilterungen der minimalen Wellenlänge). Unter der Voraussetzung einer genügend hohen optischen Auflösung der Objektive (in Praxis im Allgemeinen gut erfüllt) muss die digitale Auflösung dann mindestens zweimal kleiner sein, als die für die Simulation minimal geforderte Wellenlänge: Um beispielsweise ein Objekt mit räumlicher Wellenlänge von 2.0 µm noch abbilden zu können, muss die digitale Auflösung (Abtastung) nach dem Nyquist-Abtasttheorem bei mindestens 1.0 µm/ Px oder besser sein. Es ergibt sich daher folgende Abschätzung für eine ideale Topografiemessung: A ∙ λ digital [< λ optisch ] < λ Simulation λ optisch : „Optische Auflösung“, d. h. gerade noch durch Optik minimal abbildbare Wellenlänge, z. B. näherungsweise abgeschätzt mittels Rayleigh- oder Sparrowkriterium. λ Simulation : Durch Simulation geforderte, untere räumliche Grenzwellenlänge, die gerade noch abgebildet werden muss. λ digital : Digitale Abtastung durch den Sensor. A beschreibt hierbei einen Multiplikator. Nach dem Abtasttheorem sollte dieser in der Theorie mindestens 0.5 betragen um Alias-Effekte zu vermeiden. In der Praxis ist dieser Faktor normalerweise wesentlich kleiner als 0.5. Dies führt zu einer hohen Pixelanzahl in den dazugehörigen Topografiemessungen, was wiederum die Simulationszeit stark erhöht. Pixelreduktion Aus Anwendersicht stellt sich daher die zentrale Frage, inwiefern die Gesamtpixelzahl möglichst klein gehalten werden kann, ohne hierbei das Simulationsergebnis (im Vergleich zu einer Messung mit hoher Pixelzahl) signifikant zu verfälschen. Aus theoretischer Sicht dürfte das Simulationsergebnis genau dann nicht verfälscht werden, wenn A = 0.5 auch im pixelreduzierten Fall erfüllt ist - die Pixelzahl (und damit die digitale Auflösung bzw. Abtastung) also nur bis auf maximal zur Hälfte der von der Simulation benötigten, minimalen Wellenlänge reduziert wurde. Im Folgenden sollen daher zwei in der Praxis relevanten Möglichkeiten zur Pixelreduktion genauer untersucht werden. Sofern die oben angeführten theoretischen Annahmen korrekt sind, dürfte sich unabhängig von der verwendeten Reduktionsmethode kein Unterschied im Simulationsergebnis ergeben, sofern A = 0.5 nicht überschritten wird. Die erste Methode zur Reduzierung der Pixelanzahl bzw. digitalen Auflösung betrifft die Wahl der Vergrößerung (und damit die Wahl des Objektivs für die Messung). Durch die Verwendung einer geringeren optischen Vergrößerung wird bei konstanter Pixelanzahl des Detektors automatisch eine geringere digitale Auflösung (m/ Px) und Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 47 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis somit eine geringere Gesamtpixelzahl für dieselbe Messfläche realisiert (s. Tabelle 1). Alternativ hierzu kann stattdessen mit einer hohen Vergrößerung gemessen werden, um danach die Pixelzahl mittels „Ausdünnung“ digital zu reduzieren. Um diese beiden Ansätze vergleichen zu können, wurde eine repräsentative Stelle einer typischen Nanoslide ® Zylinderlaufbahnoberfläche mittels zweier Objektive und unterschiedlichen Vergrößerungen konfokal vermessen: Objektiv 320 S, 50x, NA 0.8 und Objektiv 800 XS, 20 x, NA 0.6 der Firma Olympus (Tokio, Japan, vertrieben durch Nanofocus AG). Wie anhand Tabelle 2 zu erkennen ist, unterscheidet sich die digitale Auflösung der Aufnahmen mit den verschiedenen Objektiven. Die Aufnahme mit 50facher Vergrößerung wurde zusätzlich einer digitalen Pixelreduktion unterzogen, um auf eine ähnliche digitale Auflösung zu kommen wie die Aufnahme mit 20facher Vergrößerung (s. Tabelle 2, Variante 1). Als beste Methode zur (gleichmäßigen) Pixelreduktion hat sich im Vorfeld die systematische Entfernung jedes x-ten Pixels aus der Originalaufnahme ergeben („Ausdünnung“). Die so ermittelten Topografien derselben Oberflächenstelle wurden in den beschriebenen Simulationsmodellen aus Abschnitt 2 verwendet und die dazugehörigen Stribeckkurven berechnet (Bild 3, oben). Die Messung mit Hilfe des 320 S, 50 x Objektivs (ohne 48 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Tabelle 2: Übersicht und Kennwerte der für die Simulation verwendeten Topografiedaten. Als Referenz mit hoher digitaler und optischer Auflösung dient die Messung mittels 320S, ohne Ausdünnung. Objektiv Bemekrung Pixelzahl Messfläche Ausdünnung Digitale Auflösung (Kantenlänge) [µm] [m/ Px] 320S Referenz 1846 700x700 nein 0.38e-6 320S Variante 1 1846/ 3 700x700 ja, 3x 1.14e-6 800XS Variante 2 739 700x700 nein 0.95e-6 Bild 3: Oben: Simulationsergebnisse für dieselbe Messposition einer Nanoslide ® Laufbahn, Topografien konfokal gemessen mit verschiedenen Objektiven (320S, 50x, NA 0.8 / 800XS, 20x, NA 0.6) und verschiedener, digitaler Prozessierung (ausgedünnt / nicht ausgedünnt). Deutlich sind die Abweichungen des Simulationsergebnisses zwischen der auf der 320S-basierten Topografie und der 800XS-basierten Topografie zu erkennen. Unten: Dazugehörige Druckkurven über mittlere Spalthöhe für die Referenzgeschwindigkeit 3 m/ s. Während die Kontaktdruckkurven (und damit das statistische Kontaktmodell) kaum Unterschiede zeigen, weist insbesondere der hydrodynamische Druckverlauf (deterministisches Modell) eine starke Abhängigkeit vom verwendeten Objektiv auf. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis Ausdünnung) hat hierbei eine sehr hohe digitale und optische Auflösung und soll daher als „Referenz“ dienen. Deutlich ist der Unterschied der simulierten Stribeckkurven auf Basis der unterschiedlichen Objektive zu erkennen. Die Kurven, die sich lediglich aufgrund der digitalen Ausdünnung der Topografiedaten unterscheiden, zeigen hingegen kaum Unterschiede. Die Unterschiede (bzw. fehlenden Unterschiede) zwischen den einzelnen Messungen sind auf verschiedene Ursachen zurückzuführen: • Die vertikale Auflösung (Höhenauflösung) des 320S Objektives ist besser als die des 800XS Objektivs. (Herstellerangaben: 320S: < 2 nm, 800XS <10 nm). Hierdurch werden durch das 320 S Objektiv kleinste Höhenunterschiede besser aufgelöst. Momentan wird jedoch davon ausgegangen, dass dieser Effekt nur einen geringen Einfluss auf das Simulationsergebnis hat. • Obwohl die digitale Abtastung als begrenzende laterale Auflösung betrachtet wird, hat die laterale Güte der Optik einen großen Einfluss auf die Topografiemessung. Ein Merkmal für hohe Güte eines Objektivs ist die numerische Apertur NA. Objektive mit höherer numerischer Apertur zeigen eine bessere Intensitätsverteilung, Rauschstabilität und können steilere Flanken messen. Der Einfluss der numerischen Apertur ist vom jetzigen Standpunkt aus als hoch einzuschätzen und wird daher im nächsten Unterabschnitt eingehender untersucht. Es ist davon auszugehen, dass der Unterschied in der numerischen Apertur zwischen den Objektiven 320S (NA 0.8) und 800 XS (NA 0.6) für die gezeigten Unterschiede im Simulationsergebnis verantwortlich ist (Bild 3). Wird der Verlauf der verschiedenen Druckkurven der einzelnen Simulationen in Bild 3 (unten) betrachtet, so ist deutlich die Abweichung im hydrodynamischen Druck zwischen 320S Referenz und 800XS Messung zu erkennen. Demnach hat die Wahl des Objektivs - unter den gegebenen Simulationsparametern - vor allem Auswirkungen auf das deterministische Modell. Einfluss der numerischen Apertur Um die Bedeutung der numerischen Apertur für die Messung von Oberflächen für topografiebasierte Simulationen nachzuweisen, wurde ein weiterer Vergleich von Objektiven durchgeführt. Hierfür wurde dieselbe Stelle einer typischen Graugussoberfläche (im Allgemeinen besitzt Grauguss eine höhere Mikrorauigkeit als typische Nanoslide ® Oberflächen) mit zwei unterschiedlichen Objektiven mit 50facher Vergrößerung und somit derselben digitalen Auflösung von 6.5 ·10 -7 m/ Px vermessen: Einmal das Objektiv 320S mit NA 0.8 und zum anderen das Objektiv 320L mit NA 0.5, beide von der Firma Olympus (siehe Bild 4). Die Simulationsergebnisse der beiden Topografiemessungen zeigen, ähnlich wie die Simulation der Nanoslide ® Oberfläche, starke Unterschiede. Im Gegensatz zu den Ergebnissen in Abschnitt 3.2 sind die Unterschiede hier nicht alleine auf das Hydrodynamikmodell zurückzuführen. Tabelle 3 zeigt, dass in diesem Fall auch starke Abweichungen im Kontaktmodell aufgrund unterschiedlicher Rauheitsparameter (insbesondere aufgrund σ p und PR) gegeben sind. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 49 Bild 4: Links: Topografiemessung derselben Probenstelle einer typischen Grauguss Zylinderlaufbahn mit verschiedenen Objektiven gleicher Vergrößerung. Rechts: Simulationsergebnisse auf Basis der links gezeigten Topografien. Deutlich sind die Unterschiede in der Stribeckkurve erkennbar. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis Zusammenfassung für die Parameter „Auflösung, Pixelreduktion und Objektivwahl“ Ansatzpunkt der hier gezeigten Analyse war die Frage nach der idealen Pixelreduktion bei Topografiemessungen für oberflächenbasierte Simulationen. Ausgehend von theoretischen Überlegungen konnte gezeigt werden, dass die ausschließliche Betrachtung der digitalen Auflösung (m/ Px) für die Beurteilung einer Messung bzw. Durchführung einer Pixelreduktion unzureichend ist. Vielmehr müssen die konkreten Umstände der Messung und insbesondere die Wahl des konkreten Objektivs beachtet werden. Hierbei hat sich speziell die numerische Apertur eines Objektivs als wichtiges Qualitätsmerkmal herausgestellt. Für Messungen sollten daher immer Objektive mit möglichst hoher numerischer Apertur verwendet werden. Da mit steigender numerischer Apertur auch meist die Vergrößerung der Objektive steigt (Faustregel, Ausnahmen möglich - je nach Messsystem und Objektivhersteller), ergibt sich ein komplexes Anforderungsfeld für eine möglichst präzise Topografiemessung (s. Bild 5): Einerseits sollte die numerische Apertur (und damit die Vergrößerung) möglichst hoch sein. Andererseits bedingt eine hohe Vergrößerung auch eine hohe digitale Auflösung und somit eine entsprechend hohe Pixeldichte. Gegenebenfalls kann diese mittels Ausdünnung etwas reduziert werden, was jedoch nicht für alle Oberflächen möglich ist (A < 0.5 muss erhalten bleiben - in der Praxis die Auswirkungen der Ausdünnung unbedingt nochmals überprüfen). Weiter sorgt eine hohe Vergrößerung zu einer steigenden Anzahl an Einzelmessungen, um ein möglichst großes, repräsentatives Oberflächenstück zu vermessen. Eine Erhöhung der Einzelmessungen pro Gesamtmessung führt wiederum zu einer steigenden Wahrscheinlichkeit für Stitching Fehler, die das Simulationsergebnis ebenfalls stark verfälschen können. Zusammengefasst kann also keine allgemeine Messempfehlung formuliert werden. Jede Messung muss bezüglich ihrer Anforderungen und Randbedingungen evaluiert und die Einflussfaktoren gegeneinander abgewogen werden. Als Empfehlung können folgende Faustregeln dienen: 1. Verwendung von hochwertigen Objektiven mit hoher Vergrößerung und guter numerischer Apertur. 2. Messung so durchführen, dass möglichst wenig Einzelmessungen zusammengefügt (gestitcht) werden müssen. Gleichzeitig muss die vermessene Fläche groß genug sein, um alle Oberflächencharakteristika originalgetreu und repräsentativ abzubilden. 3. Mit möglichst hoher Pixelzahl abtasten („digitale Auflösung“); gleichzeitig sollten Aufnahmen so wenig Pixel wie möglich besitzen, um die Simulationszeit kurz zu halten. 4. Ausdünnung nur für sehr glatte Oberflächen und nach Verifikation des Einflusses verwenden. 50 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Tabelle 3: Übersicht über Rauheitsparameter der in Bild 4 gezeigten Topografiemessungen derselbe Probenstelle für verschiedene Objektive. Für das verwendete Kotaktmodell sind die Parameter σ p und PR entscheidend (s. Abschnitt 2). Parameter 320S 320L, in [µm] (50x, NA 0.8) (50x, NA 0.5) Rpk 0.149 0.148 Rk 0.300 0.378 Rvk 0.196 0.204 Ra 0.100 0.117 σ P 0.115 0.139 PR [%] 89.62 94.20 ! "#$%&'%(")'"*+"*! (,-.(")* / 0"01+2*3(*1'..'"&'*42567'* 809'2+"3+72* : 01(2+; $".3'0<* ! " ! (.&=""(")* >? @'A; B*10<*7$7'%*C'%)%-D'%(")* >? @'A; B*10<*7$7'%*E! * / 0"01+2'*! "3+72*+"*: ; <670"))%'"3'"* #" $%%&'()*+"," $%%&'()*+"," >? @'A; B*10<*7$7'%*C'%)%-D'%(")* $%%&'()*+"," >? @'A; B*10<*7$7'%*C'%)%-D'%(")* >? @'A; B*10<*7$7'%*C'%)%-D'%(")* >? @'A; B*10<*7$7'%*E! * >? @'A; B*10<*7$7'%*E . ! ( ! "#$%&'%(")'"*+"*! (,-.(")* )* #" " ( " " = & . ! 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Die ausschließliche Angabe der digitalen Auflösung (m/ Px) reicht im Allgemeinen nicht aus, um eine Oberflächenmessung für topografiebasierte Simulationen zu charakterisieren. Es müssen immer auch die (digitalen) Prozessschritte und die Messbedingungen wie Vergrößerung bzw. Objektivart angegeben werden. 4 Gesamtzusammenfassung Die hier gezeigten Ausführungen illustrieren beispielhaft, dass für die Verwendung von realen Oberflächenmessungen für die oberflächenbasierten Simulationen des hier vorliegenden Anwendungsfalls eine neue Stufe an qualitativ hochwertigen Topografiemessungen erforderlich sind: Viele Störeffekte, die bei bisherigen, experimentell motivierten Topografiemessungen zu vernachlässigen waren, gewinnen bei dem gezeigten Anwendungsbeispiel stark an Bedeutung. Werden alle Einflussfaktoren sorgfältig analysiert und die Randbedingungen vernünftig gegeneinander abgewogen, kann eine ausreichend große, reproduzierbare Abbildungsgenauigkeit in der Modellierung des tribologischen Systems Kolbenring-Zylinderlaufbahn erzielt werden. Wichtig sind hierbei jedoch auch genaue Kenntnisse der Oberflächenbeschaffenheit - zum Beispiel durch zusätzliche Untersuchungsverfahren wie Elektronenmikroskopie (REM) oder Rasterkraftmikroskopie (AFM). Um Simulationsergebnisse nachvollziehbar dokumentieren zu können, reichen ausschließliche Angaben zur digitalen Auflösung (m/ Px) nicht aus. Zusätzliche Informationen zum Messsystem, der optischen Auflösung, der verwendeten Objektive und der nachfolgenden Prozessierung sind wichtig, um Ergebnisse vergleichen und interpretieren zu können. Die Definition einheitlicher Prozessketten für „Oberflächenmessungen in der topografiebasierten Simulation“ kann je nach verwendeten Simulationsmodellen und Topografien sehr sinnvoll sein. 5 Literatur [1] V. Lagemann, A. Bosler, F. Mueller, H. Rösch, A. Ruoff, M. Ströer, „Optimierung der Kolbenreibung durch konsequenten Einsatz virtueller Prüfläufe in der Motorenentwicklung“, Vortragsmanuskript zur Veranstaltung 3. ATZ Fachtagung Reibungsminimierung im Antriebsstrang, Esslingen, 11/ 2013 [2] O. Reynolds, „On the theory of lubrication and its application to Mr. Beauchamp Tower’s experiments“; Experimental Determination of the Viscosity of Olive Oil; Phil. Trans. Roy. Soc., 177 (1886), 157-234 [3] H. Chen, Y. Li, T. 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Ziel dieser Studie ist, den Einfluss der Umgebung auf das Reibungs- und Verschleißverhalten von PEEK- Werkstoffen zu charakterisieren. Dabei werden entweder Graphit-, CNT- oder TiO 2 -gefülltes PEEK an Luft, im Vakuum und in Wasserstoffumgebung untersucht, wobei verschiedene Graphit-Typen eingesetzt werden. Da synergetische Effekte in Polymerkompositen zwischen den Kohlfasern und den Füllstoffen gefunden wurden, wurden zwei-Komponenten-Materialien untersucht, um den Einfluss der Umgebung auf jede einzelne Komponente charakterisieren zu können. Experimentelle Details PEEK (Victrex 450G) wurde entweder mit Graphit, Kohlenstoff-Nanoröhrchen oder TiO 2 -Partikeln gefüllt. Die Zusammensetzung der einzelnen Werkstoffe ist in Tabelle 1 beschrieben. Die Standard-Teststäbe (Zugversuchsstäbchen) aus den Kompositen wurden mittels Spritzguss durch das Institut für Verbundwerkstoffe (IVW, Kaiserslautern) in Zusammenarbeit mit der Ensinger GmbH hergestellt. 52 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Gleitverhalten von PEEK-Kompositwerkstoffen in Wasserstoffumgebung G. Theiler, T. Gradt* Die Reibeigenschaften von PEEK Materialien gegen Stahlscheiben wurden in Luft, Vakuum und Wasserstoffumgebung untersucht. PEEK Verbundwerkstoffen wurden mit Graphit, CNT oder TiO 2 -Partikeln gefüllt. Die Ergebnisse zeigen, dass reines PEEK umgebungsabhängig ist. Desorption von Gasen im Vakuum führt zur hohen Verschleißrate. Der Zusatz von Graphit bzw. CNT führt zu einer sehr geringen Reibung in Wasserstoff (0,04), während TiO 2 -Partikeln die niedrigste Verschleißrate sowohl in Vakuum als auch in Wasserstoffumgebungen erzielten. Chemische Prozesse treten in den Materialien und im Tribokontakt auf und interagieren miteinander. Insbesondere sind die Bildung und die Adhäsion eines dünnen und homogenen Transferfilms von den Umgebungen stark abhängig. Schlüsselwörter PEEK-Komposite, Wasserstoff, Vakuum, Graphit, TiO 2 The sliding performance of PEEK materials against steel discs was investigated in air, vacuum and hydrogen environment. PEEK compounds were filled with graphite flakes, CNTs or TiO 2 particles. Results indicate that pure PEEK is environmentally sensitive. Desorption of gases in vacuum leads to high wear rate. Very low friction is obtained with composites containing graphite and CNTs in hydrogen (0.04), while the lowest wear rate is achieved with the addition of TiO 2 particles both in vacuum and hydrogen environments. Chemical processes occur within the materials and at the tribo-contact and interact with each other. In particular, the formation and adhesion of a thin and homogeneous transfer film strongly depend on the environments. Keywords PEEK composites, hydrogen, vacuum, graphite, TiO 2 Kurzfassung Abstract * Dr.-Ing Géraldine Theiler Dr. Thomas Gradt Bundesanstalt für Material Forschung und Prüfung 12200, Berlin 6.3 Makrotribologie und Verschleißschutz 12203 Berlin T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis Die Experimente wurden mit einer Stift-Scheibe-Anordnung durchgeführt, wobei zwei Polymerstifte mit einer Kontaktfläche von 4 x4 mm 2 gegen eine rotierende Stahlscheibe (100Cr6, Ra = 0,22 µm) liefen. Der Innendurchmesser der Verschleißspur betrug 37 mm. Die Scheiben wurden mit Ethanol vor dem Test gereinigt. Die Messungen wurden in synthetischer Luft, in Luft bei ca. 45 % relativer Luftfeuchtigkeit, in Vakuum und in gasförmigem Wasserstoff in dem in [1] beschriebenen Kryotribometer CT2 durchgeführt. Die Kontaktpressung betrug 3,1 MPa (Normalkraft: 50 N), die Gleitgeschwindigkeit 0,2 m/ s bzw. 1 m/ s und der Gleitweg 5000 m. Der Verschleiß der Verbundwerkstoffe wurde nach 5000 m Reibweg durch den Gesamtgewichtsverlust bestimmt. Zwei oder drei Tests wurden für jede Bedingung durchgeführt, so dass 4 bis 6 Werte vorhanden waren, um die durchschnittlichen Reibungszahlen und die Verschleißraten zu berechnen. Nach den tribologischen Experimenten wurden die Übertrage und Oberflächen der Stifte hinsichtlich Verschleißbild und Verschleißmechanismen mit Lichtmikroskopie und REM mit energiedispersivem Röntgenspektrometer (EDX) untersucht. Um die erforderliche elektrische Leitfähigkeit der Probenoberfläche zu gewährleisten, wurden alle Polymerproben mit Gold dünn beschichtet. Weiterhin wurden IR-Spektrometer eingesetzt, um die Reibflächen chemisch zu charakterisieren. Die Infrarotspektroskopie-Analysen wurden durch Mikro-ATR-IR (abgeschwächte Totalreflexion) mit einem Germaniumkristall durchgeführt. Die Eindringtiefe in die Probe beträgt in der Regel zwischen 0,5 und 2 µm. Der Hintergrund wurde in Luft gemessen. Der Wellenlängenbereich wurde von 4000 cm -1 bis 500 cm -1 gesetzt. Ergebnisse Reibung und Verschleiß Bild 1a zeigt das Reibungsverhalten von ungefülltem PEEK in Luft, Vakuum und Wasserstoff-Umgebung. Der Einfluss der Umgebung auf die Reibung ist moderat. Die Reibungszahl in Luft und Wasserstoff liegt stabil bei 0,45 bzw. 0,4. Im Vakuum wird die Reibungszahl niedriger (0,35) aber instabil. Der Einfluss der Umgebung auf den Reibungskoeffizienten von Graphit- und TiO 2 -gefülltem PEEK gegen 100Cr6 ist in Bild 1b und 1c zu sehen. Für beide Kompositen ist die Reibung an Luft relativ hoch (0,46). In synthetischer Luft zeigt die Reibungszahl unabhängig vom Material eine kurze Einlaufphase und erreicht nach nur 500 m den stationären Zustand (0,4). Im Vakuum verringert sich die Reibung langsam bis 0,3 für Graphitgefülltes PEEK, während die Reibungszahl von TiO 2 gefülltem PEEK nach wenigen Metern auf 0,1 fällt. In Wasserstoff erzielt Graphit-gefülltes PEEK eine sehr niedrige Reibungszahl (0,04) nach 1500 m, während TiO 2 -Partikeln zu einer niedrigen aber unstabilen Reibung (0,1) führen. Generell führt der Zusatz von TiO 2 in PEEK zu einem deutlich unterschiedlichen Einlaufverhalten im Vergleich zu Graphit. Dies deutet darauf hin, dass TiO 2 -Partikeln einen Transferfilm viel schneller als Graphit bilden können. Bild 2a fasst die Reibungskoeffizienten für alle untersuchten Kompositen zusammen. Im Allgemeinen ist die Reibungszahl von PEEK-Kompositen niedriger in Vakuum und Wasserstoff als in Luft und folgt dem Trend μ (Luft) > μ (Vakuum) > μ (H2) für alle Graphit- und Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 53 Bild 1: Reibungsverlauf von a) reines PEEK, b) PEEK15S und PEEKTiO 2 in Luft, Vakuum und Wasserstoffumgebung Tabelle 1: Zusammensetzung und Nomenklatur PEEK Graphit (9.3 vol%) 15 wt% CNT 5 (vol%) TiO 2 5 (vol%) 6.8wt% 14wt% Victrex 450G LGB8004 RGC 4 RG39 Bay Tube Kronos 2220 natural synthetic synthetic c-70 300 nm d50: 5 µm d50: 5 µm d50: 10 μm PEEK PEEK15n PEEK15s PEEK15S PEEKCNT PEEKTiO2 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis CNT-gefüllten PEEK-Materialien. Der Zusatz von Graphit hat keinen signifikanten Einfluss auf die Reibung in Luft, zeigt aber eine positive Wirkung in Vakuum und insbesondere in Wasserstoff (0,04). Weiterhin ist zu erkennen, dass der Graphit-Typ in PEEK Werkstoffen nur in Vakuumumgebung einen Einfluss auf das Reibverhalten hat. An Luft und in H 2 sind die Reibungszahlen von Graphit-Typ und -Größe unabhängig. In Vakuumumgebung ist die Reibungsminderung mit synthetischem Graphit stärker ausgeprägt als mit natürlichem Graphit. Der Zusatz von CNT oder TiO 2 hat keinen Einfluss auf die Reibung in Luft. CNT verhalten sich ähnlich dem Graphit in Wasserstoff und Vakuumumgebung und erzielen eine geringere Reibung in Wasserstoff. Im Gegensatz dazu verringern TiO 2 -Teilchen die Reibung von PEEK signifikant sowohl in Vakuum als auch in Wasserstoff (0,1). Die Verschleißrate von PEEK-Verbundstoffen in Luft, Vakuum und Wasserstoff wird in Bild 2b dargestellt. Es fällt auf, dass reines PEEK einen sehr hohen Verschleiß in Vakuumumgebung hat. Der Zusatz von Graphit verringert die Verschleißrate von PEEK leicht in Luft und deutlich in Wasserstoffumgebung. Im Vakuum hängt die Verschleißrate auch von dem Graphit-Typen ab. CNT zeigen ein ähnliches Reibverhalten wie Graphit-gefülltes PEEK in Wasserstoff und Vakuumumgebung, allerdings mit etwas höherem Verschleiß. TiO 2 -gefülltes PEEK hat die niedrigste Verschleißrate in Wasserstoff und unter Vakuumbedingungen. Die Verschleißraten für TiO 2 gefülltes PEEK in Luft und in synthetischer Luft sowie für Graphit-gefülltes PEEK in Vakuum sind identisch. Massenspektroskopie Massenspektroskopie-Analysen wurden vor, während und nach den Tests unter Vakuumbedingungen durchgeführt, um das Ausgasungsverhalten von reinem PEEK und graphitgefüllten Kompositen zu bestimmen. Bild 3 zeigt die während des Versuchs aufgezeichneten Ergebnisse nach einer Stunde (720 m, links) und nach 6 Stunden (4200 m, rechts). Erstens ist offensichtlich, dass sowohl ungefülltes PEEK als auch graphitgefüllte Komposite während des Gleitens unter Vakuumbedingungen desorbieren. Weiterhin gast PEEK15s mehr aus als PEEK15n und reines PEEK, insbesondere H 2 O- und N 2 -Moleküle. Dies gilt vor allem zu Beginn der Tests, während die Abweichungen gegen Ende der Tests geringer werden. Oberflächenanalysen Lichtmikroskopie-Aufnahmen der Stahloberfläche nach den Experimenten an Luft, Wasserstoff und Vakuum sind 54 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Bild 2 a): Reibungszahl und b): Verschleißrate von PEEK Kompositen in Luft, Vakuum und Wasserstoffumgebung Bild 3 Massenspektroskopie-Analysen während des Versuchs in Vakuum T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis in Bild 4 dargestellt. Bei der gegen ungefüllten PEEK geriebenen Scheibe ähnelt sich der Übertrag in den drei Umgebungen, was mit den geringen Unterschieden in der Reibungszahl übereinstimmt. Nur einzelne Partikel sind auf der Scheibe vorhanden, unabhängig von der Umgebung. Die Menge an Abrieb ist jedoch viel größer im Vakuum. Der bei den gefüllten Kompositen entstehende Transfer wird durch das Medium stark beeinflusst. Lichtmikroskopie- Aufnahmen zeigen verschiedene Übertragungsmechanismen in Abhängigkeit von der Umgebung. In der Regel besteht der Übertrag an Luft aus großen und dicken Polymerklumpen, während sich teilweise ein dünner Transferfilm auf der Scheibe im Vakuum entsteht. Eine Ausnahme ist das mit natürlichem Graphit-gefüllten Material PEEK15n, der weniger Transfer in der Luft und im Vakuum im Vergleich zu PEEK15S erzeugt. In Wasserstoff bildet sich mit Graphit- und teilweise auch mit CNT-gefülltes PEEK einen dünnen und homogenen Transferfilm. Mit TiO 2 -Partikeln wird der Film zwar nicht vollständig geschlossen, aber homogen auf der Scheibe verteilt. Weitere SEM-Analysen des Übertrags in Wasserstoff sind in Bild 5 dargestellt. Daraus ist ersichtlich, dass die CNT in Gleitrichtung ausgerichtet sind, was der Transferfilm sicherlich verstärkt und dadurch die niedrige Reibung und die geringe Verschleißrate des Komposits erzeugen. Auffällig sind die gestreckten Flecken nach dem Versuch in Wasserstoff mit Graphit-gefülltem PEEK. In EDX-Analysen werden Eisen und Sauerstoff detektiert. Die Stahloberflächen, die gegen TiO 2 -gefülltes PEEK gerieben würden, sind in Bild 6 dargestellt. In Luft werden die Teilchen gut in die Polymermatrix eingebettet, während getrennte und zerbröselte Teilchen auf der Scheibe im Vakuum vorhanden sind. In Wasserstoff wurden die TiO 2 -Partikel im Transferfilm gesintert. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 55 Bild 4: Lichtmikroskopie-Aufnahmen der Scheibe nach den Versuchen in Luft, Vakuum und H 2 gegen a) PEEK, b) PEEK15n, c) PEEK15S, d) PEEKCNT und e) PEEKTiO 2 Bild 5: SEM-Aufnahmen des Transfilms nach dem Versuch mit PEEK15S und PEEKCNT in H 2 Bild 6: SEM-Aufnahmen des Transfilms nach den Versuchen mit TiO 2 -gefülltem PEEK in Luft, H 2 und Vakuum Luft H2 Vak a) b) c) d) e) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis Bild 7 zeigt die Oberfläche der PEEK-Komposite nach den Versuchen in Luft, Wasserstoff und Vakuum. In Luft sind typische plattenartige Polymere auf der Oberfläche des ungefüllten Polymerstiftes vorhanden. Nach dem Test im Vakuum werden gerollte Verschleißpartikel auf dem Stift beobachtet. Es wird auch festgestellt, dass mehr abrasiver Verschleiß und mehr Verformung in Wasserstoffumgebung entstehen. Dies kann durch den Eisenabrieb, der im Übertrag in Wasserstoff ist, erzeugt werden. Obwohl dieser Eisenabrieb im Transferfilm ausschließlich nur nach den Versuchen in Wasserstoff gefunden wurde, zeigen die EDX-Analysen der Stiftoberfläche, dass Eisen nach allen Testbedingungen vorliegt. FTIR Spektroskopie FTIR-Analysen an den Überträgen und an den Stiften nach den Versuchen an Luft und in Wasserstoffumgebung sind in Bild 8 dargestellt. Die Spektren von ungefülltem PEEK-Transfer und -Stiften (Bild 8a) sehen ähnlich aus und zeigen einen typischen PEEK-Fingerabdruck: Die Hauptpeaks sind auf Carbonyl-Dehnungen (1648 cm -1 ), Phenylring-Schwingungen (1594 cm -1 und 1489 cm -1 ), aromatischen Ether-Gruppe Dehnungen (1220 cm -1 ) und CH-Phenylring-Deformationen (1200 cm -1 - 600 cm -1 ) [2-3] zurückzuführen. Weitere typische Merkmale sind die beiden Absorptionsbanden bei 1305 cm -1 und 1280 cm -1 . Die FTIR-Spektren von Graphit-gefüllten PEEK Transfer und Stift nach dem Versuch in Luft und in Wasserstoff sind in Bild 8b gezeigt. Die deutlichsten Veränderungen im Vergleich zu reinem PEEK sind das Auftreten von neuen Absorptionspeaks in dem aliphatischen Kohlenstoffbereich (bei 2900 cm -1 ) und Carbonylbereich bei 1711 cm -1 , die nach Reibung unter Wasserstoffbedingungen ausgeprägter sind. Die Spektren des Stiftes zeigten auch eine ausgeprägte Schwingung bei 1711 cm -1 . Da reines PEEK nicht diese Absorptionspeaks zeigen, kann abgeleitet werden, dass diese Peaks auf das Graphit zurückzuführen sind. Es wurde berichtet, dass Graphit durch Schwingungen bei 1634 cm -1 aufgrund der Skelettschwingungen von C= C gekennzeichnet ist und dass Graphit in seinem degradierten Zustand bei 2928 cm -1 und 2859 cm -1 - entsprechend den asymmetrischen und symmetrischen Schwingungen von CH 2 -Gruppen absorbiert. Der Peak bei 1711 cm -1 konnte nicht direkt dem PEEK oder Graphit zugeordnet werden. Es ist daher möglich, dass Triboreaktionen in Gegenwart von Graphit und insbesondere in Wasserstoff auftreten oder dass Wechselwirkungen zwischen Matrix und Graphit vorliegen. Chemische Wechselwirkungen zwischen Polymer und Graphit wurden ebenfalls mittels Simulation festgestellt [4]. Diskussion In dieser Studie konnte gezeigt werden, dass das tribologische Verhalten von reinem PEEK durch die Umgebung erkennbar beeinflusst, was mit anderen Untersuchungen übereinstimmt [5-6]. Während Reib- und Verschleißwerte ähnlich in Luft und Wasserstoff sind, ist die Reibung etwas geringer und die Verschleißrate höher in Vakuum. Massenspektrometer-Analysen haben erwiesen, dass H 2 O und andere Gase während der Reibung freigesetzt werden. Deshalb wird nahegelegt, dass diese vorhandenen Moleküle verantwortlich für die Verschleißfestigkeit von PEEK an Luft im Vergleich zum Vakuum sind. Die Desorption von Wassermolekülen aus dem PEEK im Vakuum kann zu niedriger Festigkeit des Polymers führen, was zu einer höheren Verschleißrate und niedrigerer Reibung führt. Oberflächenanalysen des Polymers nach dem Versuch im Vakuum bestätigen den Einfluss der Umgebung: gerollte Verschleißpartikel konnten auf dem 56 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Bild 7: Lichtmikroskopie-Aufnahmen der Polymerstifte nach den Versuchen in Luft, Vakuum und H 2 gegen a) PEEK, b) PEEK15n, c) PEEK15S, d) PEEKCNT und e) PEEKTiO 2 Luft H2 Vak a) b) c) d) e) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis geriebenen Stift im Vakuum nachgewiesen werden, während plattenartige Polymer-Klumpen in Luft beobachten wurden. Im Gegensatz zu bisherigen Arbeiten mit Polyimid [7] bildet der Polymer-Abrieb keinen homogenen Transferfilm auf der Scheibe. Bei PI-Materialien führten Triboreaktionen in Wasserstoff zu einer verbesserten Haftung des Übertrags, der das Polymer vor weiterem Verschleiß schützen kann. FTIR-Analysen des PEEK-Übertrags konnten keine Triboreaktionen nachweisen. Als Folge kam es zu starkem Verschleiß der PEEK-Matrix im Vakuum. Für gefülltes PEEK wurde ein deutlicher Einfluss der Umgebung auf die Bildung des Transferfilms beobachtet. Während inhomogener Übertrag in Luft entsteht, wird ein dünner und homogener Film in Wasserstoff beobachtet. Die Bildung dieses Tribofilms ist ein komplexer Prozess, an dem sich die Füllstoffe und die Wasserstoffumgebung beteiligen. Wasserstoff fördert dabei tribochemische Reaktionen, wie die FTIR-Analysen des Transferfilms andeuten. Obwohl bekannt ist, dass die Schmierwirkung von Graphit in feuchter Luft effizient ist, konnte der Zusatz von Graphit die Reibungszahl von PEEK in diesen Versuchsbedingungen nicht verringern, sondern nur leicht die Verschleißrate verbessern. Dieses Ergebnis wurde auch für andere Polymere berichtet [8-9]. Die Bildung eines dünnen Graphit-Transferfilms in Luft wurde verhindert, was möglicherweise folgende Gründe hat: 1) Die Anwesenheit von Wasserstoffbrückenbindungen bzw. starke intermolekulare Kräfte zwischen den Polymerketten können die Mobilität der Moleküle behindern, was zu einer hohen Scherfestigkeit der Matrix und klumpigem Übertrag führt; 2) In feuchter Luft neigt 100Cr6 zu Tribokorrosion im Gleitkontakt [10], was die Bildung von stabilen Transferfilmen verhindert; die Ergebnisse in synthetischer Luft bestätigen auch, dass die Feuchtigkeit auf die Verschleißrate von graphitgefüllten Polymeren gegen 100Cr6 wirkt; und 3) Die vorliegenden niedrigen pv-Bedingungen (0,6 MPa*m/ s) verhindern die Freisetzung des Graphits im Tribokontakt, wodurch die Schmierwirkung von graphitgefüllten Polymeren beeinträchtigt werden kann [11]. Im Vakuum werden die Mechanismen 1 und 2 nicht auftreten, was zu einem homogenen Film führen kann. Die Massenspektroskopie hat einen Zusammenhang zwischen der Ausgasung und der Reibungs- und Verschleißrate von Graphit-gefüllten Kompositen in Vakuum gezeigt. Die Freisetzung von Wasserdampf während des Reibprozesses kann auch zu einer gewissen Sättigung der dangling bonds im Graphit führen, und dadurch schweres Dusting, wie in [12] berichtet vermindern. In Luft ist Graphit ebenfalls gesättigt, wird aber aufgrund der eingeschränkten Mobilität des Polymers - und der niedrigen pv-Konditionen behindert, in ähnlicher Weise wie bei Polyimiden [7]. Dieses führt jedoch zu keiner Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 57 Bild 8: FTIR-Analysen des Übertrags und der Kompositestifte von reinem PEEK (a) und graphitgefülltem PEEK (b) nach Beanspruchung an Luft und in H 2 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis Verbesserung der Reibungszahl von PEEK in feuchter Luft. In Wasserstoff sorgt die Sättigung von Graphit für einen effizienten Schmierfilm auf der reduzierten Stahlgegenfläche. Darüber hinaus konnte der im Tribofilm gefundene Eisenabrieb entweder die Haftung des Transferfilms verbessern bzw. ihn verstärken. Ähnlich wie Graphit konnte der Zusatz von CNT in PEEK die Reibungszahl in Luft nicht verbessern. Aus den gleichen Gründen, die oben für Graphit beschrieben wurden, werden die Reibungs- und Verschleißrate durch die Matrix dominiert. In der Literatur wurden verschiedene Ergebnisse gefunden: Kalin zeigte, dass CNT in PEEK die Reibung verringert und den Verschleiß erhöht [13]. Von anderen wurde keine signifikante tribologische Verbesserung in feuchter Luft beobachtet [6]. Jacobs erklärte auch, dass CNT wie CF und Graphit Tribokorrosion des 100Cr6 Gegenkörpers in feuchter Luft verursachen [10]. In Wasserstoff wurde die Reibung und Verschleißbeständigkeit des Komposits, aufgrund der Ausrichtung der CNT parallel zur Gleitrichtung, verbessert. CNT können auch den Transferfilm verstärken, wie bei anderen Nanofüllern beobachtet wurde. Weiterhin konnte die Addition von TiO 2 -Partikeln die tribologische Eigenschaften von PEEK in Luft in unseren Testbedingungen nicht verbessern. SEM-Analysen zeigten, dass die Partikeln gut in die Polymermatrix eingebettet sind, was sicherlich einen klumpigen Übertrag und hohe Reibung fördert. Mehrere Studien haben gezeigt, dass die Wirkung von Nanopartikeln von vielen Faktoren abhängig ist, einschließlich Partikelgröße, Volumenanteil, Kontaktdruck und Polymermatrix [14]. Unter anderem wurde festgestellt, dass die Wirkung von keramischen Nanopartikeln bei hohem Kontaktdruck deutlicher ist und dass es eine synergistische Wirkung zwischen Nanopartikeln und Kohlefasern gibt. Höhere Kontaktdrücke können zu einer leichteren Freisetzung von Partikeln und damit zu besseren tribologischen Eigenschaften führen. Die Wirkung von TiO 2 wurde in Vakuum und Wasserstoff deutlich. Die günstigeren Effekte der trockenen Atmosphäre auf die Reibung von PEEK sowie auf den Gegenkörper 100Cr6 werden durch TiO 2 -Partikel hervorgehoben. SEM-Bilder (Bild 6) zeigten getrennte und zerbröselte Partikel auf der Scheibe, die auf ein Mangel an Adhäsion zwischen den TiO 2 -Partikeln und der Matrix sowie die Sprödigkeit der Teilchen im Vakuum hindeuten [15]. In diesem Fall sind die Reibungs- und Verschleißreduzierung wahrscheinlich auf den Rolleffekt der Partikel zurückzuführen. In Wasserstoff verdichten sich die TiO 2 -Partikel mit Eisen-Abrieb. Diese Sinterung von TiO 2 führt zur Verstärkung und zu einer besseren Haftung des Übertrags. Dieser Sinterprozess kann vermutlich in Wasserstoffumgebung gefördert werden, da Wasserstoff eine wichtige Rolle in der Chemie des TiO 2 spielt, indem Hydride und Hydroxyde gebildet werden können [16]. Zusammenfassung In dieser Studie wurde das tribologische Verhalten von PEEK-Verbundstoffen in Luft, Vakuum und Wasserstoffumgebungen untersucht. PEEK-Matrix wurde mit natürlichem oder synthetischem Graphit sowie mit CNT oder TiO 2 -Partikeln gefüllt. Basierend auf den Ergebnissen und der Diskussion können folgende Schlussfolgerungen gezogen werden: -Die Untersuchung von PEEK in reiner Form deutet auf eine Umgebungsabhängigkeit vor allem der Verschleißrate hin. Dies wird auch durch massenspektroskopische Analysen während des Versuchs im Vakuum bestätigt, bei denen sich eine deutliche Ausgasung aus dem Polymer zeigte. -In feuchter Luft hat die Zugabe von Graphit, CNT oder TiO 2 keine Auswirkung auf das Reibungsverhalten von PEEK gegen 100Cr6 gezeigt, allerdings nimmt die Verschleißrate bei Verwendung von Graphit und CNT geringfügig ab. -Das Reib- und Verschleißverhalten von PEEK-Kompositen verändert sich wesentlich im Vakuum und in Wasserstoffumgebung, wo die Bildung eines Transferfilms gefördert wird. -Eine sehr geringe Reibung wurde mit Graphit und CNT in Wasserstoff (0,04) erzielt, während die niedrigste Verschleißrate mit TiO 2 -Partikeln sowohl in Vakuum als auch in Wasserstoffumgebung erreicht wurde. Das tribologische Verhalten von PEEK-Verbundwerkstoffen wurde mit der Bildung und Haftung einer dünnen und homogenen Transferfolie assoziiert. Dies hängt stark von den Umgebungsbedingungen ab, die das Polymer, den Gegenkörper und die Füllstoffe beeinflussen. Der Einfluss der Umgebung auf das tribologische Verhalten von Graphit-, CNT- oder TiO 2 -gefüllten PEEK-Kompositen ist somit das Ergebnis von komplexen Prozessen, die in den Materialien und am Tribokontakt auftreten und miteinander interagieren. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die Förderung des Vorhabens (unter der Projekt-Nummer Gr1002/ 10). 58 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis Literatur [1] Theiler G. et al, Tribological Behaviour of PTFE-composites against Steel at Cryogenic Temperature. Tribol. Intern. 35(2002) 49-458 [2] Cole KC and Casella IG. Fourier transform infrared spectroscopic study of thermal degradation in films of poly (etheretherketone). Thermochim Acta 211 (1992) 209- 228. [3] H. X. Nguyen and H. 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Journal of physics/ Conference series 100(2008) 072040, 1-4; IOP Publ.ISSN 1742-6588, 1742-6596 [13] M. Kalin, Wear and friction behaviour of poly-ether-etherketone (PEEK) filled with graphene, WS 2 and CNT nanoparticles. Wear 332-333 (2015) 855-862 [14] Q. Wang and X. Pei. The influence of nanoparticle fillers on the friction and wear behavior of polymer matrices. In Tribology of Polymeric Nanocomposites. Ed. K. Friedrich and A. Schlarb. Tribology and Interface Engineering Series, No.55, 2008, Series Ed. B.J. Briscoe [15] K. Kato, Tribology of ceramics. Wear 136 (1990) 117-133 [16] M. L. Knotek Characterisation of hydrogen species on metal-oxide surfaces by electron-stimulated desorption: TiO 2 and SrTi0 3 . Surface Science 101 (1980) 334-340. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 59 Anzeige Prof. Dr.-In Einführ und Sch Tribologi 2010, 372 (expert Büc Die Einführu Probleme. S Anwender, s optimalen S die Wahl de Inhalt : Allgemeine Zusammenh Schmierstoff von Maschi Bedingunge versorgung geschmierte ng. Dr. h. c. W ung in die hmierungs e - Schmiers S., 294 Abb., cherei) ISBN ung in die Tribo Sie wendet sic sondern vor alle chmierstoff aus r Werkstoffpaar Fragen der hänge zwische ffe - Theoretisc nenelementen en - Schmierun und -entsorg en Maschinenele Wilfried J. Ba e Tribolog stechnik stoffe - Anw 142 Tab., 66, 978-3-8169-2 ologie und Schm ch daher nicht em auch an Kon szuwählen, sond rung unter tribol Tribologie n Reibung, Ve che Grundlagen - Schmierung ng und Schmier gung - Prakt ementen und M rtz ie wendungen 00 €, 109,00 C 2830-0 mierungstechnik nur an Schmie nstrukteure von dern die konstru ogischen Gesic und Schmieru erschleiß und der Schmierun von Maschinen rstoffe in der M tische Schmie Maschinen CHF k hilft bei der L erstoff-Herstelle Reibpaarungen uktive Gestaltun chtspunkten vor ungstechnik - Schmierung - ng - Auslegung n - Schmierung Metallbearbeitun erungstechnik Lösung tribologis er und Schmier n, die nicht nur e ng der Reibstelle rzunehmen habe - Grundlegen Grundlagen d g und Schmieru g bei besonder g - Schmiersto - Schäden scher rstoffeinen e und en. de der ng en offan T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 59 Nachrichten 60 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Die alljährlich von der GfT veranstaltete Tribologie- Fachtagung fand vom 25. bis 27. September 2017 in Göttingen statt. Sie wurde zum ersten Mal durch den neuen Vorsitzenden des GfT-Vorstands, Dr.-Ing. Christoph Wincierz, geleitet. In seiner Begrüßungsrede ging er auf die Entwicklung der GfT, insbesondere den eingeleiteten Verjüngungsprozess, ein. Als wichtigste Neuerung bot die Tagung in diesem Jahr den Rahmen für das Abschlusskolloquium des DFG- Schwerpunktprogramms 1551 „Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ mit 15 Vorträgen an zwei Tagen. Das Kolloquium stieß auf sehr großes Zuhörerinteresse, was für die Integration weiterer Veranstaltungen dieser Art in Zukunft spricht. Tribotalk Bei der Podiumsdiskussion „Tribotalk“ am Abend des ersten Konferenztags ging es um das Thema „Ist die Tribologie heute noch volkswirtschaftlich relevant? “. Verbraucherschutzaspekte steuerte Stefan Schridde bei, der unter anderem die Internet-Plattform „Murks? Nein Danke! “ initiiert hat. Ein ganz wesentlicher Gesichtspunkt ist dabei, dass Firmen zunehmend unterstellt wird, die Lebensdauer von Konsumprodukten durch geplantes frühzeitiges Versagen bestimmter Bauteile zu beschränken, was natürlich auch tribologisch beanspruchte Komponenten betreffen könnte. Als weitere Podiumsteilnehmer diskutierten Prof. W. J. Bartz, Dr. M. Jungk, Dr. C. Wincierz und Dr. M. Woydt. Dabei spielten auch die volkswirtschaftlichen Auswirkungen der Umbrüche im Verkehrssektor mit den sich wandelnden Anforderungen an Werk- und Schmierstoffe eine wesentliche Rolle. Plenarvortrag Ein besonderes Highlight der Plenarveranstaltung am Dienstagvormittag war der Vortrag von Dr. Martin Herrenknecht, dem am 13. Dezember 2016 der Wernervon-Siemens-Ring, eine der höchsten ingenieur-technischen Auszeichnungen verliehen wurde. Seine humorvoll vorgetragene Präsentation mit dem Titel „Meilensteine im maschinellen Tunnelbau“ machte deutlich, welche Herausforderungen mit modernen Tunnelbohrmaschinen im Schildvortrieb z. B. beim Eurasiatunnel unter dem Bosporus oder dem Gotthard-Basistunnel heutzutage gemeistert werden können. Es bietet sich an, die dabei zum Einsatz kommenden Techniken zum Gegenstand eines Schwerpunktthemas zukünftiger Fachtagungen zu machen. GfT-Förderpreise Auch 2017 wurden GfT-Förderpreise in drei Kategorien verliehen. Der Preis in der Kategorie 3 für Bachelorarbeiten ging an Herrn Felix Konstantin Prigge, Leibnitz Universität Hannover, IMKT, für eine Arbeit über die „FE-Simulation eines Schrägkugellagers in oszillierenden Anwendungen“. In der Kategorie 2 wurde die Masterarbeit von Herrn Fabian Goergen ausgezeichnet, die am WZL der RWTH Aachen entstanden ist und in der er sich mit experimenteller und rechnerischer Analyse von Zahnflankenermüdungsschäden beschäftigt hat. Herr Dr.-Ing. Tobias Brögelmann vom IOT der RWTH Aachen erhielt den GfT-Förderpreis in der Kategorie 1 für seine Dissertation „Reibungsreduzierung durch gradierte diamantähnliche Kohlenstoffschichten a-C: H: Zr und a-C: H: Ti in EHD- Kontakten des Automobilantriebsstrangs“. Auf der Fachtagung wurden die ausgezeichneten Bachelor- und Masterarbeiten als Kurzvorträge im Rahmen der „Short Session“ für junge Wissenschaftler vorgestellt. Herr Brögelmann hielt einen Vortrag über seine Dissertation zu Beginn der Sitzung „Dünne Schichten und Oberflächentechnologien“. Kurzfassungen dieser Arbeiten werden im nächsten Heft von Tribologie und Schmierungstechnik veröffentlicht. Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen Mit dem Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen, der höchsten deutschen Auszeichnung auf dem Gebiet der Tribologie, wurde in diesem Jahr Prof. Karl-Heinz Kloos ausgezeichnet. In seiner Laudatio ging Dr. Wincierz, Evonik Industries, auf die besonderen Verdienste von Prof. Kloos Mitteilungen der GfT 58. Tribologie-Fachtagung 2017 in Göttingen Tribotalk Plenarvortrag: Dr. Martin Herrenknecht Förderpreis Dissertation: Dr.-Ing. Brögelmann und Dr. Vogt (Vorsitzender des Preiskomitees) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 60 Nachrichten bei der Leitung des Instituts für Werkstoffkunde an der TU Darmstadt und die erfolgreiche Zusammenarbeit mit der Staatlichen Materialprüfungsanstalt Darmstadt ein. Fachvorträge Die Zahl der regulären Fachvorträge betrug in diesem Jahr 70 in 5 Parallelsitzungen. Bemerkenswert großen Zuspruch fand eine Session aus dem Themenbereich „Maschinenelemente und Antriebstechnik“, in dem Vorträge zur Problematik der „White Etching Cracks“ zusammengefasst wurden. Neu in diesem Jahr war ebenfalls der Themenschwerpunkt „Biotribologie, Life Science“ mit insgesamt 8 Vorträgen. Eingeleitet wurde die Session durch einen Hauptvortrag von Prof. Ulrich Witzel von der Ruhr-Universität Bochum über Tribosysteme in technischen Implantaten. Wie in diesem spielten künstliche Gelenke auch in den meisten folgenden Beiträgen die Hauptrolle. Es gab jedoch auch einen theoretischen Vortrag (E. Willert TU Berlin), in dem die Vorteile von Gradientenmaterialien, wie sie in biologischen Systemen häufig vorkommen, aufgezeigt wurden. Dass auch das Zerkleinern und Schlucken von Nahrungsmitteln von biologischen Tribosystemen bewerkstelligt werden, verdeutlichte ein weiterer Vortrag aus der TU Berlin (K. Kieserling). Dieses Thema allgemein, aber insbesondere die Erschließung eines experimentellen Zugangs zu diesen Vorgängen, entspricht natürlich genau der Intention des von der Firma Werner Stehr Tribologie gestifteten Preises „Tribologie ist überall“. Dieser ging deshalb in diesem Jahr an Florian Rummel (Anton Paar GmbH) für seinen Vortrag zur Tribologie von Nahrungsmitteln, gehalten auf dem „1 st Young Tribological Researcher Symposium“ im Mai 2017. Wein und Schokolade statt Öl und Fett waren Objekte seiner tribologischen Untersuchungen. Göttinger Kreis Zu den ständigen Terminen im Rahmen der Fachtagung gehört die Sitzung des Göttinger Kreises, dem alle Träger des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens angehören. Da eine Neuauflage des Büchleins zur Geschichte der Tribologie in Deutschland mit den Biografien der Träger des Vogelpohl-Ehrenzeichens für das 60. Jubiläum der GfT im Jahr 2019 geplant ist, nahm dessen Besprechung breiten Raum ein. Ausgesprochen positiv wurde auch diesmal der Stammtisch mit den „Jungen Tribologen“ in der zweiten Hälfte der Sitzung des Göttinger Kreises aufgenommen. Fruchtbar wird dieser Erfahrungsaustausch insbesondere dadurch, dass bereits im Vorfeld von den Nachwuchswissenschaftlern Fragen formuliert werden, auf die sich dann alle Teilnehmer einstimmen können. Wie es sich für ein solches Treffen gehört, sind die Fragen eher „philosophisch“, das Große und Ganze betreffend. Diesmal ging es z. B. um die Akzeptanz der Tribologie in der Industrie, die Weiterentwicklung der Tribologie in der Lehre und Fragestellungen aus der Medizin- und Lebensmitteltechnik, die ins Interesse tribologischer Untersuchungen kommen. Mit den Teilnehmern des Abschlusskolloquiums lag die Zahl der Anmeldungen bei 285 und damit wieder über dem Vorjahresniveau. Die Zahl der Poster musste aus Platzgründen auf 9 begrenzt werden. Auch das erfreulich große Interesse für eine Beteiligung an der Fachausstellung im Foyer des Tagungshotels überstieg die Möglichkeiten. Hier soll für die Zukunft nach einer besseren Lösung gesucht werden. Das Schlusswort des GfT-Vorsitzenden beendete die Veranstaltung mit dem Hinweis auf die nächste Tribologie- Fachtagung, die vom 24.-26. September 2018 wieder in Göttingen stattfinden soll. Weitergehende Informationen zur Tagung erhalten Sie bei der Geschäftsstelle der Gesellschaft für Tribologie e.V., Löhergraben 33-35, 52064 Aachen, Telefon: (0241) 400 66 55, E-Mail: tribologie -@gft-ev.de. Dort können Sie auch die beiden Tagungsbände, den Sonderband zum DFG-SPP 1551 und die CD-ROM mit allen Beiträgen und zusätzlichen Informationen bestellen. Dr. Thomas Gradt In Kooperation mit der GfT: „21 st International Colloquium Tribology - Industrial and Automotive Lubrication” in Stuttgart/ Ostfildern Vom 9. bis 11. Januar 2018 findet in Ostfildern nahe Stuttgart das „21 st International Colloquium Tribology - Industrial and Automotive Lubrication“ statt. Veranstaltet wird das Kolloquium von der Technischen Akademie Esslingen in Kooperation und mit tatkräftiger Unterstützung der GfT. Mit dem Fokus auf Schmierung in Fahrzeug- und Produktionstechnik hat sich das Colloquium als internationaler Branchentreff etabliert. Den sich abzeichnenden Trends zur E-Mobilität, zum Einsatz von Erdgas im Verkehrssektor und den daraus resultierenden Herausforderungen an die Schmierstoffindustrie wird unter anderem durch Plenarvorträge von Lutz Lindemann (Fuchs Petrolub), Mike Anderson (STLE und Falex Corp.), Kai Kreisköther (RWTH Aachen) und Thomas Garbe (Volkswagen AG) Rechnung getragen. Darüber hinaus bietet das Programm über 150 Vorträge sowie Posterpräsentationen und eine Fachausstellung rund um die Tribologie des Automobils und industrieller Produktion. Allen Fachleuten auf diesen Gebieten kann der Besuch des alle 2 Jahre stattfindenden Kolloquiums nur ans Herz gelegt werden. Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 61 Göttinger Kreis und junge Tribologen T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 61 Am 19. und 20. Juli 2017 fand das 11. Arbeitskreistreffen der Jungen Tribologen statt. Austragungsort war Kassel. Zum Auftakt traf sich die siebenköpfige Gruppe mit Dr. Ochse, Oberingenieur bei Prof. Rienäcker am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Tribologie. Ausgangsort einer Führung durch den Bergpark Wilhelmshöhe entlang der Kasseler Wasserspiele war auf Höhe des Oktogons mit dem als Wahrzeichen der Stadt geltenden Herkules. Der Reiseführerin, welche die Jungen Tribologen dort empfing, wurden von Dr. Mirjam Bäse und Dr. Ochse kurz die Grundbegriffe der Tribologie erklärt. Sofort stellte die Dame fest, dass auch im menschlichen Körper Tribosysteme - Stichpunkt Kniegelenk - zu finden sind. Nach diesem kurzen technischen Einstieg ging es dann inhaltlich schnell in die Tiefen griechischer Mythologie und baulich-architektonischer Details der Wasserspiele. Örtlich ging es von da an bergab. Denn der Weg führte die Gruppe über zahlreiche der über 800 im barocken Stil angelegten Stufen sowie durch die im romantischen Stil gestalteten Wege am Fuße des Berges hinunter zum Schloss Wilhelmshöhe. Nach kurzer Erfrischungspause im Hotel - das Wetter war den Jungen Tribologen am Nachmittag des 19.07. wohlgesonnen - lud der Lehrstuhl von Prof. Dr. Rienäcker zum gemeinsamen Grillen mit Studenten und Mitarbeitern auf dem Campus ein. Eine durch Tief Zlatan verursachte Gewitterfront zwang die Gesellschaft zum Umzug in die Hallen des Versuchsfeldes, was sicher neben diversen privaten Gesprächen auch erneut Inspiration für fachliche Diskussionen lieferte. Am Morgen des 20. Juli pünktlich um 8 Uhr begann die Sitzung des Arbeitskreises unter Leitung von Dr. Mirjam Bäse mit der Begrüßung dreier neuer Mitglieder (Max Bauman (IWIS), Konstantin Werner (HS Konstanz), Florian Rummel (Anton Paar). Es folgten ein Vortrag von Christian Scholz über die Oerlikon Balzers AG und fachliche Hintergründe über Herstellung und Eigenschaften beschichteter Bauteile sowie ein Vortrag von Prof. Dr. Rienäcker, der eine Vorstellung des Lehrstuhls sowie aktuelle und abgeschlossene Projekte umfasste. Ein weiteres Highlight war die anschließende Führung durch die Labore des Instituts mit Dr. Umbach. Hier war besonders interessant zu sehen, dass am Lehrstuhl neben tribologischer Forschung, zum Beispiel in der Form von Kombination empirischer Ansätze und numerischer Simulation, auch die Ausbildung von Studenten in tribologischer Theorie und Praxis stattfindet. Zurück im Besprechungsraum wurde die Auswertung des 1 st Young Tribological Researcher Symposiums diskutiert und weiterführende Überlegungen für das 2 nd Young Tribological Researcher Symposium im kommenden Jahr angestellt. Konstruktiv und engagiert diskutiert wurde auch über die Gestaltung des Tagungsstandes der Jungen Tribologen für die im September anstehende GfT Fachtagung sowie die Homepage und das Design des Flyers des Arbeitskreises. Viele der Gespräche während des Arbeitskreistreffens ermöglichten einen spannenden fachlichen Austausch zwischen den Mitgliedern, geprägt von einer sehr angenehmen Atmosphäre. An dieser Stelle bedanken wir uns nochmals bei Prof. Dr. Rienäcker, Dr. Ochse und Dr. Umbach, Frau Störmer sowie Frau Hadwiger und dem restlichen Teil des Organisations-Teams der Universität Kassel für die Einladung und die herzliche Gastfreundschaft. Mitteilungen der GfT 11. Treffen des Arbeitskreises „Junge Tribologen“ Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Laborführung Gruppenfoto v.l.: Dr. Mirjam Bäse (Magna Powertrain), Max Baumann (IWIS Motorsysteme), Stephan Henzler (Brose), Christian Scholz (Oerlikon Balzers), Konstantin Werner (HS Konstanz), Florian Rummel (Anton Paar), Prof. Adrian Rienäcker (Universität Kassel) Autor Florian Rummel, Anton Paar Germany GmbH Hellmuth-Hirth-Straße 6, 73760 Ostfildern-Scharnhausen, Germany, florian.rummel@anton-paar.com Leiterin AK Junge Tribologen Dr. Mirjam Bäse, Magna Powertrain GmbH & Co KG Industriestraße 35, 8502 Lannach, Austria, mirjam.baese@magna.com Stellvertretender Leiter AK Junge Tribologen Anatolij Smirnov, Evonik Resource Efficiency GmbH Kirschenallee, 64293 Darmstadt, Germany anatolij.smirnov@evonik.com T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 62 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 63 Mitteilungen der ÖTG E Euro I R T O C E rence fe Con an pe Euro 0 2 B I 1 l bo i Tr on rence 19 ogy Euro Wien rence fe Con an pe Euro nno A t s Fir Wien ustria , A l bo i Tr on rence nt e m e unc nno ustria ogy pe o c S n a e p o r u E e h T d n a y m o n o c e a i r t s u A b i r T n f o y t i s r e v i n U y g o l o b i r T , n a ty 1 0 2 y g o l o b i r T n o e c n e r e ffe n o C ( 9 l a r t n e C f o e p a c s d n a l l a i r t s u d n i y t e i oc S y g o l o b w n o i t a r e p o o c n i ( o c d n a ) y g o l o n h c e TTe d e z i n a g r o d n y g o ol b i r T s s i Sw . 12 14 9 1 0 2 B I R T O C E ( n e i b d r i h t e h t s i ) e r e ffe n o c s i h T . e p o r u E h t u o S d n a e p m o C f o r e t n e C n a i r t s u A e h t h t i w e h t y b n a i l a t I y g o l o b i r T s s A 14 June 2 e s u c o ffo y l i r a m i r p e c n e r e ffe n o C l a i n n a i r t s u A n i d e z i n a g r o e b l l i w e c n e y g o l o b i r T r o ffo e c n e t e ) T ² C A ( h t d n a n o i t a i c o s e h t , c o S n a i n e v o l S 01 June 2 9 ty e h t n o d e h t y b a a n n e i V e h r o ffo y t e i Topics a s c i p o t r o j a M og l o b i r T m rt a m S n e os b i r T s d o h t e m og l o b i r T og l o b i r T 1 0 2 B I R T O EC y b d e s s e r d d a 9 l l i w c e d n a y og l o c e n o s t c a p m i y og t oa c l a on i t c n u f d n a s l a i er t a m d n a y g o l o n h c e t o n a n , s c i r o s n s k s a t l a c i g o l bo i r t r fo s es s s e c ro p n o i t c u od r p n i y og t n i y og n o i t a rt o p s n a r e b y om n o c s g n i g n i r u s ea m b u l l e v o N g n i l l e d o M es s es c o r p t ys os b i r T e m s es s s a n o i t i d n o C a c i r b u l d n a s t p e c n o c n o i t a c i r b c i og l o b i r t f o n o i t a l u m i s d n a g ems t s y s d n a es e m i t e f i l d n a y t i l i b a i l e r m e t t n e g n i r o t i n o m n s t n a l a c fo ty nue e V r e t fft A s e i r e s a f n o c B I R T O C E o g a s r a e y T . e h u o f e h t f o e n o p s o h e s e n n e i V s d n a y t s a n y d n e i W e h t d n a k i l , s n o i t u t i t s n i o t s n o i t c e n n o c ff f o s t n e v e l u f s s e c c u s n e i W d n a e c n e r e ffe fo , t i d a r t n i a t r e c a g n i w o l l o f h t n i d e t a c o l s i a i r t s u A f o l a t i p a c e d e t i n U e h t f o s e c n e d i s e r l a i c i f f o r u s t s i r u o t f o s n o i l l i m e s u h t n e y t i l a t i p e m i t t a h t e c n i n e i W d t a e r g a s a h e l l e w s a t i b i h x e n o i g Re a n n e i V e h t e k . y g o l o b i r t f o s k s a t e r o c e h t o ry ty g e R a n n e i V e h t d e t n i o p p a s i n o i e h t n o g n i d n i m e r n o i t b i r T d l r o W a e r u B e h t h t i W . e p o r u E f o t r a e h e r o t s i h s t i h t i w y t i c e h T . s n o i t a N d s e i r u t n e c f o e l p u o c A . r a e y y r e v e l a c i r o t s i h t n e c i f i n g a m f o y t i s r e v i d h g i h , e r u t c e t i h c r a n r e d o m a h c e t e r o m e c n o r o ffo e u n e v e h t e b o t 1 0 0 2 s s e r g n o C y g o l o b V n i d l e h a n i s n o i t a N d e t i n U e h t f o u n e i W t e w s a s t h g i l h g i h l a r u t l u c d n a l a c i r s W n e i H e h t f o e c n e d i s e r e h t s a w o N . s k r a p d n a s e h c r u h c , s g n i d l i u b c u d e d n a , s e i r t s u d n i h d n a n o i t a c i l pub e R h c e z C ty t x e n e h t 1 a n n e i V 6s i y t i c e h t h t s a l l e e g r u b s b a H w o , s y a d a h c r a e s e r .o w w w ecotri g.at/ et .o 1 0 b2 ecotri 9 Sw and tzerl i y tal I nia e v o l S S c i l pub e R h c e z C Hungary a i ak v o l S y r Hunga o b Tri n tria s Au c o S gy o l o y t e i Tri an i tal I c o s As ganis Or gy o l o b Tri n o ati i c S n a i n e v oov l S l o b i r T ium t r o ns ion Co at ganis ty r o ffo y t e i c o S y g o b Tri s s i w S ium gy o l o b T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 63 Patentumschau 64 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 culloough, Gregory R; Pudelski, John K. (The Lubrizol Corporation, USA) PCT Int. Appl. WO 2006 84,138 (Cl. B01F17/ 22), 10.08.2006 (145: 232876f) Method for preparing lubricating agent containing cuprous oxide nanopowder additive by ball milling. Huang, Dehuan; Li, Zongquan; Xia, Zhiping (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,693,435 (Cl. C10M125/ 10), 09.11.2005 (145: 232877g) Lubricant containing sliding mechanism. Kano, Makoto; Mabuchi, Yutaka (Nissan Motor Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 213,745 (Cl. C10M103/ 02), 17.08.2006 (145: 232882e) Lubricant concentrate containing a phosphate triester. Theyssen, Holger; Stanga, Mario; Bruschi, Franco; Wiemer, Stefan (Johnsondiversey, Inc., USA) Eur. Pat. Appl. EP 1,690,920 (Cl. C10M173/ 02), 16.08.2006 (145: 232884g) Lubricant for pressure metalworking and its production. Tumbina, V. P.; Leboshkin, B. M.; Proskurin, V. P.; Chinokalov, V. Ya.; Pronyakin, A. Yu; Pelikh, A. 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C10M169/ 04), 24.08.2006 (145: 232888m) Group VIII noble metal supported on composite zeolites as alkane hydroisomerization catalysts. Wang, Bingchun; Tian, Zhijian; Hu, Sheng, Xu, Yunpeng; Xu, Zhusheng, Lin Liwu (Dalian Institute of Chemical Physics, Chinese Academy of Sciences, Peop. Rep. China9 Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,792,451 (Cl. BO1J29/ 068) 28.06.2006 (145: 232893j) Patentumschau Environmental sustainable lubricant. Enomoto, Yukiko; Yaginuma, Toshihiro; Aoki, Kenichi (Yushiro Chemicallndustry Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 206,655 (Cl. C10M169/ 04), 10.08.2006 (145: 214009w) Lubricant. Yuzuhara, Yasuhiro (Japan Aviation Electronics Industry Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 206,702 (Cl. C10M169/ 04), 10.08.206 (145: 214012s) Preparing an overbased detergent in oil medium, overbased metal detergent, and use in combustion enginge. Kocsis, Jody A; Baumann, Albert F.; Karn, Jack L. (The Lubrizol Corp., USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 178,278 (Cl. 508-390; C07C309/ 62), 10.08.2006 (145: 214015v) Lubricating fluids with low traction characteristics. Sullivan, Wiliam T.; Oumar-Mahamat, Halou; Webster, Maratin; Brandes, Ellen (ExxonMobil Chemical Patents Inc., USA) PCT Int. Appl. WO 2006 83,632 (Cl. C10M171/ 00), 10.08.2006 (145: 214016w) Natural and synthetic sodium sulfonate emulsifier blends. Costello, Michael T.; Riff, Igor; Weaver, Joseph A; Seibert, Rebecca F. (USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 183,649 (Cl. 508-390; C10M135/ 10), 17.08.2006 (145: 214019z) Overbased vaterite containing salt composition. Carrick, Virginia A; Roski, James P.; Barrer, Daniel E. (The Lubrizol Corporation, USA) U. S. Pat. Appl. Publ. US 2006 183,650 (Cl. 508-391; C10M159/ 20), 17.08.2006 (145: 214020t) Olefin oligomerization and biodegradable compositions therefrom. Kowalik, Ralph M.; Gribschaw, Thomas A; Kuechler, Keith H.; Hili, Ronald R (Exxonmobil Chemical Patents Inc., USA) PCT Int. Appl. WO 2006 84,285 (Cl. C10G50/ 00), 10.08.2006 (145: 214026z) Olefin oligomerization and compositions therefrom. Kuechler, Keith H.; Brown, Stephen N.; Verberckmoes, An; Siverberg, Steven E.; Puttmans, Mar P. H.; Welford, Mark R; Godsmark, John (Exxonmobil Chemical Patents Inc., USA) PCT Int. Appl. WO 2006 83,699 (Cl. C10G50/ 00), 10.08.2006 (145: 214028b) Overbased calcium alkylsalicylate as lubricating oil detergents with moderate basicity. Yao, Wenzhao; Fu, Xingguo (Petrochina Company Limited, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,673,208 (Cl. C07C65/ 10), 28.09.2005 (145: 232874d) Dispersants from condensed polyamines. Eveland, Renee A; Gieselman, Matthew D.; Barr, Douglas M.; Mc- T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 64 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 65 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Gleitlager - Dreischichtlager haltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Verschleiß Unterbegriff: Riefen Beschreibung des Schadensbildes Das Bild zeigt gleichmäßigen flächigen Verschleiß im Bereich der Lastzone des Lagers. Gleitschicht und Ni- Damm, der darunter liegt, sind abgetragen. In der Oberfläche erkennt man eine tiefe Spur, die durch einen langsam wandernden Fremdkörper verursacht wurde. Die Spur endet dort, wo er endgültig eingebettet und wieder herausgespült wurde. Schadensursache Erhöhte Belastungen und/ oder zu niedrige Ölviskosität resultierten in sehr dünnen Ölfilmen, so dass verstärkt Mischreibung vorherrschte, wodurch der Verschleiß entstand. Schmutzpartikel im Öl führten zur Riefenbildung. Als Sekundärschaden ist leichte Korrosion zu erkennen. Mit freundlicher Genehmigung von Federal Mogul (Glyco) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 65 Hinweise für unsere Autoren 66 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 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_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 66 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 67 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.3.5 Konstruktive Hinweise Wichtig ist dabei, dass sich die Lagerschale an die verkantete oder gekrümmte Welle anpassen kann. Die Bilder 4.26 und 4.27 zeigen Beispiele für geeignete konstruktive Gestaltungen der Lagerungen. Bild 4.26: Gestaltung der Lagerschale zur Vermeidung von Kanten-Pressungen Bild 4.27: Gestaltung der Lagerung zur Vermeidung von Verkantungen 4.4 Wälzlager 4.4.1 Einführung Die ideale Rollbewegung ist durch eine Punkt- oder Linienberührung gekennzeichnet, woraus sich eine gegen Null gehende Reibung ableiten lässt. Reale Wälzlager sind aber durch eine Kombination aus Roll- und Gleitbewegung gekennzeichnet, die als Wälzbewegung bezeichnet wird. Daher der Name Wälzlager. Zur Bezeichnung der Wälzlager dienen verschiedene Kriterien: - Radial- oder Axiallager - Kugel- oder Rollenlager. Bild 4.28 enthält eine Übersicht über die verschiedenen Wälzlagertypen. Eine Zuordnung zwischen Lagertyp und Anforderungserfüllung geht aus Bild 4.8 hervor. Tabelle 4.8 kann man eine Zuordnung zwischen dem Anforderungssprofil und einem optimalen Wälzlagertyp entnehmen. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 67 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 68 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Bild 4.28: Übersicht über die verschiedenen Wälzlagertypen Bild 4.29: Analyse der wichtigsten Ursachen für Wälzlagerschäden Tabelle 4.8: Kaum veränderte biologische Abbaubarkeit in Fahrzeughydrauliken Oft wird angenommen, dass die Schmierung von Wälzlagern nur eine untergeordnete Bedeutung hat. Dies ist nicht richtig. Bild 4.29 zeigt eine Analyse der wichtigsten Ursachen für Wälzlagerschäden und man erkennt, dass 43% auf tribologische Einflüsse zurückzuführen sind. Montagefehler stehen an zweiter Stelle als Schadensursache, während die Ermüdung nur für etwa 9% der Schäden verantwortlich ist. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 68 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen 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 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 3924: 2017-01 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. Z DIN 51506: 2013-12 Schmierstoffe - Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL - Einteilung und Anforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51506: 2017-08 DIN 51506: 2017-08 Print: 50,70 EUR/ Download: 46,70 EUR Schmierstoffe - Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL - Einteilung und Anforderungen Lubricants - VB lubricating oils with and without additives and VDL lubricating oils - Classification and requirements Ersatz für DIN 51506: 2013-12 Gegenüber DIN 51506: 2013-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anforderungen an und Prüfverfahren für die Eigenschaft „wasserlösliche Säuren“ an DIN ISO 6618 (Verfahren mittels Wasserextraktion) angepasst; b) Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt die Einteilung und die Anforderungen an Schmieröle VB ohne Wirkstoffe und mit Wirkstoffen und Schmieröle VDL fest. Z DIN 51558-2: 1990-03 Prüfung von Mineralölen; Bestimmung der Neutralisationszahl; Farbindikator-Titration, Isolieröle Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51558-2: 2017-07 DIN 51558-2: 2017-07 Print: 43,50 EUR/ Download: 40,00 EUR Prüfung von Mineralölen - Bestimmung der Neutralisationszahl - Teil 2: Farbindikator-Titration, Isolieröle Testing of mineral oils - Determination of neutralization number - Part 2: Color-indicator titration, insulating oils Ersatz für DIN 51558-2: 1990-03 Gegenüber DIN 51558-2: 1990-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Berechnungsformel in der Auswertung korrigiert; b) Verweisungen aktualisiert; c) Abschnitt „Prüfbericht“ ergänzt. Dieses Dokument legt ein Verfahren für die Bestimmung der Neutralisationszahl durch die Farbindikator-Titration von Isolierölen fest. DIN 51577-5: 2017-08 Print: 58,40 EUR/ Download: 53,70 EUR Prüfung von Schmierölen - Bestimmung des Chlorgehaltes - Teil 5: Direkte Bestimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Testing of lubricants - Determination of chlorine content - Part 5: Direct determination by optical emission spectral analysis with inductively coupled plasma (ICP OES) Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Chlorgehaltes in Schmierölen mittels direkter Be- Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 69 Normen T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 stimmung durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) fest. 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw BAAINBw TL 9150-0109: 2017-04 Technische Lieferbedingungen - Hydraulikflüssigkeit Basis Phosphatester, niedrige Dichte, Typ IV; NATO- Kode: H-522; Bw-Kode: HY5130 BAAINBw TL 9150-0110: 2017-04 Technische Lieferbedingungen - Hydraulikflüssigkeit Phosphatester, Typ V; NATO-Kode: H-524; Bw-Kode: HY5135 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE prEN ISO 2592: 2016-02 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland (ISO/ DIS 2592: 2016) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 2592: 2017- 05 E FprEN ISO 2592: 2017-05 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland (ISO/ FDIS 2592: 2017) Petroleum and related products - Determination of flash and fire points - Cleveland open cup method (ISO/ FDIS 2592: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 2592: 2001-08; Ersatz für prEN ISO 2592: 2016-02 E prEN ISO 3924: 2017-06 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren (ISO/ DIS 3924: 2017) Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method (ISO/ DIS 3924: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 3924: 2016-10 Einsprüche bis 2017-09-01 1.2.2 ISO-Normen ZE ISO/ DIS 2592: 2016-02 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 2592: 2017-05 E ISO/ FDIS 2592: 2017-05 100,00 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland Petroleum and related products - Determination of flash and fire points - Cleveland open cup method Vorgesehen als Ersatz für ISO 2592: 2000-09; Ersatz für ISO/ DIS 2592: 2016-02 E ISO/ DIS 3924: 2017-06 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Siedeverlaufs - Gaschromatographisches Verfahren Petroleum products - Determination of boiling range distribution - Gas chromatography method Vorgesehen als Ersatz für ISO 3924: 2016-09 Einsprüche bis 2017-08-31 Z ISO 4548-12: 2000-02 Prüfverfahren für Hauptstrom-Schmierölfilter für Verbrennungsmotoren - Teil 12: Bestimmung des Abscheidegrades mittels Partikelzählung und der Staubaufnahmekapazität Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4548-12: 2017-05 ZE ISO/ FDIS 4548-12: 2016-12 Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 12: Filtration efficiency using particle counting, and contaminant retention capacity ISO 4548-12: 2017-05 156,70 EUR Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 12: Filtration efficiency using particle counting and contaminant retention capacity Ersatz für ISO 4548-12: 2000-02 E ISO/ DIS 8528-1: 2017-05 65,90 EUR Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 1: Application, ratings and performance Vorgesehen als Ersatz für ISO 8528-1: 2005-06 Einsprüche bis 2017-07-25 E ISO/ DIS 8528-5: 2017-05 65,90 EUR Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 5: Generating sets Vorgesehen als Ersatz für ISO 8528-5: 2013-03 Einsprüche bis 2017-08-07 ZE ISO/ DIS 11365: 2016-09 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Leitfaden für die Wartung und Verwendung von Triaryl-Phosphatester-Turbinen-Steuerflüssigkeiten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 11365: 2017- 05 E ISO/ FDIS 11365: 2017-05 134,00 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Leitfaden für die Wartung und Verwendung von Triaryl-Phosphatester-Turbinen-Steuerflüssigkeiten T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 70 Normen Petroleum and related products - Maintenance and use guide for triaryl phosphate ester turbine control fluids Vorgesehen als Ersatz für ISO/ TS 11365: 2011-03; Ersatz für ISO/ DIS 11365: 2016-09 Z ISO 13357-1: 2002-04 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 1: Verfahren für Öle in Gegenwart von Wasser Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13357-1: 2017-05 ZE ISO/ DIS 13357-1: 2015-10 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 1: Verfahren für Öle in Gegenwart von Wasser ISO 13357-1: 2017-05 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 1: Verfahren für Öle in Gegenwart von Wasser Petroleum products - Determination of the filterability of lubricating oils - Part 1: Procedure for oils in the presence of water Ersatz für ISO 13357-1: 2002-04 Z ISO 13357-2: 2005-10 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 2: Verfahren für Trockenöle Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13357-2: 2017-05 ZE ISO/ DIS 13357-2: 2015-10 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 2: Verfahren für Trockenöle ISO 13357-2: 2017-05 65,90 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 2: Verfahren für Trockenöle Petroleum products - Determination of the filterability of lubricating oils - Part 2: Procedure for dry oils Ersatz für ISO 13357-2: 2005-10 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen 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 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 4492: 2013-07 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. E DIN 5481: 2017-08 Print: 116,00 EUR/ Download: 106,70 EUR Passverzahnungen mit Kerbflanken Serration splines Erscheinungsdatum: 2017-07-07 Einsprüche bis 2017-11-07 Gegenüber DIN 5481: 2005-06 und DIN 5481 Berichtigung 1: 2009-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Berichtigung wurde eingearbeitet; b) Bilder wurden eingearbeitet; c) Norm redaktionell überarbeitet. In dieser Norm werden Passverzahnungen mit Kerbflanken (Kerbverzahnungen) und konstantem Lückenwinkel der Außenverzahnung von 60° mit Zähnezahlen von 28 bis 42 in einem Nennmaßbereich von 7 mm bis 60 mm festgelegt. 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 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 5754: 1990-10 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 31661: 1983-12 leitlager; Begriffe, Merkmale und Ursachen von Veränderungen und Schäden Zurückgezogen; kein Bedarf mehr; technisch veraltet; Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 71 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 dafür kann DIN ISO 7146-1: 2015-12 und DIN ISO 7146- 2: 2015-12 angewendet werden. Z DIN 31696: 1978-02 Axialgleitlager; Segment-Axiallager, Einbaumaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr; technisch veraltet. Z DIN 31697: 1978-02 Axialgleitlager; Ring-Axiallager, Einbaumaße Zurückgezogen; kein Bedarf mehr; technisch veraltet. 2.1.2 EAD Richtlinien für Europäische Technische Zulassungen EAD 050009-00-0301: 2017-01 Spherical and cylindrical bearing with special sliding material made of fluoropolymer 2.1.3 VDI-Richtlinien E VDI 2729 Blatt 2: 2017-07 127,10 EUR Modulare Analyse ebener Gelenkgetriebe mit Dreh- und Schubgelenken - Kinetostatische Analyse Modular analysis of planar linkages with rotating and sliding joints - Kinetostatic analysis Einsprüche bis 2017-12-31 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 4378-1: 2009-09 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4378-1: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 4378-1: 2017-03 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften ISO 4378-1: 2017-07 179,50 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 Ersatz für ISO 4378-1: 2009-09 Z ISO 4378-2: 2009-09 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 2: Reibung und Verschleiß Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4378-2: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 4378-2: 2017-03 Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 2: Reibung und Verschleiß ISO 4378-2: 2017-07 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 Ersatz für ISO 4378-2: 2009-09 Z ISO 4378-3: 2009-09 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4378-3: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 4378-3: 2017-03 Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung ISO 4378-3: 2017-07 134,00 EUR Gleitlager - Begriffe, Definitionen und Einteilung - Teil 3: Schmierung Plain bearings - Terms, definitions, classification and symbols - Part 3: Lubrication Ersatz für ISO 4378-3: 2009-09 E ISO/ FDIS 4492: 2017-05 65,90 EUR Metallpulver, mit Ausnahme von Hartmetallpulvern - Ermittlung der Maßänderungen beim Pressen und Sintern Metallic powders, excluding powders for hardmetals - Determination of dimensional changes associated with compacting and sintering Vorgesehen als Ersatz für ISO 4492: 2013-03 E ISO/ FDIS 5754: 2017-05 43,20 EUR Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle - Ungekerbte Probe für den Schlagzähigkeitsversuch Sintered metal materials, excluding hardmetals - Unnotched impact test piece Vorgesehen als Ersatz für ISO 5754: 1978-02 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Bauwesen (NABau) Lager im Bauwesen - Teil 2: Gleitteile; (DIN EN 1337- 2: 2004-07); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516149> Diese Europäische Norm legt Angaben für Bemessung und Herstellung von Gleitteilen und Führungen fest, die keine Lager, sondern nur Teile von solchen sind, für die Kombination mit Lagern, die in anderen Teilen dieser Norm geregelt sind. Diese Norm gilt für: - Gleitflächen aus PTFE, Gleitmittel und austenitischem Stahl oder mit verchromter Oberfläche oder eloxiertem Aluminium - Gleitflächen aus PTFE oder Kompositmaterialien, Gleit- T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 72 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 73 mittel und austenitischem Stahl, - PTFE-Oberflächen deren umschreibender Kreis einen Durchmesser von mehr als 75 mm oder weniger als 1500 mm hat oder deren wirksame Lagertemperatur zwischen - 35 °C und 50 °C ist. Zusätzliche Anforderungen werden in EN 1337-7 gegeben. Gleitelemente, die vorübergehend als Hilfslager während der Bauphase dienen (z. B. beim Taktschieben des Überbaus), liegen außerhalb des Anwendungsbereichs dieser Norm. Dieses Dokument soll in Verbindung mit EN 1337-1 und anderen relevanten Teilen der Normenreihe EN 1337 angewendet werden. Lager im Bauwesen - Teil 3: Elastomerlager; (DIN EN 1337-3: 2005-07); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516150> Dieser Teil von EN 1337 gilt für den Entwurf, die Prüfung und Herstellung von laminierten Elastomerlagern, unbewehrten Elastomerlagern. Dieser Teil von EN 1337 gilt für Elastomerlager: - mit einer rechteckigen und runden Grundfläche bis 1200 mm Kantenlänge bzw. Durchmesser; - die einem Temperaturbereich von -25 °C bis +50 °C, oder zwischen -40 °C und +50 °C ausgesetzt sind; - die aufgrund von Klimawechseln einer Temperatur von unter -25 °C ausgesetzt sind; - die wiederholt für eine Dauer von bis zu 8 h einer Temperatur von -70 °C ausgesetzt sind. Dieses Dokument muss in Verbindung mit EN 1337-1 und anderen relevanten Teilen der Normenreihe EN 1337 angewandt werden. Lager im Bauwesen - Teil 4: Rollenlager; (DIN EN 1337-4: 2004-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516151> Dieses Dokument legt die Anforderungen an die Bemessung und die Herstellung von Ein- und Mehrrollenlagern mit horizontaler Rollenachse fest. Dieses Dokument gilt für Rollenlager aus Kohlenstoffstahl oder Stahlguss oder Edelstahl. Rollenlager können mit Gleitteilen, Führungen und Lagern nach anderen Teilen der Normenreihe EN 1337 kombiniert werden. Dieses Dokument gilt auch für Rollenlager die nicht durch z. B. Schweißen oberflächengehärtet wurden. Diese Dokument muss mit EN 1337-1 und anderen relevanten Teilen der Normenreihe EN 1337 angewandt werden. Lager im Bauwesen - Teil 5: Topflager; (DIN EN 1337- 5: 2005-07); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516152> Dieses Dokument legt Anforderungen an die Bemessung, Prüfung und Herstellung von Topflagern und Topfgleitlagern fest. Es gilt für Topflager aus Naturkautschuk und Chloroprenkautschuk mit einem Durchmesser von bis zu 1500mm, - mit Topf und Deckel aus eisenhaltigem Werkstoffen, - mit Innendichtungen, die für eine Gesatmstrecke aus Rotation zwischen Topf und Deckel von a) 500m, b) 1000 m oder c) 2000 m geprüft wurden, - mit Innendichtungen aus austenitischem Stahl, Messing, POM oder kohlegefülltem PTFE, - die Temperaturbereichen in der Nutzung von -25 °C und +50 °C oder - 40 °C und +50 °C ausgesetzt sind, - die wiederkehrend für bis zu 8 h Nutzungstemperaturen von bis zu +70 °C ausgesetzt sind. Dieses Dokument muss in Verbindung mit EN 1337-1 und anderen relevanten Teilen der Normenreihe EN 1337 angewandt werden. It is applicable to pot bearings: with elastomeric pads made from natural rubber (NR) or chloroprene rubber (CR) up to 1500 mm diameter, with pot and piston made from ferrous materials, with seals tested for different accumulated slide paths due to rotations between piston and pot of a) 500 m, b) 1000 m orc) 2000 m, with seals made from specific austenitic steel, brass, POM or carbon filled PTFE, subjected to operating temperature ranges between -25 °C and +50 °C or -40 °C and +50 °C, - subjected to operating temperatures up to +70 °C for repeated periods of less than 8 hours.This document shall be used in conjunction with EN 1337-1 and other relevant parts of EN 1337 series. Lager im Bauwesen - Teil 6: Kipplager; (DIN EN 1337- 6: 2004-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516153> Dieses Dokument legt Anforderungen an die Bemessung, Prüfung und Herstellung von Punktkipp- und Linienkipplagern fest. Es ist anwendbar auf Kipplager, die aus Kohlenstoffstahl oder Gussstahl oder Gusseisen oder Edelstahl hergestellt sind. Dieses Dokument muss mit EN 1337-1 und weiteren relevanten Teilen der normenreihe EN 1337 angewandt werden. Lager im Bauwesen - Teil 7: Kalotten- und Zylinderlager mit PTFE; (DIN EN 1337-7: 2004-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516154> Dieses Dokument legt die Anforderungen an die Bemessung, Herstellung und Prüfung von Kalotten- und Zylinderlager mit PTFE fest. Es gilt für Kalotten- und Zylinderlager mit einem eingeschlossenen Winkel bis zu 60° for Kalottenlager und 75° für Zylinderlager. Dieses Dokument muss in Verbindung mit EN 1337-1 und mit weiteren Teilen der Normenreihe EN 1337 verwenden werden. Lager im Bauwesen - Teil 8: Führungslager und Festhaltekonstruktionen; (DIN EN 1337-8: 2008-01); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 005-57-02 AA <00516155> Dieses Dokument legt die Regeln fest für die Bemessung, Prüfung und Herstellung von Führungslager und Festhaltekonstruktionen. Es gilt für Lager, die Lasten in x- und y- Richtung nach EN 1337-1 ableiten. Dieses Dokument muss in Verbindung mit EN 1337-1 und mit weiteren Teilen der Normenreihe EN 1337 angewandt werden. 3. 2 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Destillationseigenschaften bei atmosphärischem Druck - Mikrodestillation; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-42 AA <06234324> T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 Dieses Prüfverfahren ist ein Verfahren zur Bestimmung der Destillationseigenschaften flüssiger Mineralölerzeugnisse bei atmosphärischem Druck zwischen 20 °C und 400 °C mittels automatischer Mikrodestillation. Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmnung des aerobe biologischen Abbaus von vollständig formulierten Schmierstoffen in wässriger Lösung - Prüfverfahren mittels O 2 -Verbrauch; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-51 AA <06234915> Diese Norm legt ein Verfahren zum Bestimmen des Grads des aeroben Abbaus von vollständig formulierten Schmiermittel fest. Das organische Material in einem vollständig formulierten Schmierstoff wird in einem synthetischen wässrigen Medium unter Laborbedingungen einer Impfkultur aus aktiviertem schlammigen Bodensatz ausgesetzt. Biodegradation, die eine Mineralisierung des organischen Materials ergibt, wird durch Messung des Sauerstoffverbrauch im geschlossenen Respirometer bestimmt. Das oben erwähnte Verfahren betrifft die vollständig formulierten Schmiermittel, die a) sind wasserlösliche, in Wasser nicht löslich oder emulgierbar b) sind nicht giftig und nicht inhibitorisch Testmikroorganismen am Testkonzentration. Die Anwesenheit von hemmenden Effekte kann, wie in dieser Europäischen Norm festgelegt, bestimmt werden. Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmnung des aerobe biologischen Abbaus von vollständig formulierten Schmierstoffen in wässriger Lösung - Prüfverfahren mittels CO 2 -Produktion; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-51 AA <06234916> Diese Norm legt ein Verfahren zum Bestimmen des Grads des aeroben Abbaus von vollständig formulierten Schmierstoffen fest. Das organische Material in einem vollständig formulierten Schmierstoff wird in einem synthetischen wässrigen Medium unter Laborbedingungen einer Impfkultur aus aktiviertem schlammigen Bodensatz ausgesetzt. Biodegradation, die eine Mineralisierung des organischen Materials ergibt, kann durch Messung des freigesetzten CO 2 in einem gesamt organischem Kohlenstoff (TOC) -Analysator bestimmt werden. Das oben erwähnte Verfahren betrifft die vollständig formulierten/ angepassten Schmiermittel, die a) wasserlöslich sind, nicht-wasserlöslich oder emulgierbar sind b) nicht giftig sind und die Testmikroorganismen bei der Testkonzentration nicht hemmen. 3.1.1 Zurückziehung DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Mineralöl und flüssige Mineralölerzeugnisse - Berechnung von Ölmengen - Teil 2: Dynamische Messung (ISO 4267-2: 1988); Deutsche Fassung EN ISO 4267- 2: 1995; (DIN EN ISO 4267-2: 1996-12); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-72 AA <06234649> 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) T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 74 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 75 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC- Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC-Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC-Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 75 76 Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jahrgang 6/ 2017 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 17,Avenue Marnix, 1000 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ- Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.4 VDI-Richtlinien Herausgeber: Verein Deutscher Ingenieure (VDI), Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.5 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Herausgeber: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Bezug: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz 5.5 Richtlinien für Europäische Technische Zulassungen Herausgeber: EOTA European Organisation for Technical Assessment, Kunstlaan 40 Av. des Arts, 1040 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: EOTA European Organisation for Technical Assessment, Kunstlaan 40 Av. des Arts, 1040 BRUXEL- LES, BELGIEN Anzeige Dr. Markus Grebe P: \AK pg False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern Schäden bei Vibrationsbelastung oder kleinen Schwenkwinkeln 2017, 197 S., 39,80 € (Kontakt & Studium, 703) ISBN 978-3-8169-3351-9 False-Brinelling-Schäden oder Stillstandsmarkierungen sind ein bekanntes Problem bei Wälzlagern, die nur bei kleinen Schwenkwinkeln betrieben werden oder die Vibrationen oder schwellenden Normalkräften ausgesetzt sind. In diesen Fällen ist eine Berechnung der Lebensdauer nicht möglich. Die Auslegung muss also auf Basis von Erfahrungswerten erfolgen, die in aller Regel nicht vorliegen. Dieses Buch beschäftigt sich mit den kritischen Betriebsbedingungen und den typischen Schadenserscheinungen. Neben der Beschreibung der im Kontakt ablaufenden Vorgänge werden zahlreiche experimentelle Ergebnisse präsentiert, die die Wirkung einzelner Einflussfaktoren des Beanspruchungskollektivs und der Bestandteile des Schmierstoffs aufzeigen. Das Buch hilft, das Wissen auf diesem Gebiet zu vertiefen und für den jeweiligen eigenen Anwendungsfall eine mögliche Lösungsstrategie zu finden. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3351 T+S_6_17 16.10.17 10: 40 Seite 76