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Inhalt Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1 5 Laudatio von Herrn Dr.-Ing. Christoph Wincierz Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Prof. Dr.-Ing. Karl-Heinz Kloos 7 G. Dornhöfer Ermittlung der Schmierfettgebrauchsdauer mit zeitraffender Prüfmethode und Übertragbarkeit auf reales Temperaturkollektiv 14 M. Fathi-Najafi, L. Malm, J. Li Replacement of Group I; A way forward for the Grease manufacturers 20 M. Schott, A.K. Schlarb Simulation des thermischen Haushalts von Kunststoff/ Metall-Gleitpaarungen mittels FEM 27 H. Dwuletzki Minimum Quantity Lubrication (MQL) versus Traditional Flood Application: A Break-Thru or only for Niche Applications? 33 E. Bauer Heat in Turbo Transmissions: Causes, Effects & Remedies 40 B. Magyar, S. Thielen, M. Löwenstein, A. Becker, B. Sauer EHD Simulation eines Kettengelenkes 48 M. Zuercher, J. Feuerecker, B. Pohrer, W. Holweger, C. Späth, V. Knöthig, E. Schlücker Highspeed Aufnahmen an drehenden Wälzlagern zur kinematischen Untersuchung des WEC-Wälzlagerschadens 54 M. Oehler, B. Magyar, B. Sauer Gekoppelte thermische und tribologische Analyse von Schneckengetrieben Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 13 Impressum 61 Nachrichten Mitteilungen der GfT 70 Patentumschau 71 Schadensanalyse / Schadenskatalog Wälzlager Rillenkugellager-Innenring 72 Hinweise für Autoren / Checkliste 73 Handbuch der T+S 4.4.2 Einflüsse von Belastung und Drehzahl auf die Wälzlagerreibung 75 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 1 18 E 6133 65. Jahrgang www.expertverlag.de Ermittlung der Schmierfettgebrauchsdauer mit zeitraffender Prüfmethode und Übertragbarkeit auf reales Temperaturkollektiv Replacement of Group I; A way forward for the Grease manufacturers Simulation des thermischen Haushalts von Kunststoff/ Metall-Gleitpaarungen mittels FEM Minimum Quantity Lubrication (MQL) versus Traditional Flood Application Heat in Turbo Transmissions: Causes, Effects, & Remedies EHD Simulation eines Kettengelenkes Highspeed Aufnahmen an drehenden Wälzlagern zur kinematischen Untersuchung des WEC-Wälzlagerschadens Gekoppelte thermische und tribologische Analyse von Schneckengetrieben Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 65. Jahrgang, Heft 1 Januar / Februar 2018 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 13 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 72). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Prof. Bartz (see page 72 for formatting guidelines). T+S_1_18 11.01.18 13: 28 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung  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*  07.02.18 Ostfildern Auslegung und Betrieb von Kreiselpumpen TAE*  19.02. - 21.02.18 Ostfildern Schmierfette TAE*  26.02. - 28.02.18 Brannenburg Schmierung und Ölüberwachung für Verbrennungsmotoren https: / / de.oildoc.com/ oildoc-fortbildungen  28.02. - 01.03.18 Ostfildern Wirtschaftliches Zerspanen durch optimale Kühlschmierstoffe TAE*  06.03. - 07.03.18 Kaiserslautern Bearing World Konferenz 2018 http: / / bearingworld.org/  12.03. - 13.03.18 Ostfildern Entgraten und Entgrattechnik 2018 TAE*  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  18.04. - 20.04.18 Istanbul TURKEYTRIB’18 2 nd INTERNATIONAL CONFERENCE ON TRIBOLOGY http: / / turkeytribconferences.com/ index.php/ en/  15.05. - 16.05.18 Györ HU 4. Györer Tribologietagung http: / / www.gytt.hu/ de  16.05. - 17.05.18 Ostfildern Kalkulation und Auslegung von Werkzeugen zur Blechbearbeitung TAE*  20.05. - 24.05.18 Minneapolis USA STLE 73 rd Annual Meeting & Exhibition http: / / www.stle.org  05.06. - 06.06.18 San Sebastián Spanien LUBMAT 2018 www.lubmat.org  18.06. - 21.06.18 Uppsala Schweden The 18 th Nordic Symposium on Tribology - NORDTRIB 2018 http: / / nordtrib2018.angstrom.uu.se/  24.06. - 29.06.18 Lewiston ME, USA Gordon Research Conference 2018: Progress in Tribology at the Interface Between Disciplines https: / / www.grc.org/ tribology-conference/ 2018/  26.06. - 28.06.18 Ostfildern Grundlagen der Schmierstoffe und ihre Anwendungen TAE* AC 2 T GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Austrian Center of Competence for Tribology Viktor-Kaplan-Str. 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH, Tel. (+43 26 22) 8 16 00-10, Fax (+43 26 22) 8 16 00-99; E-Mail: office@ac2t.at; www.ac2t.at Gesellschaft für Tribologie e.V. Löhergraben 33 - 35, 52064 Aachen Tel. (02 41) 4 00 66 55, Fax (02 41) 4 00 66 54 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 3 Produktion von Ölen und Fetten T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 3 2016 2017 2016 2017 Motorenöle 20.528 t 21.359 t 22.328 t 20.314 t Getriebeöl Kraftfahrzeuge 3.827 t 4.122 t 3.786 t 3.794 t Getriebeöl Industrie 2.159 t 2.159 t 1.916 t 1.729 t Turbinen-, Kompressorenöle 693 t 655 t 1.005 t 816 t Maschinenöle 3.374 t 2.620 t 2.179 t 1.930 t Hydrauliköl 9.592 t 8.426 t 8.224 t 7.698 t Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) 2.613 t 4.529 t 3.309 t 3.023 t Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) 2.224 t 3.045 t 2.645 t 2.535 t Weißöle (technische und medizinische) 5.625 t 4.935 t 5.133 t 4.591 t Schmierfette 2.448 t 3.184 t 2.880 t 2.775 t Basisöle 11.120 t 13.078 t 11.257 t 8.041 t September August Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate August und September von 2016 und 2017 folgende Angaben: Erzeugnis 15.000 20.000 25.000 30.000 35.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 4.500 5.000 5.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Motorenöl Getriebeöl Kfz Getriebeöl Industrie 500 800 1.100 1.400 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Turbinen- und Kompressorenöle 1.000 2.000 3.000 4.000 5.000 6.000 7.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 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 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 4.000 8.000 12.000 16.000 20.000 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Legende Öle f. d. Metallbearbeitung (n. wmb.) Maschinenöle Basisöle Schmierfette wmb. = wassermischbar n. wmb = nicht wassermischbar Werte 2017 in t Werte 2016 in t Werte 2015 in t Werte 2014 in t Werte 2013 in t 4 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Anzeige www.oildoc-conference.de Supported by is n t n en k r E he c i l t f a h c s en s is w e t s ue e N nd u is x a r P e i d r ü f e ls pu m I e l l o v t er W l a n o i t a n er t n i ng u l l e t st us a h ac F e ß o r G e s s i n b ge er ngs u h c s r o F nd u e s is er t l a ndh a t s n I er rend h ü f e t h c i er b gs l o f r E en m neh er t n U er rend h ü f en k er t N m m ra og r P s g tra r o V n e g i t rä a k h c o h m u z ig l i e w z r u k , ien d u t ls l a F len l e u t k a ren h i k nach e ch u S er d f u a er d ie w t is c o D l i O S R E K A E P S d un ad r g s t i e h t nn a ek B e Si n er s s e b er V der n i t i e k g i d ür w aub l G e hr I e i S en h ö h r E ng s us a h ac F e ß o r G l o f er m u z en t i e k h c i l g ö M ge i t r a g i nz i E . n e g tra i e b m en e d I en u e n d n u en g ä r t r o V en ig t i m ie d , en t eren ef R en t en et p m o k ! D NTE A WWA . s en m eh n er t n U s e hr I e g a m I d . e ch n a r B der en k er w z t e N hen c i re g der n i t i e k g i d ür w aub l G e hr I e i S en h ö h r E o v e g ä l ch s t a R e l ol v t er w e i S n l e m m a S hr I f au e t er p x E ls a sich e Si en er i l fio r P . r e n t ar P nd u r e t i be ar t i M da n o i t a t en s ä r P er hr I t i m e i S en ck e W i l d a s De r e p a r P o l f l a C z u d e r ich l t u de der n o v e i S en er i t fio r P . e ch n a r B der n. er m eh n l i e T en der n a n o . t e i eb g ch Fa m e hr er t er i z fii l ua q ch o h e s s e er t n I s da 8 01 l 2 i r p . A 0 : 3 e n . ühr eb g e m h na l i e T en t er i z 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 fe – Theoretisc nenelementen n – 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 g 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 aschinen 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 Hier könnte auch IHRE Firmen-Information zu finden sein! 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September 2017 in Göttingen statt. Die nachfolgende Laudatio wurde von Dr.-Ing. Christoph Wincierz, Evonik Industries, gehalten. Karl-Heinz Kloos wurde am 24. Januar 1930 in Limburg geboren, gehört also zu der Generation, die den 2. Weltkrieg als Kind und Jugendlicher miterlebt hat. Sein älterer Bruder gehörte leider zu den Opfern dieser Katastrophe, aber das Wohnhaus der Familie war unzerstört geblieben, so dass für den Neubeginn zumindest das Dach über dem Kopf gesichert war. In Limburg besuchte er eine Schule, die er als „gut“ bezeichnet. Man darf wohl davon ausgehen, dass die Schule auch ihm als Schüler diese Eigenschaft zugeschrieben hat. Nach seiner Aussage wurde er eher aus Zufall Ingenieur. Sein älterer Bruder hatte ihm ein Praktikum in einem Bahnaushilfswerk vermittelt, wodurch sein technisches Interesse geweckt wurde, und so nahm er das Studium des Maschinenbaus an der TH Darmstadt auf, das er 1960 mit der Promotion bei Prof. Wiegand am Institut für Werkstoffkunde abschloss. Einige Forschungsschwerpunkte des Lehrstuhls waren schon tribologischer Natur: die Blechforschung, Kavitation von Dieseleinspritzpumpen und die Oberflächentechnik. Seine Dissertation: „Einfluss der Oberflächengrenzschicht auf das Reibungsverhalten austenitischer Werkstoffe bei Kaltumformung im Tiefziehverfahren“ legte die Grundlage für sein späteres Hauptinteresse, die Tribologie. Die Forschung am Institut von Prof. Wiegand war stark anwendungsorientiert, was z. B. in vielen Vorhaben der industriellen Gemeinschaftsforschung unter dem Dach der AiF zum Ausdruck kam. Diese Erfahrung war für Professor Kloos‘ späteren beruflichen Werdegang von prägender Bedeutung. Erste Erfahrungen in der Lehre konnte er von 1961 bis 1965 durch einen Lehrauftrag zu Mess- und Prüfverfahren der Werkstoffkunde an der TH Darmstadt sammeln. Auf Einladung von Dr. Graue, dem damaligen Geschäftsführer und Gründungsmitglied der GfT, hielt er auch außerhalb der TH zahlreiche Seminarvorträge. Karl-Heinz Kloos hatte das Glück, den Namensgeber der ihm nun verliehenen Auszeichnung, Georg Vogelpohl, noch persönlich kennengelernt zu haben. Er beschreibt ihn als einen Wissenschaftler, der mit einer gehörigen Portion Humor ausgestattet war. Kennzeichnend dafür war seine eigene Definition von Tribologie: „Reiberitis, Schmierologie, Verschleißerei“. Von 1965 bis 1973 war Professor Kloos stellvertretender Leiter der Staatlichen Materialprüfanstalt Darmstadt. Dazu muss man wissen, dass das Institut für Werkstoffkunde und die MPA Darmstadt seit 100 Jahren eine technisch-wissenschaftliche Einheit bilden, was auch durch eine gemeinsame Leitung zum Ausdruck kommt. 1971 habilitierte sich Karl-Heinz Kloos an der TH Darmstadt mit einer Arbeit zum Thema „Werkstoffpaarungseigenschaften in ihrem Einfluss auf das Gleitreibungsverhalten in Fertigung und Konstruktion“. In dieser Zeit war von Prof. Wiegand beim Forschungsbeirat der Universität ein Antrag gestellt worden, die Oberflächentechnik als Forschungs-Rahmenthema zu etablieren, was 1973 zur Anerkennung des Forschungsschwerpunkts Oberflächentechnik führte. Von 1973 bis 1995 war Karl-Heinz Kloos Leiter des Instituts für Werkstoffkunde an der TH Darmstadt. Besonders erwähnenswert ist, dass er von 1973 bis 1987 Sprecher des Sonderforschungsbereichs Oberflächentechnik war. Dieser Sonderforschungsbereich umfasste 16 Teilprojekte aus den Bereichen Arbeitswissenschaft, Maschinenelemente und Konstruktionslehre, Papierfabrikation, Technologie und Werkzeugmaschinen und Werkstoffkunde. Es wurden 15 Dissertationen verfasst und 1983 und 1986 wurden Internationale Tagungen unter der Überschrift „Verschleiß- und Korrosionsschutz durch ionen- und plasmagestützte Vakuumbeschichtungstechnologien“ veranstaltet. Bereits im ersten Jahr des SFBs hatte Professor Kloos erkannt, dass der Erfolg davon abhängt, wie man ein Thema verkauft. Dabei nutzte er für die Darstellung der Ergebnisse den den Ingenieuren eigenen Vorteil, Infor- T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 5 6 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 mationen in Skizzen zu verdichten. Am wichtigsten war es aber, den Schwerpunkt auf die Zusammenarbeit unterschiedlicher Disziplinen zu legen, die gute Ergebnisse erst möglich machten. Das Grundmotiv der Tribologie fand hier seinen Widerhall. Auf den Sonderforschungsbereich folgte dann in den Jahren 1988 bis 1997 die Beteiligung am DFG-Schwerpunktprogramm „Ionen- und Plasmaoberflächentechnik“, in dem umfassend die Methoden von der Bedampfung über die Ionenimplantation bis hin zur IBAD-Technik behandelt wurden. Neben der Forschung war Karl-Heinz Kloos auch in der Lehre sehr aktiv. In seiner Vorlesung „Technische Reibungs- und Verschleißvorgänge und ihre Einbindung in die Lehre des Maschinenbaus“ behandelte er tribologische Grundlagen und den Einfluss von Reibung und Verschleiß auf das funktionelle Verhalten von Werkzeugen und Bauteilpaarungen. Am Institut für Werkstoffkunde und der MPA Darmstadt waren insgesamt 150 Mitarbeiter. Durch die Verbindung mit der MPA konnte auf eine gute apparative Ausstattung zurückgegriffen werden. Die Projekte waren hauptsächlich im Bereich der industriellen Gemeinschaftsforschung mit den Verbänden FKM, FVV, VdEH angesiedelt, es gab aber auch grundlagenorientierte DFG-Vorhaben. Als Vorteil der industriellen Gemeinschaftsforschung stellte sich heraus, dass durch gute Arbeit in aktuellen Projekten zukünftige Vorhaben abgesichert werden können. Von 1981 bis 1990 war Karl-Heinz Kloos auch Vizepräsident der AiF. Unter seiner Leitung entstanden im Institut für Werkstoffkunde 62 Dissertationen, 12 davon mit tribologischen Themen. In seinem Schaffen ging es immer um die ganzheitliche Betrachtung der Bauteileigenschaften, die sich aus dem eingesetzten Werkstoff, der Konstruktion aber auch Randbedingungen durch Fertigung und Umgebung ergeben. Dabei spielte die Tribologie eine große Rolle. Als spezielle Themenbereiche wären die Randschichtverfestigung und Ermüdungsverhalten, Langzeitkriechverhalten von warmfesten Stählen und Hochtemperatur-Legierungen sowie die Ermüdung von Schraubenverbindungen zu nennen. Neben zahlreichen wissenschaftlichen Veröffentlichungen verfasste er zusammen mit Heinrich Wiegand und Wolfgang Thomala ein Buch zur Praxis der Schraubenverbindungen und war am Dubbel mit dem Abschnitt Werkstofftechnik beteiligt. Die Arbeit von Prof. Kloos zeichnete sich durch eine hohe Motivation und Begeisterungsfähigkeit sowie eine bemerkenswerte Disziplin aus. In seiner gesamten Lehrtätigkeit hatte er nur einmal im Semester eine Vorlesung nicht gehalten und war nie unter der Woche krank. Trotz seiner langjährigen Leitungsfunktion hat Karl-Heinz Kloos nie den Draht zu seinen Mitarbeitern verloren. Dabei kam ihm seine frühe Erfahrung im Betriebsrat zu Gute. Bei seiner Lehrtätigkeit half ihm sein gutes Gedächtnis. Er war in der Lage, Vorlesungen und Vorträge frei zu halten, wobei sein Erfolgsgeheimnis war, die Einleitung auswendig zu lernen. Zahlreiche Ehrungen sind zu nennen: die Karl-Wellinger-Medaille des VDI (1980), die Erich-Siebel-Gedenkmünze des DVM und der Deutschen Gesellschaft für Blechverarbeitung (1986) und die Otto-von-Guericke- Medaille der AiF (1991). 1991 erhielt er die Ehrendoktorwürde der Fakultät für Bergbau, Hüttenwesen und Maschinenbau der TU Clausthal und 1992 wurde er zum Ehrendoktor der TU Bratislava ernannt. Zum Schluss noch eine kleine Anekdote, die zeigt, dass der Begriff „Tribologie“ im deutschen Sprachraum noch nicht sehr bekannt ist. Bei einem Botschaftsempfang in Indien fragt ihn der deutsche Botschafter: „Was hat Tribologie mit Trieben zu tun? “ In Würdigung seiner Verdienste verleiht die Gesellschaft für Tribologie e.V. das Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen 2017 an Herrn Prof. Dr.-Ing. Karl-Heinz Kloos. Aus Wissenschaft und Forschung Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeige T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 6 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 7 Aus Wissenschaft und Forschung * Dr.rer.nat. Gerd Dornhöfer, Robert Bosch GmbH Ermittlung der Schmierfettgebrauchsdauer mit zeitraffender Prüfmethode und Übertragbarkeit auf reales Temperaturkollektiv G. Dornhöfer* Eingereicht: 10. 1. 2017 Nach Begutachtung angenommen: 15. 4. 2017 Ein Konstrukteur benötigt für die Auslegung eines neuen Maschinenelementes ein Schmierfett, das alle thermischen Anforderungen in der Praxis erfüllen muss. Er ist zunächst auf die Informationen des Herstellers angewiesen. Sucht man im Schmierfettdatenblatt jedoch nach Informationen zur Alterungsstabilität so wird man in der Regel nicht fündig, zumal es nur wenige Normen zur Beschreibung der Oxidationsstabilität gibt. Die Bewertung in der Oxidationsbombe (DIN 51808) liefert ungenügende Ergebnisse, weil insbesondere mit modernen synthetischen Schmierfetten die Grenzen der Beanspruchbarkeit bei weitem nicht erreicht werden, und die Übertragbarkeit auf Praxisanwendungen nicht beschrieben wird. Modernere Verfahren wie z. B. die Chemilumineszenzmessung (DIN 51835-2) sind bislang wenig verbreitet und finden noch keine Anwendung in der Praxis, vermutlich u.a. aufgrund der hohen Gerätekosten. Bislang lieferte eine einfache, praxisbewährte Hausmethode die Grenze der thermischen Beanspruchbarkeit von Schmierfetten. Es wird eine 1 mm Fettschicht auf die realen Kontaktmaterialien aufgetragen und bei erhöhter Temperatur zeitgerafft so lange gealtert, bis bestimmte rheologische Parameter (Fließgrenze, Viskosität) festgelegte Grenzen überschreiten. Die Änderung der Eigenschaften ist stark von der Zusammensetzung (Verdicker, Basisöl, Additivierung) und dem Kontaktmaterial (Katalysator) abhängig. Eine derartige Prüfung bei mindestens 2 unterschiedlichen Temperaturen liefert Informationen zur Temperaturabhängigkeit (nach Arrhenius). Diese Information und die des Gebrauchsdauerendes ist erforderlich um reale Praxis-Temperaturkollektive im Labor zeitgerafft abzubilden und die thermische Beanspruchbarkeit für ein Lebensdauerprofil zu bewerten. Dabei werden Vor- und Nachteile des Verfahrens kritisch bewertet. Schlüsselwörter Schlüsselwörter: Schmierfett, Alterung, Katalysator, Zeitraffung, Temperaturkollektiv, Arrhenius For the selection of adequate grease which fulfills the requirements and sustain the thermal stresses applied on lubricated machine elements, no data is usually available in manufacturer’s datasheets concerning thermal aging stability. The available specifications e. g. the oxidation autoclave test (German Institute for Standardization 51808) does not provide stress limits because in particular concerning modern synthetic oil based greases, the limits of the thermal stability are not reached and the applicability in practical cases is not cleared. More information can be achieved by chemiluminescence measurement (German Institute for Standardization 51835-2). However, the test facility is expensive and it is only used by a few companies. Up to now an easy, practice-proven in-house developed method provides the limits of the thermal load of lubricating greases. 1 mm thick layer of grease is applied to the real substrate materials and aged at an elevated temperature to accelerate the oxidation process. During ageing, rheological data (e. g. yield point, viscosity) are collected to identify the prescribed criteria. The change of the properties is strongly dependent on the formulation (thickener, base-oil, additives) and on the substrate material (catalyst). Such a test with at least 2 different temperatures provides information about the temperature dependency of Arrhenius rate constant. This information and lubricating lifetime is necessary to reproduce real practice-temperature collectives and the thermal stability in the lab at one (high) temperature. Furthermore, advantages and disadvantages of the procedure are critically discussed. Keywords Lubricating grease, ageing, thermal stability, catalyst, accelerated test methods, temperature collective, Arrhenius. Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 7 8 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1 Einleitung Jeder Entwicklungsingenieur, der in seiner Anwendung ein Schmierfett einsetzen muss, erhält vom Hersteller ein Schmierfettkenndatenblatt. Dieses sollte eine erste Einschätzung zur Gebrauchsdauer liefern, die es aktuell aber nur für die Anwendung in Wälzlagern (z. B. FE9, FE8, R0F..) gibt. Für andere Anwendungen, z.B. in einem Getriebe, wird sie aber nirgendwo erwähnt. Einzig der empfohlene Gebrauchstemperatureinsatzbereich gibt einen kleinen Hinweis auf die thermische Belastbastbarkeit des Fettes, es steht aber nirgendwo, wie lange die oberste Gebrauchstemperatur genutzt werden kann. Eigene Erfahrungen haben gezeigt, dass die thermische Beanspruchbarkeit nicht vorhergesagt werden kann. Detaillierte Angaben zur chemischen Zusammensetzung der Ölbasis liefern nur eine begrenzte Information. So sind Mineralöle weniger alterungsbeständig als PAO’s, viele Ester oder gar Perfluorpolyether, aber auch hier gibt es keine Angaben zur Grenzbeanspruchbarkeit. Im Folgenden wird ein Verfahren beschrieben wie man dieses Problem praktikabel lösen könnte. Gestartet wird beim Temperaturkollektiv, das von der Anwendung abhängt. 2 Temperaturkollektiv Jede Anwendung erfährt während des Gebrauchs eine thermische Beanspruchung. Betrachtet man diese für die gesamte Gebrauchsdauer (passiv und aktiv), so erhält man ein Temperaturkollektiv. Folgende Bild 1 zeigt so ein Kollektiv für eine Anwendung mit passiver und aktiver Beanspruchung. Der Entwicklungsingenieur muss jetzt für diese Anwendung ein Schmierfett auswählen, das diese thermische Beanspruchung übersteht und ggf. noch einen Sicherheitsfaktor berücksichtigt. Auf Basis des Datenblattes ist dies nicht möglich. Er könnte jetzt sein Erzeugnis befetten und die geforderten Zeiten (6000 h) und Temperaturen (40 °C bis 150 °C, tiefere Temperaturen wurden nicht berücksichtigt) in einer Temperierkammer nachfahren, dies ist mit Sicht auf die sehr kurzen Entwicklungszeiten aber undenkbar. Es muss also ein zeitraffendes Verfahren zur Anwendung kommen, möglichst bei einer konstanten (hohen) Temperatur. Dazu benötigt der Konstrukteur zusätzlich die Information, wie sich unterschiedliche Temperaturen auf die Alterung auswirken. 3 Fettalterung Es hat sich ein Verfahren bewährt, das folgende Aspekte berücksichtigt: • Ausreichende moderate Zeitraffung • Möglichkeit Zwischenproben in ausreichender Menge zu entnehmen und zu bewerten • Katalysatoreinfluss • Großes Oberflächen/ Volumen Verhältnis (praxisnah) • Mäßige Abdeckung der Proben ähnlich einem geschlossenen aber belüfteten Gehäuse 3.1 Prüfverfahren Das Fett wird in Form einer 1 mm dicken Schicht (Fettvolumen ca. 3 cm 3 ) in Kontakt mit einer Glasplatte (kein katalytischer Einfluss), einem Stahl-Blech (kaltgewalzt, geglüht, Nr. 1.0333) und einem Messing-Blech (CuZn37F37) gebracht. Die bestrichenen Platten, mit dem Maß 55 mm x 55 mm, werden dann in eine Petrischale gestellt und der Glasdeckel lose aufgelegt. Zur Zeitraffung wird die Probe bei erhöhter Temperatur (z.B. 150 °C) im Trockenschrank gelagert. In bestimmten Zeitabständen werden kleine Proben für eine Bewertung der Schmierfähigkeit entnommen. 3.2 Einfluss von Katalysatoren (Eisen oder Kupfer) Eisen oder Kupfer sind Oxidationskatalysatoren für die Oxidation des Schmierfettes, die die Alterung stark beschleunigen. Dies muss bei der Bewertung der temperaturabhängigen Aus Wissenschaft und Forschung 2500 500 50 10 20 25 395 1600 795 90 10 5 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 Betriebszeit (h) Temperatur(°C) Temperaturkollektiv für eine Anwendung mit Berücksichtigung der passiven Erwärmung (u.a. durch Sonneneinstrahlung) und Abkühlphasen Bild 1: T-Kollektiv T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 8 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bereiches (LVE) sein (z.B. Fließgrenzenmessungen nach DIN 51810-2), und/ oder außerhalb davon (z.B. Fließkurvenbestimmungen mit Hilfe des Platte/ Kegel Messsystems). 2 Beispiele sollen an dieser Stelle gezeigt werden: 1. Beispiel (PU-Fett auf Esterölbasis) Bild 4 zeigt Fließkurven bei 25 °C nach Alterung eines PU- Fettes auf Stahl bei 130 °C. Die Messung des Fließverhaltens wurde mit Hilfe eines Platte/ Kegel-Systems bei konstanter Temperatur (25 °C) durchgeführt. Das Geschwindigkeitsgefälle wurde innerhalb einer Minute von 0 auf 1000 s-1 kontinuierlich gesteigert und in der gleichen Zeit wieder verringert. Es wurden Messungen nach unterschiedlichen Alterungszeiten durchgeführt (in Bild 4. dargestellt nach 42, 167 und 231 Tagen). Das Fett zeigt mit zunehmender Alterungszeit eine erhöhte Anlaufschubspannung und wird zunehmend thixotrop. Diese Werte des Maximums der Anlaufschubspan- 9 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 2: Vergleich +/ - Katalysator 3.3 Bewertung der Schmierfähigkeit nach Alterung Zur Bewertung der Gebrauchsfähigkeit nach der Alterung werden rheologische Messungen durchgeführt. Dies könnten Messungen innerhalb des linear viskoelastischen Bild 3: Typische Alterungszustände am Ende der Gebrauchsdauer Alterungsgeschwindigkeit berücksichtigt werden. Bild 2 zeigt ein Ergebnis für ein mineralölbasiertes Fett bei einer Alterungstemperatur von 130 °C auf Glas und auf Messing. Nach 19 Tagen ohne Katalysator ist das Fett noch fast neuwertig, auf Messing schon nach 10 Tagen stark oxidiert. (Zum Ende der Gebrauchsdauer siehe Bild 3). Bild 3 zeigt Fettalterungszustände am Ende der Gebrauchsfähigkeit. Bild 4: Fließkurven bei 25 °C eines PU-Fettes, das auf Stahl bei 130 °C gealtert wurde T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 9 10 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 nung dienten jetzt der weiteren Auswertung. 2. Beispiel (Li-Fett auf PAO-Basis) Bild 5 zeigt die Fließkurven eines Li-PAO-Fettes, NLGI 2 nach Alterung auf Messing bei 130 °C. Nach einer Alterungszeit von 91 Tagen verändert sich der Fließkurvenverlauf. Es entsteht ein höheres Anlaufschubspannungsmaximum und die zurücklaufende Fließkurve zeigt ein annähernd newtonsches Fließverhalten (105 Tage), das nach 120 Tagen noch signifikanter wird. Altert man dieses Fett bei 170 °C auf Messing (Bild 6), so kann man auch hier feststellen, dass das Fett nach Scherung (zurücklaufende Fließkurve) nahezu newtonsch wird, was auf den Abbau der Li-Seife zurückzuführen ist. Dies tritt nach ca. 7 bis 8 Tagen auf. Auch bei anderen Temperaturen (110 °C, 150 °C) wird ein Strukturabbau des Fettes wie bei 130 und 170 °C beschrieben festgestellt, nur mit anderen Alterungszeiten (s. Auswertung Bild 9). 3.4 Bewertung des Alterungszustandes Mit den Alterungstests ist es das Ziel herauszufinden, nach welcher Zeit eine Schmierfähigkeit nicht mehr gegeben ist. Im ersten Beispiel mit dem PU-Fett ist dies nicht einfach, weil das Fett einfach immer fester wird. Es kann somit nicht mehr nachfließen allerdings immer noch Öl zur Schmierung abgeben. Es wurde in diesem Fall willkürlich eine Anlaufschubspannungsgrenze als Ende der Gebrauchsdauer festgelegt (10000 Pa), ein Wert, bei der das Fett bereits außerordentlich fest geworden ist, und das Ende der Gebrauchsdauer nahe ist (man könnte auch eine höhere Grenze wählen). Alternativ oder begleitend könnten IR-Analysen durchgeführt werden, die durch Oxidation des Fettes entstandene Carboxylbanden gut sichtbar machen. Die Maxima wurden für alle Prüfzeiten bei 5 verschiedenen Alterungstemperaturen (90, 110, 130, 150, 170 °C) erfasst und halblogarithmisch gegen die Prüfzeit aufgetragen (Bild 7). Bei allen Temperaturen (bis auf die bei 90 °C ermittelten Werte, bei denen der Anstieg der Schubspannung zu späteren Zeiten bei ca. 3000 Tagen noch erwartet wird) wird ein sehr ähnlicher Anstieg der Anlaufschubspannung beobachtet, der mit abnehmender Alterungstemperatur immer später auftritt. Im 2. Beispiel mit dem Li-Seifenfett ist das Ende der Gebrauchsdauer sicher erreicht. Wenn das Fett seine Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Fließkurven bei 25 °C eines Li/ PAO-Fettes, das auf Messing bei 130 °C gealtert wurde 0 500 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 Pa t 0 100 200 300 400 500 600 700 800 1.000 1/ s Scherrate g . Fließkurven Li/ PAO-Fett bei 25 °C, Alterung auf Messing/ 130 °C Neufett t 50d t 77d t 91d t 105d t 120d t Bild 6: Fließkurven bei 25 °C eines Li/ PAO-Fettes, das auf Messing bei 170 °C gealtert wurde 0 500 1.000 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 Pa t 0 100 200 300 400 500 600 700 800 1.000 1/ s Scherrate g . Fließkurven Li/ PAO-Fett bei 25 °C, Alterung auf Messing bei 170 °C Neufett t 5d t 6d t 7d t 8d t T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 10 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 konsistenten Eigenschaften verliert, kann es von der Reibstelle wegfließen und steht somit nicht mehr zur Verfügung. 3.5 Arrhenius Darstellung, Auswertung Es bietet sich nun an, eine Auswertung analog des in DIN 51835-2 beschriebenen Verfahrens (Chemilumineszenz) durchzuführen. Darin werden die OIT-Werte (Oxidation Induction Time), das sind Zeiten des Beginns einer merklichen Oxidation mit Lichtemission), logarithmisch als y-Achse gegen die reziproke Messtemperatur 1/ T aufgetragen, in diesem Fall: Beispiel 1: Die Zeiten bis zum Erreichen von 10000 Pa bei der Anlaufschubspannung. Beispiel 2: Die Zeiten bis zum Erreichen des nahezu newtonschen Fließverhaltens in der zurücklaufenden Fließkurve. Daraus ergeben sich folgende Arrhenius Diagramme (Bild 8, 9). Die 4 Werte liegen annähernd gut auf einer Geraden (Bestimmtheitsmaß R 2 = 0,992), ein Hinweis darauf, dass die Arrhenius-Gesetzmäßigkeit erfüllt ist! Aus der Geradensteigung kann die Aktivierungsenergie E a ermittelt werden, sie beträgt in diesem Fall 104 KJ/ mol. Beim Li/ PAO-Fett ist die lineare Korrelation (R 2 = 0,999) noch besser. Aus der Geradensteigung errechnet man eine Aktivierungsenergie in Höhe von 106 KJ/ mol. 3.6 Thermisches Beanspruchungskollektiv Mit Kenntnis der Aktivierungsenergie ist nun die Temperaturabhängigkeit des Alterungs- 11 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 9: Arrhenius Auswertung: OIT bei 4 Temperaturen y = 12785x - 15,574 10,0 11,0 12,0 13,0 14,0 15,0 16,0 17,0 18,0 19,0 0,0022 0,0023 0,0024 0,0025 0,0026 0,0027 ln OIT (s) Oxidation Induction Time 1/ T (1/ K) OIT Li/ PAO-Fett bei unterschiedlichen Temperaturen, Beginn der annähernd newtonschen Fließverhaltens auf Messing Li/ PAO-Fett Linear (Li/ PAO-Fett) E a = 106 KJ/ mol Bild 7: Anlaufschubspannungswerte des bei verschiedenen Temperaturen gealterten PU-Fettes Bild 8: Arrhenius Auswertung: OIT bei 4 Temperaturen, Zeit bis Erreichen der Anlaufschubspannung von 10000 Pa T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 11 12 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 prozesses bekannt, d. h. man kann nun für jede Temperatur die Prüfzeit bei einer konstanten Alterungstemperatur bestimmen. t P gesamt = ∑ t 1B *k 1T / k P + t 2B *k 2T / k P + … t nB *k nT / k P mit t P gesamt = Prüfzeit bei der gewünschte Prüftemperatur (z. B. 150 °C) t 1B = Betriebszeit bei der Betriebstemperatur T1 k 1T / kP = Verhältnis der Geschwindigkeitskonstanten k bei Betriebstemperatur 1 und Prüftemperatur Man erkennt in Bild 10 nun sehr deutlich, wie unwichtig die thermische Beanspruchung z. B. bei 40 °C ist, obwohl dies die längste Betriebszeit ist! 3.7 Daumenregel Jeder kennt die Daumenregel zur Abschätzung der Steigerung der Reaktionsgeschwindigkeit mit zunehmender Temperatur. Im folgenden Bild 11 ist die Reaktionsgeschwindigkeitskonstante k bei einer Aktivierungsenergie von E a = 106 KJ/ mol logarithmisch gegen die Temperatur aufgetragen. Dazu sind Geraden aufgetragen, deren Steigung so gewählt ist, dass sie einerseits eine 10 °K und eine 15 ° K-Regel darstellen, d. h. eine Steigerung der Temperatur um 10 oder 15 K verdoppelt die Reaktionsgeschwindigkeit. In diesem Fall trifft die 10° K-Regel im Bereich von 130 bis 160 °C zu (gleiche Steigung von Gerade und Verlauf der Geschwindigkeitskonstanten), die 15 °K-Regel eher bei Temperaturen > ca. 170 °C. 4 Zusammenfassung und Ausblick Es konnte anhand von zwei chemisch unterschiedlich aufgebauten Schmierfetten in Kontakt mit den Oxidationskatalysatoren Eisen und Kupfer bei jeweils vier unterschiedlichen Temperaturen gezeigt werden, dass sehr ähnliche rheologische Veränderungen bis zur Unbrauchbarkeit ablaufen. Dieses temperaturabhängige Verhalten konnte recht gut mit Hilfe der Arrhenius Gleichung beschrieben werden. Das ist ein notwendiges Werkzeug für den Konstrukteur zur Abschätzung der maximalen Gebrauchsdauer und der zeitgerafften Abbildung eines Alterungstests auf Basis eines Lebensdauer-Temperatur-Kollektivs. Der Alterungstest ist anwendungsnah und ermöglicht zwischenzeitliche Probenahmen zur Bewertung des Alterungszustandes. Er ist sicher nicht für alle Schmierfette einsetzbar, zumal auch die Verdampfung des Basisöls die Fetteigenschaften ohne merkliche Oxidation ändert. Auch die Bewertung der „noch“ Schmierfähigkeit eines gealterten Fettes ist schwierig, es sollte ergänzend eine Ölabscheidungsprüfung erfolgen (z. B. nach der Filterpapiermethode, die sehr kleine Schmierfettmengen zulässt). Interessant wäre es auch, inwieweit andere zeitraffende Methoden wie • Chemilumineszenzmessungen nach DIN 51835-2 • Autoklavprüfungen unter reinem Sauerstoff (in Anlehnung an DIN 51808) Aus Wissenschaft und Forschung Bild 10: Ermittlung der Gesamtprüfzeit mit E a = 106 KJ/ mol bei 150 °C aus T-Kollektiv Bild 11: Daumenregelabschätzung A 1,E-04 1,E-03 1,E-02 1,E-01 1,E+00 1,E+01 1,E+02 40 60 80 100 120 140 160 180 ln K T (°C) Änderung der Reaktionsgeschwindigkeitskonstanten K als Funktion der Temperatur bei Ea=106 kJ/ mol Ea=106 KJ/ mol 10K-Regel 15K-Regel T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 12 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 • DSC (Differential-Scanning-Calorimetry) Messungen z. B. ASTM E1858-08 bzw. ASTM D5483-05 zu vergleichbaren Ergebnissen führen. Für den Schmierfettanwender zielführend wäre es auf jeden Fall, wenn Informationen zur Aktivierungsenergie mit Berücksichtigung des Kontaktmaterials (Katalysator) vorlägen und die maximale Gebrauchsdauer definiert werden kann. Hierzu benötigt man ein genormtes Verfahren, ggf. mit nochmals gesteigerter Zeitraffung z. B. in einem Autoklav mit reinem Sauerstoff ähnlich dem Verfahren nach DIN 51808, allerdings mit der Information der Grenzbeanspruchbarkeit und der Aktivierungsenergie inklusive des Katalysatoreinflusses. 13 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 1/ 18 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 1 Januar/ Februar 2018 65. 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_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 13 14 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Aus Wissenschaft und Forschung * Tech licentiate & MSc.Mehdi Fathi-Najafi MSc. Linda Malm Dr. Jinxia Li Nynas AB, Technical Development & Market Support SE-149 82 Nynäshamn Sweden Replacement of Group I; A way forward for the Grease manufacturers M. Fathi-Najafi, L. Malm, J. Li* Eingereicht: 25. 3. 2017 Nach Begutachtung angenommen: 27. 5. 2017 Ersatz von Gruppe I Grundölen; Die Zukunft für Schmierfette Schätzungen zufolge wird die Gesamtproduktion der paraffinischen Gruppe I Grundöle bis zum Jahr 2020 auf etwa 40 % der gesamten Grundölproduktion sinken, und einige schätzen sie sogar auf weniger als 30 % ein. Ungeachtet der Höhe des Rückgangs ist ein ernstzunehmender Effekt dieser Entwicklung, dass das Angebot der Grundölindustrie nicht mehr für die Anforderungen der industriellen Schmiermittel- und Fettindustrie optimiert ist. Die Defizite in der Löslichkeit und Viskosität können nicht einfach durch die hochraffinierten paraffinischen Gruppe II und III Grundöle ersetzt werden. Höhere Polarität und ausreichendes Lösevermögen sind neben den Viskositäten die wichtigsten Parameter für Prozessöle, Metallbearbeitungsflüssigkeiten, Hydrauliköle und Fette. Im Rahmen dieser Arbeit wurde durch präzises Blenden von naphthenischen und paraffinischen Grundölen eine neue Range (NR) von Base Stocks entwickelt, die der paraffinischen Gruppe I Grundölen sehr ähnlich ist. Die Parameter dieser neu entstandenen Grundöle decken sich mit denen zahlreicher etablierter Gruppe I Grundöle, beginnend beim Solvent Neutral 60 bis hin zum Solvent Neutral 600, mit vergleichbarem Anilinpunkt und kinematischer Viskosität sowie verbessertem Stockpunkt. Zur Bestätigung einiger Eigenschaften der neuen Grundöle, wurden verschiedene Vergleichsstudien zur Herstellung herkömmlicher Lithiumfette durchgeführt. Die Wahl fiel auf Lithiumfette, da diese einen Anteil von ca. 55 Prozent aller Schmierfette ausmachen. Die Vergangenheit zeigt, dass diese neuen Grundöle die herkömmliche paraffinische Gruppe I Grundöle in vielen industriellen Anwendungen ersetzen können. Die aktuellen Studien belegen nun, dass auch Schmierfette erfolgreich mit den neuen Grundölen hergestellt werden können. Schlüsselwörter Grundöle, Paraffinöl, Naphthenöl, Schmierfett, Rheologie, Tieftemperatur The total production of paraffinic Group I is estimated to fall to about 40 percent of the total base oil production by the year 2020 and some estimate it down to less than 30 percent. Regardless the degree of the fall, a serious consequence of these changes is that the offering of the base oil industry is no longer optimized for the industrial lubricant and grease industry requirements. The deficits in solvency and viscosity might not be readily substituted by the highly refined paraffinic Group II and Group III base oils. Higher polarity, aromaticity and sufficient solvency power constitutes, beside the viscosities, the most essential parameters for process oils, metal working fluids, hydraulic oils and greases. Within the frame of this work, a new range (NR) of base stocks, very similar to paraffinic Group I, have been developed by carefully blending naphthenic and paraffinic base oils. This new range of base oil is closely matching a broad selection of paraffinic Group I base oils, from Solvent Neutral 60 to Solvent Neutral 600 with retained kinematic viscosity and aniline point, and with improved pour point. In order to verify some of the characteristics of these new base oils some comparative studies have been conducted by making conventional lithium greases. The reason for choosing lithium grease was due to high degree of the representation with the lubricating greases which is around 55 percent. Previous findings emphasized that this new range of base oils may replace conventional paraffinic Group I in various industrial application, and based on this study, the lubricating greases could be added to the list of successful applications. Keywords Base oils, Paraffinic oil, Naphthenic oil, Lubricating grease, Rheology, Low temperature Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 14 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1 Introduction The global ongoing rationalization of paraffinic Group I production and its potential impact on the future availability of paraffinic Group I has led several lubricant formulators to start evaluating alternative products. Almost 2 million metric tons of paraffinic Group I capacity disappeared during the last year. The rapid changes in the base oil market, driven mainly by the technical demand from high performance automotive engine oil applications, are impacting all lubricant applications. The viscosity range covered in paraffinic Group I is wider, providing much needed high viscosity to industrial gear oils, greases and engine oils. The solvency offered by paraffinic Group II and Group III, with rapidly increasing aniline points, and lower aromatic carbon type content, is far lower than that of Group I base oils. Thus, some negative effect on the blending of industrial lubricants based on Group II or Group III base oils with existing Group I based industrial product can be foreseen, and have indeed been reported from the field. The worst-case scenario could be a massive reformulation process based on trial errors which of course will be a costly and time-consuming process. Hence, the questions are: Can we escape this reformulation process in the future? Can we hope that we are going to see a new shift back to a rebuilding of paraffinic Group I refineries? The most probable answer to both questions, is NO! Hence, what to do? What is the most cost-efficient way out of this dilemma? We at Nynas believe that due to the long-term availability of paraffinic Group II, Group III and naphthenic oils, it is most probably that a mixture of naphthenic oil with paraffinic Group II and Group III is a realistic, cost effective and fast solution for substitution of paraffinic Group I in various industrial applications. A previous publication [ref] covered some interesting areas such as: - Response of Pour Point Depressant (PPD) - Elastomer compatibility with respect to Nitrile Butadiene Rubber (NBR). - Formulation and characterization of a model hydraulic fluid This paper suggests alternatives, here called NR, that could be used as a replacement to paraffinic Group I grease lubricated applications. More precisely, the behavior of two NR grades (500 & 600) in the conventional lithium grease compared to a paraffinic oil Group I (SN 500) have been studied. Experimental work It is well known that Solvent Neutral 500 (SN 500) is traditionally used for preparation of conventional lithium 15 Aus Wissenschaft und Forschung 3 Characteristics Unit Test method ASTM SN 500 NR 500 NR 600 Appearance Clear & Bright Clear & Bright Clear & Bright Density, 15°C g/ dm 3 D 4052 889.6 889.0 876.0 Viscosity, 40°C mm 2 / s D 445 101 100 120 Viscosity, 100°C mm 2 / s D 445 10.9 10.2 12.6 Viscosity Index mm 2 / s D 2270 91 79 98 Flash Point, PM °C 232 226 250 Refractive Index, 20 °C D 1747 1,488 1.487 1.481 Aniline Point °C D 611 104.3 111 123 Carbon Composition D 2140 C A % 3.8 3 1 C P % 66.7 61 69 C N % 29.5 36 30 IR, C A % 7.8 6 2 Viscosity-Gravity- Constant D 2501 0.821 0.821 0.800 Pour point °C D 97 -12 -21 -15 Sulphur % D 2622 0.944 0.03 0.02 Color rating D 1500 1.7 0.5 1 Copper strip, 100°C/ 3h rating D 130 1 1 1 Total Acid Number mg KOH/ g D 974 <0.01 <0.01 <0.01 As it can be seen in Table 1, NR 500 and 600, in comparison to SN 500, have significantly lower Sulphur content, lower pour point and lighter in color! Thus, it is foreseen that theses improved properties will, in many cases, improve the performance and quality of the fully formulated greases. The grease samples have been prepared in an atmospheric condition in which the base oils described in Table 1 were used. The target consistency for these samples was NLGI grade 2. Notable is that the greases used in this study contain only antioxidant. Table 2. Some properties of the lithium based greases. Based on the measured properties of the greases, shown in Table 2, it can be concluded that all three grease samples show good shear stability despite having different thickener content; sample C (based on NR 600) Table 1: The characteristics of the base oils T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 15 16 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 grease which stands for almost 55 percent of the global grease production. Hence, this fluid is used as a reference in comparison with NR 500 and NR 600. The characteristics of these base oils can be seen in Table 1. As it can be seen in Table 1, NR 500 and 600, in comparison to SN 500, have significantly lower Sulphur content, lower pour point and lighter in color! Thus, it is foreseen that theses improved properties will, in many cases, improve the performance and quality of the fully formulated greases. The grease samples have been prepared in an atmospheric condition in which the base oils described in Table 1 were used. The target consistency for these samples was NLGI grade 2. Notable is that the greases used in this study contain only antioxidant. Based on the measured properties of the greases, shown in Table 2, it can be concluded that all three grease samples show good shear stability despite having different thickener content; sample C (based on NR 600) highest and sample B (based on NR 500) the lowest. The oxidation stability test results indicate slightly better performance for Grease A which may be referred to higher Sulphur content of SN 500 that can act as a secondary antioxidant. However, all three products are performing well in this test. The typical criteria for a conventional lithium grease is 5 psi or lower. The most interesting part of this evaluation was to study the impact of significantly better pour point in NR 500 and 600 on the mobility of the greases compared with SN 500 based which has been investigated by measuring both the flow pressure and rheological properties at low temperature. Flow pressure of the lubricating grease, measured according to DIN 51805, is widely recognized method as a relevant way to simulate mobility of the grease in the laboratory. Hence, the flow pressure for the grease samples at various temperatures have been measured, the required pressure for each sample at six different temperatures are shown in Figure 1. The outcome emphasizes excellent performances for the two NR based greases. In fact, Solvent Neutral 500 based grease requires almost three times higher pressure than NR 500 to be mobile. Rheological measurements It is well known that lubricating grease is a viscoelastic material, in other words a material with a viscous part (the base oil) and an elastic part (e. g. the thickener). Pa- Aus Wissenschaft und Forschung 3 500 600 Table 1. The characteristics of the base oils. As it can be seen in Table 1, NR 500 and 600, in comparison to SN 500, have significantly lower Sulphur content, lower pour point and lighter in color! Thus, it is foreseen that theses improved properties will, in many cases, improve the performance and quality of the fully formulated greases. The grease samples have been prepared in an atmospheric condition in which the base oils described in Table 1 were used. The target consistency for these samples was NLGI grade 2. Notable is that the greases used in this study contain only antioxidant. Characteristics Unit Test Method Grease A Grease B Grease C Base oil SN 500 NR 500 NR 600 Thickener content wt.% 7.98 7.48 9.39 Penetration unworked mm -1 ASTM D 217 285 282 278 Penetration (after 60 strokes) mm -1 ASTM D 217 279 279 280 Penetration (after 10 5 strokes) mm -1 ASTM D 217 300 309 305 Dropping point °C IP 396-02 199 200 198 Cu-corrosion rating ASTM D 4048 1b 1a 1a Oxidation stability (Pressure drop) psi ASTM D 942 2 3 3 samples show good shear stability despite having different thickener content; sample C (based on NR 600) Table 2: Some properties of the lithium based greases 4 highest and sample B (based on NR 500) the lowest. The oxidation stability test results indicate slightly better performance for Grease A which may be referred to higher Sulphur content of SN 500 that can act as a secondary antioxidant. However, all three products are performing well in this test. The typical criteria for a conventional lithium grease is 5 psi or lower. The most interesting part of this evaluation was to study the impact of significantly better pour point in NR 500 and 600 on the mobility of the greases compared with SN 500 based which has been investigated by measuring both the flow pressure and rheological properties at low temperature. Flow pressure of the lubricating grease, measured according to DIN 51805, is widely recognized method as a relevant way to simulate mobility of the grease in the laboratory. Hence, the flow pressure for the grease samples at various temperatures have been measured, the required pressure for each sample at six different temperatures are shown in Figure 1. Figure 1. The required flow pressure (mbar) as a function of temperature. The outcome emphasizes excellent performances for the two NR based greases. In fact, Solvent Neutral 500 based grease requires almost three times higher pressure than NR 500 to be mobile. Rheological measurements It is well known that lubricating grease is a viscoelastic material, in other words a material with a viscous part (the base oil) and an elastic part (e.g. the thickener). Parameters such as temperature and shear stress affect the oil and the thickener differently. Hence, mobility of the grease sample under controlled conditions can generate valuable information. For example, storage modulus (G´) or complex modulus (G*) of the grease can be interpreted as the real consistency of the grease, at the applied condition. In an attempt to study the thermal behaviour of the greases the oscillatory program of a rotational rheometer has been used. The first step in the characterisation was to find out the so-called linear viscoelastic region (LVER) by applying a strain sweep program in which the frequency and the temperature were kept constant (10 Hz and 25 °C respectively), and then the strain was increased logarithmically from 0.01 to 1000%, see Figure 2. 1070 1145 370 395 495 645 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 -40 -35 -30 -25 -20 -15 -10 -5 0 Flow pressure (mbar) Temprature (°C) Grease A Grease B Grease C rameters such as temperature and shear stress affect the oil and the thickener differently. Hence, mobility of the grease sample under controlled conditions can generate valuable information. For example, storage modulus (G´) or complex modulus (G*) of the grease can be interpreted as the real consistency of the grease, at the applied condition. In an attempt to study the thermal behaviour of the greases the oscillatory pro- Figure 1: The required flow pressure (mbar) as a function of temperature T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 16 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 gram of a rotational rheometer has been used. The first step in the characterisation was to find out the so-called linear viscoelastic region (LVER) by applying a strain sweep program in which the frequency and the temperature were kept constant (10 Hz and 25 °C respectively), and then the strain was increased logarithmically from 0.01 to 1000 %, see Figure 2. Figure 2 indicates that grease A (SN 500 based) is slightly thinner (lower G´) and has shorter LVER than Grease B (NR 500 based) and C (NR 600 based) despite of the fact that all three greases have the same NLGI grade. However, the next step in this part of the study was to measure the change of the complex modulus (G*), which is a sum of storage modulus and viscous modulus, over a wide range of temperature while the shear stress (10 Pa) and the frequency (10 Hz) have been kept constant. To conduct this evaluation more accurate it was decided to divide it in two steps; Step 1) the low temperature (from +25 down to -25 °C) and Step 2) the high temperature (from +25 to +120 °C). Step 1): The low temperature behaviour: This type of measurement reveals the degree of stiffness of a grease when the temperature is reduced. Thermal weep program was run from +25 to -25 °C. The obtained data is shown in Figure 3. Figure 4 above reveals preferably information such as: a) Grease A (SN 500 based) shows a faster degree of increased complex viscosity than the others. This increase is accelerating as applied temperature approaches the pour point of the base oil which in turn confirms the poor results from Flow pressure measurements, discussed earlier in this paper. b) Grease B and Grease C show same degree of the thickening effect within the applied temperature range and significantly better performance than Grease A. Step 2: The high temperature behaviour: This type of measurement is targeting the degree of softening of a grease when the temperature is increased. Thermal sweep program was run from +25 to +120 °C. The obtained data, shown in Figure 4, indicates that Grease C (NR 600 based) softens less than the other two greases, most probably due to the higher thickener content. Differential Scanning Calorimetry (DSC) has also been used to investigate the wax formation within the base oils which lightens the reason behind the excellent low temperature mobility of e. g. NR 600 in comparison to SN 500 despite of the fact that they have almost same pour point (-15 °C vs -12 °C). Notable that reproducibility of test method is ±6 °C. The base oils were analyzed with the DSC using the following conditions: 17 Aus Wissenschaft und Forschung Figure 2: Storage modulus (G´) and Viscosity modulus (G´´) vs. Strain for the three grease samples at 25 °C 5 Figure 2. Storage modulus (G´) and Viscosity modulus (G´´) vs. Strain for the three grease samples at 25 °C Figure 2 indicates that grease A (SN 500 based) is slightly thinner (lower G´) and has shorter LVER than Grease B (NR 500 based) and C (NR 600 based) despite of the fact that all three greases have the same NLGI grade. However, the next step in this part of the study was to measure the change of the complex modulus (G*), which is a sum of storage modulus and viscous modulus, over a wide range of temperature while the shear stress (10 Pa) and the frequency (10 Hz) have been kept constant. To conduct this evaluation more accurate it was decided to divide it in two steps; Step 1) the low temperature (from +25 down to -25 °C) and Step 2) the high temperature (from +25 to +120 °C). Step 1) The low temperature behaviour: This type of measurement reveals the degree of stiffness of a grease when the temperature is reduced. Thermal weep program was run from +25 to -25 °C. The obtained data is shown in Figure 3. a) Grease A (SN 500 based) shows a faster degree of increased complex viscosity than the others. 0 100·10 3 200·10 3 300·10 3 400·10 3 500·10 3 600·10 3 700·10 3 Pa G' -30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 °C Temperature T Grease A Grease B Grease C Figure 3: Complex modulus vs. temperature at constant shear stress T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 17 18 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Equilibrate at 50 °C; Isothermal at 50 °C for 5 min; Ramp 10 °C/ min down to -120 °C and keeping the sample in isothermal condition at -120 °C for 5 min. The measured cooling profiles for the base oils that can be seen in Figure 5 reveals one possible reason behind the better mobility of the greases based on NR grades compared with SN 500. Figure 5 suggests that the all three base oils contain wax which has been marked with the blue colored box, however, SN 500 shows not only highest wax contain (integral of the curvature part), but also it starts to crystalize at lowest temperature (T onset) in comparison to NR 600 and NR 500. The differences between NR 500 and NR 600 in both pour point and T onset should be addressed to the higher dosage of wax free naphthenic oil in NR 500. Further, it is believed that higher degree of the solvency of the naphthenic oils involved in NR grades also suppress the crystallization temperature. Notable that in number of publications, it has been stated that the pour point of a mineral oil doesn’t reflect the low temperature mobility of an oil or/ and the grease based upon, simply because an oil doesn’t inform “why” the oil stops to flow with the limited of time (5 sec). The lowest flowability of an oil can depend on the wax formation, high viscosity or/ and a combination of both. For example, a wax free oil naphthenic oil will reach its pour point due to an increased viscosity (low Viscosity index) while a paraffinic oil (regardless the group designation) may reach its pour point due to a combination of an increased viscosity and crystallization of the wax in the oil. The first one, naphthenic oil, still behaves as a Newtonian fluid, while the paraffinic one as a non-Newtonian fluid which in turn contributes to high degree of the elasticity to the grease based upon. What above described is quite useful if manufacturers of the lubricating greases looking for reducing the number of the base oils that they usually use. Let’s see how? It’s well known that one of the reasons for using two oils; naphthenic oil and paraffinic oil, in the preparation of a lubricating grease is to improve the low temperature mobility of the finished product but then it requires two different storage capacities and also risk for contamination Aus Wissenschaft und Forschung 6 This increase is accelerating as applied temperature approaches the pour point of the base oil which in turn confirms the poor results from Flow pressure measurements, discussed earlier in this paper. b) Grease B and Grease C show same degree of the thickening effect within the applied temperature range and significantly better performance than Grease A. Step 2: The high temperature behaviour: This type of measurement is targeting the degree of softening of a grease when the temperature is increased. Thermal sweep program was run from +25 to +120 °C. The obtained data, shown in Figure 4, indicates that Grease C (NR 600 based) softens less than the other two greases, most probably due to the higher thickener content. Figure 4. Complex modulus vs. temperature at constant shear stress. Differential Scanning Calorimetry (DSC) has also been used to investigate the wax formation within the base oils which lightens the reason behind the excellent low temperature mobility of e.g. NR 600 in comparison to SN 500 despite of the fact that they have almost same pour point (-15 °C vs -12 °C). Notable that reproducibility of test method is ±6 °C. The base oils were analyzed with the DSC using the following conditions: Equilibrate at 50 °C; Isothermal at 50 °C for 5 min; Ramp 10 °C/ min down to -120 °C and keeping the sample in isothermal condition at -120 °C for 5 min. The measured cooling profiles for the base oils that can be seen in Figure 5 reveals one possible reason behind the better mobility of the greases based on NR grades compared with SN 500. 6 000,0 8 000,0 10 000,0 12 000,0 14 000,0 16 000,0 18 000,0 20 000,0 22 000,0 26 000,0 Pa |G*| 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 °C Temperature T Grease A Grease B Grease C Figure 4: Complex modulus vs. temperature at constant shear stress 7 however, SN 500 shows not only highest wax contain (integral of the curvature part), but also it starts to crystalize at lowest temperature (T onset ) in comparison to NR 600 and NR 500. Table 3 Pour point and the onset temperature at wax crystallization. The differences between NR 500 and NR 600 in both pour point and T onset should be addressed to the higher dosage of wax free naphthenic oil in NR 500. Further, it is believed that higher degree of the solvency of the naphthenic oils involved in NR grades also suppress the crystallization temperature. Notable that in number of publications, it has been stated that the pour point of a mineral oil doesn’t reflect the low temperature mobility of an oil or/ and the grease based upon, simply because an oil doesn’t inform “why” the oil stops to flow with the limited of time (5 sec). The lowest flowability of an oil can depend on the wax formation, high viscosity or/ and a combination of both. For example, a wax free oil naphthenic oil will reach its pour point due to an increased viscosity (low Viscosity index) while a paraffinic oil (regardless the group designation) may reach its pour point due to a combination of an increased viscosity and crystallization of the wax in the oil. The first one, naphthenic oil, still behaves as a Newtonian fluid, while the paraffinic one as a non-Newtonian fluid which in turn contributes to high degree of the elasticity to the grease based upon. What above described is quite useful if manufacturers of the lubricating greases looking for reducing the number of the base oils that they usually use. Let’s see how? It’s well known that one of the reasons for using two oils; naphthenic oil and paraffinic oil, in the preparation of a lubricating grease is to improve the low temperature mobility of the finished product but then it requires two different storage capacities and also risk for contamination or/ and misunderstanding when a certain amount of one or the other oil has to be charged into the vessel. Hence, by using e.g. NR 500 the identified issues that mentioned above, will be removed, and subsequently a reduction of the cost employment of the base oils will be achieved. Figure 5: The change of the heat flow (W/ g) as a function of temperature (°C) for the base oils 7 Figure 5. The change of the heat flow (W/ g) as a function of temperature (°C) for the base oils Figure 5 suggests that the all three base oils contain wax which has been marked with the blue colored box, however, SN 500 shows not only highest wax contain (integral of the curvature part), but also it starts to crystalize at lowest temperature (T onset ) in comparison to NR 600 and NR 500. Property SN 500 NR 600 NR 500 Pour point (°C) -12 -15 -21 T onset (°C) -14.60 -19.90 -35.49 . The differences between NR 500 and NR 600 in both pour point and T onset should be addressed to the higher dosage of wax free naphthenic oil in NR 500. Further, it is believed that higher degree of the solvency of the naphthenic oils involved in NR grades also suppress the crystallization temperature. Notable that in number of publications, it has been stated that the pour point of a mineral oil doesn’t reflect the low temperature mobility of an oil or/ and the grease based upon, simply because an oil doesn’t inform “why” the oil stops to flow with the limited of time (5 sec). The lowest flowability of an oil can depend on the wax formation, high viscosity or/ and a combination of both. For example, a wax free oil naphthenic oil will reach its pour point due to an increased viscosity (low Viscosity index) while a paraffinic oil (regardless the group designation) may reach its pour point due to a combination of an increased viscosity and crystallization of the wax in the oil. The first one, naphthenic oil, still behaves as a Newtonian fluid, while the paraffinic one as a non-Newtonian fluid which in turn contributes to high degree of the elasticity to the grease based upon. What above described is quite useful if manufacturers of the lubricating greases looking for reducing the number of the base oils that they usually use. Let’s see how? It’s well known that one of the reasons for using two oils; naphthenic oil and paraffinic oil, in the preparation of a lubricating grease is to improve the low temperature mobility of the finished product but then it requires two different storage capacities and also risk for contamination or/ and misunderstanding when a certain amount of one or the other oil has to be charged into the vessel. Hence, by using e.g. NR 500 the identified issues that mentioned above, will be removed, and subsequently a reduction of the cost employment of the base oils will be achieved. Table 3: Pour point and the onset temperature at wax crystallization T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 18 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 or/ and misunderstanding when a certain amount of one or the other oil has to be charged into the vessel. Hence, by using e. g. NR 500 the identified issues that mentioned above, will be removed, and subsequently a reduction of the cost employment of the base oils will be achieved. Summary The results suggest that it is indeed possible to reproduce the key features of Group I base oils, and to formulate lubricating greases and other industrial related formulations based on these. The new range of Group I replacement fluids thus offers, besides the significant low temperature mobility, a convenient way around compatibility, solubility and extensive re-formulation issues that industrial lubricant blenders otherwise must conquer when formulating in base oils other than Group I, which will gradually be less readily available in a changing base oil market. By using NR grade for the preparation of lubricating greases, from a supply and capital employment points of view, a leaner manufacturing process will be gained. Reference [1] T. Norrby et.al; Group I Replacement fluids; Tribologie + Schmierungstechnik 64. Jargang.1/ 2017 [2] M. Fathi-Najafi et.al; Low temperature tribology; Eurogrease 201204 [3] www.nynas.com 19 Aus Wissenschaft und Forschung Bestellcoupon Tribologie und Schmierungstechnik „Richtungsweisende Informationen aus Forschung und Entwicklung“ Getriebeschmierung - Motorenschmierung - Schmierfette und Schmierstoffe - Kühlschmierstoffe - Schmierung in der Umformtechnik - Tribologisches Verhalten von Werkstoffen - Minimalmengenschmierung - Gebrauchtölanalyse - Mikro- und Nanotribologie - Ökologische Aspekte der Schmierstoffe - Tribologische Prüfverfahren Bestellcoupon Ich möchte Tribologie und Schmierungstechnik näher kennen lernen. Bitte liefern Sie mir ein Probeabonnement (2 Ausgaben), zum Vorzugspreis von 7 39,-. So kann ich die Zeitschrift in Ruhe prüfen. Wenn Sie dann nichts von mir hören, möchte ich Tribologie und Schmierungstechnik weiter beziehen. Zum jährlichen Abo-Preis von 7 189,- Inland bzw. 7 198,- Ausland. Die Rechnungsstellung erfolgt dann jährlich. Das Jahresabonnement ist für ein Jahr gültig; die Kündigungsfrist beträgt sechs Wochen zum Jahresende. Firma, Abteilung Straße, Nr. Name, Vorname PLZ, Ort Ort/ Datum, Unterschrift: (ggf. Firmenstempel) Coupon an: expert verlag, Abonnenten-Service, Postfach 2020, 71268 Renningen oder per Fax an: (0 71 59) 92 65-20 T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 19 20 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1 Einführung Kunststoffe sind heute in vielen Anwendungen bewährter Partner in tribologischen Systemen. Sie bieten immer dann Vorteile, wenn die Gefahr von Mangelschmierung beim Anlaufen von Maschinen oder bei einem unvorhergesehenen Schmierungsausfall besteht; in vielen Anwendungen ermöglichen Kunststoffe sogar den sicheren Betrieb von Maschinen und Anlagen ohne Fremdschmierung. Generell werden Kunststoffe in tribologischen Systemen immer als Grundkörper betrachtet. Sie bestimmen die Einsatzgrenzen aufgrund ihrer im Vergleich zu metallischen Werkstoffen begrenzten thermischen und mechanischen Belastbarkeit. Gleichwohl haben sich die Einsatzgrenzen der Systeme durch die Ausrüstung von Kunststoffen mit unterschiedlichen Additiven, wie Glasfasern, Kohlenstofffasern, Graphit und Polytetrafluorethylen PTFE, etc. zu immer höheren Belastungen verschoben. Die thermische Belastungsgrenze wird dabei im Wesentlichen durch die Wahl der Kunststoffmatrix bestimmt. Im ungeschmierten tribologischen System wird die im Gleitkontakt erzeugte Wärme über Grund- und Gegenkörper und deren Einspannungen abgeleitet und dann mittels Konvektion in die Umgebung übertragen. Dies bedeutet, dass die lokalen Temperaturen im tribologischen System extrem von der Geometrie bzw. der Konstruktion des Systems abhängen. Eine Übertragbarkeit der Erkenntnisse von den im GFT-Arbeitsblatt [1] definierten unterschiedlichen Prüfstufen auf die nächst höhere Prüfstufe stellt daher naturgemäß, insbesondere jedoch bei Metall/ Kunststoff-Gleitpaarungen aufgrund der Temperatursensitivität der Kunststoffe, eine besondere Herausforderung dar. Um die tribologische Leistungsfähigkeit unterschiedlicher Gleitpartnerkombinationen auf unterschiedlichen Prüfstufen besser beurteilen, verstehen, vergleichen und damit effizient weiterentwickeln zu können, ist folgerichtig die Kenntnis der Temperaturbelastung an unterschiedlichen Stellen im System, insbesondere auch in der tribologischen Interaktionszone, unabdingbar. Temperaturen sind an den Oberflächen und mit einigem Aufwand auch im Volumen auf kleinstem Raum messbar. Im Gleitkontakt, dort also, wo die höchsten Temperaturen Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.-Ing. Marco Schott 1 Prof. Dr.-Ing. Alois K. Schlarb 1,2,3 1 Lehrstuhl für Verbundwerkstoffe, Technische Universität Kaiserslautern 2 OPTIMAS - Landesforschungszentrum, Technische Universität Kaiserslautern 3 INM - Leibniz-Institut für Neue Materialien, Universität des Saarlands, Saarbrücken Simulation des thermischen Haushalts von Kunststoff/ Metall-Gleitpaarungen mittels FEM M. Schott, A.K. Schlarb* Eingereicht: 30. 10. 2016 Nach Begutachtung angenommen: 13. 12. 2016 Das Verhalten von Kunststoff/ Metall-Gleitlagersystemen ist extrem von der Temperatur abhängig. Da in der Gleitfläche eine Messung der Temperatur nahezu unmöglich ist, wird ein vereinfachter semiempirischer Ansatz zur Bestimmung der Temperaturverteilung in einem tribologischen System vorgestellt. Die Vorgehensweise soll es letztendlich erlauben die tribologische Leistungsfähigkeit unterschiedlicher Gleitpartnerkombinationen auf unterschiedlichen Prüfstufen besser beurteilen, verstehen, vergleichen und damit effizient weiterentwickeln zu können. Schlüsselwörter Kunststoff/ Metall-Tribosystem, Temperaturverteilung, FEM-Simulation The behavior of plastic/ metal slide bearing systems is extremely dependent on temperature. As a measurement of the temperature is almost impossible in the sliding surface, a simplified semi-empirical approach to determine the temperature distribution in a tribological system is presented. The procedure is intended to ultimately allow to asses, better understand, compare, and thus be able to develop the tribological performance of different sliding pairs on different test levels efficiently. Keywords Polymer/ metal-tribological system, temperature distribution, FEM-simulation Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 20 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 und damit die kritischste zu erwartende Werkstoffbeanspruchung auftreten, ist eine Messung jedoch nicht möglich. Deshalb wird hier ein Weg zur Bestimmung der Temperaturverteilung in einem anwendungsnahen tribologischen System mittels Modellierung und Simulation vorgeschlagen. 2 Analytische Lösungen für die Wärmegenerierung und Wärmeübertragung in tribologischen Systemen Die Temperaturverteilung in einem Tribosystem hängt von der Intensität der Wärmequelle und den Wärme- und Stofftransportvorgängen im System und zur Umgebung ab. Bild 1 zeigt dies schematisch für ein einfaches System mit dem Gleitkontakt als Wärmequelle und den entsprechenden Wärmeströmen. Im Gleitkontakt wird die pro Zeiteinheit und Fläche eingebrachte kinetische Energie im Wesentlichen in Wärme umgesetzt: (1) mit q̇ = Wärmestromdichte µ = Reibungskoeffizient p = Flächenpressung v = Gleitgeschwindigkeit Dieser Wärmestrom wird über die Kontaktfläche des Tribosystems in Grund- und Gegenkörper abgeleitet. Der jeweilige Betrag wird mit dem dimensionslosen Wärmeflussanteil k beschrieben, wobei gilt: (2) mit k = Wärmeflussanteil 1 = Grundkörper 2 = Gegenkörper Erste analytische Lösungen für die Wärmeaufteilung in tribologischen Kontakten wurden bereits Ende der 1930er Jahre von Blok [2] vorgelegt. Kurze Zeit später hat Jäger am Anfang der 1940er Jahre Anpassungen in den Koeffizienten vorgenommen und beispielsweise in [3] beschrieben. Eine radikale Reduktion auf die Grundgleichung hat Flöck 2001 [4] für langsames Gleiten vorgenommen. Alle Gleichungen für unterschiedliche Geometrien und Bedingungen lassen sich auf den Grundausdruck (3) mit λ = Wärmeleitfähigkeit 1 = Grundkörper 2 = Gegenkörper b = Koeffizient zurückführen. Der Koeffizient b hängt von der Geometrie sowie den Gleitbedingungen ab. Für einen einfachen Stift gegen eine unendliche Scheibe (Pin-on-Disk-Konfiguration) ergibt sich b nach Blok zu (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich b nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) Pe = Péclet-Zahl 1 a = Temperaturleitfähigkeit h = Wärmeübergang v = Gleitgeschwindigkeit L = projizierte Länge 21 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 1: Wärmeerzeugung und Wärmeströme in einem einfachen tribologischen System Deshalb wird hier ein Weg zur Bestimmung der Temperaturverteilung in einem anwendungsnahen tribologischen System mittels Modellierung und Simulation vorgeschlagen. 2 Analytische Lösungen für die Wärmegenerierung und Wärmeübertragung in tribologischen Systemen Die Temperaturverteilung in einem Tribosystem hängt von der Intensität der Wärmequelle und den Wärme- und Stofftransportvorgängen im System und zur Umgebung ab. Bild 1 zeigt dies schematisch für ein einfaches System mit dem Gleitkontakt als Wärmequelle und den entsprechenden Wärmeströmen. Bild 1: Wärmeerzeugung und Wärmeströme in einem einfachen tribologischen System Im Gleitkontakt wird die pro Zeiteinheit und Fläche eingebrachte kinetische Energie in Wärme umgesetzt: (1) mit = Wärmestromdichte = Reibungskoeffizient = Flächenpressung = Gleitgeschwindigkeit Dieser Wärmestrom wird über die Kontaktfläche des Tribosystems in Grund- und Gegenkörper abgeleitet. Der jeweilige Betrag wird mit dem dimensionslosen Wärmeflussanteil k beschrieben, wobei gilt: (2) mit = Wärmeflussanteil = Grundkörper = Gegenkörper Erste analytische Lösungen für die Wärmeaufteilung in tribologischen Kontakten wurden bereits Ende der 1930er Jahre von Blok [2] vorgelegt. Kurze Zeit später hat Jäger am Anfang der 1940er Jahre Anpassungen in den Koeffizienten vorgenommen und beispielsweise in [3] beschrieben. Eine radikale Reduktion auf die Grundgleichung hat Flöck 2001 [4] für langsames Gleiten vorgenommen. Alle Gleichungen für unterschiedliche Geometrien und Bedingungen lassen sich auf den Grundausdruck (3) mit = Wärmeleitfähigkeit = Grundkörper = Gegenkörper = Koeffizient zurückführen. Der Koeffizient hängt von der Geometrie sowie den Gleitbedingungen ab. Für einen einfachen Stift gegen eine unendliche Scheibe (Pin-on-Disk- Konfiguration) ergibt sich nach Blok zu (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. Dieser Wärmestrom wird über die Kontaktfläche des Tribosystems in Grund- und Gegenkörper abgeleitet. Der jeweilige Betrag wird mit dem dimensionslosen Wärmeflussanteil k beschrieben, wobei gilt: (2) mit = Wärmeflussanteil = Grundkörper = Gegenkörper Erste analytische Lösungen für die Wärmeaufteilung in tribologischen Kontakten wurden bereits Ende der 1930er Jahre von Blok [2] vorgelegt. Kurze Zeit später hat Jäger am Anfang der 1940er Jahre Anpassungen in den Koeffizienten vorgenommen und beispielsweise in [3] beschrieben. Eine radikale Reduktion auf die Grundgleichung hat Flöck 2001 [4] für langsames Gleiten vorgenommen. Alle Gleichungen für unterschiedliche Geometrien und Bedingungen lassen sich auf den Grundausdruck (3) mit = Wärmeleitfähigkeit = Grundkörper = Gegenkörper = Koeffizient zurückführen. Der Koeffizient hängt von der Geometrie sowie den Gleitbedingungen ab. Für einen einfachen Stift gegen eine unendliche Scheibe (Pin-on-Disk- Konfiguration) ergibt sich nach Blok zu 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 21 22 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Flöck reduziert b radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche S (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit λ = Wärmeleitfähigkeit ρ = Dichte c p = spez. Wärmekapazität S 1 = Kontaktfläche Grundkörper S 2 = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit h = Wärmeübergangszahl ∆T = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt- Zahl, die Grashof-Zahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. 3 Konzept Mit Hilfe der Methode der finiten Elemente lassen sich die lokalen Temperaturen im System berechnen solange die lokalen Wärme- und Stofftransportbedingungen im System sowie die Randbedingungen bekannt sind. Aufgrund der komplexen Sachverhalte ist für tribologische Prüfsysteme die Definition der Bilanzgrenzen zur Festlegung von Randbedingungen 1. Ordnung eine besondere Herausforderung. Wir schlagen daher einen semiempirischen Ansatz mit Nutzung der FEM-Simulation vor, wobei der zeitabhängige Reibungskoeffizient µ = µ(t) sowie mindestens eine Temperatur T = T(t) im System, vorzugsweise nahe an der tribologischen Interaktionszone, gemessen werden. Die wesentliche Vereinfachung unseres Ansatzes besteht in der Definition der Bilanzhülle für die Wärmeströme, deren Grenze sich exakt durch den Gleitkontakt zieht und den Grundkörper mit der gesamten Befestigungsgeometrie umschließt. Auf Basis der Messungen und analytisch bestimmter Abschätzungen zu den Wärmeübergängen bestimmen wir die Wärmeaufteilung zwischen Grund- und Gegenkörper und berechnen unter diesen Randbedingungen den thermischen Haushalt im System. Bild 2 zeigt schematisch den Ablauf einer derartigen Simulation. Die Wärmeübergange bestimmen wir dabei auf Basis der im VDI-Wärmeatlas bewährten Gleichungen, die sowohl die Lage der Wärmeübertragungsflächen als auch die konvektiven Bedingungen bei der Wärmeübertragung berücksichtigen. Dabei beziehen wir die temperaturabhängigen Stoffdaten des Grundkörperkunststoffs in Aus Wissenschaft und Forschung (4) und nach Jäger zu (5) Für eine Welle drehend in einer Lagerschale ergibt sich nach Blok zu (6) und Jäger zu (7) mit (8) = Péclet-Zahl 1 = Temperaturleitfähigkeit = Wärmeübergang = Gleitgeschwindigkeit = projizierte Länge Flöck reduziert radikal zu (9) und nimmt dabei an, dass weder die Geometrie noch die Betriebsbedingungen einen entscheidenden Einfluss auf die Wärmeaufteilung in einfachen Laborversuchen mit geringen Gleitgeschwindigkeiten haben. 1 Die Péclet-Zahl charakterisiert das Verhältnis von konvektivem Wärmeübergang zur Wärmeleitfähigkeit. Hohe Péclet-Zahlen stehen für gute konvektive Übergänge und schlechte Wärmeleiter und damit ein ausgeprägtes dreidimensionales Temperaturfeld im Festkörper. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Bild 2: Schematischer Ablauf zur Bestimmung der 3D-Temperaturverteilung des Grundkörpers Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. Talati [5] geht mit seinem Ansatz 2009 einen völlig neuen Weg. Er berücksichtigt die zwischen Grundkörper und Gegenkörper überstrichene Fläche (10) und definiert mit (11) einen Wärmeeindringkoeffizienten, mit = Wärmeleitfähigkeit = Dichte = spez. Wärmekapazität = Kontaktfläche Grundkörper = Interaktionsfläche Gegenkörper In Grund- und Gegenkörper wird die Wärme entsprechend (12) abgeleitet, in die Einspannung übertragen, dort weiter geleitet und letztendlich über Konvektion entsprechend (13) mit = Wärmeübergangszahl = Temperaturdifferenz in die Umgebung abgeführt. Zur Berechnung der Koeffizienten müssen charakteristische Größen aus der Strömungslehre, wie die Nusselt-Zahl, die Graßhoffzahl und die Prandlzahl bestimmt werden und diese auf senkrechte wie waagerechte Flächen angewandt werden. Für die entsprechenden Ansätze sei auf den VDI-Wärmeatlas [6] verwiesen. T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 22 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 die Simulation ein, da sich diese in dem durch die tribologische Beanspruchung verursachten Temperaturbereich signifikant verändern. Die mechanischen Randbedingungen sind einfach in das System integrierbar. Darüber hinaus haben wir die Möglichkeit die temperaturabhängigen Stoffdaten, bzw. Kennwerte (für Kunststoffe und kunststoffbasierte Verbund) in das FEM-Modell zu implementieren. 4 Experimente und Simulation Als Basis zur Simulation der Temperaturverteilung im System wurden Proben aus reinem PEEK und einem PEEK-basierten Verbundwerkstoff hergestellt. Die Werkstoffe wurden so gewählt, dass sie sich in der Wärmeleitfähigkeit signifikant unterscheiden. Sie wurden auf einem Doppelschneckenextruder compoundiert und zu Granulat verarbeitet. Das Granulat wurde auf ein Stahlsubstrat von 1 mm Dicke mittels Wärmeimpulsschweißen mit einer Schichtdicke von 200 µm aufgebracht. Danach wurde der Werkstoffverbund zu einer Halbschale umgeformt. Weitere Details zur Probenherstellung sind in Josch, L. et al [7] beschrieben. Die Halbschalen wurde in eine BPoR-Prüfeinrichtung eingespannt und bei einer nominalen Pressung von p = 1 MPa bei zwei unterschiedlichen Geschwindigkeiten v = 0,5 m/ s und v = 1 m/ s geprüft. Bild 3 zeigt schematisch den tribologischen Versuchsaufbau. Über einen Antrieb (1) wird eine Welle (2), auf der der Gegenkörper (D = 30 mm) fixiert ist, angetrieben. Der Gegenkörper rotiert gegen die Stahl/ PEEK-Halbschale, die in ein vertikal frei bewegliches Element (3) integriert ist. Die U-Halbschale (4) ist in diesem Element axial fixiert und in der Rotation frei beweglich gegen einen Anschlag (5) abgestützt. Dieser ist als Biegebalken ausgeführt und ermöglicht damit die Ermittlung des Drehmoments, bzw. der Reibungskraft. Über einen Hebel (6) können unterschiedliche Normalkräfte in das System eingeleitet werden. An unterschiedlichen Stellen des Aufbaus werden Temperaturen berührungslos 23 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 3: Bended-Plate-on-Ring Tribometer (schematisch) und Temperaturmessstellen Bild 4: Geometrievereinfachung und Partaufbau für die FEM-Simulation und mittels Thermoelementen gemessen. Für den Aufbau der Simulation wurde die Finite-Elemente-Berechnungssoftware ANSYS ® 15 eingesetzt. Bei der hier betrachteten thermischen Problemstellung (14) mit t = Temperaturvektor q = Lastvektor K = Koeffizentenmatrix Über einen Antrieb (1) wird eine Welle (2), auf der der Gegenkörper (D = 30 mm) fixiert ist, angetrieben. Der Gegenkörper rotiert gegen die Stahl/ PEEK-Halbschale, die in ein vertikal frei bewegliches Element (3) integriert ist. Die U-Halbschale (4) ist in diesem Element axial fixiert und in der Rotation frei beweglich gegen einen Anschlag (5) abgestützt. Dieser ist als Biegebalken ausgeführt und ermöglicht damit die Ermittlung des Drehmoments, bzw. der Reibungskraft. Über einen Hebel (6) können unterschiedliche Normalkräfte in das System eingeleitet werden. An unterschiedlichen Stellen des Aufbaus werden Temperaturen berührungslos und mittels Thermoelementen gemessen. Für den Aufbau der Simulation wurde die Finite-Elemente- Berechnungssoftware ANSYS ® 15 eingesetzt. Bei der hier betrachteten thermischen Problemstellung (14) mit = Temperaturvektor = Lastvektor = Koeffizentenmatrix 2 werden partielle Differentialgleichungen über ein numerisches Näherungsverfahren gelöst. Die Geometrie wurde direkt in ANSYS ® aufgebaut. Zur Vereinfachung der Simulation, insbesondere zur Verkürzung von Simulationszeiten, werden Symmetrien ausgenutzt sowie einfache Geometriesprünge vernachlässigt. 2 Beinhaltet Geometrie- und Werkstoffdaten T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 23 24 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 werden partielle Differentialgleichungen über ein numerisches Näherungsverfahren gelöst. Die Geometrie wurde direkt in ANSYS ® aufgebaut. Zur Vereinfachung der Simulation, insbesondere zur Verkürzung von Simulationszeiten, werden Symmetrien ausgenutzt sowie einfache Geometriesprünge vernachlässigt. Für die Komponenten Lager, Substratträger und PEEK- Schicht werden temperaturabhängige Daten eingegeben. Das Werkstoffverhalten für den Verbundwerkstoff sowie für Stahl wird in der Simulation als linear und homogen angenommen. Am Fuß des Lagers wird eine feste Einspannung definiert. Die mechanische und thermische Belastung wird durch die Wärmestromdichte festgelegt. Der berechnete Wärmeübergang wird für eine senkrechte Wand an den Flächen 1, 2 und 3 (h = 21 Wm -2 K -1 ) sowie für eine waagerechte Wand an den Flächen 4, 5 und 6 (h = 19 Wm -2 K -1 ) vorgegeben. Ähnliche Werte sind in [8] zu finden, die für Lager Werte im Bereich zwischen 15 und 20 Wm -2 K -1 bei leicht bewegter Luft angeben. Der Wärmestrom q∙ 1 wird über die Kontaktfläche in den Grundkörper eingeleitet. Für den ersten Durchlauf wird ein k-Faktor angenommen und dann iterativ optimiert. Das System wurde mit Hexaederknotenelementen SOLID90 vernetzt. Dieses dreidimensionale Quadervolumenelement besitzt 20 Knoten und verwendet zur Berechnung quadratische Ansatzfunktionen, die zu einer höheren Genauigkeit führen. Der Elementtyp kann für stationäre wie auch für instationäre Probleme verwendet werden. Die freien Oberflächen der Elemente sind als adiabatisch angenommen. Die Kunststofftriboschicht sowie der Substratträger wurden aus Gründen der Auflösung mit einem fein strukturierten Gitter vernetzt. Zur Diskretisierung des Substrathalters wurde ein unstrukturiertes Tetraedernetz mit einer erhöhten Zellengröße eingesetzt. Dieser Elementtyp bietet sich aufgrund der Größe und der Form der Halterung an. Insgesamt besteht die Lagerschale aus rund 200.000 Elementen, bei einem Knotenabstand von 10 -3 m. Bild 5 zeigt die Vernetzung des Systems. 5 Ergebnisse und Diskussion Tabelle 1 zeigt die Resultate der Berechnung der Wärmeaufteilung nach verschiedenen analytischen Methoden sowie mit Hilfe der semiempirischen FEM-Simulation für die beiden untersuchten PEEK-Grundkörperwerkstoffe bei einer Pressung von p = 1 MPa sowie zwei unterschiedlichen Geschwindigkeiten. Alle Methoden berechnen für das geometrisch einfache Pin-on-Disk-System, dass maximal 1,9 % (Blok) der tri- Aus Wissenschaft und Forschung Bild 5: Vernetzung von PEEK-Schicht und Stahlsubstrat (links), Vernetzung der Substrathalterung (rechts) Tabelle 1: Nach unterschiedlichen Methoden berechnete Anteile der Wärme, die dem Grundkörper zugeführt und über ihn abgeleitet wird Werkstoff v FEM Blok Jaeger Flöck Talati PEEK Versuch m/ s k 1FEM k 1B k 1J k 1F k 1T A PoD 1 0,0095 0,0007 0,0004 0,0061 0,0011 B PoD 1 0,0115 0,0019 0,0007 0,0165 0,0020 A BPoR 0,5 0,4000 0,0029 0,0102 0,0061 0,0277 A BPoR 1 0,4100 0,0040 0,0072 0,0061 0,0277 B BPoR 0,5 0,5900 0,0077 0,0273 0,0165 0,0476 B BPoR 1 0,4300 0,0109 0,0194 0,0165 0,0476 T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 24 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 bologisch erzeugten Wärme in den Kunststoffgrundkörper abgeleitet wird. Bezieht man die Resultate auf die mittels FEM berechnete Wärmeaufteilung so sind jedoch relative Abweichungen von bis zu einem Faktor von 10 zu verzeichnen. Für das einfache PoD-System stimmt die Abschätzung nach Flöck noch am besten mit der FEM-Simulation überein. Allerdings zeigt sich für das schlecht wärmeleitende ungefüllte PEEK ein gegenüber der FEM-Simulation rund 36 % niedrigerer Wert, während für das besser wärmeleitende gefüllte PEEK ein um rund 44 % höherer Wärmefluss gefunden wird. Für das BPoR-System zeigen sich drastische Unterschiede zwischen den einzelnen analytischen Methoden, insbesondere jedoch im Vergleich zur FEM-gestützten iterativen Methode. Während die analytischen Berechnungsmethoden einen Wärmefluss von maximal 4,8 % (Talati) in den Grundkörpers vorhersagen, liegen die Werte bei der iterativen Bestimmung je nach Versuchsbedingung zwischen 40 % - 69 %. Die analytischen Methoden schätzen die Wärmeströme um 20 - 140 Mal niedriger ein als die FEM-gestützte iterative Methode. Der Einfluss der Wärmeleitfähigkeit des Grundkörpers spiegelt sich bei allen Methoden in demselben Trend: Mit zunehmender Leitfähigkeit wird mehr Wärme über den Grundkörper abgeführt. Der Einfluss der Gleitgeschwindigkeit zeigt hier jedoch kein einheitliches Bild. Während die Resultate nach Flöck und Talati naturgemäß nicht von der Gleitgeschwindigkeit abhängen, zeigen sich bei Blok und Jäger ein entgegengesetzter Trend. Jäger, wie auch unsere FEM-gestützte Methode, ermittelt mit zunehmender Gleitgeschwindigkeit eine geringere in den Grundkörper abfließende Wärme. Dies bedeutet, dass aufgrund des dann besseren konvektiven Wärmeübergangs mehr Wärme über den gut leitenden Gegenkörper abgeführt werden kann. Die ersten Ergebnisse der Berechnung des Temperaturfelds im Tribosystem zeigt Bild 6. Deutlich erkennbar ist die höchste Temperatur im Kontakt sichtbar. Im vorliegenden Fall werden Temperaturen im Bereich der Glasübergangstemperatur von PEEK erreicht. Bild 7 zeigt den Temperaturverlauf über zwei Simulationspfade (Pfad 1: x-Richtung; Pfad 2, y-Richtung) für die beiden untersuchten Werkstoffverbunde (PEEK-A und PEEK-B) im Diagramm. Die beiden Verbunde unterscheiden sich erheblich. Während bei PEEK-B (hohe Wärmeleitfähigkeit) an der heißesten Stelle noch nicht einmal Temperaturen von T = 70 °C erreicht werden, erkennt man an der heißeste Stelle bei PEEK-A Temperaturen im Bereich der Glasübergangstemperatur. 25 Aus Wissenschaft und Forschung Bild 6: Temperaturverteilung im Tribosystem (p = 1 MPa, v = 1 m/ s, Werkstoff: PEEK-A) Bild 7: Temperaturen entlang der Pfade 1 (über die Lagerbreite) sowie 2 (entlang der Probendicke Stahlsubstrat/ PEEK-Triboschicht), rechts T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 25 26 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Auf dem Pfad 2 ist im Übergang zwischen Polymerschicht und Metallsubstrat eine deutliche Änderung im Gradienten sichtbar. Besonders deutlich bei der Kunststoffschicht mit vergleichsweise niedriger Wärmeleitfähigkeit. Hier beträgt der Gradient dT/ ds ≈ 200 K/ mm, wobei dagegen in der Triboschicht mit vergleichsweise hoher Wärmeleitfähigkeit lediglich Gradienten von dT/ ds = 25 K/ mm auftreten. Die Ergebnisse zeigen deutlich, dass in tribologisch beanspruchten Kunststoffschichten bei gleitender trockener Reibung Temperaturen auftreten können, die zu einer signifikanten Beeinflussung des mechanischen Verhaltens und damit der tribologischen Leistungsfähigkeit führen, bevor thermisches Versagen auftritt. Analytische Ansätze zur Berechnung der Einflüsse scheinen dabei die in den Grundkörper abgegebene Wärme deutlich zu unterschätzen. Bei der Interpretation des Temperatureinflusses nach unserer Methode muss allerdings beachtet werden, dass die Berechnung den flächigen Kontakt zwischen Grund- und Gegenkörper voraussetzt und somit eventuelle Blitztemperaturen aufgrund unvollkommener Berührung nicht berücksichtigt werden. Für die Beurteilung des mechanisch/ tribologischen Verhaltens im Werkstoffvolumen, d.h. auf der Mikro- und Makroskala, kann die bessere Kenntnis der Temperaturverteilung in System jedoch entscheidend zum Verständnis und zur Optimierung von Kunststoff-/ Metall-Gleitpaarungen beitragen. 6 Ergebnisse und Diskussion Die Arbeiten wurden im Rahmen des von der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) geförderten Projekts SCHL 280/ 21-1 durchgeführt. Wesentliche Anteile am Aufbau der Simulation wurden durch Herrn M. Justinger erarbeitet. Die Autoren danken Herrn Justinger für seinen Beitrag und der DFG für die Förderung des Projekts. 7 Literaturverzeichnis [1] N.N.: GfT-Arbeitsblatt 7. Tribologie, 2002 [2] H. BLOK: Theoretical Study of Temperature Rise at Surfaces of Actual Contact Under Oillines Conditions. Proc. Inst. of Mechanical Engineering, General Discussion of Lubrication, Institution of Mechanical Engineers, London, 1937 [3] J.C. JAEGER: Moving Sources of Heat and the Temperature of Sliding Contacts. Proccedings Royal Soc. N.S.W., 76, Part III, 1942 [4] J. FLÖCK: Beitrag zur experimentellen und modellhaften Beschreibung der Gleitverschleißmechanismen kohlenstofffaserverstärkter Polyetheretherketon (PEEK) Verbunde. 1. Auflage, Institut für Verbundwerkstoffe, 2001 [5] F. TALATI; S. JALALIFAR: Analysis of heat conduction in a disk brake system. Heat and Mass Transfer, Bd. 45, Nr. 8, S. 1047-1059, Jan. 2009 [6] N.N.: VDI Wärmeatlas. Springer Verlag, 11.Auflage, Düsseldorf, 2013 [7] L. JOSCH; V. GÖTZ; S. EMRICH; C. WAGNER; M. KOPNARSKI; A.K. SCHLARB: Einfluss des Umformens auf das tribologische Verhalten von Halbschalen aus einem Metall-Kunststoffverbund mit verstärktem PEEK. 53.Tribologie-Fachtagung, 2012 [8] B. SCHLECHT: Maschinenelemente 2: Getriebe, Verzahnungen und Lagerungen. Pearson Deutschland GmbH, 2009 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 €, (Kontakt & Studium, 392) ISBN 978-3-8169-3352-6 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. T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 26 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 27 Aus Wissenschaft und Forschung * Dipl.-Chem; Dr. rer. nat. Heinz Dwuletzki Carl Bechem GmbH, Hagen, Germany, Head of R&D Minimum Quantity Lubrication (MQL) versus Traditional Flood Application: A Break-Thru or only for Niche Applications? H. Dwuletzki* Eingereicht: 9. 3. 2017 Nach Begutachtung angenommen: 1. 8 .2017 Minimalschmierung (MQL) im Wettbewerb zu klassischer Überflutungsschmierung - Ein Durchbruch oder nur eine Nischenanwendung? MQL-Anwendungen, speziell von OEM und deren First Tier Lieferanten haben vermehrt Einzug auf die Shop Floor-Ebene gehalten. Konsequenterweise fügt die letzte Version der DIN 51385 (2013-12) die Gruppe der Minimalmengenschmierstoffe ebenfalls ein. Es wird eine kurze Übersicht der historischen Entwicklung dieses Verfahrens gegeben. Der Vergleich der schmierstoffbezogenen Fertigungskosten zeigt, dass nur ca. 1,6 % der Kosten dem Schmierstoffbezug zuzurechnen sind, während alle weiteren Kosten vorwiegend aus der Anlagentechnik resultieren. Die wesentlichen Applikationssysteme für MQL-Anwendungen werden vorgestellt, wobei 1- und 2-Kanalsysteme auch in der Praxis dominieren. Die Anforderungen an MQL-Medien werden diskutiert und deren Schmierungseigenschaften verglichen. Die Umstellung von klassischer Überflutungskühlschmierung zu MQL-Fertigung wird anhand eines Beispiels der Hochleistungsaluminiumzerspanung im Einzelnen vorgestellt und diskutiert. HSE-Anforderungen, die die Verwendung von MQL- Systemen möglicherweise erschweren können werden ebenso besprochen wie die Nachteile des MQL-Verfahrens. Zusammengefasst kann festgehalten werden, dass beide Methoden ihren berechtigten Platz in der Fertigungskette nebeneinander besitzen und beide Verfahren neuerdings durch die mögliche Einführung von Additiven Fertigungsverfahren zukünftig an Relevanz verlieren können. Schlüsselwörter Minimalschmierung (MQL); Schmierstoffe nach DIN 51385 (2013-12); Historische Entwicklung der MQL- Technik; Applikationssysteme: 1- und 2-Kanalsprühtechnik; Kostenvergleich klasische Überflutungstechnik und MQL bei der Aluminiumbearbeitung; HSE- Anforderungen der MQL-Schmierstoffe; Anforderungen an MQL-Schmierstoffe MQL has made its way onto the shop-floor of many well reputated manufacturers, mainly OEM’s or first tier suppliers to them. As a result, the latest version of German DIN standard 51385 (2013-12) puts MQL lubricants in the same rank like metal removal media, metal forming media and multifunctional fluids. The driving force for the implementation of this new technique has always been the idea of reducing costs of fluid delivery by the use of a consumable lubricant which does not need any surveillance and nearly no field service. As well the desire to reduce the over-all costs of equipment for tank systems, filter units and last but not least cost of disposal for used coolants led many technical universities to evaluate the feasibility of this idea. In the early times of use of MQL-techniques, many obstacles were to overcome, e. g. mainly the questions of application, health and safety issues, danger of exposure to aerosols and/ or mist of coolants. In the mean-time many producer of large volume parts tried the MQL-technology and are able to answer the title question more comprehensively. A detailed comparison between classical, wet cutting machining of an aluminum alloy is given from the field of aluminum machining. The long term experiences of the use of emulsions is described and contrasted to the use of MQL-application in machining of the same parts. Keywords Minimum Quantity Lubrication (MQL); Lubricants acc. to subgroup of DIN standard 51385 (2013-12); Survey of historical approach to MQL; Techniques of application: 1-2 channel systems; Requirements of lubricants for MQL; Cost comparison in aluminium machining; HSE-requirements of MQL-lubricants; Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 27 28 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1 Systematic approach to Minimum Quantity Lubrication (MQL) Following the latest version of DIN 51385 (2013-12) [1] the systematic description of processing fluids for forming and machining of materials includes: • Processing media for machining of materials SC: Cutting operations • Processing media for forming of materials SF: Forming operations • Multifunctinal Oils: MFO • Processing media for Minimum Quantity Lubrication applications: MQL As shown in picture 1 Reasons for the development of this new class of lubricants are manifold [2]: • General demand for the reduction of main costs of production • Legislational aspects • Soft parameters like, image questions of manufacturers and public interest in modern technology The detailed evaluation of cost sources for the manufacturing process show the following distribution: • Main cost drivers are: • Invest costs for equipment • Labour costs • Additional costs: - cleaning of parts - chip handling - controll of emissions In most of the evaluated cases (e. g. mass production of sensitive aluminium parts) it becomes clear, that coolant related costs contribute to approximatively 15 % of the total process costs [2]: See picture 2 The directly related lubricant costs are generally very low by approx. 1,6 % of total process costs only. This could be compared to tool costs of approx. 4 %. It becomes quite clear, that the quality of used coolant directly influences the proportional costs of tools significantly, thus being already 260 % of the lubricants’ costs! Most of the overall costs are based upon the invest of equipment and energy. Consequently the demand was put forward to a lubricant-free machining which turned out to be a „mission impossible“. The Technical Universities of Aachen and Dortmund, Germany underwent a great deal of experiments and evaluations to find out a minimum volume limit of lubricants for machining processes in a „nearly dry state“. From this scientific approach the following definition of MQL was brought to the stage and remains still state-ofthe-art: MQL: Target oriented total-loss lubrication at lowest lubricant volume (< 50 ml/ h) applied by spraying devices in metal working applications 2 Requirements for MQL - application To fulfill the requirements of MQL applications it is obvious that special devices for the appropriate supply of lubricants are needed [3]: In a most simple way to differentiate the application ways the MQ-lubricant could be applied to the out-side Aus Wissenschaft und Forschung Picture 1: DIN 51 385 (2013-12): Processing fluids for forming and machining of materials Picture 2: Coolant related costs T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 28 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 of a tool (direct supply) or internally through the tool [4,5]: This leads to the following survey: Picture 3 External (direct) supply of MQ-lubricant means: - most simple application - best for simple setup change (retrofit) - no change of tool-design - applying the lubricant on the tool - applying the lubricant on the work piece - spraying of the lubricant by specially designed nozzle/ s - positioning of nozzle/ s is most important The more sophisticated internal MQ-lubricant supply needs more care and attention: - direct MQL-supply to the point of action - no adjustment of nozzles - constant supply of MQL - low MQL-losses - adjustable dosage of MQL-air mixture - high costs of implementation to existing machines - use of tools with internal coolant supply - a must for drilling with high l/ d-ratio: mainly deep drilling (gundrill) applications For the dosage of MQ-lubricants exist as well different systems: See picture 4 The easiest way of spraying the neat lubricant directly to the tool normally results in much higher consumption and does not allow to use the lowest amount of lubricant to apply. Better results are achieved by mixing the MQlubricant with air for dilution and transportation to the point of action. These pressurized spraying systems transport the media through the spindle of the tool machine by a socalled one-channel or two-channel application technique. 1 channel-systems: The externally prepared MQL-aerosol is transported through the tool and in 2 channel-systems: Air and MQL are transported separately through the tool and merged together right before the point of action of the tool Based upon the results in practice it is worth knowing the differences in application: 1 channel-systems: • lubricant feed depends on rotational speed N • N max. 16.000 rpm • max. feed depends on air / bore size • slower reaction time (tool change) • MQL-viscosity: max. 50 mm 2 / s • min. air pressure > 5 bar • often used in transfer lines lower MQL-volume required (max 200 ml/ h) and 2 channel-systems: • lubricant feed is not depending on rotational speed N • N max. 40.000 rpm • Not depending on air / bore size • Very fast reaction time (tool change) • MQL-viscosity: max. 100 mm 2 / s • Min. air pressure > 4 bar • Mainly used on machine tools (CNC-Centres) • Higher MQL-volume required (> 400 ml/ h possible) 29 Aus Wissenschaft und Forschung Picture 3: MQL-supply systems Picture 4: Dosage systems for MQL application T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 29 30 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 3 Requirements for MQ - Lubricants The comparison of the results of 1to 2-channel spraying systems indicate that some requirements to MQ-lubricants do exist [5, 6] e. g.: Basic formulation: • similar to non-water soluble lubricants • Non-watersoluble base fluids • low mist and vapour emitting fluids • most frequently used base fluids: alcohols and esters • Viscosity: V 40 °C =104 F > 20,5 mm 2 / s • Flash point (COC): > 150 °C = 302 F • Evaporation loss: < 65 % acc. to Noack-test (250 °C = 482 F) On the other hand some restriction within the use of fluids and additives are known as well: Less suitable lubricants: • water miscible MRF (concentrate) • water diluted MRF • non-treated bio-esters (e. g. rape seed oil): due to glueing, staining and residue formation of untreated natural esters on parts or/ and machine components • smelly lubricants • low viscous, mineral oil based lubricants: danger of ignition and fire hazard Of course, so far the question of the most interesting characteristics of a lubricant hasn’t yet been touched: The inherent power of lubrication. Not really surprising it was shown on all conventional frictional lab testers that MQ-lubricants behave as „normal“ lubricants, but the most challenging test as always is test in the field. See picture 5 4 Results from the field In various applications on steel workpieces the following data were gathered: See picture 6 Machining results of steel parts with MQL-application [5] The data clearly show that MQL-techniques offer a new pathway for the manufacturing of steel parts mainly used in the automobile industry. Aus Wissenschaft und Forschung Picture 5: Tribological test methods for MQ-lubricants Picture 6: Machining results of steel parts with MQLapplication [5] T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 30 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 In the case of aluminium machining the corresponding data result for the most known applications like a the machining of cylinder heads: See picture 7 Machining results of aluminium cylinder heads with MQL-application [5] For an informative comparison the machining of aluminium valve body plates, the most critical parts of an automatic transmission will be discussed in detail: • Disadvantages of MQL: • new machine technology needed • high cost of air supply and emission control • high cleaning costs of machine and parts Another aspect definitively needs attraction as well: The health and safety aspects have always being critically discussed due to the danger of aspiration of aero-sols and mist of MQL-application. So another point needs more interest: • Disadvantages of MQL: • HSE-requirements • CLP-problems of spraying usage due to European Regulation of chemicals: 31 Aus Wissenschaft und Forschung Picture 7: Machining results of aluminum parts with MQL-application [5] Picture 8: Comparison between conventional flood coolant and MQLapplication in aluminum machining See picture 8 Comparison between conventional flood coolant and MQLapplication in aluminium machining 5 Minimum Quantity Lubrication versus Traditional Flood Application The above discussed change from traditional flood application to MQL-technique allows a general judgement: • Advantages of MQL: • less space requirements • less costs for coolant supply, filtering • less water, energy consumption and T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 31 32 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 • Substances need to be registered for specific applications, e. g. spraying • 31.05.2018 REACh 3 rd. Restristration deadline is valid for registration • So far, only very little substances are registered for the application of spraying (PROC 7 and PROC 11: Industrial and non-Industrial spraying) • This leads to the demand of further raw material testing by the additive suppliers • For safety evaluations, the inhalative toxicity of raw materials need to be tested It seems to be sure that in future MQ-lubricants need to be tested for the inhalative toxicity. 6 Summary: MQL - From niche application to mass production MQL-techniques had been looked at as a „nice technology“ without any real relevance in practical application. This was state-of-the-art till the end of the 20 th century and in many heads it is still the case. But in reality within the last 10 years many big shifts from classical flood coolant application to MQL could be watched on the shop floor and clearly indicate the potential for mass parts manufacturing: See Picture 9 MQL making its way from single machine to general shop floor application Finally, there is no one-way to decide between MQL and flood application, both technologies have their benefit and will be used side-by-side in future manufacturing. It is not a nor or neither decision it will be a together! 7 Literature [1] DIN 51385 (2013-12), Processing fluids for forming and machining of materials, definitions [2] Trockenbearbeitung und Minimalmengenkühlschmierung, K. Weinert, Springer Verlag 1998 [3] GfT Gesellschaft für Tribologie e.V.: Arbeitsblatt 8.1 und 8.2 Minimalmengenschmierung; 2003 [4] Fachausschuss Maschinenbau, Fertigungssysteme, Stahlbau: Low emitting metal working with minimum quantity lubrication, Sheet No. 6, 07/ 2005 [5] DGUV Deutsche gesetzliche Unfallversicherung: Minimalmengenschmierung in der spanenden Fertigung; BGI/ GUV-I 718, 11-2010 [6] H. Sefrin, Minimalmengenschmierung. Einsatz in der Praxis, Tribologie und Schmierungstechnik, 3/ 1999, Nr. 46 S. 9-14 Aus Wissenschaft und Forschung Picture 9: MQL making its way from single machine to general shop floor-application Anzeige Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 32 Aus der Praxis für die Praxis 1 Introduction High-speed injection lubricated gear units are found mainly in power plant technology between the gas or steam turbine and the generator. The solid or hollow shafts of the single-stage gear units are mounted in the housing via slide bearings. They are made from 18CrNiMo7-6 hardened steel and the gear teeth are case-hardened. Single helical gears are used for the low and medium power range. Only the double helical gears are considered for high power range from approx. ˃ 60 MW and circumferential speeds of up to 180 m/ s. High demands are placed on the turbo gear units regarding reliability, operational safety, low noise level and low loss of power. Therefore, the factor of safety from pitting and tooth breakage is also high at S H ˃ 1,6 and S F ˃ 3. Nevertheless, damage to the load flanks can be observed. The power losses determine the degree of efficiency, which is approx. 98 - 99 %. In a gear unit with a nominal power of e. g. 100 MW, the power loss is 1MW, which turns into heat. Brown discoloured oil residues adhering Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 33 * Dipl. Ing.-Univ. Erwin Bauer AEB Kompetenzcenter, Garching b. München Aeb-garching@t-online.de Heat in Turbo Transmissions Causes, Effects & Remedies E. Bauer* Wärmeentwicklung in Turbogetrieben, Ursachen, Auswirkungen und Abhilfemaßnahmen In Turbogetrieben mit Umfangsgeschwindigkeiten ab ca. 80 bis zu 180 m/ s entstehen vor allem durch Strömungsverluste erhebliche Wärmemengen. Ist die Kühlleistung nicht ausreichend, kommt es zu Veränderungen des Öls, die sich in braun gefärbten, an den Oberflächen anhaftenden Belägen äußert. Bei zu hohem Temperaturniveau sind die thermisch bedingten Verformungen erheblich größer als die elastischen Biege- und Torsionsverformungen der verzahnten Wellen. Zudem treten im Laufe der Betriebszeit bleibende Verformungen durch irreversible Gefügeveränderungen auf. Dies führt zur Verschlechterung der Verzahnungsqualität, zu Veränderungen im Tragbild, und zu deutlich höheren Beanspruchungen als in der Tragfähigkeitsberechnung ausgewiesen. Die Folge sind Ermüdungsschäden. Fallbeispiele werden vorgestellt und Abhilfemaßnahmen diskutiert. Schlüsselwörter Turbogetriebe, Wärmehaushalt, Belagbildung, thermische Verformung, Restaustenit, Flankenkorrektur, Ermüdungsschaden, Gegenmaßnahmen Under atmospheric conditions, the no-load losses in turbo gear units with high pitch line velocities of > 80 m/ s, generate such high thermal loads that permanent adhering oil residues are formed and irreversible changes in the shape of the teeth can be observed. This results in local overload at the locations with the highest thermal load. In spite of more than adequate factor of safety from pitting, damages on the active flanks still occur. In the examples presented here, they start not at the surface but in the volume of the teeth below the case depth. The largest portion of the no-load losses are due to windage losses. If turbo gear units are operated in a vacuum at approx. 0.1 bar, the no-load losses can be reduced by approx. 30 % compared to atmospheric operation. Nevertheless, the thermal distortions may not be disregarded when determining tooth corrections. A structural transformation can be counteracted through higher annealing temperatures after case-hardening. If, during atmospheric operation of turbo gear units, an inspection reveals that an irreversible change in shape has occurred, the original condition can be reestablished through regrinding. However, an Ultrasonic Inspection should show beforehand that there are no impermissible large discontinuities in the volume of the teeth. The contact pattern should be inspected at regular intervals so that a new gear unit - if possible with vacuum technology - can be purchased in a timely manner if necessary. Keywords high-speed gear units, heat balance, varnishing, thermal distortion, retained austenite, lead modification, fatigue, corrective measures Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 33 Aus der Praxis für die Praxis permanently to the teeth and the bearings were found on the turbo gear units that were inspected. Based on case studies this article describes the distribution of the oil residue along the face width and the position and type of flank damages. Results of Ultrasonic inspections, the measurement of profile and tooth trace, as well as the X-ray measurement of the content of retained austenite are presented. The causes and effects of the high thermal load are discussed, based on fundamental observations with respect to heat balance. 2 Heat Balance In gear units with relatively low circumferential speeds, the friction losses are generated mainly in the mesh and in the sliding bearings. These losses consist of the loadindependent proportions, the so-called no-load losses, and the load-dependent proportions. In the mesh, the gear friction losses determine the load-dependent proportion. They increase proportionally with nominal power. The no-load losses are low compared to the tooth friction losses. The situation is different in the case of the injection-lubricated turbo gear units considered here, with high pitch line velocities of greater than 80 m/ s. Here, the total loss of power consists almost exclusively of the no-load losses. According to [1] these are composed of losses due to squeezing of the oil film in the mesh, losses due to acceleration and deflection of the injected oil, and losses due to windage. The more oil is injected, the higher the no-load losses. Not only the quantity but also the direction in which the oil is injected has an effect. Injection after mesh has a favorable effect on cooling. As a rule, oil is injected before and after the mesh, the larger quantity being injected after the mesh. Losses due to squeezing occur when the injected oil is moving through the mesh from the leading to the trailing end. The generated heat is dissipated mainly via the oil mist with the rest through thermal dissipation into the pinion and the wheel. The windage losses are caused by the swirling of the oil mist in the housing. They make up the largest proportion of the no-load losses. In [2], a single helical pinion was fitted with thermocouples at several points along the face width. The temperatures were measured at different pitch line velocities under idling conditions. The result is shown in Figure 1 (from [3]). The temperature curves rise in parallel with increasing speed. At all circumferential speeds, the temperature at the leading end of the face width is constant up to approx. half of the face width, increases significantly and then reaches the maximum temperature shortly before the trailing end at approx. b/ 6. Thereafter, the temperature drops down. This temperature distribution results in different levels of thermal expansion along the tooth trace. 3 Varnishing ISO VG Class 46 turbine oils are used for turbo gear units. They have a high degree of thermal stability and high resistance to the formation of deposits. The injection temperature is approx. 40 to 50 °C. Accelerated aging occurs in the oil at very high temperatures. The oil becomes depleted of antioxidants and the base oil decomposes. Insoluble brown-coloured deposits are formed, which adhere permanently to the components. They cannot be removed with solvents. The aging process of the oil must be checked by an oil analysis at regular intervals and appropriate measures taken if necessary. The permanent adhering deposits on the tooth flanks increase losses due to friction, when the oil is squeezed through the mesh. They also have a heat-insulating effect. As a result, heat dissipation into the pinion and wheel is inhibited. 4 Case Studies In all the examples presented here, the turbo gear units are operated under atmospheric conditions. 4.1 Example 1 In the case of a single helical gear unit with a low power range but with a high pitch line velocity of 110 m/ s, damage to the teeth of the pinion was observed during an 34 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Figure 1: Distribution of bulk temperature on a single helical pinion T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 34 Aus der Praxis für die Praxis inspection after approx. 65,000 operating hours. The pinion shaft has an unfavorable ratio of b/ d 1 > 1.1. Figure 2 shows the pinion with the adhering browncoloured deposits, which are formed more intensively on the warmer exit side NDE than on the cooler leading end DE. The injected oil runs along the tooth trace in the direction of NDE and gradually heats up. This results in a qualitative temperature distribution as shown in Figure 1. Due to the non-uniform thermal expansion occurring over the face width, the flank and profile shape changes, and a high contact stress occurs in the NDE half, leading to ruptures over the tooth height (Figure 3). However, the ruptures do not start on the surface, as by classic pitting. The crack starter is located in the tooth volume shortly below the case depth. The fatigue fracture surface is aligned parallel to the active flank A (Figure 4). Consequently, it propagates towards the tooth tip and the no active flank NA, forming lines of rest. If the bulk temperature during operation is higher than the annealing temperature selected after casehardening, an irreversible increase in volume occurs due to the structural transformation of retained austenite into martensite. Therefore, in the case of single-helical gears, a change from the cylindrical into the conical shape can be observed. 4.2 Example 2 In the case of a double-helical gear unit with a medium power range and a high circumferential speed of 150 m/ s and an adequate ratio of B/ d1 < 2, adhering residue has formed on the gear teeth due to excessively high temperatures (Figure 5). Based on the discolorations in the root surface of the tooth space it can be seen on both tooth halves TS (turbine side) and GS (generator side) that the highest temperatures are located near the exit side. In the TS tooth half (Figure 6), the zone with the highest thermal load is located between 0.5*b and 0.8*b. In the Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 35 Fig. 1: Distribution of bulk temperature on a single helical pinion Fig. 2: Pinion with deposits on the teeth NDE exit side Fig. 3 L DE Figure 2: Pinion with deposits on the teeth Fig. 3: Ruptions on the active flanks A near exit side Fig. 4: Crack direction towards tooth tip and no active flank NA A Figure 3: Ruptures on the active flanks A near exit side Fig. 3: Ruptions on the active flanks A near exit side Fig. 4: Crack direction towards tooth tip and no active flank NA NA A Figure 4: Crack direction towards tooth tip and no active flank NA Fig. 5: Double helical pinion with deposits Fig. 6: TS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,8b TS GS exit side exit side DE Figure 5: Double helical pinion with deposits Fig. 5: Double helical pinion with deposits Fig. 6: TS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,8b exit side ~0,5b ~0,8b Figure 6: TS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,8b T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 35 Aus der Praxis für die Praxis area of the tip relief, the flank is damaged over nearly the entire face width. The maximum damage is located close to the exit side (Figure 7). In the GS tooth half, the zone with the highest thermal load (Figure 8) is located between 0,5*b and 0,9*b. The damage to the tooth tip is at a maximum also close to the exit side. In the same zone, line-shaped damage in the tooth root area can be detected at the exit side (arrow, Figure 9). The zones with the highest thermal load qualitatively correspond to the temperature curve shown in Figure 1. The damage to the tooth tip suggests that an irreversible change in the profile has taken place. The thermal load on the wheel (Figure 10) is lower than on the pinion. Based on the visual findings, it was decided to carry out an Ultrasonic Inspection according to [4]. On the pinion, 20 UT-indications within the volume of several teeth were detected in the TS tooth half and 4 in the GS tooth half. All are located in the range of the pitch circle and above. They occur frequently at a distance of 0.6 to 0.7*b from the gap S, consequently in the area of the highest thermal (see Figure 6, 8) and therefore also the highest mechanical load. On the wheel, 3 indications were detected in the TS tooth half and 33 in the GS tooth half. They are located in the range of the pitch circle and below. In the TS tooth half, they are located approx. in the middle of the face width, whereas in the GS tooth half, they are at a distance of 0.6 to 0.9*b from the leading end S. All UT-indications in the volume of the teeth of the pinion and the wheel are located slightly below the case depth. On one tooth from the GS tooth half of the wheel an internal discontinuity with a lengthwise expansion of approx. 75 mm was detected. It is located close to the exit side at a distance of 0.6 to 0.85*b from the gap. The discontinuity was opened in the laboratory (Figures 11, 12). The elliptically shaped smooth and bright shining primary fracture surface is surrounded by a honeycomb fracture (W) that resulted during opening in the laboratory. The ellipse has a size of 2a*2b = 75* 9 mm. The area of the ellipse corresponds to a circle with a diameter of approx. 26 mm. The primary fracture surface was induced during operation by a fatigue fracture in vacuum. The V-shaped striations (Figure 13) identify a starting point below the case depth (arrow, Figure 14). The fatigue fracture is located between the base and the 36 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Fig. 7: Damage at tooth tip (arrow) near exit side Fig. 8: GS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,9b Figure 7: Damage at tooth tip (arrow) near exit side Fig. 9: Damage at tooth tip and near tooth root (arrow) Fig. 10: Wheel with brown coloured deposits GS TS Figure 10: Wheel with brown coloured deposits Fig. 7: Damage at tooth tip (arrow) near exit side Fig. 8: GS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,9b exit side ~0,5b ~0,9b Figure 8: GS-tooth half; overheated zone between 0,5b and 0,9b Fig. 9: Damage at tooth tip and near tooth root (arrow) Fig. 10: Wheel with brown coloured deposits Figure 9: Damage at tooth tip and near tooth root (arrow) T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 36 Aus der Praxis für die Praxis pitch circle and is sloped at an angle towards the active flank A. 4.3 Example 3 On a single helical gear unit with a medium power range, injection-lubrication and a pitch line velocity of 90 m/ s, a flank breakage [5] has occurred on one tooth of the pinion after several years of operation. The ratio b/ d1 is marginal. The temperature distribution over the face width is comparable to that in Example 1. An Ultrasonic Inspection showed an accumulation of UT-indications in the area of the highest thermal load. For the pinion, the comparison of the gear teeth measurement data from the initial state and after the damage on the active and no-active flanks shows a change in the tooth trace and in the profile. On the active flanks the tooth trace error has changed from quality 3 to 10 and the profile error from quality 4 to 9. The change in the profile indicates that the base circle has widened and that the tooth tip protrudes. The irreversible change in the tooth trace and profile indicates a structural transformation of retained austenite Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 37 Abb. 11: Opened UT-indication-fatigue fracture; W: ductile fracture Fig. 12: Microsection S W A ~9 mm W Figure 11: Opened UT-indication-fatigue fracture; W: ductile fracture Figure 14: Microsection S; crack starter (arrow) Abb. 11: Opened UT-indication-fatigue fracture; W: ductile fracture Fig. 12: Microsection S S x Fig 13 Figure 12: Microsection S Fig. 13: Crack propagation crack starter 0 (arrow) Fig. 14: Microsection S; crack starter (arrow) Figure 13: Crack propagation crack starter 0 (arrow) Fig. 15: Distribution of retained austenite over the face width Fig. 16: Single helical gear; deflection, thermal distortions and lead modification exit side Fig. 15: Distribution of retained austenite over the face width Fig. 16: Single helical gear; deflection, thermal distortions and lead modification Fig. 15: Distribution of retained austenite over the face width Fig. 16: Single helical gear; deflection, thermal distortions and lead modification Figure 15: Distribution of retained austenite over the face width T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 37 Aus der Praxis für die Praxis into martensite. For this purpose, the content of retained austenite was determined by X-ray measurement. The measurement was carried out directly on the tooth tip as well as on the active and no-active flanks at several points along the face width. Due to restricted accessibility, the measurement on the surfaces of both flanks was only possible in an area approx. 2 mm below the tooth tip. The result of the measurement on one tooth of the pinion is shown in Figure 15. Assuming that the content of retained austenite is constant everywhere in the new state, the curves of both flanks indicate a drop to about 6 - 8 % shortly before the exit side. Therefore, most of the retained austenite was converted into martensite in this area. This conversion results in an irreversible increase in volume. The conversion is greatest in the area of the highest thermal and mechanical load. The UTindications occur here more frequently and this is also the area where the flank breakage is located. 5 Corrective Measures 5.1 New gear unit to be manufactured The calculation of the elastic bending and torsional deformations is well known. At high pitch line velocities of more than about 80 m/ s, considerable thermal distortions also occur, which may no longer be disregarded. Figures 16, 17 from [3] show the significant influence the thermal distortions have on the lead modification being performed. The profile correction must also be adjusted accordingly. The goal is to keep the thermally induced deformations as low as possible. The windage losses make up the largest proportion of the no-load losses. To reduce this, newer turbo gear units are operated in a vacuum at about 0,1 bar. This makes it possible to reduce the no-load losses by approx. 30 % compared to atmospheric conditions. One option for counteracting the structural transformation of retained austenite into martensite is the selection of a higher annealing temperature after case-hardening. 5.2 Gear unit after prolonged run-time The examples in chapter 4 show gear units which have been operated under atmospheric conditions. During an inspection, it is possible to decide whether an irreversible change of the shape has taken place through visual inspection of the contact pattern and the distribution of the oil residues over the face width as well as by measuring the back lash. It also makes sense to re-establish the initial state by regrinding. It is to be assumed that a large proportion of the retained austenite has already been converted before regrinding and therefore the likelihood of a further structural transformation is low during subsequent operation. However, this measure only makes sense if an Ultrasonic Inspection proves that there are no impermissible discontinuities in the volume of the teeth. The contact pattern should be inspected at regular intervals so that a new gear unit can be purchased in a timely manner if necessary. 38 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Figure 16: Single helical gear; deflection, thermal distortions and lead modification Figure 17: double helical gear; deflection, thermal distortions and lead modification T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 38 Aus der Praxis für die Praxis References [1] G. Niemann, H. Winter: Maschinenelemente Band II, 2. Auflage; Springer Verlag 1983 [2] L. Martinaglia: Thermal Behaviour of High-Speed Gears and Tooth Corrections for Such Gears; Mechanism and Machine Theory, 1973. Vol. 8 P. 293-303 [3] MAAG: Tooth flank modifications for involute high speed gears and gears of similar requirements; MG-TFModifications 1000.09.03 [4] B. Metzner*, E. Bauer, K. Graf, A. Bohl, D. Lang: Ultraschallprüfung der Verzahnungen von Gasturbinengetrieben; VGB Power Tech 11/ 2003 [5] E. Bauer*, A. Bohl: Flank Breakage on gears for energy systems; VDI Bericht 2108.2 S. 1039-1052; GEARTECH- NOLOGY November/ Dezember 2011 p. 36-42 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 39 Anzeige Dipl.-Ing. (FH) Thomas Merkle, M.Eng. Kreiselpumpen und Pumpensysteme Betrieb, Instandhaltung und Schadensvermeidung 3. Auflage 2017, 140 S., 104 Farbabb., 20 Tab., 10 Grafiken, 29 Diagramme, 39,80 €, 52,00 CHF (Kontakt & Studium, 702) ISBN 978-3-8169-3396-0 Zum Buch: Hier erhalten Planer, Anlagenbauer und Betreiber wichtige Informationen zum Betrieb von Kreiselpumpen und darüber, wie sich Schäden an Pumpen und Pumpensystemen minimieren oder vermeiden lassen. Das Buch vermittelt Hinweise und Vorschläge für Maßnahmen zu Fehlervermeidung, Fehlererkennung (Überwachung) und Fehlermanagement. Anhand von praktischen Beispielen werden Schadensmechanismen und Zusammenhänge aufgezeigt und bewertet. Der Autor zeigt auch, dass eine vorausschauende Instandhaltung in wirtschaftlich interessantem Rahmen möglich ist. Die Interessenten: Planer, Anlagenbauer und Betreiber von Anlagen zur Förderung verschleißbehafteter Flüssigkeiten mit Feststoffen – Werkzeugmaschinenhersteller – Fachleute in den Bereichen Instandhaltung, Wartung und Reparatur von Anlagen, bei denen Pumpen eingesetzt werden – Hersteller von Anlagen zur Förderung abrasiver Flüssigkeiten – Studenten der Fachbereiche Maschinenbau und Verfahrenstechnik Rezensionen: »Anhand von praktischen Beispielen werden Schadensmechanismen und Zusammenhänge aufgezeigt und bewertet und auch eine Betrachtung der Wirtschaftlichkeit fehlt nicht. Neu hinzugekommen sind in dieser Ausgabe die Bereiche Korrosion, Schäden an Gleitlagerdichtungsringen sowie zukünftige Motoren und Energieeffizienz.« Pumpen Aktuell Der Autor : Dipl.-Ing. (FH) Thomas Merkle, M.Eng., verfügt über jahrzehntelange Erfahrungen in den Bereichen Strömungstechnik und Energietechnik – von Entwicklung und Konstruktion bis hin zu Planung und Betrieb von Pumpen und Pumpensystemen. Seit 15 Jahren arbeitet er in leitender Position eines Industrieunternehmens in der Pumpenbranche. Im Rahmen dieser Tätigkeit wurden zahlreiche Untersuchungen zum Thema »Pumpenverschleiß« und »Effizienzsteigerung« durchgeführt und Lösungen erarbeitet. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3396 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 39 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Die Reibungsreduzierung stellt heutzutage eine der wichtigsten Fragen in der Automobilindustrie dar und betrifft alle Komponenten des Antriebstranges. Schon 2004 wurde in [TuMc04] ein Überblick darüber gegeben welche tribologischen Herausforderungen damals in den USA im Automobilbereich bestanden und welche möglichen Ansätze zukünftig zur Reibungsreduzierung zur Verfügung stehen werden. Vorwiegend basierend auf denselben Technologien wurde ein ca. 30 prozentiges Reibungsreduktionspotential am Antriebsstrang einer Mercedes C-Klasse im vom FVA/ FVV koordinierten Verbundforschungsprojekt „Low Friction Powertrain“ (2008 bis 2012) aufgezeigt. H OLMBERG at al untersuchten in zwei Studien den globalen Energieverbrauch von Personenkraftwagen [HoAE12] und von Nutzfahrzeugen (Lastkraftwagens und Busse) [HANME14]. Ihre Studien zeigten, dass damals bei PKWs nur 21,5 % der Energie des Treibstoffes zur Fortbewegung des Fahrzeuges verwendet wurden. Bei Nutzfahrzeugen betrug dieser Wert 34 %. Laut den Autoren können die Reibungsverluste eines PKWs in näherer Zukunft (5 -10 Jahre) um 18 % und längerfristig (15-25 Jahre) um 61 % reduziert werden. Bei den Nutzfahrzeugen rechnen die Autoren in der näheren Zukunft (4 -8 Jahre) mit 14 % Reibungsersparnis und längerfristig (8 -12 Jahre) mit 37 %. Diese niedrige Energieumsetzungsrate und das zukünftig erreichbare hohe Einsparpotential machen deutlich, warum derzeit das Thema: Reibungsreduktion im Antriebsstrang weltweit so intensiv erforscht wird. Passend zu diesem Trend wird im Rahmen des Teilprojektes C02 des Sonderforschungsbereichs 926 „Bauteiloberflächen: Morphologie 40 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 * Jun. Prof. Dr.-Ing. Balázs Magyar Dipl.-Ing. Stefan Thielen Markus Löwenstein MSc Dipl.-Ing. Andre Becker Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Technische Universität Kaiserslautern Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT), D-67663 Kaiserslautern EHD Simulation eines Kettengelenkes B. Magyar, S. Thielen, M. Löwenstein, A. Becker, B. Sauer* In Steuerkettentrieben ist die Steuerkette, bzw. genauer gesagt das Kettengelenk das kritische Bauteil im Hinblick auf Verschleiß. Dabei findet die Relativbewegung zwischen Bolzen und Hülse des Kettengelenks nicht konstant während des Kettenumlaufs, sondern hauptsächlich an bestimmten Punkten statt. Die stattfindenden elastohydrodynamischen Prozesse lassen sich experimentell sehr schwer erfassen. Aus diesem Grund wurde am MEGT (Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik) ein Simulationsmodell entwickelt mit dem die Vorgänge im Kettengelenk auf Basis von mit MKS-Simulationen bestimmten Last- und Relativgeschwindigkeitsverläufen untersucht werden können. Das Modell ermöglicht es u. a., die wahre Geometrie der Hülse zu berücksichtigen. In diesem Paper wird untersucht, wie sich die reale Hülsenkontur im Vergleich zu einer vereinfachenden, zylindrischen Kontur verhält. Außerdem wird ein ausgesuchter Zeitbereich des Kettenumlaufs (Einlauf des Kettenglieds in ein Kettenrad) instationär simuliert und ausgewertet. Schlüsselwörter Kettentribologie, EHD-Simulation, instationäre Berechnung In timing chain drives the chain itself, or to be exact the chain joint is the critical part where wear is concerned. The relative motion between the pin and bush is not constant during the revolution of the chain in the chain drive. There rather is a relative motion in certain points of the chain revolution. The occurring elastohydrodynamic processes are difficult to measure experimentally. Therefore the MEGT has developed an EHD simulation model to investigate the processes in the chain joint based on loadand relative velocitydata determined in a multi body simulation of a chain drive. This model enables us (amongst other features) to consider the real contour of the bush. In this paper we compare the behavior of the real bush geometry to a simplified cylindrical shape of the bush and highlight the important differences between the simplified and more exact consideration of the bush geometry. Furthermore we perform a transient simulation of a selected event during the chains revolution in the chain drive (the chain link running onto the sprocket) and present the results. Keywords Tribology of chain drives, EHL-simulation,transient calculation Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 40 Aus der Praxis für die Praxis auf der Mikroskala“ das Reibungs- und Verschleißverhalten von Steuerkettentrieben untersucht. Hier ist ein Ziel die Schmierungsbedingungen durch makroskopische Strukturierung des Kettenbolzens zu verbessern, um die Reibung im Kontakt und dadurch den Verschleiß der Komponenten zu reduzieren. Dieser Beitrag gibt einen Einblick in den aktuellen Stand des zur Strukturauslegung entwickelten Simulationsmodells, das durch die enge Zusammenarbeit der beiden Teilprojekte C01 und C02 vorangetrieben wird. 2 Stand der Technik Ketten werden in verschiedenen Bauformen in der Antriebstechnik und in Steuertrieben von Verbrennungsmotoren eingesetzt. In Steuerkettentrieben ist das Kettengelenk, bestehend aus Bolzen und Hülse, im Hinblick auf Verschleiß und Energieeffizienz die kritische Komponente. Der Verschleiß im Kettengelenk und die damit einhergehende Kettenlängung bestimmen die Lebensdauer des Kettentriebes. In einem Steuerkettentrieb wird die Kette mit dem Antriebsmoment des Verbrennungsmotors belastet, woraus hohe Kontaktkräfte im Kettengelenk zwischen Bolzen und Hülse resultieren. Abhängig vom Trieblayout findet während eines Umlaufes an mehreren Stellen eine Relativbewegung, durch Abwinkelvorgänge zwischen Bolzen und Hülse, statt (vgl. Bild 6 a)). Dies tritt beim Ein- und Auslaufen des Kettengelenks an den Kettenrädern aber auch bei dynamischen Vorgängen im Leertrum auf. Als Folge der Kontaktkräfte und der Relativbewegung verschleißen Bolzen und Hülse in einem bestimmten Bereich (vgl. Bild 1), wodurch das Gelenkspiel vergrößert wird und die Länge der Kette zunimmt. Weiterhin führen die Kontaktkräfte und die Relativbewegung zu Reibungsverlusten, die zu einem großen Anteil die Energieeffizienz der gesamten Kette ausmachen. Um die verschiedenen Einflüsse auf das Verschleiß- und Reibungsverhalten von Kettentrieben systematisch untersuchen zu können, werden am MEGT seit einigen Jahren Forschungsarbeiten an dynamisch belasteten Kettentrieben durchgeführt. N ICOLA hat sowohl experimentelle als auch simulative Untersuchungen an geführten Zweiradkettentrieben durchgeführt [Nico08]. G UMMER hat im Rahmen seiner Dissertation einen modularen Kettenverschleißprüfstand für Wirkungsgrad- und Verschleißuntersuchungen und eine Spiel- und Steifigkeitsmessvorrichtung entwickelt [Gumm13]. Darüber hinaus entwickelte er ein Modell zur Berechnung des Verschleißfortschritts im Kettengelenk von Rollen- und Hülsenketten. Mit Hilfe eines analytisch-numerischen Ansatzes wird dabei die Flächenpressung zwischen dem Bolzen und der Hülse berechnet. Der Kontakt wird mit einem erweiterten Scheibenmodell und einem Kraft-Verformungs- Zusammenhang nach L IU realisiert und die Biegung des Bolzens durch ein FE-Balkenmodell berücksichtigt. Das Verschleiß-Volumen wird aus der Kontaktflächenpressung über ein empirisches Verschleißgesetzt nach A RCHARD berechnet. S APPOK hat den Kettenverschleißprüfstand erweitert und verschiedene Verschleißmessmethoden wie beispielsweise eine Längenmessvorrichtung und eine automatisierte Erfassung der verschleißbedingten Konturänderung an einem Formessgerät entwickelt [Sapp16]. Darüber hinaus hat er das von G UMMER entwickeltet Verschleißberechnungsmodell um einige Erweiterungen ergänzt. So wurde neben der Berücksichtigung von realen Hülsenkonturen und dem Bolzenverschleiß auch die Abbildung von Bewegungsvorgängen im Gelenk mit verschiedenen Lasten implementiert. Die dafür notwendigen Belastungsdaten können aus einem von S APPOK entwickelten MKS-Modells des Kettenverschleißprüfstandes gewonnen werden. Dieses Modell erlaubt die Berechnung des Zugkraftverlaufs und der Relativbewegung im Kettengelenk über den Umlauf. Die MEGT internen Arbeiten haben sich bisher hauptsächlich auf das Verschleißverhalten des Kettengelenkes konzentriert und die Schmierungsbedingungen vernachlässigt. In der zweiten Förderperiode des SFB 926 wird an dieser Stelle das Kettengelenkmodell erweitert. Die dazu wichtigen Arbeiten aus der Literatur werden hier kurz zusammengefasst. Im Rahmen des FVV Vorhabens Kettentribologie [FVV744] wurde die für die Gleitlageruntersuchung entwickelte elastohydrodynamische Mischreibungsberechnung auf den Steuerkettentrieb übertragen. Diese ist gleichzeitig mit einer Mehrkörpersimulation gekoppelt, um die instationäre Belastungssituation zu erfassen. Die Autoren stellen fest, dass Steuerkettentriebe hauptsächlich im Mischreibungsgebiet arbeiten. Im Rahmen der MEGT internen Untersuchungen werden, ähnlich wie im FVV Vorhaben [FVV744], Modellierungsmethoden aus der Gleitlagertechnik verwendet. Dementsprechend werden an dieser Stelle die aus Sicht dieser Arbeit relevanten Untersuchungen kurz zusammengefasst. B UTEN- SCHÖN entwickelte ein instationäres Berechnungsprogramm zur Untersuchung von hydrodnamischen Gleit- Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 41 Bild 1: Verschleißbereiche im Bolzen-Hülsenkontakt einer Hülsenkette (1: Verschleißbereich; 2: Hülse; 3: Bolzen; 4: Kettenrad) T+S_1_18 06.12.17 12: 19 Seite 41 Aus der Praxis für die Praxis lagern mit endlicher Breite [Bute76]. Zur Diskretisierung verwendete er das Verfahren der finiten Differenzen und zur Erhöhung der Berechnungsgenauigkeit die V OGEL- POHL Transformation (dazu werden mehr Details in [StBa14] angegeben). Die Kavitation wird von ihm durch die R EYNOLDS ’sche Randbedingung mitberücksichtigt, die er als physikalisch korrekte Beschreibung ansieht. Bei den vorliegenden eigenen Untersuchungen wird ebenfalls diese Randbedingung angewandt. S CHWARZE entwickelte ein Berechnungsmodell zur Ermittlung der elastohydrodynamischen Schmierbedingungen eines Pleuellagers [Schw92]. Er hat die Strukturdeformation durch eine mittels FEM hergeleitete Einflusszahlmatrix berücksichtigt. R IENÄCKER stellte ein Simulationsmodell zur instationären elastohydrodynamischen Analyse von Gleitlagern auf [Rien95]. Sein Modell beinhaltet durch Flussfaktoren die Kopplung zwischen der makroskopischen und mikroskopischen Beschreibung. Als Diskretisierungsmethode kam die finite Elemente Methode zum Einsatz. B OBACH baute ein ähnliches Modell auf Basis der finiten Volumen Diskretisierung und der massenerhaltenden Kavitationsbeschreibung auf [Boba08]. W OSCHKE integrierte einen thermoelastohydrodynamischen Berechnungsansatz in ein Mehrkörpersimulationsprogramm, um Pleuellager zu analysieren [Wosc13]. 3 Das MEGT Simulationsmodell 3.1 Modellierung des geschmierten Kontaktes Im Rahmen der MEGT Untersuchung wird das Kettengelenk, ähnlich wie in [FVV744], als unter instationärer Belastung arbeitendes Radialgleitlager mit endlicher Breite modelliert (vgl. Bild 2). Jedoch sind trotz der großen Ähnlichkeit der beiden Maschinenelemente auch Unterschiede vorhanden, die hier kurz erläutert werden (vgl. auch Tabelle 1). Bei dem Kettengelenk liegt ein für Gleitlager untypisches größeres Breiten-Durchmesser Verhältnis bei einen vergleichsweise kleinerem Betriebsspiel vor. Hier ist der Bolzen gegenüber der profilierten Wellen zylindrisch. Jedoch weicht herstellungsgeprägt die Hülse von der idealen Zylinderkontur nennenswert ab [SaSa15]. Eine weitere die Spalthöhe maßgeblich beeinflussende Größe ist hier die Bolzenbiegung. Gegenüber Gleitlagern liegt keine radial angeordnete Ölzufuhrbohrung bei dem Kettengelenk vor und die Relativbewegung ist auch diskontinuierlich. Aus diesen Überlegungen ergibt sich das folgende Modell (vgl. Bild 2): Das Kettengelenk wird als Gleitlager beschrieben, aber an den abgewickelten Rändern kann 42 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Tabelle 1: Unterschiede zwischen den Maschinenelementen hydrodynamisches Gleitlager und Kettengelenk Gleitlager Kettengelenk Verhältnis von Breite zu Durchmesser 0,2-1 2,46 Betriebsspiel 25-83 μm 20 μm Welle Profiliert Zylindrisch Hülse Zylindrisch Nicht ideal zylindrisch Öleinführbohrung Vorhanden Nicht vorhanden Kraftabstützung Entlang linearer Berührlinie An konzentrierten Kontaktpunkten Relativbewegung Kontinuierlich Diskontinuierlich Bild 2: Modellvorstellung zum Kettengelenk. a) Räumliches Problem, b) Die spaltbestimmenden Verhältnisse, c) Abgewickeltes Berechnungsfeld T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 42 Aus der Praxis für die Praxis eine Symmetriebedingung verwendet werden. In der Breitenrichtung wird die reale Hülsenkontur, statt der zylindrischen Geometrie verwendet. 3.2 Mathematische Beschreibung der tribologischen Problemstellung Unter diesem Punkt werden die zur mathematischen Beschreibung des oben vorgestellten tribologischen Problems notwendigen Gleichungen von (1) bis (8) angegeben. Zur Berechnung der Druckverteilung im Spalt wird die zweidimensionale instationäre R EYNOLDS -Gleichung verwendet. Die Herleitung dieser Gleichung ist z. B. bei B ARTEL [Bart10] zu finden. (1) Der Spaltfunktion setzt sich aus drei Termen zusammen (vgl. Gleichung 2). Die erste beschreibt den Spaltverlauf in Umfangsrichtung ξ. Ihre Herleitung für Gleitlager ist aus [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S APPOK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. (2) Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: (3) Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: (4) Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: (5) Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung p (x, y) mit der äußeren Kraft w die Balance hält: (6) Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Bild 2): (7) Die R EYNOLDS ’sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: (8) Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie (r(ξ,y) ( const) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Rückwärtsdifferenz gewählt. Die Gitterauflösung wurde in der Umfangsx und Breitenrichtung y nahezu gleichmäßig aufgenommen. Die simultane Lösung des Gleichungssystems benötigt eine Linearisierung des Problems, die durch drei ineinander geschachtelte Schleifen abläuft (vgl. Bild 3). In der inneren Schleife wird die Druckverteilung anhand der R EY- NOLDS -Gleichung bei vorgegebener Spalt-, Dichte- und Viskositätsverteilung iterativ ermittelt. Zu dieser Berechnung kommt aufgabenabhängig das J ACOBI -Verfahren oder das G AUß -S EIDEL -Verfahren zum Einsatz. Zur Erfüllung der R EYNOLDS ’schen Kavitationsbedingung wird der in [VeLu00] angegebene iterative Algorithmus verwendet. Mit der neu berechneten Druckverteilung werden die Deformations-, Dichte- und Viskositätsverteilungen (vgl. Gleichungen von (3) bis (5)) aktualisiert. Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 43 Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! Tabelle 1 Unterschiede zwischen den Maschinenelementen hydrodynamisches Gleitlager und Kettengelenk Aus diesen Überlegungen ergibt sich das folgende Modell (vgl. Abbildung 2): das Kettengelenk wird als Gleitlager beschrieben, aber an den abgewickelten Rändern kann eine Symmetriebedingung verwendet werden. In der Breitenrichtung wird die reale Hülsenkontur, statt der zylindrischen Geometrie verwendet. n Verhältnisse, c) Abgewickeltes Berechnungsfeld 3.2 Mathematische Beschreibung der tribologischen Problemstellung Unter diesem Punkt werden die zur mathematischen Beschreibung des oben vorgestellten tribologischen Problems notwendigen Gleichungen von (1) bis (8) angegeben. Zur Berechnung der Druckverteilung im Spalt wird die zweidimensionale instationäre R EY- NOLDS -Gleichung verwendet. Die Herleitung dieser Gleichung ist z.B. bei B ARTEL [Bart10] zu finden. ( ) ( ) ( ) 43 42 1 4 4 4 3 4 4 4 2 1 4 4 4 4 4 4 3 4 4 4 4 4 4 2 1 g) ngsst römun (VerdränguSt römung Quet sch römung) (Schleppst St römung Couet t e 2 1 ung) (Rohrst römT erm P oiseuille 3 3 12 6 - - - ¶ × ¶ × + ¶ × ¶ × + × = ÷÷ø ö ççè æ ¶ ¶ × × × ¶ ¶ + ÷÷ø ö ççè æ ¶ ¶ × × × ¶ ¶ t h h u u y p h y p h r x r h r x h r x Der Spaltfunktion setzt sich aus drei Termen zusammen (vgl. Gleichung 2). Die erste beschreibt den Spaltverlauf in Umfangsrichtung x. Ihre Herleitung für Gleitlager ist aus Nr. Vortrag/ 4 wird von der GfT eingerichtet! Tabelle 1 Unterschiede zwischen den Maschinenelementen hydrodynamisches Gleitlager und Kettengelenk Aus diesen Überlegungen ergibt sich das folgende Modell (vgl. Abbildung 2): das Kettengelenk wird als Gleitlager beschrieben, aber an den abgewickelten Rändern kann eine Symmetriebedingung verwendet werden. In der Breitenrichtung wird die reale Hülsenkontur, statt der zylindrischen Geometrie verwendet. n Verhältnisse, c) Abgewickeltes Berechnungsfeld 3.2 Mathematische Beschreibung der tribologischen Problemstellung Unter diesem Punkt werden die zur mathematischen Beschreibung des oben vorgestellten tribologischen Problems notwendigen Gleichungen von (1) bis (8) angegeben. Zur Berechnung der Druckverteilung im Spalt wird die zweidimensionale instationäre R EY- NOLDS -Gleichung verwendet. Die Herleitung dieser Gleichung ist z.B. bei B ARTEL [Bart10] zu finden. ( ) ( ) ( ) 43 42 1 4 4 4 3 4 4 4 2 1 4 4 4 4 4 4 3 4 4 4 4 4 4 2 1 g) ngsst römun (VerdränguSt römung Quet sch römung) (Schleppst St römung Couet t e 2 1 ung) (Rohrst römT erm P oiseuille 3 3 12 6 - - - ¶ × ¶ × + ¶ × ¶ × + × = ÷÷ø ö ççè æ ¶ ¶ × × × ¶ ¶ + ÷÷ø ö ççè æ ¶ ¶ × × × ¶ ¶ t h h u u y p h y p h r x r h r x h r x Der Spaltfunktion setzt sich aus drei Termen zusammen (vgl. Gleichung 2). Die erste beschreibt den Spaltverlauf in Umfangsrichtung x. Ihre Herleitung für Gleitlager ist aus Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. ( ) ( ) ( ) ( ) elastisch uf Spaltverla Starrer Profil cos 1 , d y h c y h + + Q × + × = 4 4 4 4 3 4 4 4 4 2 1 e x Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: ( ) ( ) ( ) ò ò ¥ ¥ - ¥ ¥ - ¢ - + ¢ - ¢ × ¢ × ¢ ¢ × = 2 2 red elastisch , 2 y y y d d y p E d x x x x p Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: ÷÷ ø ö çç è æ ÷÷ø ö ççè æ + × - × × = × + K E D p K A p 1 Pa 10 2 Pa 10 exp ) , ( 8 5 J h Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: ( ) [ ] 0 t 9 10 0 1 Pa 10 6853 , 1 1 Pa 10 83 , 5 1 ) , ( J J b r J r - × - × úû ù êë é × × + × × + × = - p p p Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: ( ) [ ] 0 t 9 10 0 1 Pa 10 6853 , 1 1 Pa 10 83 , 5 1 ) , ( J J b r J r - × - × úû ù êë é × × + × × + × = - p p p Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: ( ) ( ) ( ) ( ) 2 0 0 2 0 0 / 2 sin , / 2 cos , ÷÷ø ö ççè æ × × × × + ÷÷ø ö ççè æ × × × × = ò ò ò ò × × p p x x x x x x D L D L dy d D y p dy d D y p w Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: ( ) ( ) ( ) ( ) 2 0 0 2 0 0 / 2 sin , / 2 cos , ÷÷ø ö ççè æ × × × × + ÷÷ø ö ççè æ × × × × = ò ò ò ò × × p p x x x x x x D L D L dy d D y p dy d D y p w Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): ( ) ( ) y D p y p , , 0 p × = , p x x x x × = = ¶ ¶ = ¶ ¶ D p p 0 Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die Wird von der GfT eingerichtet! Nr. Vortrag/ 5 [StBa14] zu entnehmen. Der zweite Term berücksichtigt die Abweichung des realen Hülsenprofils von der zylindrischen Form in der Breitenrichtung und wird mit Daten von S AP- POK aus [SaSa15] versorgt. Der dritte Term gibt die Spaltdeformation an. Die elastische Kontaktdeformation in Gleichung (2) wird mit dem B OUSSINESQ -Integral bestimmt (vgl. Gleichung (3)) [John85]. Die methodenbedingten überhöhten Kantenspannungen werden nach dem Korrekturverfahren von G UILBAULT beseitigt [Guil11]: Zur Beschreibung der Schmierstoffeigenschaften werden die von S OLOVYEV beschriebenen Zusammenhänge und Daten für das FVA 3 Referenzöl verwendet [Solo07]. Er beschreibt in Anlehnung an M IHAILIDIS folgenden Zusammenhang zur Viskositätsberechnung [Solo07]: Zur Berechnung der Dichte verwendet S OLOVYEV nach D OWSON und H IGGINSON folgende Gleichung [Solo07]: Die stets zu erfüllende Randbedingung für das Kraftgleichgewicht beschreibt, dass die hydrodynamische Druckverteilung mit der äußeren Kraft die Balance hält: Die sich aus der Abwicklung der Zylindergeometrie ergebenden Symmetrierandbedingungen für den Druck und den Druckgradienten lauten (vgl. Abbildung 2): , Die R EYNOLDS ´sche Randbedingung für das Kavitationsgebiet beschreibt, dass der Druck und der Druckgradient gleichzeitig null werden müssen [StBa14]: 0 = ¶ ¶ = xp p Dieser Bedingung wird entlang einer gekrümmten Ortslinie ( ) erfüllt. 3.3 Lösung des Gleichungssystems Die oben beschriebenen Gleichungen von (1) bis (6) wurden im ersten Schritt nach [VeLu00] entsprechend der Gleitlagerkonvention entdimensioniert. Zur darauffolgenden Diskretisierung der Gleichungen wurde die Methode der finiten Differenzen verwendet. Bei den stationären Termen wurde die zentrale Differenz und bei dem Quetsch-Term die T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis Die Iteration wird abgebrochen, wenn die Druckveränderung zwischen zwei aufeinanderfolgenden Schritten klein ausfällt. Bei dem vorhandenen Fall stellte sich diese direkte Kopplung der Gleichungen sehr robust und schnell dar. In der mittleren Schleife wird das Kraftgleichgewicht durch iterative Anpassung der Exzentrizität in Gleichung (2) erzwungen. Hier wird eine eigenentwickelte Schrittweitenkontrolle zur Beschleunigung der Berechnung verwendet. Die Iteration bricht ab, wenn die vorgegebene äußere Kraft mit guter Genauigkeit angenähert wurde. In der äußeren Schleife läuft die instationäre Berechnung durch zeitabhängige Vorgabe der Belastung inkrementell ab. Hier wird die Dichte- und Spaltverteilung aus dem vorherigen Schritt verwendet. Der Geschwindigkeits- und Belastungsverlauf wird separat mit dem MEGT MKS Simulationsmodell nach [Sapp16] ermittelt. Alternativ zu weit verbreiteten Mehrgitter-Techniken von V ENNER und L UBRECHT [Velu00] wird hier die progressive Netzverfeinerung nach [Zhu07] verwendet. Diese Methode hat sich bei der vorliegenden Arbeit durch ihre Robustheit und gleichzeitige Schnelligkeit als geeignet herausgestellt und hochauflösende Berechnungen mit Gitterpunktanzahlen von 4000 mal 3100 ermöglicht (vgl. Kapitel 4). Zur Gittertransformation wird ein eigenentwickeltes Interpolationsverfahren verwendet, das mit geringeren Fehlern arbeitet, als die z. B. in [VeLu00] beschriebenen Methoden. 4 Erste Ergebnisse Um die Unterschiede in der Bildung des Schmierspalts zwischen der gleitlagerähnlichen Zylindergeometrie der Hülse und der realen Hülsengeometrie zu untersuchen, wurde eine vergleichende Simulation bei einer Kraft von w = 790 N und bei einer Summengeschwindigkeit von v Σ = 0,54 m/ s bei 100 °C Eintrittstemperatur mit Ölschmierung (FVA 3) durchgeführt. Die Ergebnisse werden in Bild 4 dargestellt. Aus Bild 4 a) ist zu erkennen, dass der Druck maximal wird, kurz bevor die Flüssigkeit die Bereiche der minimalen Spalthöhe erreicht. Bei der realen Hülsengeometrie beträgt der maximale Druck 184 MPa, während er bei der zylindrischen Hülsengeometrie mit 52 MPa deutlich kleiner ist. Dies liegt daran, dass der Bereich mit geringer Spalthöhe im zylindrischen Fall deutlich größer ist (vgl. Bild 4 b), wodurch sich der Druck auf eine größere Fläche verteilen kann. Bei der realen Hülsengeometrie müssen zwei kleine Bereiche dieselbe Kraft ausgleichen. Obwohl der Druck bei realer Hülsengeometrie lokal deutlich höher ist, als im zylindrischen Fall, ist die minimale Schmierspalthöhe im realen Fall mit 0,65 μm größer als bei der zylindrischen Hülsengeometrie (0,38 μm in der Bolzenmitte). Es ist zu vermuten, dass dies mit der Druckabhängigkeit der Viskosität zu erklären ist (real: η max = 3,1997 Pas, zylindrisch η max = 0,0571 Pas). Im zylindrischen Fall trennt der Verlauf der minimalen Spalthöhe den linken vom rechten Bereich (vgl. Bild 4 b). Der Druckabfall hinter dem Spaltminimum kann deshalb nicht durch den Druck nachströmender Flüssigkeit ausgeglichen werden. Es kommt zu Kavitation. Im realen Fall, kann Flüssigkeit durch die Spaltauswölbung in der Mitte fließen. Diese gleicht einen großen Teil des Druckabfalls aus. Nur am Rande sind kleine Kavitationsflächen zu beobachten. Die elastische Deformation (vgl. Bild 4 c) spiegelt in beiden Fällen den Druckverlauf wieder. Ein Vergleich des maxima len Drucks und der Exzentrizität auf verschiedenen Gitterebenen zeigt auf den groben Gittern eine Abhängigkeit der Simulationsergebnisse von der Netzauflösung (vgl. Bild 5). Durch ein zu grobes Netz können z. B. lokale Spannungsspitzen nicht exakt genug abgebildet werden, was zu Abweichungen führt. Erst wenn das Gitter fein genug ist, gelingt eine Abbildung mit hoher Genauigkeit und das Ergebnis verändert sich nicht mehr signifikant wenn das Gitter weiter verfeinert wird. In Bild 6 a) ist der Verlauf der hydrodynamisch wirksamen Geschwindigkeit im Kettengelenk und der Verspannkraft über einem Kettenumlauf basierend auf einer MKS Simulation des MEGT Verspannungsprüfstand bei einem Lastmoment von 40 Nm und einer Drehzahl von 3000 1/ min dargestellt. Die hydrodynamischen Bereiche (Ein- und Auslauf ins Kettenrad) sind 44 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bild 3: Ablaufdiagramm der Berechnung T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 44 Aus der Praxis für die Praxis Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 45 Bild 4: Vergleich der Berechnungsergebnisse: a) Druckverteilung, b) Spaltverteilung, c) elastische Deformation bei zwei verschiedenen Hülsengeometrien bei einer Kraft w =790 N und einer Geschwindigkeit von v Σ = 0,54 m/ s. FVA 3 Schmierung bei 100 °C Öleintrittstemperatur. Links: zylindrische Hülsenkontur, rechts: reale Hülsenkontur nach [SaSa15]. Auflösung: 4001 x 3105 Elemente (entspricht 2,5 μm mal 2,5 μm). Bild 5: Einfluss der Diskretisierung auf die Berechnungsergebnisse Zylindrische Hülsengeometrie Reale Hülsengeometrie a) a) b) b) c) c) T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 45 Aus der Praxis für die Praxis grün hinterlegt. Bild 6 b) zeigt die Ergebnisse einer instationären Simulation des ersten grün markierten Bereichs (Einlauf in das große Kettenrad) mit dem MEGT EHD-Modell. In dem Bereich quasistationärer Relativgeschwindigkeit bleibt die dimensionslose Exzentrizität konstant, während der maximale Druck auf Grund von hydrodynamischen Effekten (Verdrängungsströmung, steigender Kontaktbereich) leicht abfällt. Sobald die Geschwindigkeit stark ansteigt, steigen der maximale Druck und die Exzentrizität auch an und folgen dem Verlauf der Geschwindigkeit. 5 Zusammenfassung und Ausblick In dieser Arbeit wird das am MEGT entwickelte EHD-Simulationsmodell für den Kontakt zwischen Bolzen und Hülse im Kettengelenk vorgestellt. Auf Grund der vergleichbaren Geometrieverhältnisse, wird bei der mathematischen Beschreibung der Problemstellung im Modell eine ähnliche Vorgehensweise gewählt wie bei EHD-Modellen für Radialgleitlager. Eine vergleichende Simulation zwischen einer realen Hülsenkontur und einer (gleitlagerähnlichen) zylindrisch vereinfachten Hülsengeometrie, zeigt dass bei Kettengelenken eine Berücksichtigung der wahren Geometrie absolut notwendig ist, um die Schmierspalt- und Pressungsverteilung realistisch abschätzen zu können. Weiterhin wird eine transiente Simulation des Einlaufs des Kettengliedes in das Kettenrad durchgeführt und diskutiert. In zukünftigen Arbeiten soll in das Modell eine Formulierung der Reynoldsgleichung mit masseerhaltender Kavitation, diskretisiert mit dem Finiten Volumen Verfahren, implementiert werden. Weiterhin soll der Einfluss von Rauheiten und gezielter Strukturierung des Bolzens auf die Schmierfilmbildung untersucht werden. Darüber hinaus sollen die thermischen Effekte im Bolzen-Hülse-Kontakt sowie das Nicht-Newton’sche Fluidverhalten der Schmierstoffe durch geeignete Methoden abgebildet werden. 6 Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die finanzielle Unterstützung der Teilprojekte C01 und C02 im Rahmen des Sonderforschungsbereiches SFB 926 (Bauteiloberflächen - Morphologie auf der Mikroskala). 7 Literaturverzeichnis [Bart10] B ARTEL , D.: Simulation von Reibpaarungen. Vieweg+Teubner: Wiesbaden, 2010. [Boba08] B OBACH , L.: Simulation dynamisch belasteter Radialgleitlager unter Mischreibungsbedingungen. Shaker Verlag: Aachen, 2008. [Bute76] B UTENSCHÖN , H.-J.: Das hydrodynamische, zylindrische Gleitlager endlicher Breite unter instationärer Belastung. Dissertation, TU Karlsruhe, 1976. [FVV744] K ILIAN , M.; S CHÖNEN , R.; T UCZU , S.: Kettentribologie: Tribologische Beanspruchung dynamisch belasteter Kettengelenke. FVV Forschungsheft 749. Frankfurt, 2002. 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[HANME14] H OLMBERG , K.; A NDERSSON , P.; N YLUND , N.- O.; M ÄKELÄ , K.; E RDEMIR , A.: Global energy consumption due to friction in trucks and buses. Tribology International, 78 (2014), S. 94-114. [John85] J OHNSON , K.L.: Contact Mechanics. Cambridge University Press: Cambridge, 1985. [Nico08] N ICOLA , A.: Versuchsgestützte Dynamiksimulation hydraulisch gespannter Kettentrieb unter Drehungleichförmigkeiten, Dissertation, TU Kaiserslautern, 2008. [Rien95] R IENÄCKER , A.: Instationäre Elastohydrodynamik von Gleitlagern mit rauhen Oberflächen und inverse Bestimmung der Warmkonturen. Dissertation, RWTH Aachen, 1995. [SaSa15] S APPOK , D.; SAUER, B.: Wear Measurement on Chain Joint Components Using a Roundness Instrument. Period. Polytech. Mech. Eng., Vol. 59, No. 2 (2015), pp. 51-59. [Sapp16] S APPOK , D.: Experimentelle und simulative Methoden zur Untersuchung der Verschleißvorgänge im Kettengelenk von Antriebs- und Steuerketten. Dissertation, TU Kaiserslautern, 2016. Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 47 [Schw92] S CHWARZE , H.: Beitrag zur Erfassung der Schmierverhältnisse im Pleuellager. Dissertation, TU Clausthal, 1992. [Solo07] S OLOVYEV , S.: Reibungs- und Temperaturberechnung an Festkörper- und Mischreibungskontakten. Shaker Verlag: Aachen, 2007. [StBa14] S TACHOWIAK , G.W.; B ATCHELOR , A.W.: Engineering Tribology. Butterworth-Heinemann: Oxford, Waltham. 2014 [TuMc04] T UNG , S.C.; M CMILLAN , M.L.: Automotive tribology overview of current advances and challenges for the future. Tribology International, 37 (2004), S. 517-536. [VeLu00] V ENNER , C.H.; L UBRECHT , A.A.: Multi-Level Methods in Lubrication. Elsevier: Amsterdam, 2000. [Wosc13] W OSCHKE , E.: Simulation gleitgelagerter Systeme in Mehrkörperprogrammen unter Berücksichtigung mechanischer und thermischer Deformationen. Dissertation, OvGU Magdeburg, 2013. [Zhu07] Z HU , D.: On some aspects of numerical solution of thin-film and mixed elastohydrodynamic lubrication. Proc. IMechE, 221 (2007), No. 5. S. 561-579. 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 ) Besuchen Sie uns auf unserer Homepage! expert verlag Fachverlag für Wirtschaft & Technik Wankelstraße 13 · D-71272 Renningen Postfach 20 20 · D-71268 Renningen Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik Sicherheitstechnik Wirtschaftspraxis Anzeige Telefon (0 71 59) 92 65-0 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail expert@expertverlag.de Internet www.expertverlag.de T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 47 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung: Bei White Etching Cracks (WEC) handelt es sich um Gefügeveränderungen, die schon nach relativ kurzer Betriebszeit im Gefüge unterhalb der Laufbahnoberfläche auftreten können. Im Schliffbild erscheinen Sie als weit verzweigte weiße Rissnetzwerke (Bild 1). Zur Schädigung der Lager kommt es, sobald diese Strukturen die Oberfläche erreichen, wodurch große Stücke aus den Laufflächen oder den Kugeln ausbrechen und schlagartig zum Totalausfall der Lager führen können. In den letzten Jahren sind diese unkonventionellen Frühermüdungserscheinungen in verschiedenen Anwendungen aufgetreten. Unter anderem sind Lager in Windkraftanlagen verstärkt betroffen. So zeigt eine Statistik des National Renewable Energy Laboratory (NREL), dass 76 % der Getriebeausfälle in Windkraftanlagen auf Lagerausfälle infolge von Axialrissen oder White Etching Cracks zurückzuführen sind. Diese Statistik basiert auf Untersuchungen aus den Jahren 2009 bis 2015 und berücksichtigt 750 Getriebeschäden [1],[2]. Bis heute kann das Auftreten von WEC mit keinem klassischen Berechnungsverfahren für die theoretische Lebensdauer von Lagern vorhergesagt werden. Die resultierenden Ausfälle der Lager treten oft vor dem Ende der theoretischen berechneten Lebensdauer auf. Beispielhaft sind Wälzlager in Windkraftanlagen auf eine Lebenszeit von 20 Jahre ausgelegt, wovon viele nur einen Bruchteil dieser Zeit, teilweise unter einem Jahr erreichen [3]. 48 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 * Manuel Zuercher M.Sc. 1 , Jonas Feuerecker M.Sc. 1 , Dr. Ing. Benjamin Pohrer 1 , Prof. Dr. Walter Holweger 2 , Dr. Christian Späth 3 , Dr. Volker Knöthig 3 , Prof. Dr. Ing. Eberhard Schlücker 1 1 Lehrstuhl für Prozessmaschinen und Anlagentechnik, Friedrich-Alexander-Universität, Erlangen-Nürnberg. 2 Schaeffler Technologies AG & Co. KG, 91074 Herzogenaurach 3 TUNAP Industrie Chemie GmbH & Co. Produktions KG, 82515 Wolfratshausen Highspeed Aufnahmen an drehenden Wälzlagern zur kinematischen Untersuchung des WEC-Wälzlagerschadens M. Zuercher, J. Feuerecker, B. Pohrer, W. Holweger, C. Späth, V. Knöthig, E. Schlücker* Bild 1: White Etching Crack White Etching Cracks werden derzeit in der Fachwelt intensiv diskutiert. Deren endgültige Ursache ist noch nicht gefunden. Dabei gibt es sehr viele Ansätze, die eine mögliche Erklärung für diese Gefügeveränderung geben. In dieser Arbeit wird die Kinematik von Lagern unter WEC kritischen Bedingungen mit Hilfe von Highspeed Aufnahmen betrachtet. Zudem wird die Schmierstoffverteilung untersucht, um diese mit der WEC Entstehung in Zusammenhang zu bringen. Schlüsselwörter Kugellager; White Etching Crack; Ölvolumenstrom; Schlupf; Highspeed Videoaufnahmen; Elektrische Zusatzlast White Etching Cracks still are an intensely discussed topic among experts. Due to a wide range of possible explanations, there is no final answer to the question why this structural change appears. In this work, bearings which are running under WEC conditions are filmed by a high speed camera to investigate the bearing kinematics. Additionally, the lubricant distribution in the bearing is also examined and brought into connection to the WEC development. Keywords Ball bearing; White Etching Crack; Lubricant volume flow; Slip; high-speed recording; electric load Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 48 Aus der Praxis für die Praxis Aufgrund der anhaltenden Aktualität des Sachverhalts haben sich in den letzten zwei Jahrzehnten viele Institutionen intensiv mit White Etching Cracks beschäftigt, mit dem Ziel einerseits die Ursachen der Gefügeveränderungen zu ermitteln und andererseits Möglichkeiten der Schadensprävention zu erarbeiten. Ein Konsens ist leider in keinem der beiden Bereiche festzustellen, weswegen weiterhin in jede Richtung geforscht wird. Einzig die Tatsache, dass es sich um kein klassisches Schadensbild handelt, konnte bisher deutlich aufgezeigt werden [3]. Ein kürzlich veröffentlichtes Review von M.-H. Evans fasst viele der am stärksten diskutierten Theorien zusammen und zeigt anschaulich verschiedene Ansatzpunkte auf, die sich zu der Thematik entwickelt haben. Einer der am meist diskutierten Hypothesen geht davon aus, dass die Gefügeveränderungen durch atomaren Wasserstoff hervorgerufen werden. Eine andere Theorie geht von Mikrorissen an der Oberfläche aus, die sich im Gefüge ausbreiten und erst in tieferen Bereichen zu größeren WEC-Rissen werden [2],[4]. Neben dem Entstehungsmechanismus unterhalb der Oberfläche steht auch der Einfluss von äußeren Parametern wie angreifende Kräfte, Schlupf, Schmiermittelzusammensetzungen oder andere zusätzliche Belastungen im Fokus der Forschung. So haben Untersuchungen gezeigt, dass bestimmte Additive Gefügeveränderungen veranlassen können [2][4]. Auch die Gegenwart elektrischer Entladungen im Kontaktbereich des Lagers scheint Einfluss auf die Entstehung zu besitzen [2]. Diese Entladungen entstehen, da sich ähnlich wie in einem Kondensator die Wälzkörper und die Laufflächen elektrisch aufladen können. Das Schmiermittel erfüllt die Funktion eines Dielektrikums. Diese Aufladungen können entweder extrinsisch durch Elektromotoren, Turbinen oder Blitzschlag entstehen, oder intrinsisch durch die Reibung im Lager [5]. Im Speziellen, kann Schlupf bei der intrinsischen Aufladung eine große Rolle spielen. 2 Materialien und Methoden Zur Untersuchung der Lagerkinematik wurde der Wälzlagerprüfstand (Bild 2) des Lehrstuhls für Prozessmaschinen und Anlagentechnik eingesetzt, mit dem bereits Untersuchungen im Zusammenhang mit den White Etching Cracks durchgeführt wurden [6]. Die Lager befinden sich im Inneren einer Druckkammer, die mit bis zu 5 bar Überdruck beaufschlagt werden kann. Die Versuche dieser Arbeit wurden jedoch bei Umgebungsdruck durchgeführt. Bei den verwendeten Lagern handelt es sich um Rillenkugellager vom Typ 6203. Obwohl es sich bei den Lagern um Radiallager handelt, werden sie in diesem Prüfstand axial vorgespannt. Dies ist aufgrund der Lagerbauweise problemlos möglich. Die axiale Vorspannkraft bei den WEC-Versuchen wurde zwischen 1100 N und 2200 N aufgebracht. Ist bei dieser Anlage die Kraft geringer, haben die Wälzkörper zu viel Spiel, ist sie größer wird die Belastungsgrenze der Lager überschritten und es kommt, aufgrund von Überlast, zu klassischen Frühausfällen. Die Versorgung mit Schmierstoff erfolgt über eine Umlaufschmierung. Durch eine Zahnradpumpe, die Volumenströme zwischen 0,1 ml min -1 und 144 ml min -1 realisieren kann, wird das Öl aus dem Sumpf abgezogen und zu der Lagerstelle transportiert. Auf dem Weg durchfließt es einen Coriolis-Massendurchflussmesser der den genauen Volumenstrom während der Versuche aufzeichnet. Die Welle wird über einen Servomotor angetrieben, mit welchem sich Drehzahlen von 50 bis 5500 Umdrehungen pro Minute realisieren lassen. Als Schmiermittel wurde ein legiertes teilsynthetisches Schaltgetriebeöl verwendet. Eine Besonderheit des Prüfstands ist die Möglichkeit über eine Gleichstromquelle eine elektrische Zusatzlast aufzubringen [5],[6]. Ein weiteres Merkmal ist die optische Zugänglichkeit des vorderen Lagers durch ein Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 49 Abbildung 2: Schematische Darstellung des Wälzlagerprüfstandes Die Lager befinden sich im Inneren einer Druckkammer, die mit bis zu 5 bar Überdruck beaufschlagt werden kann. Die Versuche dieser Arbeit wurden jedoch bei Umgebungsdruck durchgeführt. Bei den verwendeten Lagern handelt es sich um Rillenkugellager vom Typ 6203. Obwohl es sich bei den Lagern um Radiallager handelt, werden sie in diesem Prüfstand axial vorgespannt. Dies ist aufgrund der Lagerbauweise problemlos möglich. Die axiale Vorspannkraft bei den WEC- Versuchen wurde zwischen 1100 N und 2200 N aufgebracht. Ist bei dieser Anlage die Kraft geringer, haben die Wälzkörper zu viel Spiel, ist sie größer wird die Belastungsgrenze der Lager überschritten und es kommt, aufgrund von Überlast, zu klassischen Frühausfällen. Die Versorgung mit Schmierstoff erfolgt über eine Umlaufschmierung. Durch eine Zahnradpumpe, die Volumenströme zwischen 0,1 ml min -1 und 144 ml min -1 realisieren kann, wird das Öl aus dem Sumpf abgezogen und zu der Lagerstelle transportiert. Auf dem Weg durchfließt es einen Coriolis- Massendurchflussmesser der den genauen Volumenstrom während der Versuche aufzeichnet. Die Welle wird über einen Servomotor angetrieben, mit welchem sich Drehzahlen von 50 bis 5500 Umdrehungen pro Minute realisieren lassen. Als Schmiermittel wurde ein legiertes teilsynthetisches Schaltgetriebeöl verwendet. Eine Besonderheit des Prüfstands ist die Möglichkeit über eine Gleichstromquelle eine elektrische Zusatzlast aufzubringen [5],[6]. Ein weiteres Merkmal ist die optische Zugänglichkeit des vorderen Lagers durch ein Quarzglasfenster. Dadurch ist es möglich, mit einer High-Speed-Kamera die Bewegung des Lagers zu filmen, um diese und die Schmiermittelverteilung zu analysieren. Bei der verwendeten High-Speed- Kamera handelt es sich um eine Photron Fastcam SA-X2. 3 Bestimmung von Schlupfzuständen Bei Schlupf handelt es sich im Allgemeinen um die Charakterisierung von Translations- und Rotationsanteilen zweier sich aufeinander drehender Körper. Ist der Schlupf klein oder gleich Null walzen beide Körper aufeinander mit der gleichen Lagerwelle Dosierpumpe Vorlagebehälter Kugellager Kugellager Ölsumpf Sichtfenster Druckbehälter Motor Massendurchflussmesser DC Highspeed Kamera Bild 2: Schematische Darstellung des Wälzlagerprüfstandes T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 49 Aus der Praxis für die Praxis Quarzglasfenster. Dadurch ist es möglich, mit einer High-Speed-Kamera die Bewegung des Lagers zu filmen, um diese und die Schmiermittelverteilung zu analysieren. Bei der verwendeten High-Speed-Kamera handelt es sich um eine Photron Fastcam SA-X2. 3 Bestimmung von Schlupfzuständen Bei Schlupf handelt es sich im Allgemeinen um die Charakterisierung von Translations- und Rotationsanteilen zweier sich aufeinander drehender Körper. Ist der Schlupf klein oder gleich Null walzen beide Körper aufeinander mit der gleichen Oberflächengeschwindigkeit. Ist die Geschwindigkeit unterschiedlich kommt es zu einer Gleitbewegung der beiden Körper zueinander und der Schlupf nimmt zu [7]. Im Wälzlager können prinzipiell zwei Fälle von Schlupf unterschieden werden. Zum einen der Mikroschlupf, dieser tritt bei allen Rollbewegungen auf und beschreibt einen kreisförmigen Bereich um die Kontaktzone der Reibpartner in welchem es immer zu Gleitbewegungen kommt. Zum anderen der Wälzkörperschlupf, der oft nur als Schlupf oder Käfigschlupf bezeichnet wird. In diesem Fall gleitet der gesamte Wälzkörper über die Laufbahn, ohne abzurollen [7]. In dieser Arbeit wird ausschließlich diese Art des Schlupfs behandelt. Um eine Aussage darüber treffen zu können, ob Schlupf für die Entstehung des WEC-Schadens ursächlich ist, wurden unter verschiedenen Bedingungen Highspeed Aufnahmen durchgeführt. Bild 3 zeigt exemplarisch ein Bild einer solchen Aufnahme. Die Kugeln und der Käfig sind deutlich zu erkennen. Während der Versuche hat sich eine Aufnahmerate von 13500 Bildern pro Sekunde als ausreichend erwiesen, um die kinematischen Daten herausarbeiten zu können. Da über die Videoaufnahmen die Geschwindigkeit der Kugeln für die Schlupfberechnung nicht bestimmt werden kann, wird an deren Stelle die Käfiggeschwindigkeit gemessen. Diese gemessene Geschwindigkeit, kann anschließend mit der theoretisch berechneten Käfiggeschwindigkeit, die von einem optimalen Abrollvorgang ausgeht, verglichen werden. Ist eine Abweichung vorhanden, ist Schlupf im Lager vorhanden. Dabei kann die Käfiggeschwindigkeit langsamer oder schneller als der theoretische Wert sein. Im Folgenden werden nun die bei verschiedenen Parametern gemessenen und theoretisch berechneten Käfigdrehzahlen gegenübergestellt. Über Formel (1) kann die Käfiggeschwindigkeit bei feststehendem Außenring berechnet werden [8]. (1) n k = Käfigdrehzahl [min -1 ] n i = Drehzahl Innenring [min -1 ] D w = Wälzkörperdurchmesser [m] D T = Teilkreisdurchmesser [m] α = Betriebsdruckwinkel Zunächst wurden bei einem Volumenstrom von 20 ml min -1 verschiedene Drehzahlen angefahren. Die Ergebnisse sind in Bild 4 dargestellt. Die durchgezogene Linie ist die lineare Regression aus den Messergebnissen, die gestrichelte entspricht den berechneten Werten. Es zeigt sich, dass mit steigender Drehzahl die Differenz zwischen theoretischer und gemessener Drehzahl zunimmt, allerdings nur in einem sehr geringen Maße. 50 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bild 3: Highspeed Aufnahme Zunächst wurden bei einem Volumenstrom von 20 ml min -1 verschiedene Drehzahlen angefahren. Die Ergebnisse sind in Abbildung 4 dargestellt. Abbildung 4: Käfigdrehzahl in Abhängigkeit von der Innenringdrehzahl Die durchgezogene Linie ist die lineare Regression aus den Messergebnissen, die gestrichelte entspricht den berechneten Werten. Es zeigt sich, dass mit steigender Drehzahl die Differenz zwischen theoretischer und gemessener Drehzahl zunimmt, allerdings nur in einem sehr geringen Maße. Dies könnte auf einen minimal erhöhten Schlupf am Außenring bei höheren Drehzahlen hindeuten. Wird als Nächstes die Abhängigkeit von Schlupf und Axialkraft bei 4500 min -1 betrachtet, zeigt sich das in Abbildung 5 dargestellte Verhalten. Zunächst wurden bei einem Volumenstrom von 20 ml min -1 verschiedene Drehzahlen angefahren. Die Ergebnisse sind in Abbildung 4 dargestellt. Abbildung 4: Käfigdrehzahl in Abhängigkeit von der Innenringdrehzahl Die durchgezogene Linie ist die lineare Regression aus den Messergebnissen, die gestrichelte entspricht den berechneten Werten. Es zeigt sich, dass mit steigender Drehzahl die Differenz zwischen theoretischer und gemessener Drehzahl zunimmt, allerdings nur in einem sehr geringen Maße. Dies könnte auf einen minimal erhöhten Schlupf am Außenring bei höheren Drehzahlen hindeuten. Wird als Nächstes die Abhängigkeit von Schlupf und Axialkraft bei 4500 min -1 betrachtet, zeigt sich das in Abbildung 5 dargestellte Verhalten. 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 Käfigdrehzahl in min -1 Drehzahl Innenring in min -1 Berechnete Käfigdrehzahl Gemessene Käfigdrehzahl Bild 4: Käfigdrehzahl in Abhängigkeit von der Innenringdrehzahl T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 50 Aus der Praxis für die Praxis Dies könnte auf einen minimal erhöhten Schlupf am Außenring bei höheren Drehzahlen hindeuten. Wird als Nächstes die Abhängigkeit von Schlupf und Axialkraft bei 4500 min -1 betrachtet, zeigt sich das in Bild 5 dargestellte Verhalten. Es ist zu erkennen, dass im Zusammenhang mit einer Steigerung der Axialkraft ebenfalls die gemessene Käfigdrehzahl minimal ansteigt. Über den gesamten Bereich ist die berechnete Drehzahl wieder etwas kleiner als die Gemessene. Im Folgenden wird die Veränderung der Käfigdrehzahl in Abhängigkeit vom Ölvolumenstrom bei 4500 min -1 und 1500 N Axialkraft betrachtet (Bild 6). Ähnlich wie beim Axialkrafteinfluss liegt hier die gemessene Käfigdrehzahl über der berechneten. Der Einfluss der Änderung des Ölvolumenstroms ist größtenteils zu vernachlässigen, da nur eine minimale Änderung der gemessenen Käfigdrehzahl erfolgt. Um zu beurteilen, ob Schlupf bei diesen Untersuchungen zur WEC-Entstehung beiträgt, ist nachfolgender Zusammenhang wichtig. Der White Etching Crack Schaden tritt bei dem verwendeten Prüfstand-Setup nur bei einer zusätzlichen elektrischen Belastung mit dauerhaften elektrischen Entladungen durch das Lager [5] und einem Volumenstrom unter 15 ml min -1 auf. Er erscheint aber bei allen eingestellten axialen Vorspannungen, die axiale Vorspannung beeinflusst nur die Zeit bis es zum Ausbruch kommt. Bisher wurden in diesem Zusammenhang lediglich Versuche bei 4500 min -1 durchgeführt, daher kann über die WEC-Drehzahlabhängigkeit noch keine Aussage getroffen werden. Werden diese Erkenntnisse mit den kinematischen Untersuchungen verbunden, zeigt sich, dass Schlupf keinen direkten Einfluss auf die Schadensentstehung hat. Lediglich die Axialkraft hat einen geringen Einfluss, welcher aber in Bezug auf WECs nur sekundär zur Rissbildung beiträgt. Da weiterhin keine Veränderung durch Zu- oder Abschalten der elektrischen Zusatzbelastung zu erkennen war, kann Schlupf als Hauptursache bei diesem Versuchsaufbau für die WEC-Entstehung ausgeschlossen werden. Bei anderen Prüfständen könnte ein größerer Schlupf, wie er beispielsweise bei Tonnenlagern vorkommt, die elektrostatische Aufladung erhöhen und so die hier extern aufgebrachte elektrische Belastung ersetzen. 4 Die Schmierstoffverteilung im Wälzlager Neben den kinematischen Parametern ermöglichen die Highspeed Aufnahmen eine Betrachtung der Schmierstoffverteilung im Wälzlager. Die Aufnahmen veranschaulichen, wie der Schmierstoff von den Wälzkörpern aufgenommen wird (Bild 7). Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 51 Bild 5: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigender Axialkraft Bild 6: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigendem Volumenstrom Bild 7: Aufnahme des Öls durch den Wälzkörper Abbildung 5: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigender Axialkraft Es ist zu erkennen, dass im Zusammenhang mit einer Steigerung der Axialkraft ebenfalls die gemessene Käfigdrehzahl minimal ansteigt. Über den gesamten Bereich ist die berechnete Drehzahl wieder etwas kleiner als die Gemessene. Im Folgenden wird die Veränderung der Käfigdrehzahl in Abhängigkeit vom Ölvolumenstrom bei 4500 min -1 und 1500 N Axialkraft betrachtet (Abbildung 6). Abbildung 6: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigendem Volumenstrom Ähnlich wie beim Axialkrafteinfluss liegt hier die gemessene Käfigdrehzahl über der berechneten. Der Einfluss der Änderung des Ölvolumenstroms ist größtenteils zu 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 1650 1675 1700 1725 1750 1775 1800 1825 1850 Gemessene Käfigdrehzahl Käfigdrehzahl in min -1 Axialkraft in N Berechnete Käfigdrehzahl Abbildung 5: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigender Axialkraft Es ist zu erkennen, dass im Zusammenhang mit einer Steigerung der Axialkraft ebenfalls die gemessene Käfigdrehzahl minimal ansteigt. Über den gesamten Bereich ist die berechnete Drehzahl wieder etwas kleiner als die Gemessene. Im Folgenden wird die Veränderung der Käfigdrehzahl in Abhängigkeit vom Ölvolumenstrom bei 4500 min -1 und 1500 N Axialkraft betrachtet (Abbildung 6). Abbildung 6: Veränderung der Käfigdrehzahl mit steigendem Volumenstrom Ähnlich wie beim Axialkrafteinfluss liegt hier die gemessene Käfigdrehzahl über der berechneten. Der Einfluss der Änderung des Ölvolumenstroms ist größtenteils zu 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 1650 1675 1700 1725 1750 1775 1800 1825 1850 Käfigdrehzahl in min -1 Volumenstrom in ml min -1 Gemessene Käfigdrehzahl Berechnete Käfigdrehzahl T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 51 Aus der Praxis für die Praxis An dieser Aufnahme bei einem Volumenstrom von 3 ml min -1 zeigt sich, dass selbst bei geringem Ölvolumenstrom genug Schmierstoff vorhanden ist, um die Kugeln komplett zu benetzen. Somit wären laut Literatur die Lager ausreichend geschmiert [9]. Neben diesen Beobachtungen kann die Verteilung des Öls im Lagerumfang betrachtet werden. Hier sind zwei Effekte zu erkennen. Dazu gehört die Ausbildung eines Ölfilms zwischen Käfig und Lauffläche. Dies geschieht, da eine gewisse Menge an Schmierstoff von den Wälzkörpern mitgezogen wird und sich im Schmierspalt umlaufend um das gesamte Lager verteilt. Sobald die Menge an Schmiermittel nicht mehr ausreicht, um diesen Ölfilm aufrecht zu erhalten, kommt es an der entsprechenden Stelle oft zum Abreißen des Ölfilms und zum Heraustragen von Öltröpfchen (Bild 8). Der zweite Effekt, welcher beobachtet wurde, ist der Aufbau eines Öl-Rings am Außenring selbst. Dieser Ring überdeckt den zuvor genannten Effekt. In Bild 9 ist die Ausbildung 52 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bild 8: Abreißen des Ölfilms zwischen Käfig und Wälzkörper Bild 9: Ausdehnung des Ölrings am Außenring in Abhängigkeit des Ölvolumenstroms; links oben: 3 ml min -1 , rechts oben: 7 ml min -1 , links unten: 14 ml min -1 , rechts unten: 45 ml min -1 T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 52 Aus der Praxis für die Praxis dieses Rings bei vier verschiedenen Volumenströmen dargestellt. Zu erkennen ist, dass sich dieser Ölfilm am Außenring mit steigendem Volumenstrom immer weiter ausbreitet und sich stabilisiert. In Bild 10 ist diese umlaufende Ausbreitung in Abhängigkeit vom Volumenstrom nochmals dargestellt. Es ist zu erkennen, dass der Ölfilm bei einem Volumenstrom von etwa 18 ml min -1 vollständig ausgebildet ist und einen geschlossenen Ring bildet. Erst ab dieser Schmiermittelmenge ist also genug Schmierstoff für die Entwicklung dieses Ölrings vorhanden. Wird der Zusammenhang der Entstehung von WECs mit einbezogen, korreliert dieses Phänomen direkt mit der Ausbildung des beobachteten Schmierzustandes. Bei niedrigerem Öl-Volumenstrom kommt es nicht zu der Ausbildung des geschlossenen Schmiermittelringes um den gesamten Umfang des Lagers. Dies bedeutet, dass an vielen Stellen das Schmiermittel länger verweilt, wodurch Additive eine längere Zeit haben, um zu reagieren. Dadurch können ungewünschte Nebenreaktionen auftreten, die zu der Bildung der White Etching Cracks beitragen könnten. Um dies verifizieren zu können, müssen noch weitere Versuche mit anderen Ölen und bei weiteren Parametern durchgeführt werden. Literatur [1] U.S. Department of National Renewable Energy Laboratory (NREL), “Statistics show bearing problems cause the majority of wind turbine gearbox failures,” 2015. [Online]. Available: http: / / energy.gov/ eere/ wind/ articles/ statisticsshow-bearingproblems-cause-majority-windturbine-gearbox-failures. [2] M.-H. Evans, “An updated review: white etching cracks (WECs) and axial cracks in wind turbine gearbox bearings,” Mater. Sci. Technol., vol. 0836, no. March, pp. 1-37, 2016. [3] J. Luyckx, “Hammering wear impact fatigue hypothesis WEC/ irWEA failure mode on roller bearings,” Wind turbine Tribol. Semin., 2011. [4] W. Holweger, M. Wolf, D. Merk, T. Blass, M. Goss, J. Loos, S. Barteldes, and A. Jakovics, “White Etching Crack Root Cause Investigations,” Tribol. Trans., vol. 58, no. 1, pp. 59-69, 2015. [5] B. Pohrer, M. Zuercher, S. Tremmel, S. Wartzack, and E. Schlücker, “Einfluss des tribochemischen Schichtaufbaus auf die Ausbildung elektrisch induzierter Wälzlagerschäden,” in GfT - Gesellsschaft fur Tribologie - Tribologie- Fachtagung, 2015. [6] B. Pohrer, M. Zuercher, W. Holweger, Y. Korth, M. Wolf, M. Goss, and E. Schlücker, “In situ IR-Spektroskopie an elektrisch beanspruchten Wälzlagern für White Etching Crack-Untersuchungen,” in GfT - Gesellsschaft fur Tribologie - Tribologie-Fachtagung, 2013. [7] H. Czichos, K. H. Habig, J. P. Celis, R. S. Cowan, K. Gerschwiler, A. Fischer, E. Santner, and M. Woydt, Tribologie-Handbuch: Tribometrie, Tribomaterialien, Tribotechnik. Vieweg+Teubner Verlag, 2010. [8] J. Brändlein, Ed., Die Wälzlagerpraxis : Handbuch für die Berechnung und Gestaltung von Lagerungen, 2. ed. Mainz: Vereinigte Fachverl., 2009. [9] Schaeffler Technologies AG & Co. KG, Schmierung von Wälzlagern. 2013. Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 53 Bild 10: Verteilung des Ölfilms um den Lagerumfang Sobald die Menge an Schmiermittel nicht mehr ausreicht, um diesen Ölfilm aufrecht zu erhalten, kommt es an der entsprechenden Stelle oft zum Abreißen des Ölfilms und zum Heraustragen von Öltröpfchen (Abbildung 8). Der zweite Effekt, welcher beobachtet wurde, ist der Aufbau eines Öl-Rings am Außenring selbst. Dieser Ring überdeckt den zuvor genannten Effekt. In Abbildung 9 ist die Ausbildung dieses Rings bei vier verschiedenen Volumenströmen dargestellt. Zu erkennen ist, dass sich dieser Ölfilm am Außenring mit steigendem Volumenstrom immer weiter ausbreitet und sich stabilisiert. In Abbildung 10 ist diese umlaufende Ausbreitung in Abhängigkeit vom Volumenstrom nochmals dargestellt. Abbildung 10: Verteilung des Ölfilms um den Lagerumfang Es ist zu erkennen, dass der Ölfilm bei einem Volumenstrom von etwa 18 ml min -1 vollständig ausgebildet ist und einen geschlossenen Ring bildet. Erst ab dieser Schmiermittelmenge ist also genug Schmierstoff für die Entwicklung dieses Ölrings vorhanden. Wird der Zusammenhang der Entstehung von WECs mit einbezogen, korreliert dieses Phänomen direkt mit der Ausbildung des beobachteten Schmierzustandes. Bei niedrigerem Öl-Volumenstrom kommt es nicht zu der Ausbildung des geschlossenen Schmiermittelringes um den gesamten Umfang des Lagers. Dies bedeutet, dass an vielen Stellen das Schmiermittel länger verweilt, wodurch Additive eine längere Zeit haben, um zu reagieren. Dadurch können ungewünschte Nebenreaktionen auftreten, die zu der Bildung der White Etching Cracks beitragen könnten. Um dies verifizieren zu können, müssen noch weitere Versuche mit anderen Ölen und bei weiteren Parametern durchgeführt werden. 0 10 20 30 40 50 60 0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 Ölfilm in ° Volumenstrom in ml min -1 Ölfilm zwischen Käfig und Lauffläche Ölfilm am Außenring Umzug oder Adressenänderung? Bitte T+S nicht vergessen! Wenn Sie umziehen oder Ihre Adresse sich aus sonstigen Gründen ändert, benachrichtigen Sie bitte auch den expert verlag. expert@expertverlag.de | Tel: (07159) 9265-0 | Fax (07159) 9265-20 T+S erreicht Sie dann ohne Verzögerung und ohne unnötigen Aufwand. Danke, dass Sie daran denken. T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 53 Aus der Praxis für die Praxis 1 Einleitung Schneckengetriebe zeichnen sich im Vergleich zu anderen Zahnradgetrieben durch die in einer Stufe realisierbaren großen Übersetzungen, den einfachen Aufbau, die große Überbelastbarkeit sowie durch ein schwingungs- und geräuscharmes Laufverhalten aus. Die Energieeffizienz ist ein zentraler Aspekt bei der Auslegung eines Antriebskonzeptes, wodurch der Kenntnis des Wirkungsgrades von Getrieben große Bedeutung zukommt. Im Rahmen des Forschungsvorhabens FVA 729 I „Schneckengetriebewirkungsgrade“ wird am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) eine physikalisch begründete, normungsfähige Berechnungsmethode zur Bestimmung der Verluste in Schneckengetrieben entwickelt. Im Schneckengetriebe entstehen im Betrieb an verschiedenen Komponenten Verluste, deren jeweilige Größe von verschiedenen Randbedingungen wie Last, Drehzahl oder Temperatur abhängt. Die Verluste eines Schneckengetriebes sind auf die Verzahnungs-, Lager-, Dichtungs- und Planschverluste zurückzuführen. Der entsprechende Leistungsfluss ist in Bild 1 dargestellt. Nach [ISO/ TR14179] können die Verluste in lastabhängige und -unabhängige Verluste eingeteilt werden. Zu den lastabhängigen Verlusten zählen die Verzahnungsverluste P VZ,P sowie ein Teil der Lagerverluste P VL,P . Unabhängig von der Last sind hingegen die Planschverluste der Verzahnungskomponenten P VZ,0 , die lastunabhängigen Lagerverluste P VL,0 , die Dichtungsverluste P VD sowie die sonstigen Verluste P VX . P V = P VZ,0 + P VZ,P + P VL,0 + P VL,P + P VD + P VX (1) Die Temperatur des Schmierstoffes wirkt sich auf alle Verlustquellen in unterschiedlichem Maße aus, da sie die Viskosität und Dichte und so beispielsweise den Schmierfilmaufbau im Zahneingriff und in den Lagern beeinflusst. Die einzelnen Verlustleistungen fließen als Wärme größtenteils in den Schmierstoff, dessen Temperatur somit von der Reibung in den restlichen Getriebekomponenten abhängt. Diese wechselseitige Abhängigkeit kann rechnerisch durch die Kopplung einer tribolo- 54 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 * Dipl.-Ing. Manuel Oehler Jun. Prof. Dr.-Ing. Balázs Magyar Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT), TU Kaiserslautern, 67663 Kaiserslautern Gekoppelte thermische und tribologische Analyse von Schneckengetrieben M. Oehler, B. Magyar, B. Sauer* Die Verlustleistung in Schneckengetrieben hängt von der Temperatur des verwendeten Schmierstoffs ab. Die Schmierstofftemperatur wird wiederum maßgeblich von den Verlusten und der damit entstehenden Wärme bestimmt. Diese Wechselwirkung wird am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik der Technischen Universität Kaiserslautern durch die Kopplung eines thermischen und eines tribologischen Simulationsmodells untersucht, während gleichzeitig experimentelle Untersuchungen zum Wirkungsgrad und zum thermischen Verhalten durchgeführt werden. Dieser Beitrag stellt die Simulationsmethoden sowie die aktuellen Ergebnisse vor. Schlüsselwörter Schneckengetriebe, Verlustleistung, Wirkungsgrad, instationäre Belastung, thermisches Netzwerk The power loss in worm gear boxes depends on the temperature of the lubricant used. The lubricant temperature is in turn largely determined by the losses and thus generated heat. This interaction will be investigated at the Institute of Machine Elements, Gears and Transmissions at the Technical University of Kaiserslautern by combining a thermal and a tribological simulation model, while experimental investigations are carried out for efficiency and thermal behavior. This paper presents the simulation methods and the latest results. Keywords Worm gear, power loss, efficiency, transient load, thermal network Kurzfassung Abstract T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 54 Aus der Praxis für die Praxis gischen (Verlustleistungen) und thermischen (Komponententemperaturen) Analyse des vollständigen Getriebes erfasst werden. Zur tribologischen Untersuchung der Schmierungsbedingungen und zur Berechnung der Verzahnungsverluste von Schneckengetrieben wurden in der Vergangenheit mehrere experimentelle und simulative Arbeiten durchgeführt. W ILKESMANN [Wil74], P REDKI [Pre82] und B OUCHÉ [Bou91] entwickelten Berechnungsmethoden auf Basis der vereinfachten EHD Theorie zur Bestimmung der Zahnreibungszahl. Untersuchungen zum thermischen Haushalt von unterschiedlichen Getrieben wurden bereits von F UNCK [Fun83] durchgeführt, wobei mit Hilfe eines thermischen Netzwerks stationäre Temperaturen der Getriebekomponenten bestimmt wurden. H ERMES [Her08] stellte ein Berechnungsverfahren für die zeitabhängige Ölsumpftemperatur in Schneckengetrieben unter transienter Belastung vor. S UCKER [Suc13] verwendete ein stationäres thermisches Netzwerk zur Berechnung der Temperaturen in Schraubradgetrieben mit Kunststoffrädern. G EIGER [Gei14] wendete ebenfalls die Methode des thermischen Netzwerks an, um für Zahnradgetriebe bei instationären Betriebszuständen die Temperaturen der einzelnen Komponenten zu berechnen. R EITINGER und M ONZ [RM15] untersuchten das Verhalten von fettgeschmierten Schneckengetrieben hinsichtlich der Tragfähigkeit, des Wirkungsgrades und der Temperatur und stellten hierfür thermische Netzwerke auf. Im Folgenden werden zunächst die einzelnen Module der gekoppelten Analyse in Form der Verlustleistungsberechnung und des thermischen Netzwerks vorgestellt, bevor die Vorgehensweise sowie Ergebnisse des zusammengeführten Berechnungsmodells gezeigt werden. Anschließend werden experimentelle Untersuchungen zum Wirkungsgrad und dem thermischen Verhalten von Schneckengetrieben vorgestellt. 2 Berechnung der Verlustleistungen M AGYAR stellt in [Mag12] eine Methode zur Berechnung der lastabhängigen Verzahnungsverlustleistung P VZ,P in Schneckengetrieben vor, auf deren Grundlage am MEGT für das Forschungsvorhaben FVA 729 I ein Tribosimulationsprogramm zur Berechnung des Wirkungsgrades von Schneckengetrieben aufgebaut wurde. Die Vorgehensweise zur Berechnung der Verluste im Zahneingriff beinhaltet die Bestimmung und Diskretisierung der Eingriffsverhältnisse sowie der lokalen Reibungszahl, die sich aus Festkörper und Flüssigkeitsreibung zusammensetzt. Hierfür werden in jedem Punkt und für verschiedene Eingriffstellungen sämtliche lokale tribologische Kenngrößen wie Summen- und Gleitgeschwindigkeit, Pressung und Schmierspalthöhe berechnet. Für die Berechnung der weiteren Verluste wird auf bereits vorhandene Methoden zurückgegriffen: Die Berechnung der Lagerverlustleistungen P VL erfolgt nach der Methode des Lagerherstellers SKF [SKF08], die Reibung in den dynamischen Dichtungen P VD wird nach dem Modell von E NGELKE [Eng11] durchgeführt und die Planschverluste der Verzahnung P VZ,0 werden nach einem Modell von C HANGENET und P ASQUIER [CP02] bestimmt. Da die Verluste, die nicht innerhalb des Zahneingriffs entstehen, das Abtriebsdrehmoment, welches zu Beginn der Rechnung vorgegeben wird reduzieren, ist eine iterative Berechnung der Verlustleistungen notwendig [MS14]. In Bild 2 ist die Aufteilung der einzelnen Verlustleistungen über dem Eingriffswinkel für ein Getriebe mit Achsabstand a = 125 mm und Übersetzung i = 60 abgebildet, welches als Forschungsgetriebe für FVA 729 I ausgelegt wurde. Für die vorliegende Belastung ist zu erkennen, dass die Verzahnungsverlustleistung den größten Anteil ausmacht und die Lagerung der Schneckenwelle mit Kegelrollenlagern den zweitgrößten Anteil stellt, während Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 55 Bild 1: Sankey-Diagramm zur Darstellung des Leistungsflusses bei einem Schneckengetriebe [MS14] T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 55 Aus der Praxis für die Praxis die restlichen Komponenten nur geringe Verluste aufweisen. Mithilfe des Simulationsprogrammes lassen sich so die Auswirkungen von konstruktiven Maßnahmen auf den Getriebewirkungsgrad untersuchen und systematische Verbesserungen hinsichtlich der Energieeffizienz realisieren. 3 Thermische Analyse Zur thermischen Analyse eines Schneckengetriebes wird innerhalb des Forschungsvorhabens FVA 729 I ein vollparametrisches thermisches Netzwerk aufgestellt, mit dem der zeitabhängige Temperaturhaushalt des Getriebes ermittelt werden kann. Die verschiedenen Verlustleistungen werden als Wärmequellen mit einem System aus thermischen Widerständen und Kapazitäten gekoppelt und so ein Netzwerk aufgebaut. Analog zu elektrischen Schaltkreisen fließt ein Wärmestrom aufgrund der Temperaturdifferenz zwischen zwei isothermen Knotenpunkten. Die Wärmekapazität eines Knotens beschreibt seine Fähigkeit, Wärme aufzunehmen. Werden die stationären Temperaturen des Getriebes für einen bestimmten Lastfall gesucht, ist eine Betrachtung ohne Wärmekapazitäten ausreichend. Für instationäre Vorgänge muss ein vollständiges Netzwerk mit Widerständen und Kapazitäten aufgebaut werden. Der Wärmefluss über einen thermischen Widerstand bzw. über eine Parallelschaltung von Widerstand und Kapazität ist schematisch in Bild 3 dargestellt. In Bild 4 ist ein Ausschnitt aus einem thermischen Netzwerk eines Schneckengetriebes dargestellt, in dem die Diskretisierung des Zahneingriffs gezeigt wird. Die Schneckenzähne (1) und Radzähne (4) sind jeweils durch einen Knotenpunkt, dem eine Wärmekapazität C i zugeordnet ist modelliert. Die Wärmequelle P VZ fließt in beide Knotenpunkte und muss entsprechend auf beide Komponenten aufgeteilt werden. Eine Möglichkeit hierzu zeigen R EIßMANN und P LOTE [RP95]. Von den Zähnen der Schnecke fließt die Wärme in die benachbarten Wellenabschnitte (2) und (3) sowie in den Schmierstoff (5), welcher wiederum mit sehr vielen weiteren Getriebekomponenten in Kontakt steht und Wärme aus den weiteren Wärmequellen wie den Lagern aufnimmt. Das Aufstellen eines thermischen Netzwerkes führt zu einem Gleichungssystem, dessen Lösung die gesuchten Komponententemperaturen sind. Im stationären Fall ergibt sich ein lineares Gleichungssystem, bestehend aus einer Leitwertmatrix L_, die die Reziprokwerte der thermischen Widerstände enthält, einem Temperaturvektor 56 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bild 2: Verlustleistungen über dem Eingriffswinkel für das Forschungsgetriebe aus FVA 729 I mit Achsabstand a = 125 mm, Übersetzung i = 60, Ölsumpftemperatur ϑ S = 60 °C, Abtriebsdrehmoment T 2 = 1500 Nm und Antriebsdrehzahl n 1 = 1400 min-1, angestellte Lagerung der Schneckenwelle mit Kegelrollenlagern Bild 3: Wärmeleitung über thermischen Widerstand (links) und Parallelschaltung von Widerstand und Kapazität (rechts) Bild 4: Ausschnitt aus einem Beispiel für ein thermisches Netzwerk eines Schneckengetriebes T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 56 Aus der Praxis für die Praxis T → und einem Verlustleistungsvektor P → . Da die einzelnen Leitwerte oft temperaturabhängig sind, ist eine iterative Vorgehensweise erforderlich. L_ · T → = P → (2) Die Betrachtung eines stationären thermischen Netzwerks zeigt die Beharrungstemperaturen der Bauteile für konstante Lasten und gibt Auskunft über die Temperatursicherheit des Getriebes. Im Falle eines instationären Netzwerks ergibt sich eine Differentialgleichung erster Ordnung, da zu den genannten Termen zusätzlich ein inhomogener Anteil in Form einer Matrix C_ mit Wärmekapazitäten und einem Vektor T → ˙, der den Temperaturgradienten enthält hinzugefügt werden muss. C_ · T → ˙ + L_ · T → = P → (3) Durch eine Lösung der entsprechenden Gleichung mit geeigneten numerischen Verfahren lässt sich so aus dem thermischen Netzwerk die Temperatur jedes Knotens zu jedem Zeitpunkt bestimmen. In Bild 5 sind die zeitlichen Verläufe der Knotentemperaturen für ein Beispielgetriebe mit Achsabstand a = 63 mm, Nennübersetzung i = 8,25 und dem Betrieb mit einem Lastkollektiv mit wechselnder Belastung zu sehen. Die Verzahnungsverlustleistung ist in diesem Beispiel noch nicht an die Ölsumpftemperatur gekoppelt. Während der Aufheizzeit t T+ = 30 min wird das Getriebe mit einem Abtriebsdrehmoment T 2 = 200 Nm und einer Antriebsdrehzahl n 1 = 1500 1/ min belastet und während der Abkühlzeit t T- = 15 min wird nicht angetrieben, es sind also die Drehmomente und Drehzahlen am An- und Abtrieb gleich null. Die Berechnung erfolgt für vier Abfolgen der beiden Fälle. Dieses Lastkollektiv ist schematisch ebenfalls in Bild 5 skizziert. Es ist erkennbar, dass die Getriebekomponenten nicht bis zur Beharrungstemperatur aufgeheizt werden, da vor Eintreten dieses Zustandes bereits wieder eine Abkühlung stattfindet. Ebenso fällt auf, dass die Abkühlphasen nicht lange genug sind, um die Temperaturen auf Umgebungsniveau abzusenken, was dazu führt, dass sie bei jeder Aufheizphase etwas höher sind als bei der vorherigen. Anhand von Bild 5 wird ersichtlich, dass bei Nicht-Erreichen der Beharrungstemperatur nicht alle Knotentemperaturen zum gleichen Zeitpunkt mit dem Abkühlvorgang beginnen. Die Knoten, an denen im Betrieb eine Verlustleistung auftritt, beginnen sofort nach dem Ende der Verlustleistungszufuhr, also mit Wegfall der Wärmequelle mit dem Abkühlen. Dies sind beispielsweise die Verzahnungskomponenten und die Lager. Die Knotenpunkte, die sich nur aufgrund des Kontakts mit anderen Knotenpunkten erwärmen, wie zum Beispiel das Gehäuse, erwärmen sich noch eine gewisse Zeit nach dem Wegfall der Wärmequellen weiter, da sie dann noch immer mit Knotenpunkten im Kontakt sind, die eine höhere Temperatur aufweisen als sie selbst. 4 Kopplung von Tribosimulation und thermischem Netzwerk Durch die Kopplung der Tribosimulation mit einem parametrischen Programm zum thermischen Haushalt kann der Verlauf der Temperaturen und Verlustleistungen in einem Schneckengetriebe über der Laufzeit für beliebige Lastfälle betrachtet werden. Die Ölsumpftemperatur, welche eine Eingangsgröße zur Berechnung aller Verlustleistungen darstellt, wird in jedem Zeitschritt neu berechnet. Anschließend werden ausgehend von dieser Temperatur die Verlustleistungen der Verzahnung, Lager Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 57 Bild 5: Zeitlicher Verlauf der Temperaturen für vier ausgewählte Knoten für ein Schneckengetriebe mit a = 63 mm, i = 8,25, Polyglykolschmierung bei n 1 = 1500 min -1 und T 2 = 200 Nm im Aussetzbetrieb mit Aufheizzeit t T+ = 30 min und Abkühlzeit t T- = 15 min (links), Lastkollektiv schematisch (rechts) T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 57 Aus der Praxis für die Praxis und Dichtungen berechnet und für die Temperaturberechnung des nächsten Zeitschrittes herangezogen. Parallel dazu erfolgt die Lastiteration. Innerhalb jedes Zeitschrittes muss überprüft werden, ob die Lastvorgabe in Form des Abtriebsdrehmoments T 2 erreicht wurde und gegebenenfalls das Drehmoment an der Verzahnung angepasst werden. Der Ablauf der gekoppelten Berechnung ist durch ein Ablaufdiagramm in Bild 6 dargestellt. Durch Vorgabe einer konstanten Last können die Verluste für statische Betriebspunkte berechnet werden. Drehmoment und Drehzahl können jedoch auch für jeden Zeitschritt neu vorgegeben werden, so können auch veränderliche Belastungen wie zum Beispiel Lastkollektive simuliert werden, wodurch es möglich wird, den Wirkungsgrad von Schneckengetrieben instationär und somit praxisnah zu berechnen. Die Auflösung in Form der Länge der Zeitschritte kann frei gewählt und so der Rechenaufwand problemspezifisch angepasst werden. In Bild 7 sind die Verläufe verschiedener Temperaturen und Verlustleistungen über der Laufzeit für ein Schneckengetriebe mit Achsabstand a = 63 mm, Übersetzung i = 8,25 und Schmierung mit einem polyglykolbasierten Öl zu sehen. Zu Beginn der Simulation weisen alle Temperaturen im Gehäuse die Temperatur der Umgebung ϑ U = 25 °C auf. Das Getriebe wird mit einer Eingangsdrehzahl von n 1 = 1500 min -1 und einem Abtriebsdrehmoment von T 2 = 200 Nm belastet. Während der Laufzeit t = 40 min erwärmen sich die Getriebekomponenten unterschiedlich stark, die Temperatur des Schmierstoffs beträgt am Ende der Laufzeit ϑ Oel = 60 °C. Mit steigender Schmierstofftemperatur steigen auch die Verzahnungsverluste P VZ (vgl. Bild 7 links). Da in diesem Betriebspunkt der Anteil der Festkörperreibung eine entscheidende Rolle spielt, führt die sinkende Viskosität zu einer geringeren Schmierspalthöhe wodurch die mittlere Reibungszahl steigt. Im Gegensatz hierzu sinken die Lagerverlustleistungen P VL (vgl. Bild 7 rechts), da sich hier die niedrigere Viskosität positiv auf die Reibungszahl auswirkt. Die 58 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Bild 6: Ablaufdiagramm der gekoppelten Berechnung zum tribologischen und thermischen Verhalten eines Schneckengetriebes Bild 7: Temperaturen ϑ i von Schmierstoff und Verzahnung und Verzahnungsverlustleistung P VZ über der Laufzeit t (links), Temperaturen ϑ i von Schmierstoff und Lagern und Lagerverlustleistung P VL über der Laufzeit t (rechts) für ein Schneckengetriebe mit a = 63 mm, i = 8,25, Polyglykolschmierung bei n 1 = 1500 min -1 und T 2 = 200 Nm T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 58 Aus der Praxis für die Praxis Veränderung liegen in einem Bereich von ΔP VZ = 2,5 W und ΔP VL = 1 W und sind somit klein im Vergleich zur gesamten Verlustleistung des Getriebes. Die Auswirkungen von Änderungen der Schmierstofftemperatur variieren stark mit der Getriebebaugröße und der anliegenden Last. Da im Schneckengetriebe Mischreibung vorliegt, können die Effekte einer niedrigeren Schmierstoffviskosität reibungszahlsteigernd oder -senkend sein, je nachdem welchen Anteil Festkörper- und Flüssigkeitsreibung besitzen. 5 Experimentelle Untersuchungen Der Wirkungsgrad und das thermische Verhalten von Schneckengetrieben unterschiedlicher Baugrößen werden am modular aufgebauten MEGT-Verspannungsprüfstand im Rahmen des Forschungsvorhabens FVA 729 I experimentell untersucht. Am Getriebe werden Drehmomente und Drehzahlen am Ein- und Ausgang sowie die Temperaturen an neun verschiedenen Stellen gemessen, darunter mittels Telemetrie die Temperatur des rotierenden Schneckenrades an zwei gegenüberliegenden Messstellen. Der Prüfaufbau ist in Bild 8 zu sehen. Die experimentellen Untersuchungen beinhalten neben der Bestimmung des Wirkungsgrades für statische Betriebspunkte und Lastkollektive auch die Messung der Verlustleistung während des Aufheizvorganges. In Bild 9 sind Messwerte der einzelnen Komponententemperaturen ϑ i über der Messzeit t mess im Aussetzbetrieb für ein Schneckengetriebe mit Achsabstand a = 40 mm, Übersetzung i = 60, Schmierung mit Polyglykol ISO VG 460 bei einer Antriebsdrehzahl von n 1 = 1400 min -1 und einem Abtriebsdrehmoment T 2 = 50 Nm dargestellt. Die Temperatur des Schmierstoffs steigt ausgehend von ϑ Oel = 60 °C auf einen Maximalwert von ca. ϑ Oel = 71 °C am Ende der Messung, wobei die Simulation einen Wert von ϑ Oel = 75 °C ausgibt, was eine sehr gute Übereinstimmung bedeutet. Während im Versuch die Radmassentemperatur des Schneckenrades gemessen wurde, wird simulativ die Temperatur der Radzahnflanke berechnet, welche deutlich wärmer ist. 6 Zusammenfassung und Ausblick Die Verlustleistung und die Schmierstofftemperatur in Schneckengetrieben beeinflussen sich wechselseitig. Dieser Beitrag zeigt eine physikalisch begründete Methode, mit der durch Verbindung einer Analyse des tribologischen Verhaltens zur Berechnung der Verlustleistungen und eines Modells zum thermischen Haushalt die Temperaturen und Verluste im Getriebe abhängig von Last und Zeit berechnet werden können. Der Vergleich der Simulation mit experimentellen Untersuchungen zeigt, dass durch das Berechnungsverfahren die Schmierstofftemperatur für instationäre Belastungen zuverlässig vorhergesagt werden kann. Die Methode ermöglicht die Wirkungsgradberechnung für Schneckengetriebe unter verschiedensten instationären, praxisnahen Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 59 Bild 8: MEGT-Verspannungsprüfstand, Aufbau für Schneckengetriebe mit Achsabstand a = 125 mm Bild 9: Schmierstofftemperatur ϑ Oel und Verlustleistung P V,ges über der Messzeit tmess für ein Schneckengetriebe mit a = 40 mm, i = 60, Polyglykolschmierung im Aussetzbetrieb bei n 1 = 1400 / 0 min -1 und T 2 = 50 / 0 Nm bestimmt durch Experiment (links) bzw. Simulation (rechts) T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 59 Aus der Praxis für die Praxis Belastungen wie Lastkollektiven oder im Aussetzbetrieb. Danksagung Die Autoren danken der Forschungsvereinigung Antriebstechnik (FVA) und der Arbeitsgemeinschaft industrieller Forschungsvereinigungen „Otto von Guericke“ e.V. (AiF) für die freundliche Unterstützung im Rahmen des Forschungsvorhabens 729 I „Schneckengetriebewirkungsgrade“ (IGF-Vorhaben 18275 N). Literatur [Bou91] B OUCHÉ , B.: Reibungszahlen von Schneckengetrieben im Mischreibungsgebiet. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 1991 [CP02] C HANGENET , Chr.; P ASQUIER , M.: Power Losses and Heat Exchange in Reduction Gears: Numerical and Experimental Results. In: 2nd International Conference on Gears. Düsseldorf: VDI-Verlag GmbH, 2002 (VDI Berichte 1665), S. 603-613 [Eng11] E NGELKE , T.: Einfluss der Elastomer-Schmierstoff-Kombination auf das Betriebsverhalten von Radialwellendichtringen. Dissertation, Universität Hannover, 2011 [Fun83] F UNCK , G.: Wärmeabführung bei Getrieben. FVA-Vorhaben Nr. 69/ I, Heft Nr. 162, Frankfurt/ M. 1983 [Gei14] G EIGER , J.: Wirkungsgrad und Wärmehaushalt von Zahnradgetrieben bei instationären Betriebszuständen. Dissertation, Technische Universität München, 2014 [Her08] H ERMES , J.: Tragfähigkeit von Schneckengetrieben bei Anfahrvorgängen sowie Last- und Drehzahlkollektiven. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 2008 [ISO/ TR14179] ISO/ TR 14179-2: 2001: Gears - Thermal capacity - Part 2: Thermal load-carrying capacity [Mag12] M AGYAR , B.: Tribo-dynamische Untersuchungen von Schneckengetrieben. Dissertation, Technische Universität Kaiserslautern, 2012 [MS14] M AGYAR , B.; S AUER , B.: Calculation of the efficiency of worm gear drives. International Gear Conference, Volume I, pp. 15-23. Woodhead Publishing: Cambridge (UK), 2014 [Pre82] P REDKI , W.: Hertzsche Drücke, Schmierspalthöhen und Wirkungsgrade von Schneckengetrieben. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 1982 [RM15] R EITINGER , M.; M ONZ , A.: Tragfähigkeit und Wirkungsgrad von Schneckengetrieben bei Fettschmierung. FVA-Vorhaben Nr. 522/ II, Heft Nr. 1129, Frankfurt/ M. 2015 [RP95] R EIßMANN , J.; P LOTE , H.: Blitztemperatur - Wärmeaufteilung der Wälz-Gleit-Paarungen. FVA-Vorhaben Nr. 231/ I+II, Heft Nr. 462, Frankfurt/ M. 1995 [SKF08] SKF Hauptkatalog - Das Wälzlagerhandbuch für Studenten. Druckschrift 6000/ I DE, 2008 [Suc13] S UCKER , J.: Entwicklung eines Tragfähigkeitsberechnungsverfahrens für Schraubradgetriebe mit einer Schnecke aus Stahl und einem Rad aus Kunststoff. Dissertation, Ruhr-Universität Bochum, 2013 [Wil74] W ILKESMANN , H.: Berechnung von Schneckengetrieben mit unterschiedlichen Zahnprofilformen. Dissertation, TU München, 1974 60 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Falls Sie eine Veröffentlichung wünschen, bitten wir Sie, uns die Daten auf einer CD, zur Sicherheit aber auch als Ausdruck, zur Verfügung zu stellen. Schön ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 72). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_1_18 11.01.18 13: 29 Seite 60 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 61 Zum Auftakt der Tribologie-Fachtagung 2017 trafen sich die Mitglieder des Göttinger Kreises mit dem Arbeitskreis Junge Tribologen der GfT. Ziel der Zusammenkunft war ein Austausch von Erfahrungen und Erwartungen im Hinblick auf die Rolle der Tribologie in Lehre, Forschung und Industrie. In der Vorbereitung des Treffens hatten die Jungen Tribologen bereits Fragen formuliert und diese mit Unterstützung von Irene Kollenbrandt, Leiterin der GfT-Geschäftsstelle, an die Mitglieder des Göttinger Kreises übermittelt. So waren beide Seiten gut vorbereitet für die bereichernde und angenehme Diskussion in Göttingen, die von Dr. Christian Scholz moderiert wurde. Gegenstand der Diskussion war eingangs die Akzeptanz der Tribologie in Unternehmen. Die Diskussion entwickelte sich sodann weiter zur Frage, wie gut die Tribologie in der Lehre an deutschen Hochschulen etabliert ist und welche Ansätze hilfreich sein könnten, um die Situation - wenn gut - zu festigen oder - wenn notwendig - zu optimieren. Über die derzeitige Situation wurde rege diskutiert und verschiedene Standpunkte ausgetauscht. Schließlich jedoch, so konnte man einig feststellen, dient die akademische Ausbildung tribologisch versierter Wissenschaftler und Ingenieure als Grundlage für deren spätere Tätigkeit in der Industrie. Vor dem Hintergrund aktueller Entwicklungen kann man zwei Themenkomplexe nennen, die diskutiert wurden. Zum einen wurden Auswirkungen der Energiewende auf maschinenbauerische tribologische Anwendungen debattiert (Verbrennungsmotoren und Getriebe, Geräuschentwicklung, biologisch abbaubare Schmierstoffe, etc.). Zum anderen wurden auch interdisziplinäre Ansätze diskutiert, die nicht vorrangig im Maschinenbau angesiedelt sondern stark interdisziplinär geprägt sind. Beispiele hierfür sind die Medizintechnik (z. B. Prothesenbau, Gelenktribologie) oder die Lebensmitteltribologie, die sich mit dem quantitativen Beschreiben der sensorischen Wahrnehmung von Lebensmitteln beschäftigt. Abgerundet wurde die Zusammenkunft durch das Überreichen eines kleinen Präsents der Jungen Tribologen an den Göttinger Kreis in Form von oberfränkischem Bier und Berliner Schokolade. An dieser Stelle danken die Jungen Tribologen nochmals den Mitgliedern des Göttinger Kreises für den herzlichen Empfang und den offenen Austausch. Text: Florian Rummel mit Hilfe von Dr. Mirjam Bäse, Maria Crackau, Stephan Henzler und Torben Terwey. Mitteilungen der GfT Diskussion des Göttinger Kreises mit den Jungen Tribologen über die aktuelle Entwicklung der Tribologie im Spannungsfeld zwischen Hochschule und Industrie T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 61 Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Finite-Elemente Simulation zur Analyse der Gleitbewegungen in Wälzkontakten von Kugellagern im Schwenkbetrieb Felix Prigge * Der Einsatz von Wälzlagerungen in Anwendungen, die statt einer stetigen Rotation nur kleine Schwenkbewegungen oder Vibrationen erfahren, kann zu vermehrten Problemen führen. Dennoch lassen sich solche Betriebsbedingungen nicht in allen Anwendungen vermeiden und sind teilweise konzeptionell bedingt. Rotorblattlager in Windenergieanlagen unterliegen oszillierenden Betriebsbedingungen, aber auch Lager in Industrierobotern vollführen kleine Schwenkbewegungen. Lokale Verschleißerscheinungen wie False Brinelling und Fretting Corrosion können dabei als Schädigungen der Laufbahnen auftreten [1] [2]. Charakteristische Laufbahnschädigungen, die unter oszillierenden Bewegungen entstanden, sind in Bild 1 dargestellt. Der Einfluss verschiedener Betriebsparameter auf die Entstehung dieser Schädigungen konnte bereits experimentell nachgewiesen werden [3] [4]. Mit Hilfe eines Finite-Elemente Modells lassen sich die Gleitbewegungen des Wälzkontakts im oszillierenden Betrieb simulieren. Aus der Analyse von Gleitbewegungen und der Verteilung von dissipierter Reibenergie im Kontakt können Rückschlüsse auf das Auftreten von Verschleiß gezogen werden [5]. Um den Bewegungsablauf des Wälzkörpers im oszillierenden Betrieb abzubilden, kann die Simulation nicht auf einen Einzelkontakt reduziert werden. Sowohl die Kugel, als auch jeweils ein Segment des Innenrings und des Außenrings sind im Finite-Elemente Modell als vernetzte Volumen abgebildet. Bild 2 zeigt das vernetzte FE-Modell im Schnitt und die regelmäßige Vernetzung der Kontaktbereiche. Radiale und axiale Lasten können auf die Laufbahnsegmente aufgebracht werden. Das Außenringsegment wird in den aufeinanderfolgenden Lastschritten stückweise derart rotiert, dass eine zeitlich diskretisierte Schwenkbewegung simuliert wird. Die Knotenverschiebungen in den fein vernetzten Kontaktflächen werden voneinander subtrahiert, um die Gleitbewegungen im Wälzkontakt zu jedem Zeitschritt darzustellen. Weiterhin lässt sich durch die Auswertung der Flächenpressung an den entsprechenden Knoten mit dem Coulombschen Reibgesetz die Verteilung der Reibenergiedichte im Kontakt ermitteln. Versuche an ungeschmierten Schrägkugellagern und die optische Auswertung der entstandenen Laufbahnschädigungen dienen der Validierung des Modells. Verglichen wird die Verteilung der kumulierten Reibenergiedichte nach einem simulierten Schwenkzyklus mit der im Versuch entstandenen Laufbahnschädigung, wie in Bild 3 dargestellt. Eine Parameterstudie mit verschiedenen Reibkoeffizienten zeigte eine gute Übereinstimmung zwischen Laufbahnschädigungen und simulierten Reibenergiedichten bei einem gewählten Reibkoeffizient von μ = 0,3 [6]. Ferner können die Gleitgeschwindigkeiten und Richtungen zu jedem Zeitpunkt der Schwenkbewegung analysiert werden. Schlupfarten wie Differentialschlupf, Bohrschlupf und Reynolds- Schlupf sowie deren Überlagerung können aufgezeigt werden. Bild 4 zeigt die Gleitgeschwindigkeiten und Gleitrichtungen des Innenringkontakts im Nulldurchgang der Schwenkbewegung. Am oberen Ende des Kontakts ist die positive Überlagerung von Bohrschlupf und Differentialschlupf zu erkennen, während sich diese beiden Schlupfkomponenten am unteren Ende aufheben. Durch die Reibkräfte entstehen während des Bewegungsvorgangs des Lagerrings Spannungen und Deformationen in den beteiligten Körpern. Durch die Oszillation des Ringsegments kommt es zu einer periodischen Richtungsumkehr der Rotationsbewegung, die zu einem Alternieren dieser Spannungen und Deformationen führt. Dieses Deformieren der Körper reduziert die Gleitbe- GfT-Förderpreis Bachelorarbeit * Felix Prigge, B.Sc. Institut für Maschinenkonstruktion und Tribologie Leibniz Universität Hannover, 30167 Hannover Bild 1: Laufbahnschädigungen durch oszillierenden Betrieb in einem Schrägkugellager der Baugröße 7208 Bild 2: Vernetzung des FE-Modells bitte noch Wirkungsstätte, danke T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 62 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 63 wegungen im Kontakt unmittelbar nach der Richtungsumkehr. Die Simulationsergebnisse zeigen die Ausbreitung der Haftzone während der Schwenkbewegung. Die Kontur der Haftzone ist in Bild 4 für die Zustände nach der Richtungsumkehr (grün), im Nulldurchgang der Bewegung (weiß) und vor einer erneuten Richtungsumkehr in der maximalen Verdrehung (rot) dargestellt. Während der Rotation verkleinert sich die Haftzone und die Gleitgeschwindigkeit erhöht sich. Es zeigt sich ein linearer Anstieg der dissipierten Reibleistung im Kontakt während des Schwenkvorgangs bis zum Gleichgewicht aus Reibkräften und inneren Spannungen. Ab diesem Punkt entsprechen die Zustände im Kontakt des schwenkend betriebenen Wälzlagers denen eines rotierend betriebenen [7]. Durch das Modell gewonnene Erkenntnisse über Gleitbewegungen und Reibarbeiten können dazu beitragen, die Laufbahnschädigungen False Brinelling und Fretting Corrosion besser zu verstehen. Eine Besonderheit des FE-Modells gegenüber anderen Simulationen ist der vollständig parametrisierte Aufbau, mit dem sich Studien über geometrische Parameter und verschiedene Betriebszustände erstellen lassen. Kritische Parameter, die False Brinelling und Fretting Corrosion begünstigen, können so mit Hilfe des Modells ermittelt werden. Literatur [1] Godfrey D. (2003) Fretting corrosion or false brinelling? . Tribology & lubrication technology, 59(12), 28-30. [2] Schwack F.; Byckov A.; Bader N; Poll G (2017) Time-dependent analyses of wear in oscillating bearing applications. 72nd Annual Meeting and Exhibition STLE, Atlanta, USA [3] Grebe M. (2012) False Brinelling - Standstill Marks at Roller Bearings. Dissertation. Slovak University of Technology, Bratislava. [4] Schadow C. (2016) Stillstehende fettgeschmierte Wälzlager unter dynamischer Beanspruchung. Dissertation. Otto von Guericke Universität Magdeburg. [5] Schadow C. (2016) False-Brinelling-Schäden in Schrägkugellagern - Vergleich von Versuch und FEM-Simulationen. Tagungsband der BearingWorld (S. 82-84). Hannover, Deutschland [6] Schwack F.; Prigge F.; Poll G. (2017) Frictional Work in Oscillating Bearings - Simulation of an Angular Contact Ball Bearing under Dry Conditions and Small Amplitudes. World Tribology Conference. Beijing, China, Vol. 6 [7] Prigge F.; Schwack F; Poll G. (2017) FE-Simulation eines Schrägkugellagers in oszillierender Anwendung. Tagungsband der 58. Tribologie-Fachtagung (F3), Göttingen, Deutschland Bild 3: Vergleich von simulierter Reibenergiedichte und mikroskopischer Aufnahme der Laufbahnschädigung Bild 4: Gleitbewegungen und Haftzone im Kontakt während der Schwenkbewegung T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 63 Nachrichten 64 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Experimentelle und rechnerische Analyse von Zahnflankenermüdungsschäden konventioneller und neuartiger Zahnradwerkstoffe Fabian Goergen * Steigende Anforderungen an die Leistungsdichte von Getrieben führen zu einer kontinuierlichen Weiterentwicklung von Werkstoffen mit optimierten Wärmebehandlungen und Veredelungssystemen. Neben der maximal ertragbaren Dauerfestigkeit werden aufgrund von Hochdrehzahlanwendungen in Kombination mit längeren Lebensdauern die Anforderungen an die maximal zu ertragende Lastspielzahl steigen. Die Ermüdungsschäden am Zahnrad gewinnen damit fortwährend an Relevanz. Zu den hauptsächlich auftretenden Ermüdungsschäden im Bereich der Zahnflanke zählt neben der Graufleckigkeit und dem Zahnflankenbruch der Grübchenschaden. Bei Überschreitung der lokalen Wälzfestigkeit der Randzone kommt es zu Grübchenschäden, die durch eine muschelförmige Dreiecksform gekennzeichnet sind [1]. Zur Berechnung der Grübchentragfähigkeit von Verzahnungen existieren auf der einen Seite globale, analytisch-phänomenologische Ansätze. Auf der anderen Seite wurden lokale, numerisch-werkstoffphysikalische Berechnungsmethoden entwickelt, die auf dem Konzept der örtlichen Dauerfestigkeit basieren. Bei allen Methoden erfolgt ein Vergleich des vorliegenden Spannungszustands durch Bildung einer Vergleichsspannung σ v mit einer zulässigen Beanspruchbarkeit des Werkstoffs σ A [4]. Bei den numerischen Berechnungsansätzen wird die Gegenüberstellung der lokalen Beanspruchung und Beanspruchbarkeit durch die Berechnung der Anstrengung A erreicht. Der Eintritt eines Schadens wird bei einer örtlichen Überschreitung des Grenzwertes der Anstrengung von eins erwartet. Damit basieren die derzeitigen lokalen Berechnungsansätze auf einem Versagenskriterium und können lediglich zur Bestimmung der Grübchendauerfestigkeit verwendet werden. Eine Erweiterung der lokalen Berechnungsansätze auf das Zeitfestigkeitsgebiet (hohe Lasten und daraus resultierende niedrige Lastspielzahlen) oder höchste Lastspielzahlen ist bspw. durch Schadensakkumulationshypothesen prinzipiell möglich. Zur Entwicklung wissensbasierter Berechnungsmodelle braucht es jedoch ein grundlegendes Verständnis der Rissinitiierung und -ausbreitung im Wälzkontakt, sodass eine lokale Validierung von Berechnungsmethoden ermöglicht wird. Insbesondere der direkte und präzise Abgleich der charakteristischen Schadensmerkmale des Grübchenschadens mit der lokalen Beanspruchung in der Randzone ermöglicht einen grundlegenden Erkenntnisgewinn zum Verständnis der Rissinitiierung und -ausbreitung. Diese Arbeit zeigt Ergebnisse experimenteller Untersuchungen auf einem Zahnradverspannungsprüfstand, welche innerhalb des Forschungsvorhabens 1176 „Turbostahl“ der Forschungsvereinigung Verbrennungskraftmaschinen (FVV) durchgeführt wurden. Weiterhin werden Ergebnisse rechnerischer Analysen mit der lokalen, numerisch-werkstoffphysikalischen Methode zur Wälzfestigkeitsberechnung nach L ÖPENHAUS vorgestellt [3]. Im Rahmen der experimentellen Untersuchungen konnte festgestellt werden, dass die Grübchenschäden in eine Ermüdungszone und eine Restbruchzone unterteilt werden können (Bild 1). Beide Bereiche unterscheiden sich hinsichtlich des Erscheinungsbildes und der Ausbruchtiefe. Die Ermüdungszone liegt oberhalb der maximalen Ausbruchtiefe und weist eine ungerichtete, zerrüttete Struktur auf. In der Restbruchzone liegt eine vorwiegend glatte Struktur mit Rie- GfT-Förderpreis Masterarbeit * Fabian Goergen, M.Sc., RWTH Aachen University Bild 1: Vergleich Experimentelle Untersuchungen/ Rechnerische Analyse T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 64 Nachrichten fen in Zahnhöhenrichtung vor. Die gezeigten Beobachtungen konnten im oben genannten Forschungsvorhaben auch bei anderen Werkstoffen und Wärmebehandlungen festgestellt werden, beispielsweise bei einer zwischengeglühten Verzahnungsvariante des Werkstoffs 18CrNiMo7-6, einer carbonitrierten Variante des Werkstoffs 14NiCrMo13-4 oder bei zwei Wärmebehandlungen des hochlegierten Einsatzstahls M50NiL. Demnach kann die Beanspruchung infolge der Wälzbewegung als maßgeblich für die Schadensausprägung angesehen werden. Hinsichtlich der Grübchenentstehung wird in der Ermüdungszone (Bereich 1) der Ausgangspunkt des Grübchenschadens durch eine Rissinitiierung aufgrund der zerrütteten Struktur erwartet. Die rechnerische Analyse umfasste neben der Auswertung aller Einzelspannungskomponenten und der Vergleichsspannungen nach VON MISES und LIU eine Analysemethode, mit der ein physikalisches Verständnis der Rissinitiierung in der Ermüdungszone aufgebaut wird (Bild 2) [2, 5-7]. Die Berechnung erfolgte in der Hauptbeanspruchungsebene XY, da es sich bei der getesteten Verzahnung um eine Geradverzahnung handelt und die Spannungen in Zahnbreitenrichtung somit einen untergeordneten Einfluss auf die Schadensentstehung haben. Die Bewertung der höchsten Beanspruchung erfolgt in der neuen Analysemethode durch die Überlagerung der zeitlich unterschiedlichen maximalen Hauptnormal- und Hauptschubspannungen während eines Wälzvorgangs. Dazu werden die maximalen Beträge der Hauptspannungskomponenten max(Iσ I/ II I) bzw. max(Iτ I/ II I) über alle Zeitpunkte für jede Tiefe t getrennt berechnet. Anschließend werden die Richtungen der maximalen Hauptspannungskomponenten (Normal + Schub) übereinandergelegt und die Hauptspannungswinkeldifferenz Δϕ HS durch Differenzbildung berechnet. Bei der Betrachtung eines einzelnen Zeitpunkts beträgt die Hauptspannungswinkeldifferenz Δϕ HS aufgrund der Zusammenhänge im M OHR ’schen Spannungskreis immer Δϕ HS = 45°. Die Auswertung der maximalen Hauptspannungen zu unterschiedlichen Zeitpunkten des Wälzvorgangs führt jedoch zu einer Veränderung der Winkeldifferenz. Eine kritische Hauptspannungsorientierung liegt dann vor, wenn sich zu unterschiedlichen Zeitpunkten die maximalen Hauptnormal- und Hauptschubspannungen überlagern und folglich die Hauptspannungswinkeldifferenz Δϕ HS gegen null geht. Die Ergebnisse der neuen Analysemethode zeigen, dass die Entstehung der Ermüdungszone mit Hilfe der Auswertemethode der kritischen Hauptspannungsorientierung erklärt werden kann. In der Tiefe t = 126 µm ist die Hauptspannungswinkeldifferenz minimal, was bedeutet, dass eine Atomebene in dieser Tiefe während eines Wälzvorgangs zweimal durch eine maximale Schubspannung und einmal durch eine maximale Normalspannung beansprucht wird (Bild 1). Die Tiefe der Restbruchzone, in der ein Gewaltbruch vermutet wird, korreliert mit der Tiefe der maximalen Vergleichsspannungen nach V ON M ISES und L IU . Die Ergebnisse der rechnerischen Analyse sind auf die Grübchenschäden sämtlicher Werkstoff- und Wärmebehandlungsvarianten übertragbar. Im Gegensatz zu den etablierten Spannungskenngrößen kann mithilfe der Auswertemethode der kritischen Hauptspannungsorientierung die Bruchflächenstruktur in der Ermüdungszone erklärt werden, wodurch ein innovativer Beitrag zum Verständnis der Rissbildung im Wälzkontakt geliefert wird. Literatur 1. Klocke F, Brecher C (2017) Zahnrad- und Getriebetechnik: Auslegung - Herstellung - Untersuchung - Simulation, 1 st edn. Carl Hanser, München 2. Memmel M (1966) Untersuchungen über die Tragfähigkeit und Gebrauchsdauer von Gelenklagern. Diss., TU München 3. Löpenhaus C (2015) Untersuchung und Berechnung der Wälzfestigkeit im Scheiben- und Zahnflankenkontakt. Diss., RWTH Aachen University 4. Börnecke K (1976) Beanspruchungsgerechte Wärmebehandlung von einsatzgehärteten Zylinderrädern. Diss., RWTH Aachen University 5. Wirth C (2008) Zur Tragfähigkeit von Kegelrad- und Hypoidgetrieben. Diss., TU München 6. Oster P (1982) Beanspruchung der Zahnflanken unter Bedingungen der Elastohydrodynamik. Diss., TU München 7. Liu J (1991) Beitrag zur Verbesserung der Dauerfestigkeitsberechnung bei mehrachsiger Beanspruchung. Diss., TU Clausthal Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 65 Bild 2: Methode der kritischen Hauptspannungsorientierung T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 65 Nachrichten 66 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Reibungsreduzierung durch gradierte diamantähnliche Kohlenstoffschichten in EHD-Kontakten des Automobilantriebsstrangs Tobias Brögelmann * Abstract The application of diamond-like carbon (DLC) coatings on components of highly-loaded, lubricated contacts of the automobile powertrain is state-of-the-art in contemporary automotive development aiming at improving efficiency, reducing fuel consumption and lowering greenhouse gas and pollutants emissions. The results of test bench trials in the fluid friction regime under elastohydrodynamic lubrication (EHL) using practical operating conditions indicate that a thermal insulation effect of the DLC coatings influences the rheological properties of the lubricant in the tribological contact reducing frictional losses. The general objective of this doctoral thesis is to gain a fundamental understanding of the effect mechanisms of DLC coatings under fluid friction. The results demonstrate a decrease of the thermal conductivity and thermal diffusivity with increasing carbon and hydrogen content in the DLC coatings to a minimum which is directly correlated to the frictional behavior in the fluid friction regime. 1 Einleitung Grundsätzlich stellt der Einsatz diamantähnlicher Kohlenstoffschichten in hochbelasteten Kontakten in den Reibungszuständen Festkörperreibung, Grenz(schicht)reibung und Mischreibung mit dem Ziel der Reibungsreduzierung sowie des Verschleiß- und Korrosionswiderstands den Stand der Technik dar. Ergebnisse aus eigenen Arbeiten deuten darauf hin, dass zusätzlich im Bereich der Fluidreibung durch den Einsatz diamantähnlicher Kohlenstoffschichten eine Reibungsreduzierung trotz vollständiger Trennung der funktionalen Oberflächen durch den vollständig tragfähigen Schmierfilm erzielt werden kann. Dieser Effekt ist auf die thermophysikalischen Eigenschaften der Schichten und auf einen thermischen Isoliereffekt zurückzuführen, der unmittelbar die rheologischen Eigenschaften des Schmierstoffs im tribologischen Kontakt beeinflusst und damit eine Reibungsreduzierung bewirkt. Dieser Wirkmechanismus ist bisher nicht grundlegend verstanden und kann noch nicht mit den durch die Prozessparameterauswahl einstellbaren Schichteigenschaften der diamantähnlichen Kohlenstoffschichten korreliert werden. Die vorliegende Arbeit gibt ausschnittweise einen Einblick in die Dissertation und behandelt den Nachweis des Einflusses der thermophysikalischen Eigenschaften diamantähnlicher Kohlenstoffschichten a-C: H: Zr auf das Reibungsverhalten. 2 Ergebnisse und Erkenntnisse Es werden beispielhaft Ergebnisse aus der tribologischen Erprobung der zirkonium- und wasserstoffhaltigen, diamantähnlichen Kohlenstoffschichten ZrC g (a-C: H: Zr) unter einer wälzenden Beanspruchung und Vollschmierung im Linienkontakt in der Leitanwendung Getriebe diskutiert. Daraus leiten sich unmittelbar die nachfolgenden Arbeiten zum Nachweis des Einflusses der thermophysikalischen Eigenschaften der Schichten auf das tribologische Verhalten in der Fluidreibung unter EHD- Bedingungen ab. 2.1 Tribologische Erprobung unter wälzender Beanspruchung Bild 1 zeigt den Verlauf des mittleren Reibungskoeffizienten µ und der relativen Schmierfilmdicke λ als Funktion des Schlupf s bei einer maximalen Hertz’schen Pressung p H = 1.200 N/ mm 2 , der maximalen Summengeschwindigkeit der Prüfscheiben v Σ = 16 m/ s und einer Einspritztemperatur T Öl,E = 40 °C des Getriebeöls im Zweischeiben-Prüfstand der Forschungsstelle für Zahnräder und Getriebebau (FZG) der TU München. Die Traktionskurve belegt grundsätzlich einen nicht-linearen Zusammenhang zwischen der Schubspannung des Schmierstoffs τ und der Schergeschwindigkeit γ̇ . Nach Erreichen des Maximums ist mit zunehmendem Schlupf, d. h. mit zunehmender Schergeschwindigkeit eine Abnahme des Reibungskoeffizienten zu beobachten. Das thermoviskose Verhalten dominiert unter den steigenden Belastungen. Die Wärmeeinkopplung in den Schmierstoff nimmt zu und verursacht eine Abnahme der Viskosität des Schmierstoffs. Ab einem Schlupf s ≥ 5 % wird durch Einsatz der Schichtvarianten eine Reduzierung des Reibungskoeffizienten gegenüber den polierten Prüfscheiben erzielt. Die Auffächerung des Reibungskoeffizienten mit zunehmendem Schlupf in Abhängigkeit von der Schichtvariante kann auf die steigende Gleitgeschwindigkeit im Linienkontakt und einen zunehmenden Gleitanteil zurückgeführt werden. Gegenüber den polierten Prüf- GfT-Förderpreis Dissertation * Dr.-Ing. Tobias Brögelmann RWTH Aachen University - Institut für Oberflächentechnik (IOT), 52072 Aachen T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 66 Nachrichten scheiben und der Schichtvariante DLC-REF (a-C: H), trägt die Schicht ZrC g zu einer signifikanten Reibungsreduzierung bei. Mit Zunahme von Summengeschwindigkeit und Schlupf trägt der Einsatz der Schichtvarianten bei v Σ = 8 m/ s und s = 50 % zu einer prozentualen Reibungsreduzierung auf bis zu Δ µ = 81,5 % im Fall von DLC-REF und Δ µ = 59,3 % im Fall von ZrC g gegenüber polierten Prüfscheiben bei. Bei v Σ = 16 m/ s und s = 40 % kann die Reibung mit Δ µ = 55,8 % durch Einsatz von ZrC g trotz vollständiger Trennung der funktionalen Oberflächen durch den Schmierfilm annäherungsweise halbiert werden. Neben dem Reibungskoeffizienten beeinflussen die Schichtvarianten das Schmierfilmaufbauvermögen und damit die Schmierungsbedingungen. Insbesondere bei v Σ = 16 m/ s resultiert aus den hohen Gleitanteilen eine signifikante Zunahme der Massentemperatur der Prüfscheiben bis auf maximal T M = 159,3 °C bei s = 50 % im Fall der polierten Prüfscheiben. Durch Einsatz der Schichtvarianten bei s ≥ 20 % wird eine mittlere Reduzierung der Massentemperatur gegenüber polierten Prüfscheiben von 12,2 % im Fall von DLC-REF und 26,3 % im Fall von ZrC g erzielt [1]. 2.2 Thermophysikalische Eigenschaften diamantähnlicher Kohlenstoffschichten als Erklärungsansatz Die Annahme einer thermischen Isolierwirkung diamantähnlicher Kohlenstoffschichten in geschmierten Kontakten infolge der thermophysikalischen Eigenschaften der Schichten kann über das in Bild 2 a) dargestellte eindimensionale Temperaturprofil veranschaulicht werden. Im Fall des geschmierten Wälzkontakts basiert das Temperaturprofil auf der Annahme einer instationären Wärmeleitung infolge der zeitlichen Veränderung von Last, Kinematik und Geometrie entlang der Eingriffsstrecke A-E einer Zahnflanke [2]. Unter Berücksichtigung der Blitztemperatur T Fla nach Blok [3, 4] kann die veränderte Wärmeleitung durch den Festkörper über die eindimensionale Differentialgleichung für die instationäre Wärmeleitung nach Fourier in Bild 2 (b) beschrieben werden. Der Einfluss der chemischen Zusammensetzung der diamantähnlichen Kohlenstoffschichten auf die Wärmeleitfähigkeit λ(T), die Temperaturleitfähigkeit α(T) und die spezifische Wärmekapazität c p (T) im Temperaturbereich 40 °C ≤ T ≤ 160 °C wird anhand diskreter Schichten Zr x C 1-x (a-C: H: Zr), die mit konstanten Reaktivgasflüssen zwischen 15 sccm ≤ F(C 2 H 2 ) ≤ 60 sccm abgeschieden werden, ermittelt. Bild 3 fasst die mittels Laserflash-Methode ermittelten Temperaturleitfähigkeiten α(T) der Werkstoffverbunde der diskreten Funktionsschichten Zr x C 1-x als Funktion der Temperatur T im Bereich 40 °C ≤ T ≤ 160 °C zusammen. Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 67 Bild 1: Mittlerer Reibungskoeffizient µ und relative Schmierfilmdicke λ als Funktion des Schlupf s im Zweischeiben-Prüfstand [1] Bild 2: Modellvorstellung zum Einfluss thermophysikalischer Eigenschaften auf das Reibungsverhalten im Wälzkontakt: Eindimensionales Temperaturprofil (a) und eindimensionale, instationäre Wärmeleitung nach Fourier (b) [1] Bild 3: Temperaturleitfähigkeit α(T) als Funktion des Kohlenstoffgehalts x(C) (a) und des Wasserstoffgehalts x S (H) (b) [1] T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 67 Nachrichten 68 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Vergleichend werden der unbeschichtete Stahl 16MnCr5E und die gradierte Schichtvariante ZrC g untersucht. Die Temperaturleitfähigkeit ist dargestellt in Abhängigkeit von dem Kohlenstoffgehalt x(C) in Bild 3(a) und von dem Wasserstoffgehalt x S (H) in der Schicht in Bild 3 (b). Grundsätzlich ist durch Einsatz diamantähnlicher Kohlenstoffschichten eine Abnahme der Temperaturleitfähigkeit festzustellen. Auf diese Weise ist der Nachweis erbracht, dass die diskreten Schichten und die gradierte Schichtvariante trotz der geringen Schichtdicke d ≈ 4,5 µm in Relation zur Dicke des Stahlsubstrats mit d = 2,4 mm eine thermische Isolierwirkung besitzen, die eine messtechnisch nachweisbare Abnahme des Wärmeflusses durch die Schicht in das Stahlsubstrat bewirkt. Die Temperaturleitfähigkeit der Schichten nimmt mit Zunahme des Kohlenstoffgehalts und des Wasserstoffgehalts in den Schichtvarianten regressiv ab und erreicht bei x(C) = 70 At.-% und x S (H) ≈ 20 At.-% globale Minima. Bei isolierter Betrachtung einer chemischen Zusammensetzung ist grundsätzlich eine Abnahme der Temperaturleitfähigkeit mit zunehmender Temperatur festzustellen. 3 Zusammenfassung Die thermophysikalischen Eigenschaften diamantähnlicher Kohlenstoffschichten in Form der Wärme- und Temperaturleitfähigkeit sowie der spezifischen Wärmekapazität korrelieren mit der chemischen Zusammensetzung, der Schichtarchitektur und somit mit der Prozessparameterauswahl und beeinflussen maßgeblich das Reibungsverhalten in der Fluidreibung unter EHD-Schmierungsbedingungen. Das Benetzungsverhalten in Form des schlupfbehafteten Wandgleitens kann nicht als Ursache für die Reibungsreduzierung ermittelt werden. 4 Literatur [1] Brögelmann, T.; Dissertation, RWTH Aachen University, 2017, Shaker, ISBN 978-3-8440-5158-2 [2] Lohner, T.; Ziegltrum, A.; Stemplinger, J.P.; Stahl, K.; Adv. Tribol. (2016), 1-13 [3] Blok, H.; Wear 6 6 (1963), 483-494 [4] Blok, H.; Proc. Gen. Disc. Lubric. Inst. Mech. Eng. London 1937, 225-235 Danksagung: Bei der Gesellschaft für Tribologie (GfT) e.V. bedanke ich mich sehr herzlich für die Auszeichnung der Dissertation mit dem GfT-Förderpreis 2017. Wesentliche Teile der Arbeit basieren auf den IGF-Forschungsvorhaben 15785 N, 15794 N und 18490 N, die im Rahmen des Programms zur industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Technologie (BMWi) aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert wurden. Für die finanzielle Unterstützung sei an dieser Stelle gedankt. Univ.-Prof. Dr.-Ing. Kirsten Bobzin gilt mein hochachtungsvoller Dank für die fachliche und persönliche Betreuung der Dissertation. Darüber hinaus möchte ich Univ.-Prof. Dr.-Ing. Hans Jürgen Maier für die Übernahme des Zweit-gutachtens und Univ.-Prof. Dr.-Ing. Georg Jacobs für die Übernahme des Vorsitzes des Promotionsauschusses danken. Mein besonderer Dank gilt allen Projektpartnern und den Mitarbeitern des Instituts für Oberflächentechnik. 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_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 68 Nachrichten Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 69 Der GfT-Förderpreis dient der Würdigung hervorragender Arbeiten, die auf dem Gebiet der Tribologie in letzter Zeit liche Leistung erbracht haben. Die Arbeiten sollen sich auszeichnen durch eine erkennbare Anwendbarkeit, Wissen-schen Beitrag und eine klare inhaltliche Form. haben. Die Arbeit sollte in deutscher oder englischer Sprache geschrieben und maximal zwei Jahre vor der Bewerbung abgeschlossen worden sein. Der GfT-Förderpreis wird in drei Kategorien ausgelobt: » » » Nominierungen sind willkommen und können über die eingereicht GfT-Webseite .                    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Jahrgang 1/ 2018 Rotary transmission apparatus having hard carboncoated gears with ester and/ or ether greases. Otsu, Isao; Mabuchi, Yutaka; Ueno, Takafumi; Kano, Makoto (Nissan Motor Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 220,282 (Cl. F16H55/ 06), 24.08.2006 (145: 233688h) Rust-preventive additives, rust-inhibiting oil compositions, and method for rust preventive treatment of metals. Nanbu, Nobuyoshi; Arimatsu, Kazuhiko; Ito, Yasuhiro; Nanbu, Tadahiko (Chubu Chelest Co., Ltd., Chelest Corporation, Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 219,744 (Cl. C23F11/ 00), 24.08.2006 (145: 233705m) Method for manufacturing self-lubricating alloy. Zhai, Lisheng (Cao, Minqing, Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,804,097 (Cl. C22C38/ 52), 19.07.2006 (145: 233721 p) Self-lubricating oil-containing slide bearing. Zhang, Qifan (Foshan Ifirst Powder Metallurgy Technology Co., Ltd., Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,800,667 (Cl. 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WO 2006 86,621 (Cl. C10M159/ 18), 17.08.2006 (145: 252033g) Linked aromatic oligomers based on 2-(2-naphthyloxy)ethanol as soot dispersants for diesel fuel. Bera, Tushar; Oiggs, Nancy; Hartley, Rolfe; Emert, Jacob; Alessi, Michael; Hua, Jun (Infineum International Limited, UK) Eur. Pat. Appl. EP 1,693,434 (Cl. C10M161/ 00), 23.08.2006 (145: 252034h) Acrylic block copolymer low temperature flow modifiers lubricating oils. Schmidt, Scott; Callais, Peter; Macy, Noah (USA) U. S. Pat: Appl. Publ. US 2006 185,903 (Cl. 175-65; C09K8/ 02), 24.08.2006 (145: 252035j) Processing or working machine using an ionic liquid as the services fluid. Hilgers, Claus; Uerdingen, Marc; Wagner, Markus; Wasserscheid, Peter; Schluecker, Eberhard (Solvent Innovation GmbH, Germany) PCT Int. Appl. WO 2006 87,333 (Cl. C10M105/ 72), 24.08.2006 (145: 252036k) Grease composition and bearing. Ohnuki, Yuji; Endo, Toshiaki (Kyodo Yushi Co., Ltd., Japan) PCT Int. Appl. WO 2006 90,779 (Cl. 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Yamamoto, Shutaro (Neos Co., Ltd., Japan) Jpn. Kokai Tokkyo Koho JP 2006 213,982 (Cl. C23F11/ 06), 17.08.2006 (145: 253503x) Preparation of multifunctional solid anticorrosive material for metals. Xu, Peng (Peop. Rep. China) Faming Zhuanli Shenqing Gongkai Shuomingshu CN 1,793,427 (Cl. C23F11/ 00), 28.06.2006 (145: 253564t) Method for preventing corrosion of power plant due to vanadium and sulfur using additives to economically design emission control equipment. Kim, Dae Jung (Doosan Heavy Industries & Construction Co., Ltd., S. Korea) Repub. Korean Kongkae Taeho Kongbo KR 2004 10,596 (Cl. C23F11/ 00), 02.12.2004 (145: 253566v) Patentumschau T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 70 Schadensanalyse / Schadenskatalog Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 71 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende Instand- Maschinenelement Wälzlager Rillenkugellager-Innenring 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: Anormale Laufspur Beschreibung des Schadensbildes Schräg verlaufende Laufspur des stehenden Innenringes eines Kugellagers. Die Laufspur verläuft schräg zur Axialrichtung. Schadensursache Wellenbiegung - Nicht fluchtende Gehäuse - Axiale Anlagefläche nicht im rechten Winkel zur Lagerachse - Während der Montage Schmutz zwischen Anlageflächen und Laufring - Zuviel Lagerspiel in Kombination mit Momentenbelastung. Mit freundlicher Genehmigung der FAG AG T+S_1_18 06.12.17 12: 07 Seite 71 Hinweise für unsere Autoren 72 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik Herausgeber und Schriftleiter Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf Telefon/ Fax (07 11) 3 46 48 35 E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de www.tribo-lubri.de. Verlag expert verlag GmbH Wankelstr. 13 , 71272 Renningen Telefon (0 71 59) 92 65-12 Telefax (0 71 59) 92 65-20 E-Mail: info@expertverlag.de www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon (02 28) 9 61 61 36 Checkliste Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Es ist geplant, Ihren Beitrag nach Erscheinen in unserer Zeitschrift auch digital unter www.expertverlag.de anzubieten. Bitte senden Sie eine Mail an Herrn Paulsen (Paulsen@expertverlag.de), falls Sie dagegen Einwände haben sollten. Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Autorenangaben Federführender Autor:  Postanschrift  Telefon- und Faxnummer  E-Mail-Adresse Alle Autoren:  Akademische Grade, Titel  Vor und Zunamen  Institut/ Firma  Ortsangabe mit PLZ Umfang / Form  bis ca. 15 Seiten, (ca. 1200 Wörter)  12 pt, 1,5-zeilig  neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden Daten (CD)  Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.)  Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi / ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) (Bilder in WORD reichen nicht aus! ) Manuskript bitte auf weißem Papier, einseitig bedruckt, Seiten durchnummerien:  kurzer, prägnanter Titel  deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter  Schlüsselwörter 6 bis 8 Begriffe  englisches abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen)  Keywords, 6 bis 8 Begriffe  Bilder / Diagramme / Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen)  Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften  Literaturangaben Manuskript und Daten bitte per Post an Prof Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz Mühlhaldenstraße 91 73770 Denkendorf T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 72 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 73 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.4.2 Einflüsse von Belastung und Drehzahl auf die Wälzlagerreibung Die Zusammenstellung zeigt die Abhängigkeit der Reibungsverluste in einem Wälzlager von der Drehzahl und der Belastung. Die unterschiedlichen Anteile durch die Belastung einerseits und die Viskosität/ Drehzahl andererseits sind deutlich zu erkennen. Der konstante, lastabhängige Reibungsanteil ist gut zu erkennen. Deutlich wird auch der Anstieg des Reibungsmomentes durch den zunehmenden hydrodynamischen bzw. elastohydrodynamischen Anteil, abhängig von Drehzahl und Viskosität. Zusammenfassend können die Einflüsse von Belastung und Schmierung auf die Wälzlagerreibung wie folgt dargestellt werden Belastungseinfluss Reibungsmoment M R = M 0 + M 1 M 0 : lastabhängig, M 1 : drehzahl- und viskositätsabhängig Schmierungseinfluss - Einfluss der Viskosität - Einfluss der Ölmenge EHD-Schmierung Bild 4.30 zeigt das Reibungsmoment in einem Axialwälzlager für unterschiedliche Belastungen. Die Parallelverschiebung der Reibungskurven ist klar zu erkennen und verdeutlicht den Belastungs- und den hydrodynamischen Anteil. Den Einfluss der Ölviskosität auf die Reibung in einem Wälzlager zeigt Bild 4.31. Man erkennt deutlich, dass mit steigender Viskosität der Ausklinkpunkt, also der Übergang von der Mischreibung mit Verschleiß zur hydrodynamischen Reibung zu niedrigeren Drehzahlen verschoben wird. Allerdings steigt die Reibung danach mit der Drehzahl steiler an. Die Dicke des sich im Lagerspalt aufbauenden hydrodynamischen Tragfilms hängt bei gegebener Ölviskosität von der zur Verfügung gestellten Ölmenge ab. Ein dickerer Film erzeugt natürlich mehr Reibung. Dieser Zusammenhang wird anhand von Bild 4.32 verdeutlicht. In den engen Lagerspalten eines Wälzlagers ist zum Aufbau eines Tragfilms nur wenig Öl erforderlich. Jedes überschüssige Öl erzeugt Reibung, die zum Temperaturanstieg führt. Man kann also in einem Wälzlager durch zu viel Schmierstoff einen Schaden verursachen. Das unterschiedliche Reibungsverhalten eines Wälzlagers bei Öl- und Fettschmierung soll anhand von Bild 4.33 erläutert werden. Zunächst ist klar ersichtlich, dass die Reibung in einem frisch gefetteten Lager nach einer gewissen Betriebszeit absinkt, weil sich das Lager von überschüssigem Fett „befreit“. Wird das Lager aber mit einem Öl geschmiert, welches die gleiche Viskosität wie jene des Grundöls in dem Fett aufweist, steigt die Reibung mit der Drehzahl steiler an als bei Fettschmierung. ⎫⎬⎭ Bild 4.30: Reibungsmoment in einem Axialwälzlager für unterschiedliche Belastungen Bild 4.31: Reibungsmoment in Abgängigkeit von der Drehzahl für verschiedene Ölviskositäten T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 73 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 74 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Daraus lässt sich ableiten, dass ein mit reichlich Öl geschmiertes Lager mehr Reibung erzeugen kann, als ein fettgeschmiertes Lager, welches sich von überschüssigem Fett befreien kann. Bild 4.32 (li.): Reibungsmoment in Abhängigkeit von der Ölfilmdicke in einem Wälzlager Bild 4.34 (li.3 v. o.): Abhängigkeit des Verschleißes in einem Wälzlager von der Ölviskosität (Ölfilmdicke) Bild 4.35 (li.u.): Reduzierte Lagerlebensdauer durch Wasser im Öl (nach FAG) Bild 4.35: Reduzierte Lagerlebensdauer durch Wasser im Öl (nach FAG) Bild 4.33 (li.2 v. o.): Reibungsverlauf bei Fett- oder Ölschmierung 4.4.3 Bedeutung von Verunreinigungen in Wälzlagern Wälzlager sind sehr empfindlich gegenüber Verunreinigungen im Öl. Dies bezieht sich sowohl auf feste Partikel als auch auf Wasser. Bild 4.34 zeigt den Lagerverschleiß in Abhängigkeit von der Ölviskosität. Man erkennt, dass eine bestimmte Menge an Partikeln den Verschleiß des Lagers in einem bestimmten Versuch von 5 mg auf 100 mg ansteigen lässt. Wird nun die Viskosität verringert, was mit einem dünneren Film und somit mit einer niedrigeren Reibung verbunden ist, verursacht die gleiche Partikelmenge einen Verschleißanstieg von 12 auf 150 mg, bei einer noch niedrigeren Viskosität von 20 auf 280 mg. Dieser Effekt kann nur damit erklärt werden, dass mit abnehmender Viskosität, verbunden mit einer sich verringernden Reibung, der hydrodynamische Ölfilm immer dünner wird, so dass immer weniger der gleichen Anzahl von Partikeln, die natürlich unterschiedliche Größen haben, durch den Spalt passen. Ein zunehmender Verschleiß ist die Folge. Bereits ein Wassergehalt von 0,03% reduziert die Lagerlebensdauer um 50%. Auch Wasserspuren im Öl reduzieren die Lagerlebensdauer erheblich (Bild 4.35). T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 74 Normen 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen DIN EN 3021: 2017-09 Print: 88,00 EUR/ Download: 81,00 EUR Luft- und Raumfahrt - Trockenschmierstofffilme aus Molybdänsulfid-Basis, graphitfrei und halogenfrei - Technische Lieferbedingungen; Deutsche und Englische Fassung EN 3021: 2017 Aerospace series - Molybdenum disulphide dry film lubricants graphite and halogen free - Technical specification; German and English version EN 3021: 2017 Diese Europäische Norm bestimmt die Qualifizierung und die Prüfungsanforderungen für graphit- und halogenfreie Molybdändisulfid-Trockenschmierstoffe. Prüfungsanforderungen für Passungsrost, Korrosion, Verschleiß und Reibeigenschaften der relevanten Schmierstoffe und deren Prüfung sind nicht Bestandteil dieser Norm. Siehe die relevanten Normen in den normativen Verweisungen. Alle Prüfungen, die im Rahmen dieser Norm definiert wurden, müssen vom Hersteller des Schmierstoffes zertifiziert werden. Um eine gleichmäßige Beschichtung mit definierten Dicken und bestmögliche Hafteigenschaften zu erreichen, wird ein Sprühauftrag mit Warmhärtung empfohlen. E DIN 3536: 2017-09 Print: 43,50 EUR/ Download: 40,00 EUR Schmierstoffe für Gasarmaturen in der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen Lubricants for gas valves in indoor installation, gas distribution and gas transportation pipe lines Vorgesehen als Ersatz für DIN 3536: 1994-01 Erscheinungsdatum: 2017-08-25 Einsprüche bis 2017-12-25 Gegenüber DIN 3536: 1994-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen a) redaktionelle Überarbeitung; b) Aktualisierung der normativen Verweisungen; c) 6.7 „Prüfung der elektrischen Durchschlagsspannung“ wurde überarbeitet. Diese Norm gilt für Anforderungen und Prüfungen von synthetischen oder aus Mineralöl hergestellten Schmierstoffen für Gasarmaturen In der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen, die mit Gasen nach den DVGW-Arbeitsblättern G 260 und G 262 betrieben werden, ausgenommen Flüssiggas in flüssiger Phase. Z DIN 51360-1: 1985-08 Prüfung von Kühlschmierstoffen; Bestimmung der Korrosionsschutzeigenschaften von wassergemischten Kühlschmierstoffen; Herbert-Korrosionsprüfung Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 51802: 1990-04 Prüfung von Schmierstoffen; Prüfung von Schmierfetten auf korrosionsverhindernde Eigenschaften; SKF-Emcor- Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51802: 2017-10 DIN 51802: 2017-10 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung von Schmierfetten auf korrosionsverhindernde Eigenschaften - SKF- Emcor-Verfahren Testing of lubricants - Testing of the rust-prevention properties of greases - SKF-Emcor-method Ersatz für DIN 51802: 1990-04 Gegenüber DIN 51802: 1990-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen wurden aktualisiert; b) Abschnitt 3 „Begriffe“ wurde überarbeitet; c) der Unterabschnitt 6.1 „Prüfgerät“ wurde überarbeitet; d) ein Unterabschnitt 6.6 „Laboreinmalhandschuhe“ wurde aufgenommen; e) Abschnitt 9 „Durchführung“ wurde überarbeitet; f) Abschnitt 10 „Auswertung“ wurde überarbeitet und in diesem Zusammenhang Abschnitt 12 „Prüfbericht“ ergänzt. Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren für die Bestimmung der korrosionsverhindernden Eigenschaften von Schmierfetten mit dem SKF-Emcor-Verfahren fest. Z DIN 51805: 1974-08 Prüfung von Schmierstoffen; Bestimmung des Fließdruckes von Schmierfetten, Verfahren nach Kesternich Zurückgezogen; Zurückziehung beabsichtigt; es besteht kein Bedarf mehr. DIN 51805-2 ist vorrangig zu verwenden. 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL 8030-0015: 2012-02 Technische Lieferbedingungen - Korrosionsschutzmittel - K1. NATO-Kode: C-632, Bw Kode: CY6030, K2, NATO-Kode: C-620, Bw Kode: CY6020, K19, NATO- Kode: ohne, Bw Kode: CY6010 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 8030- 0015: 2017-08 BAAINBw TL 8030-0015: 2017-08 Technische Lieferbedingungen - Korrosionsschutzmittel - NATO Kode, Bw Kode: K1: C-632, CY6030; K2: C- 620, CY6020; K19: ohne, CY6010 Ersatz für BAAINBw TL 8030-0015: 2012-02 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 75 Normen T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE FprEN 3021: 2017-01 Luft- und Raumfahrt - Trockenschmierstofffilme aus Molybdänsulfid-Basis, graphitfrei und halogenfrei - Technische Lieferbedingungen ZE prEN ISO 4259-1: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-1: 2016) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 4259-1: 2017- 08 E FprEN ISO 4259-1: 2017-08 Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 1: Determination of precision data in relation to methods of test (ISO/ FDIS 4259-1: 2017) Ersatz für prEN ISO 4259-1: 2016-01 ZE prEN ISO 4259-2: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-2: 2016) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 4259-2: 2017- 08 E FprEN ISO 4259-2: 2017-08 Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 2: Interpretation and application of precision data in relation to methods of test (ISO/ FDIS 4259-2: 2017) Vorgesehen mit FprEN ISO 4259-1: 2017-08 als Ersatz für EN ISO 4259: 2006-08; Ersatz für prEN ISO 4259-2: 2016-01 Z EN 12081+A1: 2010-10 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Schmierfette Zurückgezogen, ersetzt durch EN 12081: 2017-09 ZE FprEN 12081: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Schmierfette EN 12081: 2017-09 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Schmierfette Railway applications - Axleboxes - Lubricating greases Ersatz für EN 12081+A1: 2010-10 E prEN 12916: 2017-06 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung von aromatischen Kohlenwasserstoffgruppen in Mitteldestillaten - Hochleistungsflüssigkeitschromatographie-Verfahren mit Brechzahl-Detektion Petroleum products - Determination of aromatic hydrocarbon types in middle distillates - High performance liquid chromatography method with refractive index detection Vorgesehen als Ersatz für EN 12916: 2016-02 Einsprüche bis 2017-09-14 ZE prEN ISO 20623: 2017-02 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der EP-Eigenschaften und Verschleißkennwerte von Schmierstoffen - Verfahren mit dem Vierkugel-Apparat (Europäische Bedingungen) (ISO/ DIS 20623: 2017) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 20623: 2017- 09 E FprEN ISO 20623: 2017-09 Petroleum and related products - Determination of the extreme-pressure and anti-wear properties of lubricants - Four-ball method (European conditions) (ISO/ FDIS 20623: 2017) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 20623: 2003-12; Ersatz für prEN ISO 20623: 2017-02 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 2592: 2000-09 Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren im offenen Tiegel nach Cleveland Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 2592: 2017-08 ZE ISO/ FDIS 2592: 2017-05 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Flamm- und Brennpunktes - Verfahren mit offenem Tiegel nach Cleveland ISO 2592: 2017-08 100,00 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 Ersatz für ISO 2592: 2000-09 Z ISO 3968: 2001-12 Hydraulik - Filter - Bestimmung des Druckabfalles in Abhängigkeit von der Durchflusscharakteristik Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3968: 2017-07 Z ISO 3968 Technical Corrigendum 1: 2002-09 Hydraulic fluid power - Filters - Evaluation of differential pressure versus flow characteristics; Technical Corrigendum 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3968: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 3968: 2017-04 Hydraulic fluid power - Filters - Evaluation of differential pressure versus flow ISO 3968: 2017-07 100,00 EUR Hydraulic fluid power - Filters - Evaluation of differential pressure versus flow T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 76 Normen Ersatz für ISO 3968: 2001-12 und ISO 3968 Technical Corrigendum 1: 2002-09 ZE ISO/ DIS 4259-1: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4259-1: 2017-08 E ISO/ FDIS 4259-1: 2017-08 202,20 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 1: Bestimmung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 1: Determination of precision data in relation to methods of test Vorgesehen als teilweiser Ersatz für ISO 4259: 2006-08; Ersatz für ISO/ DIS 4259-1: 2016-01 ZE ISO/ DIS 4259-2: 2016-01 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 4259-2: 2017-08 E ISO/ FDIS 4259-2: 2017-08 134,00 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 2: Anwendung der Werte für die Präzision von Prüfverfahren Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 2: Interpretation and application of precision data in relation to methods of test Vorgesehen als teilweiser Ersatz für ISO 4259: 2006-08; Ersatz für ISO/ DIS 4259-2: 2016-01 Z ISO 4406: 1999-12 Fluidtechnik - Hydraulik-Druckflüssigkeiten - Zahlenschlüssel für den Grad der Verschmutzung durch feste Partikel Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4406: 2017-08 ZE ISO/ FDIS 4406: 2017-04 Fluidtechnik - Hydraulik-Druckflüssigkeiten - Zahlenschlüssel für den Grad der Verschmutzung durch feste Partikel ISO 4406: 2017-08 43,20 EUR Hydraulic fluid power - Fluids - Method for coding the level of contamination by solid particles Ersatz für ISO 4406: 1999-12 ZE ISO/ DIS 18237: 2016-07 Hydraulic fluid power - Method for evaluating water separation performance of dehydrators Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 18237: 2017- 07 E ISO/ FDIS 18237: 2017-07 100,00 EUR Hydraulic fluid power - Method for evaluating water separation performance of dehydrators Ersatz für ISO/ DIS 18237: 2016-07 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen Z DIN 3975-1: 2002-07 Begriffe und Bestimmgrößen für Zylinder-Schneckengetriebe mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen - Teil 1: Schnecke und Schneckenrad Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3975-1: 2017-09 DIN 3975-1: 2017-09 Print: 109,80 EUR/ Download: 101,00 EUR Begriffe und Bestimmungsgrößen für Zylinder-Schneckengetriebe mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen - Teil 1: Schnecke und Schneckenrad Definitions and parameters on cylindrical worm gear pairs with rectangular crossing shafts - Part 1: Worm and worm wheel Ersatz für DIN 3975-1: 2002-07 Gegenüber DIN 3975-1: 2002-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) neue Bestimmungsgröße für das ZC- und ZK-Profil eingeführt: Schleifscheibendicke s mS0 b) Formelzeichen zur Definition der Schleifscheibe für ZC- und ZK Profil geändert: α mS0 und ρ mS0 ersetzen die alten Bezeichnungen α 0 und ρ 0 , um Bezug auf die Schleifscheibe zu verdeutlichen. Diese Norm legt Begriffe und Bestimmungsgrößen für Zylinder-Schneckengetriebe der Flankenformen A, C, I, K und N fest. Diese Begriffe und Bestimmungsgrößen gelten für Radsätze, Schnecken, Schneckenräder, Zahndickenabmaße und Flankenspiele. Für Abweichungen gilt DIN 3975-2. DIN 4000-140/ A1: 2017-10 Print: 25,20 EUR/ Download: 23,30 EUR Sachmerkmal-Listen - Teil 140: Werkstückverzahnungsdaten für Evolventenverzahnung; Änderung 1 Tabular layouts of properties - Part 140: Toothing system data of work pieces; Amendment 1 Änderung von DIN 4000-140: 2011-02 Dieses Dokument ist eine Änderung zu DIN 4000-140, die Merkmale für innen- oder außenverzahnte Zylinderräder (Stirnräder) mit Evolventenverzahnung festlegt. E DIN ISO 14728-1: 2017-10 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer (ISO 14728- 1: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 1: Dynamic load ratings and rating life (ISO 14728- Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 77 T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 77 Normen 78 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 1: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 14728-1: 2005-10 Erscheinungsdatum: 2017-09-29 Einsprüche bis 2017-11-29 Gegenüber DIN ISO 14728-1: 2005-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Bilder 2, 4, 8 und 9 korrigiert; b) Korrektur der Begriffe (Änderung von Systeme mit Kugel/ Rollenführung in Linear-Kugel/ Rollenlager); c) Korrektur des Schriftsatzes ( ∅ geändert in φ); d) Anpassung an die aktuellen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der dynamischen Tragzahl und der nominellen Lebensdauer von Linear-Wälzlagern fest, die aus heute allgemein verwendetem gehärtetem Lagerstahl guter Qualität nach bewährten Herstellverfahren und im Wesentlichen in üblicher Ausführung hinsichtlich der Form der Berührungsflächen der Wälzkörper gefertigt sind. Die Lebensdauer von Linear-Wälzlagern wird bestimmt und die Bedingungen für zuverlässige Lebensdauerberechnungen werden festgelegt. Dieses Dokument ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen Wälzkörper direkt auf der Gleitfläche des Maschinenelementes laufen, es sei denn, diese Fläche ist in jeder Beziehung der Laufbahn des Linear-Wälzlagers gleichwertig, die sie ersetzt. E DIN ISO 14728-2: 2017-10 Print: 80,30 EUR/ Download: 73,90 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen (ISO 14728-2: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 2: Static load ratings (ISO 14728-2: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 14728-2: 2005-10 Erscheinungsdatum: 2017-09-29 Einsprüche bis 2017-11-29 Gegenüber DIN ISO 14728-2: 2005-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Bilder 2, 4, 8 und 9 korrigiert; b) Korrektur der Gleichung k 0i in Gleichung (1); c) Anpassung an die aktuellen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl, der äquivalenten statischen Last und des statischen Tragsicherheitsfaktors von Linear-Wälzlagern fest, die aus heute allgemein verwendetem gehärtetem Lagerstahl guter Qualität nach bewährten Herstellverfahren und im Wesentlichen in üblicher Ausführung hinsichtlich der Form der Berührungsflächen der Wälzkörper gefertigt sind. Dieses Dokument ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen Wälzkörper direkt auf der Gleitfläche des Maschinenelementes laufen, es sei denn, diese Fläche ist in jeder Beziehung der Laufbahn des Linear-Wälzlagers gleichwertig, die sie ersetzt. E DIN ISO 15242-1: 2017-09 Print: 88,00 EUR/ Download: 81,00 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen (ISO 15242-1: 2015); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 1: Fundamentals (ISO 15242-1: 2015); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 15242-1: 2014-06 Erscheinungsdatum: 2017-08-11 Einsprüche bis 2017-10-11 Gegenüber DIN ISO 15242-1: 2014-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Verschiebung folgender Normen von den Normativen Referenzen in die Literaturhinweise: ISO 554, ISO 558, ISO 1132-1, ISO 3205, ISO 3448; c) Überarbeitung des Abschnitts 3; d) Aufnahme der Bilder 1 und 2; e) Überarbeitung von Bild 3, 4, 5 und 6; f) Neustrukturierung der Abschnitte 4, 5, 6, 7 und 8; g) Aufnahme von Anhang B und C. Dieser Teil von ISO 15242 legt ein Verfahren zur Körperschallmessung rotierender Wälzlager unter festgelegten Prüfbedingungen sowie die Kalibrierung der zugehörigen Messsysteme fest. E DIN ISO 15242-2: 2017-09 Print: 65,70 EUR/ Download: 60,50 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-2: 2015); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 2: Radial ball bearings with cylindrical bore and outside surface (ISO 15242-2: 2015); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 15242-2: 2014-06 Erscheinungsdatum: 2017-08-18 Einsprüche bis 2017-10-18 Gegenüber DIN ISO 15242-2: 2014-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Streichung folgender Normen in den Normativen Verweisungen: ISO 554, ISO 558, ISO 1132-1, ISO 3205, ISO 3448; c) Überarbeitung von Bild 1, 2, 3 und 4; d) Aufnahme der Tabelle 3. Dieser Teil von ISO 15242 legt Verfahren zur Messung des Körperschalls für ein- und zweireihige Radial Kugellager mit einem Nenn Berührungswinkel bis einschließlich 45° fest. Er gilt für Radial Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche mit Ausnahme von Lagern mit Füllnuten und Drei- und Vierpunktlagern. 2.1.2 UNECE-Fahrzeugrichtlinien UNECE 143: 2017-07-18 Regulation on uniform provisions concerning the approval of Heavy Duty Dual-Fuel Engine Retrofit Systems (HDDF-ERS) to be installed on heavy duty diesel engines and vehicles T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 78 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 79 2.1.3 VDI-Richtlinien E VDI 4084: 2017-09 38,70 EUR Instandsetzung und Aufarbeitung von Verbrennungsmotoren - Begriffe und Prozesse Corrective maintenance and remanufacturing of internal combustion engines - Terminology and processes Ersatz für VDI 4084: 2013-04 Einsprüche bis 2017-12- 31 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen ZE prEN ISO 4496: 2017-02 Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern (ISO/ FDIS 4496: 2017) EN ISO 4496: 2017-08 Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern (ISO 4496: 2017) Metallic powders - Determination of acid-insoluble content in iron, copper, tin and bronze powders (ISO 4496: 2017) Ersatz für EN 24496: 1993-04 Z EN 12080+A1: 2010-10 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Zurückgezogen, ersetzt durch EN 12080: 2017-09 ZE FprEN 12080: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager EN 12080: 2017-09 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Railway applications - Axleboxes - Rolling bearings Ersatz für EN 12080+A1: 2010-10 Z EN 12082+A1: 2010-10 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Prüfung des Leistungsvermögens Zurückgezogen, ersetzt durch EN 12082: 2017-09 ZE FprEN 12082: 2017-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Prüfung des Leistungsvermögens EN 12082: 2017-09 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Prüfung des Leistungsvermögens Railway applications - Axleboxes - Performance testing Ersatz für EN 12082+A1: 2010-10 ZE prEN 13001-3-6: 2016-03 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-6: Grenzzustände und Sicherheitsnachweis von Maschinenbauteilen - Hydraulikzylinder Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN 13001-3-6: 2017- 08 E FprEN 13001-3-6: 2017-08 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-6: Grenzzustände und Sicherheitsnachweis von Maschinenbauteilen - Hydraulikzylinder Cranes - General design - Part 3-6: Limit states and proof of competence of machinery - Hydraulic cylinders Ersatz für prEN 13001-3-6: 2016-03 Z EN 24496: 1993-04 Metallpulver; Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern (ISO 4496: 1978) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 4496: 2017-08 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 15: 2011-03 Wälzlager - Radiallager - Maßplan Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15: 2017-07 ZE ISO/ DIS 15: 2016-08 Wälzlager - Radiallager - Maßplan ISO 15: 2017-07 134,00 EUR Wälzlager - Radiallager - Maßplan Rolling bearings - Radial bearings - Boundary dimensions, general plan Ersatz für ISO 15: 2011-03 E ISO 3601-3 DAM 1: 2017-08 65,90 EUR Fluid power systems - O-rings - Part 3: Quality acceptance criteria; Amendment 1 Vorgesehen als Änderung von ISO 3601-3: 2005-11 Einsprüche bis 2017-11-06 ZE ISO/ FDIS 4406: 2017-04 Fluidtechnik - Hydraulik-Druckflüssigkeiten - Zahlenschlüssel für den Grad der Verschmutzung durch feste Partikel ISO 4406: 2017-08 43,20 EUR Hydraulic fluid power - Fluids - Method for coding the level of contamination by solid particles Ersatz für ISO 4406: 1999-12 Z ISO 4496: 1978-08 Metallpulver; Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4496: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 4496: 2017-01 Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 79 Normen 80 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 ISO 4496: 2017-07 43,20 EUR Metallpulver - Bestimmung der säureunlöslichen Bestandteile in Eisen-, Kupfer-, Zinn- und Bronzepulvern Metallic powders - Determination of acid-insoluble content in iron, copper, tin and bronze powders Ersatz für ISO 4496: 1978-08 Z ISO 6149-4: 2006-05 Leitungsanschlüsse für Fluidtechnik und allgemeine Anwendung - Einschraublöcher und Einschraubzapfen mit Gewinden nach ISO 261 und O-Ring-Abdichtung - Teil 4: Maße, Konstruktion, Prüfverfahren und Anforderungen an Verschlussschrauben mit Außen- oder Innen- Sechskant Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6149-4: 2017-08 E ISO/ DIS 8178-6: 2017-07 65,90 EUR Reciprocating internal combustion engines - Exhaust emission measurement - Part 6: Report of measuring results and test Vorgesehen als Ersatz für ISO 8178-6: 2000-11 Einsprüche bis 2017-10-05 Z ISO 8528-7: 1994-09 Stromerzeugungsaggregate mit Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Teil 7: Technische Angaben zur Beschreibung und Auslegung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8528-7: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 8528-7: 2017-03 Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 7: Technical declarations for specification and design ISO 8528-7: 2017-07 100,00 EUR Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 7: Technical declarations for specification and design Ersatz für ISO 8528-7: 1994-09 Z ISO 8528-9: 1995-12 Stromerzeugungsaggregate mit Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Teil 9: Messung und Beurteilung von mechanischen Schwingungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8528-9: 2017-07 ZE ISO/ FDIS 8528-9: 2017-03 Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 9: Measurement and evaluation of mechanical vibrations ISO 8528-9: 2017-07 65,90 EUR Reciprocating internal combustion engine driven alternating current generating sets - Part 9: Measurement and evaluation of mechanical vibrations Ersatz für ISO 8528-9: 1995-12 Z ISO/ TR 10064-1: 1992-02 Stirnräder; Richtlinien für die Prüfung; Teil 1: Prüfung gleichnamiger Zahnflanken Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TR 10064-1: 2017- 07 Z ISO/ TR 10064-1 Technical Corrigendum 1: 2006-08 Stirnräder - Richtlinien für die Prüfung - Teil 1: Prüfung gleichnamiger Zahnflanken; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TR 10064-1: 2017- 07 ISO/ TR 10064-1: 2017-07 224,90 EUR Code of inspection practice - Part 1: Measurement of cylindrical gear tooth flanks Ersatz für ISO/ TR 10064-1: 1992-02 und ISO/ TR 10064- 1 Technical Corrigendum 1: 2006-08 Z ISO 15242-3: 2006-01 Wälzlager - Schwingungsmessverfahren - Teil 3: Zweireihige Radial Pendel-und Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15242-3: 2017-08 Z ISO 15242-3 Technical Corrigendum 1: 2010-01 Wälzlager - Schwingungsmessverfahren - Teil 3: Zweireihige Radial Pendel-und Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 15242-3: 2017-08 ISO 15242-3: 2017-08 65,90 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 3: Radial-Pendelrollenlager und Radial-Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 3: Radial spherical and tapered roller bearings with cylindrical bore and outside surface Ersatz für ISO 15242-3: 2006-01 und ISO 15242-3 Technical Corrigendum 1: 2010-01 E ISO 16589-1 DAM 1: 2017-08 65,90 EUR Rotary shaft lip-type seals incorporating thermoplastic sealing elements - Part 1: Nominal dimensions and tolerances; Amendment 1 Vorgesehen als Änderung von ISO 16589-1: 2011-04 Einsprüche bis 2017-10-26 ZE ISO/ DIS 17396: 2016-12 Synchronriemen - metrischer Abstand - Zahnprofile T und AT endlose und offene Riemen und Riemenscheiben Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 17396: 2017- 08 E ISO/ FDIS 17396: 2017-08 100,00 EUR Synchronriemen - metrischer Abstand - Zahnprofile T und AT endlose und offene Riemen und Riemenscheiben Synchronous belt drives - Metric pitch - Tooth profiles T and AT endless and open ended belts and pulleys T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 80 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 81 Vorgesehen als Ersatz für ISO 17396: 2014-01; Ersatz für ISO/ DIS 17396: 2016-12 ZE ISO/ FDIS 20015: 2017-03 Gelenklager - Verfahren für die statische und dynamische Tragzahlberechnung ISO 20015: 2017-08 65,90 EUR Gelenklager - Verfahren für die statische und dynamische Tragzahlberechnung Spherical plain bearings - Method for the calculation of static and dynamic load ratings ZE ISO/ DIS 20056-1: 2016-08 Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 1: Dynamische Tragzahlen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 20056-1: 2017- 07 E ISO/ FDIS 20056-1: 2017-07 100,00 EUR Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 1: Dynamische Tragzahlen Rolling bearings - Load ratings for hybrid bearings with rolling elements made of ceramic - Part 1: Dynamic load ratings Ersatz für ISO/ DIS 20056-1: 2016-08 ZE ISO/ DIS 20056-2: 2017-02 Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 2: Statische Tragzahlen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 20056-2: 2017- 08 E ISO/ FDIS 20056-2: 2017-08 100,00 EUR Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 2: Statische Tragzahlen Rolling bearings - Load ratings for hybrid bearings with rolling elements made of ceramic - Part 2: Static load ratings Ersatz für ISO/ DIS 20056-2: 2017-02 ZE ISO/ FDIS 20816-2: 2017-04 Mechanische Schwingungen - Messung und Bewertung der Schwingungen von Maschinen - Teil 2: Stationäre Gasturbinen, Dampfturbinen und Generatoren über 40 MW mit Gleitlagern und Nenndrehzahlen von 1500 min -1 , 1800 min -1 , 3000 min -1 und 3600 min -1 ISO 20816-2: 2017-07 134,00 EUR Mechanische Schwingungen - Messung und Bewertung der Schwingungen von Maschinen - Teil 2: Stationäre Gasturbinen, Dampfturbinen und Generatoren über 40 MW mit Gleitlagern und Nenndrehzahlen von 1500 min -1 , 1800 min -1 , 3000 min -1 und 3600 min -1 Mechanical vibration - Measurement and evaluation of machine vibration - Part 2: Land-based gas turbines, steam turbines and generators in excess of 40 MW, with fluid-film bearings and rated speeds of 1500 r/ min, 1800 r/ min, 3000 r/ min and 3600 r/ min Ersatz für ISO 7919-2: 2009-10 und ISO 10816-2: 2009- 10 3 Vorhaben 3.1 NMP Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie H (Hydraulische Systeme) - Anforderungen für hydraulische Flüssigkeiten der Kategorien HETG, HEPG, HEES und HEPR (ISO 15380: 2016); (DIN ISO 15380: 2015-11); NA 062-06- 51 AA <06235091> Dieses Dokument legt die Anforderungen an umweltverträgliche Druckflüssigkeiten fest. Es ist für hydraulische Systeme anwendbar, insbesondere für Systeme der Fluidtechnik. Dieses Dokument dient als Richtlinie sowohl für Lieferanten und Endverbraucher umweltverträglicher Druckflüssigkeiten als auch für Ausrüstungshersteller hydraulischer Systeme und Anlagen. Dieses Dokument legt Anforderungen für umweltverträgliche Druckflüssigkeiten zum Zeitpunkt der Anlieferung fest. ISO 6743-4 bestimmt die Klassifikation von Flüssigkeiten für Anwendungen in der Fluidtechnik. Von den in ISO 6743-4 enthaltenen Gruppen werden in dieser Internationalen Norm nur vier Arten umweltverträglicher Druckflüssigkeiten erfasst. Dies sind die Kategorien HETG, HEPG, HEES, und HEPR. Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der dynamischen Wasserbeständigkeit von Schmierfetten (ISO 11009: 2000); (DIN ISO 11009: 2007-07); NA 062- 06-52 AA <06235208> Das Dokument beschreibt eine Methode zur Bestimmung des Widerstandes eines Schmierfettes im Lager gegen Wasser bei einer Testtemperatur von 38 °C und 79 °C unter definierten Laborbedingungen. Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen - Teil 2: Verfahren für Trockenöle (ISO 13357-2: 2017); (DIN ISO 13357-2: 2008-09); NA 062- 06-61 AA <06235209> Dieses Dokument legt ein Verfahren für die Bestimmung der Filtrierbarkeit von Schmierölen und besonders von Hydraulikölen fest. Das Verfahren bezieht sich ausschließlich auf Mineralöle, da aus anderen Materialien hergestellte Fluide (z. B. schwer entflammbare Flüssigkeiten) unter Umständen nicht mit den spezifizierten Prüfmembranen verträglich sind. Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Methode mit automatischer schrittweiser Abkühlung; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-42 AA <06235228> Dieses Verfahren bestimmt den Cloudpoint mit automatischer schrittweiser Abkühlungs-Technik mit optischer Detektion. T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 4 Erklärung über die technischen Regeln Soweit bekannt sind zu den einzelnen Dokumenten Preise angegeben. Ein Preisnachlass auf DIN-Normen und DIN SPEC wird gewährt für Mitglieder des DIN in Höhe von 15 % und für Angehörige anerkannter Bildungseinrichtungen (Bestellung muss mit Nachweis versehen sein) in Höhe von 50 %. Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 82 Normen Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 83 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. 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 UNECE-Fahrzeugrichtlinien Herausgeber: UNECE United Nations Economic Commission for Europe, Palais des Nations, 1211 GENEVA 10, SCHWEIZ 5.6 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 T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 83 Anzeige 84 Tribologie + Schmierungstechnik 65. Jahrgang 1/ 2018 Prof. Dr.-Ing. Erik Kuhn P: \AK\DIG\u1\u1gr .jpg Zur Tribologie der Schmierfette Eine energetische Betrachtungsweise des Reibungs- und Verschleißprozesses 2., neu bearb. u. erw. Aufl. 2017, 227 S., 183 Abb., 49,80 €, 64,00 CHF (Reihe Technik) ISBN 978-3-8169-3339-7 Zum Buch: Der Leser erhält eine ausführliche Darstellung der Einbeziehung des Schmierstoffes »Schmierfett« in eine tribologische Analyse sowie eine grundlegende Recherche zum tribologischen Prozess bei Anwesenheit eines Schmierfettes. Die Vorgehensweisen zur Quantifizierung von Reibungsenergieverlusten und des Verschleißverhaltens fettgeschmierter Paarungen werden erläutert; die traditionelle »Energetische Betrachtungsweise« ist kompakt abgehandelt und in einem separaten Kapitel erweitert. Die Betrachtung des Verschleißes wird auf den Schmierstoff ausgeweitet. Neuer Entwicklung Rechnung tragend, geht das Buch in mehreren Abschnitten auf die Thermodynamische Betrachtung von Reibung und Verschleiß ein. Inhalt: Definitionen und Systembetrachtungen - Schmierfette (mit tribologischem und rheologischem Verhalten) - Die traditionelle Energetische Betrachtungsweise - Die Erweiterung auf viskoelastische Schmierstoffe und Definition des Schmierstoffverschleißes - Thermodynamische Untersuchungen in der Tribologie Die Interessenten: Wissenschaftliche Einrichtungen der tribologischen Forschung, Hochschullehrer und Studenten technischer Fachrichtungen, F&E Bereiche der Schmierstoffindustrie, Lagerindustrie, allgemeiner Maschinenbau Der Autor: Maschinenbaustudium, Postgradualstudium Schweißtechnik, Postgradualstudium Tribotechnik, Promotion 1987 in der Tribologie über rau-rau Kontakte. Seit 1991 Professor an der Hochschule für Angewandte Wissenschaften Hamburg. Lehraufträge für Tribologie an anderen Hochschulen und Universitäten, Gutachter für eine Reihe internationaler Fachjournale und Fachgremien, Mitglied im Programmkomitee und Editorial Board, Veranstalter des Arnold Tross Kolloquiums. Zahlreiche Publikationen. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3339 Bestellhotline: Tel: 07159 / 92 65-0 • Fax: -20 E-Mail: expert@expertverlag.de T+S_1_18 06.12.17 12: 20 Seite 84