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Inhalt 1 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 5 Laudatio von Herrn Prof. Dr.-Ing. Gerhard Poll Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Dr. rer. nat. Gerd Dornhöfer 7 A. Gonda, D. Großberndt, B. Sauer, H. Schwarze Experimentelle und numerische Untersuchungen der hydraulischen Verluste in Wälzlagern unter praxisrelevanten Bedingungen 14 J. Voyer, S. Klien, F. Ausserer, I. Velkavrh, P. O. Velazquez, G. Vorlaufer, A. Diem Influence from laser surface structuring of elastomers on their friction behaviours with respect to the load dependency 21 L. Widder, A. Nevosad, F. Reichmann, K. Adam Improvement of friction behavior and wear resistance in high temperature applications through release agents 25 D. Trauner, B. Scheichl, H. Schoosleitner On the Simulated Interplay of External Friction and Thermo-Fluid Dynamics of Glas-Fibre-additivated Polymeric Melt in the Backflow Barrier of a Screw Extruder 31 L. Katona Numerical determination of load-dependent electrical contact resistance 36 F. Rummel, K. S. Pondicherry, M. Ruge, V. Fronk A Methodology for the Tribological Characterization of Hydrogel-Coated Catheters for Cardiovascular Applications Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 3 Produktion von Ölen und Fetten 44 Impressum 45 Nachrichten Mitteilungen der GfT GfT-Förderpreise Mitteilungen der ÖTG 59 Schadensanalyse / Schadenskatalog Gleitlager - Radiallager 60 Hinweise für Autoren / Checkliste 61 Handbuch der T+S 4.4.6 Konstruktive Hinweise 63 Normen Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Tribologie und Schmierungstechnik 6 18 E 6133 65. Jahrgang www.expertverlag.de Untersuchungen der hydraulischen Verluste in Wälzlagern Influence from laser surface structuring of elastomers on their friction behaviours with respect to the load dependency Improvement of friction behavior and wear resistance in high temperature applications through release agents On the Simulated Interplay of External Friction and Thermo-Fluid Dynamics of Glas-Fibre-additivated Polymeric Melt in the Backflow Barrier of a Screw Extruder Numerical determination of load-dependent electrical contact resistance A Methodology for the Tribological Characterization of Hydrogel-Coated Catheters for Cardiovascular Applications Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 65. Jahrgang, Heft 6 November / Dezember 2018 Kontakte Herausgeber: Prof. Dr.-Ing. Dr.h.c. Wilfried J. Bartz E-Mail: wilfried.bartz@tribo-lubri.de Telefon: 0711-3 4435 Telefax: 0711-3 4435 Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner E-Mail: esantner@arcor.de Telefon: 0228-96636 Abo-Service: Susanne Theis E-Mail: theis@verlag.expert Telefon: 07071-97556-53 Telefax: 07071-9797-11 (siehe Seite 30 und 44) Grafik: Dr.-Ing. Johannes Wippler Veröffentlichungen Die Autoren wissenschaftlicher Beiträge werden gebeten, ihre Manuskripte direkt an den Verlag zu senden (Checkliste und Formatvorgaben siehe Seite 60). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the publishing house (see page 60 for formatting guidelines). T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Veranstaltungen ► 05.11. - 06.11.18 Ostfildern Tribologie der Kunststoffe TAE* ► 06.11. - 07.11.18 Hamburg GETLUB - 5. Internationaler Tribologie- und Schmierstoffkongress https: / / fva-net.de/ termine* ► 12.11. - 13.11.18 Ostfildern Grundlagen des Strangpressens TAE* ► 15.11. - 16.11.18 Ostfildern Basics of Tribology - Industrial Applications TAE* ► 19.11. - 21.11.18 Moskva Russia Tribomash 2018: Tribology for mechanical engineering https: / / tribomash.com/ en/ tribomash2018-2/ ► 20.11. - 21.11.18 Esslingen Reibung in Antrieb und Fahrzeug 2018 https: / / www.atzlive.de/ veranstaltungen ► 22.11.18 Wien ÖTG-SYMPOSIUM 2018 ÖTG* ► 22.11. - 23.11.18 Brannenburg Additive für Schmierstoffe und ihre Überwachung https: / / de.oildoc.com/ oildoc-fortbildungen/ oildoc-seminare ► 03.12. - 05.12.18 Florianópolis Brazil Third International Brazilian Conference on Tribology http: / / tribobr2018.org/ ► 04.12. - 05.12.18 Würzburg FVA Informationstagung https: / / fva-net.de/ kongresse/ informationstagung/ ► 10.12. - 11.12.18 Freising Reibungs- und verschleißgerechte Konstruktion in der Praxis https: / / www.vdi-wissensforum.de ► 10.12. -12.012.18 Ostfildern Tribometrie, effiziente Planung und Auswertung tribologischer Versuche TAE ► 29.01. - 31.01.19 Rosenheim Oildoc Konferenz ► 06.02.19 Ostfildern Auslegung und Betrieb von Kreiselpumpen TAE* ► 06.02. - 07.02.19 Freising Grundlagenwissen Tribologie im Antriebsstrang https: / / www.vdi-wissensforum.de ► 26.02. - 27.02.19 Kassel FVA-GFT-Grundlagenseminar „Getriebeschmierung“ www.fva-service.de/ de/ service/ seminare ► 18.03.19 Ostfildern Öl- und Condition-Monitoring durch Ölanalysen TAE* ► 19.03. - 20.03.19 Würzburg 7. GETPRO - Getriebeproduktionskongress https: / / getpro.de/ ► 26.03.19 Ostfildern Maßnahmen zur Minimierung von Verschleiß in der Praxis 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. Adolf-Fischer-Str. 34, 52428 Jülich Tel. (0)2461 340 79 38, Fax (0)3222 427 10 51 (E-Post) E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de Datum Ort Veranstaltung T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 2 Produktion von Ölen und Fetten 3 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Produktion von Ölen und Fetten T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 3 2017 2018 2017 2018 25.491 t 23.199 t 24.318 t 24.484 t 4.142 t 4.110 t 4.059 t 3.981 t 1.976 t 2.079 t 2.185 t 1.781 t 839 t 809 t 768 t 741 t 1.005 t 763 t 1.910 t 2.864 t 6.843 t 9.121 t 11.052 t 5.797 t 4.219 t 3.509 t 3.147 t 4.324 t 3.358 t 2.761 t 2.672 t 3.501 t 4.157 t 5.408 t 4.115 t 7.437 t 3.167 t 2.796 t 2.996 t 2.893 t Erzeugnis Motorenöle Getriebeöl Kraftfahrzeuge Getriebeöl Industrie Turbinen-, Kompressorenöle Maschinenöle Hydrauliköl Öle für die Metallbearbeitung (n. wmb.) Öle für die Metallbearbeitung (wmb.) Weißöle (technische und medizinische) Schmierfette Basisöle 11.968 t 11.742 t 12.515 t 10.267 t Juni Mai Über die Inlandsablieferungen von Schmierstoffen macht das Bundesamt für Wirtschaft und Ausfuhrkontrolle (BAFA), 65760 Eschborn / Ts, für die Monate Mai und Juni von 2017 und 2018 folgende Angaben: 15.000 20.000 25.000 30.000 35.000 2.000 2.500 3.000 3.500 4.000 4.500 5.000 5.500 1.500 2.000 2.500 3.000 3.500 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 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 1.000 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.) 3.500 4.500 5.500 6.500 7.500 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 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Legende 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Öle f. d. Metallbearbeitung (n. wmb.) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Maschinenöle 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Basisöle 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Schmierfette wmb. = wassermischbar n. wmb = nicht wassermischbar Werte 2018 in t Werte 2017 in t Werte 2016 in t Werte 2015 in t Werte 2014 in t Werte 2013 in t Anzeigen 4 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Ihr Treffpunkt im Herzen Europas Ihr Treffpunkt im Herzen Europas ww w.oildoc-conference.de Supported by Das Vortrags- und Eventprogramm steht fest! 90+ hochklassige Vorträge von renommierten Referenten • praxisorientierte Podiumsdiskussion • 45+ internationale Aussteller • excellentes Networking  Condition Monitoring & Wartung 4.0  Oil Condition Monitoring - Online • On-Site • Offline  Fluid Management - Innovativ und nachhaltig  Schmierstoffe - Aktuelle Entwicklungen  Tribologie - Forschung im Praxis-Fokus  Schmierstoffe - Design to Application  Schmierung in der Metallverarbeitung  Schmierung unter besonderen Bedingungen  Funktionsflüssigkeiten - Alles außer Schmieren Jetzt anmelden! Nutzen Sie die OilDoc Konferenz App, sehen Sie alle Speaker, Sessions und Vorträge inkl. 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Sein Vater förderte schon früh die konstruktiven und handwerklichen Tätigkeiten seines Sohns unter Verwendung von Lego-Bausteinen, Stabil-, Elektronik- und Chemiebaukästen. Insbesondere letzterer scheint seine Wirkung nicht verfehlt zu haben, denn bereits mit 13 Jahren wurde Gerd Dornhöfers Interesse an der Chemie geweckt. Er baute im Keller des elterlichen Hauses ein Chemielabor auf und bezog sein Wissen aus Lehrbüchern seines Großvaters, der Chemielehrer gewesen war. Zusammen mit einem ebenfalls chemiebegeisterten Freund kochte er bereits mit 17 Jahren organische Synthesen, aber besonders interessant war natürlich auch alles was „schnell brennt“, nachträglich betrachtet ein hohes Risiko für Leben und Haus. Das Interesse an diesem Gebiet führte dann dazu, dass Gerd Dornhöfer im Wintersemester 1976/ 77 das Studium der Chemie an der Universität Hannover aufnahm. Nach der Diplomvorprüfung im Februar 1979 immatrikulierte er sich zum Sommersemester 1979 an der Georg-August-Universität in Göttingen. Seine Diplomarbeit mit dem Titel „Untersuchung der Dynamik angeregter Zustände nach Anregung mit dem Eximerenlaser“ fertigte er bei Prof. Dr. H. Gg. Wagner am Max-Planck- Institut für Strömungsforschung in Göttingen an, dem auch der Namensgeber des Ehrenzeichens ab 1950 als wissenschaftliches Mitglied angehörte. Sein Studienschwerpunkt war die physikalische Chemie, die Nebenfächer Physik sowie die organische und anorganische Chemie. Am 3. November 1981 legte er die Diplom- Chemiker-Hauptprüfung ab. Am MPI war er für eine hochkomplexe Vakuum-Apparatur zuständig. Mit Hilfe der LiF (LiF: Laserinduzierte Fluoreszenz) wurde im Nanosekundenbereich die Kinetik von Molekülbruchstücken, die durch den FCKW- Zerfall in der Stratosphäre entstehen, und der Umgebung untersucht, ein Beitrag zum Verständnis des Ozonabbaus in den oberen Luftschichten. Die wissenschaftlichen Arbeiten mündeten in der Promotion im Februar 1985 mit dem Titel „Elementarprozesse elektronisch angeregter Carbene in Gasphase“. 1985 trat er in die Forschung der Robert-Bosch-GmbH am Standort Gerlingen-Schillerhöhe ein. Sein Arbeitsgebiet war die Schmierungstechnik mit dem Fokus auf der Fettschmierung. Im Vordergrund standen Tribosysteme mit Polymerwerkstoffen, insbesondere die physikalischchemischen Wechselwirkungen zwischen Schmierstoff und den Reibflächen. Im Zuge der Bosch-internen Förderung der Fachlaufbahn erhielt er 2008 die Dienstbezeichnung „Chief Expert Lubrication Technology“. Fortan gab es bei Bosch Bezeichnungen wie Spezialist, Senior Expert und Chief Expert. Im Laufe seines Berufswegs war er an 37 Patenten beteiligt. Hervorzuheben ist das „Sinuslager“, ein Sintergleitlager mit variabler Dichteverteilung. In diesem wird ein höherer hydrodynamischer Druck als in vergleichbaren herkömmlichen Lagern aufgebaut, wodurch auch sehr niedrigviskose Öle mit exzellenten Kältefließeigenschaften einsetzbar sind. Auch das Thema „Oberflächentopografie zur Förderung und Steuerung des Schmierstofftransportes“ stand im Fokus einiger Patente. Gegen Ende seiner aktiven Tätigkeit bei Bosch konnte er 2015 noch den Umzug in das neue Bosch-Forschungszentrum in Renningen miterleben. Am 30.6.2018 endete seine reguläre Laufbahn in der Forschung. Seitdem wirkt er im „Bosch Management Support“ mit. Zusätzlich zur firmeninternen Forschung war Dr. Dornhöfer in der industriellen Gemeinschaftsforschung der FVA aktiv. Unter anderem leitete und startete er Vorhaben zu den Themen „False Brinelling“, „Kurzfaserverstärkte Polyamide“ und „Rheologische Charakterisierung von Ölen und Fetten zur Vorhersage des anwendungstechnischen Verhaltens bei tiefen Temperaturen“. Darüber hinaus wirkte er an mehreren öffentlich geförderten Vorhaben mit, bei denen es um die Entwicklung und Erprobung von metallischen Magnetflüssigkeiten, die Aufklärung und Vermeidung von Schäden an geschmierten Maschinenelementen sowie die Entwicklung elektrisch leitfähiger Wälzlagerfette für schaltbare, intelligente Tribosysteme ging. Aus Wissenschaft und Forschung 5 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Dr. rer. nat. Gerd Dornhöfer Laudatio von Herrn Prof. Dr.-Ing. Gerhard Poll T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 5 zu beteiligen sowie in „Tribologie und Schmierungstechnik“ zu publizieren. In seiner aktuellsten Veröffentlichung von 2018 geht es um die Oxidationsstabilität von Schmierfetten. Er konnte zeigen, dass die Temperaturabhängigkeit der Oxidation dem Arrhenius Gesetz gehorcht, wodurch verifiziert wurde, dass diese durch Temperaturerhöhung zeitgerafft und somit wirtschaftlicher abgeprüft werden kann. Ausgleich zu seinen beruflichen Tätigkeiten findet Dr. Dornhöfer im Sport. Bei Bosch war er Mitglied in der Tennisabteilung und gründete mit einem Kollegen eine Squashgruppe. Dazu kommen Windsurfen, Segeln und Mountainbiking, seine große Leidenschaft ist jedoch das Paragleiten, was er seit 1989 betreibt. Dr. Dornhöfer ist verheiratet und hat zwei erwachsene Söhne. Für sein Engagement für das Fachgebiet Tribologie in Forschung, Weiterbildung, Regelsetzung und Verbandsarbeit wurde Herrn Dr. rer. nat. Dornhöfer am 24. September 2018 das Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen der Gesellschaft für Tribologie e.V. verliehen. Aus Wissenschaft und Forschung 6 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Seit Beginn seiner Tätigkeit bei Bosch war er Mitglied im Fachausschuss für Mineralöl- und Brennstoffnormung im Normenausschuss für Materialprüfung des DIN. Er wurde Obmann der Normen DIN 51809 „Neutralisationszahl“ und DIN 51810 „Rheologisches Verhalten von Schmierstoffen“. Sein Wissen teilte Dr. Dornhöfer durch Beteiligung an Konferenzen und in der Weiterbildung z. B. an der Technischen Akademie Esslingen, dem Verband der Schmierstoffindustrie, dem VDI und der FVA. Dabei wurden neben der Tribologie der Kunststoffe auch Reibsysteme in der Feinwerktechnik, die Oxidationsstabilität sowie die rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten, aber auch alternative Schmierstoffe, speziell mesogene, ionische und magnetische Flüssigkeiten behandelt. Seit 1996 ist er Autor für das Kapitel „Schmierstoffe“ in „Robert Bosch Kraftfahrtechnisches Taschenbuch“. Für die GfT engagierte sich Dr. Dornhöfer aktiv zuerst im wissenschaftlichen Beirat, danach im Vorstand, dem er bis 2013 angehörte, seit 2010 als stellvertretender Vorsitzender. Die Gremientätigkeit hielt ihn jedoch nicht davon ab, sich mit eigenen Vorträgen an GfT-Tagungen Themenverzeichnisse o Tribologie · Schmierungstechnik o Konstruktion · Maschinenbau · Tribologie · Verbindungstechnik · Oberflächentechnik · Werkstoffe · Materialbearbeitung · Produktion · Verfahrenstechnik · Qualität o Fahrzeug- und Verkehrstechnik o 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 (expertsoft) Bitte besuchen Sie unsere Homepage: www.expertverlag.de expert verlag Dischingerweg 5, 72070 Tübingen Tel. +49 (0)7071-97556-0, Fax +49 (0)7071-9797-11 o Baupraxis · Gebäudeausrüstung · Bautenschutz · Bauwirtschaft/ Baurecht o Umwelt-, Energie- Wassertechnik · Hygiene / Medizintechnik o Sicherheitstechnik o Wirtschaftspraxis Anzeige E-Mail info@verlag.expert Internet www.expertverlag.de T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 6 Aus Wissenschaft und Forschung 7 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 1 Einleitung Die Gesamtverluste ölgeschmierter Wälzlager setzen sich aus hydraulischen und Kontaktverlusten zusammen. Die Kontaktverluste resultieren aus mechanischer Reibung infolge der Kontaktkräfte, z. B. zwischen den Wälzkörpern und deren Laufbahn sowie in Kontaktflächen zwischen den Wälzkörpern und dem Käfig [1]. Zur Berechnung der Kontaktverluste kann auf unterschiedliche Berechnungsansätze und -verfahren zurückgegriffen werden (siehe z. B. [2]). Zur Bestimmung der lastunabhängigen hydraulischen Verluste, die sich in Schlepp- und Planschverluste zerlegen lassen und auf Schmierstoffscherung bzw. -verdrängung zurückzuführen sind, ist die Auswahl an verfügbaren Berechnungsansätzen dagegen begrenzt [3]. In diesem Fall stehen beispielsweise die Berechnungsverfahren der Wälzlagerhersteller (z. B. [4]) oder das empirische Modell aus [5] zur Verfügung. Um den Einfluss der hydraulischen Verluste auf das Gesamtreibmoment besser vorhersagen zu können, wurden im Rahmen eines DFG-Forschungsprojektes (SA 898/ 12-1 & SCHW 826/ 9-1) am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) der TU Kaiserslautern sowie am Institut für Tribologie und Energiewandlungsmaschinen (ITR) der TU Clausthal experimentelle bzw. numerische Untersuchungen durchgeführt. Der Fokus der Untersuchungen lag auf axial belasteten Wälzlagern in vertikaler Anordnung mit rotationssymmetrischen Betriebsbedingungen hinsichtlich der Schmierstoff- und Lastverteilung im Lager. Als Ergebnis dieser Untersuchungen wurde ein technisch-mathematisches Berechnungsmodell (CoDaC - Calculation of Drag and Churning) vorgestellt [6], [7], das zur Experimentelle und numerische Untersuchungen der hydraulischen Verluste in Wälzlagern unter praxisrelevanten Bedingungen A. Gonda, D. Großberndt, B. Sauer, H. Schwarze* Beim Betrieb eines ölgeschmierten Wälzlagers treten Verluste auf, die in die aus mechanischer Reibung resultierende Kontaktverluste und die durch die Schmierstoffscherung und Verdrängung verursachten hydraulische Verluste aufgeteilt werden können. Im Rahmen des aktuellen DFG-Forschungsprojektes werden axial belastete Wälzlager in horizontaler Anordnung untersucht, um die Einflüsse der Betriebsparameter (Viskosität, Drehzahl, Ölmenge) auf die hydraulischen Verluste zu untersuchen. In diesem Beitrag werden die Ergebnisse der experimentellen und simulativen Untersuchungen mit vollgefluteter Lagerschmierung bei dem Kegelrollenlager 32208 als Prüflager vorgestellt. Schlüsselwörter Wälzlager, Kegelrollenlager, hydraulische Verluste, Experiment, Simulation, CFD, Planschverluste, Schleppverluste During the operation of an oil-lubricated rolling bearing losses occur, which can be divided into the contact losses resulting from mechanical friction and the hydraulic losses caused by the displacement of the lubricant. Within the scope of a current DFG research project, axially loaded rolling bearings are examined in horizontal arrangement in order to investigate the influences of the operating parameters (viscosity, speed, oil quantity) on the hydraulic losses. In this article the results of the experimental and simulative investigations with fully flooded bearing lubrication of tapered roller bearing 32208 as test bearing are presented. Keywords Roller bearings, tapered roller bearing, hydraulic losses, measurement, simulation, CFD, churning losses, drag losses Kurzfassung Abstract * Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer M. Sc. Attila Gonda Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) / TU Kaiserslautern, 67663 Kaiserslautern Prof. Dr.-Ing. Hubert Schwarze M. Sc. Daniel Großberndt Institut für Tribologie und Energiewandlungsmaschinen (ITR) / TU Clausthal, 38678 Clausthal-Zellerfeld T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 7 hängig vom Stützlager gemessen und der Ölstand eingestellt werden. Zusätzlich ist der Prüftopf mit einer axialen Belastungseinheit ausgestattet, bei der die in X-Anordnung angebrachten Wälzlager über eine Kraftmessdose und ein Tellerfederpaket mittels eines Belastungsstempels vorgespannt werden. Die sich ausbildenden Strömungen im bzw. um das Prüflager können durch vier Sichtfenster des Prüftopfs beobachtet werden. Um die Betriebsbedingungen kontinuierlich überwachen zu können, werden Sensoren zur Messung der Drehzahl, der Öl- und der Lageraußenringtemperatur verwendet. Der Prüfstand wird von einem Gleichstrommotor mit Drehzahlen bis zu 10.000 min -1 angetrieben. Um die Verluste zu erfassen, wird ein Drehmomentsensor mit einem Messbereich von 5 Nm eingesetzt. 3 Experimentelle Grundlagen und Vorgehensweise Wie in [8] zusammengefasst wurde, sind die wichtigen Einflussgrößen auf das Gesamtreibmoment eines Wälzlagers die Belastung, die Drehzahl, die Ölviskosität sowie die Ölmenge. Im Hinblick auf den lastunabhängigen hydraulischen Verlustanteil muss die Belastung als Parameter nicht berücksichtigt werden. Die anderen Parameter stehen in wechselseitiger Beziehung zueinander. Eine höhere Drehzahl führt zu einer höheren Beharrungstemperatur und damit einhergehend zu einer geringeren Ölviskosität. Während der Messungen werden diese Parameter entsprechend den gewählten Randbedingungen unter Berücksichtigung der oben genannten Korrelationen eingestellt. Die Bestimmung der hydraulischen Verluste im Experiment kann durch Variation des Ölstandes erfolgen. Mit dem Drehmomentsensor kann nur das Gesamtreibmoment des Systems gemessen werden. Daher ergibt die Differenz zwischen dem resultierenden Gesamtreibmoment eines Prüflagers bei einem definierten Ölstand und dem Gesamtreibmoment eines Lagers bei einer Minimalmengenschmierung die Verluste welche auf die Schmierstoffverdrängung bzw. -scherung zurückzuführen sind (Bild 3.1.a). Die Messungen wurden entsprechend [8] und [9] durchgeführt. Bei den Messungen mit einem definierten Ölstand (basierend auf der gekoppelten Beziehung zwischen den genannten Parametern) erfolgte die Einstellung der Randbedingungen mit verschiedenen Drehzahlstufen. Dadurch wird eine höhere Öltemperatur bzw. niedrige Ölviskosität mit höherer Drehzahlstufe erreicht und umgekehrt. Als Versuchsöl wurde das Referenzöl FVA 3 ein- Aus Wissenschaft und Forschung 8 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 näherungsweisen Berechnung der hydraulischen Verluste vertikal ausgerichteter und ölbadgeschmierter Kegelrollen-, Schrägsowie Rillenkugellager zur Verfügung steht. Im Rahmen des aktuellen Folgeprojektes (SCHW 826/ 12-1 und SA 898/ 23-1) werden basierend auf vorliegenden Erkenntnissen des vorangegangenen Projektes weitere experimentelle und simulative Untersuchungen an Wälzlagern in horizontaler Anordnung durchgeführt. Das Ziel dieser Untersuchungen ist die Weiterentwicklung des CoDaC-Modells hinsichtlich ungleichmäßiger Schmierstoff- und Lastverteilung im Lager. Im Fokus dieser Untersuchungen stehen Kegelrollensowie Rillenkugellager. In diesem Beitrag werden die Ergebnisse der experimentellen und simulativen Untersuchungen für das vollgeflutete Kegelrollenlager 32208 vorgestellt. 2 Prüfaufbau Um die hydraulischen Verluste experimentell erfassen zu können, wurde ein Wälzlagerprüfstand mit vertikal ausgerichteter Welle von MEGT entwickelt und konstruiert [8]. Entsprechend den aktuellen Forschungszielen wurde der Wälzlagerprüfstand modifiziert, um in horizontaler Lageranordnung das Gesamtreibmoment messen zu können. Der Prüfstand weist einen modularen Aufbau auf und kann zur Messung des Gesamtreibmomentes von axial belasteten Wälzlagern unterschiedlicher Bauform, Größe sowie axialer Lagerposition eingesetzt werden (Bild 2.1). In dem Prüftopf befindet sich ein Schrägkugellager 7208 als Stützlager und ein Kegelrollenlager 32208 als Prüflager, die über separate Ölreservoirs verfügen. Dadurch können die hydraulischen Verluste des Prüflagers unab- Bild 2.1: Prüfstand zur experimentellen Untersuchung der hydraulischen Verluste in horizontaler Lageranordnung T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 8 gesetzt und zwei Betriebspunkte bei T = 50 und 60 °C Öltemperatur (ν = 58,3 bzw. 38 mm 2 / s Betriebsviskosität) untersucht. In diesem Beitrag werden die Ergebnisse für das vollgeflutete (Ölstand: h = 80 mm) Kegelrollenlager 32208 vorgestellt. Bild 3.1.b zeigt einen exemplarischen Versuchsablauf des Gesamtreibmomentes. Die Messung mit Minimalmengenschmierung wurde, analog zu [8], in Form einer Einspritzschmierung realisiert. Eine exemplarische Darstellung des Versuchsablaufs bei Minimalmengenschmierung ist in Bild 3.1.c dargestellt. Zum Zeitpunkt der Öleinspritzung erscheint ein Peak im Reibmomentsignal, der den Aufbau eines Schmierfilms im Wälzkontakt andeutet. Der Mittelwert dieser auftretenden Maximalwerte bildet die Referenz für die Bewertung der hydraulischen Verluste bei einer definierten Drehzahl und Öltemperatur. Um die Ergebnisse statistisch abzusichern, werden mehrere Messreihen bei Vollflutung sowie Minimalmengenschmierung durchgeführt. 4 Numerische Grundlagen Die hydraulischen Anteile der Lagerverluste entstehen aufgrund der Interaktion der Bauteile mit dem Schmierstoff und lassen sich in Plansch- und Schleppverluste unterteilen. Während die Schleppverluste auf die Verdrängung des Schmierstoffs durch den Wälzkörpersatz und den Käfig zurückzuführen sind, ergeben sich die Planschverluste infolge der Schmierstoffscherung an den Oberflächen. Die für die Verlustentstehung verantwortlichen Strömungsgrößen sind der Druck p und die Scherspannung τ des Fluids an den Bauteiloberflächen [11]. Für die Berechnung dieser Strömungsgrößen im betrachteten Kegelrollenlager 32208 und in dem angrenzenden Prüfraum werden CFD-Simulationen mittels ANSYS CFX durchgeführt. Im Allgemeinen liegen in Wälzlagern mit Ölbadschmierung bei horizontaler Wellenanordnung stark dreidimensionale, instationäre und zweiphasige, aus Öl und Luft bestehende, Strömungen vor. In dem hier betrachteten Fall der Vollflutung, kann allerdings von einer einphasigen Ölströmung ausgegangen werden. Die sich während des Betriebs einstellenden Ölströmungen erfordern aufgrund ihres aperiodischen Charakters in Umfangsrichtung eine vollständige 360°-Modellierung des Lagers und des angrenzenden Prüfraumes. Die Beschreibung der Strömungen erfolgt mithilfe der drei Erhaltungsglei- Aus Wissenschaft und Forschung 9 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Bild 3.1: a, Exemplarische Darstellung der Bestimmung der hydraulischen Verluste aus den Ergebnissen bei vollgefluteter Schmierung und der Minimalmengenschmierung mit vollgeflutetem Kegelrollenlager 32208 b, Exemplarische Darstellung des Versuchsablaufs bei vollgefluteter Lagerschmierung c, Exemplarische Darstellung des Versuchsablaufs bei Minimalmengenschmierung T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 9 schränken, welches gleichzeitig noch ausreichend ist, um die relevanten Strömungsphänomene mit guter Genauigkeit aufzulösen. Aus diesem Grund wurde auf die Auflösung des Schmierspaltes zwischen Wälzkörpern und den Lagerringen verzichtet. In [6] bis [10] konnten mit dieser Vorgehensweise bereits gute Übereinstimmungen zwischen der Simulation und dem Experiment erzielt werden. Unter Beachtung dieser Bedingungen wurde ein Rechengitter mit 5,5 Millionen Zellen erstellt. Aus Wissenschaft und Forschung 10 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 chungen der Masse, des Impulses und der Energie. Weiterhin wird unter anderem eine geeignete Modellierung der Turbulenz zur Schließung des mathematischen Problems benötigt. Um das Turbulenzverhalten nahe der Körperoberflächen gleichermaßen abbilden zu können, wie auch in den freien Scherströmungen, erfolgt die Turbulenzabbildung durch das Shear Stress Transport (SST) Modell [12]. Entsprechend der experimentellen Bestimmung des Gesamtreibmomentes bei konstanten Temperaturen, erfolgt auch die Simulation unter der Annahme von isothermen Zustandsänderungen. Die benötigten Stoffgrößen, wie beispielsweise die kinematische Viskosität ν des Öls, werden gemäß den Vorgaben aus dem Experiment als konstante Randbedingungen vorgegeben. Der im Modell betrachtete Prüfraum wird in drei Rechengebiete, dem Prüfraum links vom Lager, das Lager selbst und dem Prüfraum rechts vom Lager unterteilt (siehe Bild 4.1). Dies ermöglicht eine getrennte Betrachtung der Strömung im Lager im Relativsystem mit der Rotationsgeschwindigkeit des Lagerkäfigs und der Strömung im restlichen Prüfraum im Absolutsystem. Der Übergang dieser Rechengebiete wird mithilfe von transienten Rotor-Stator-Interfaces modelliert. Für die numerische Lösung des so modellierten Strömungsproblems bedarf es der zeitlichen und räumlichen Diskretisierung des Strömungsraumes und der zu lösenden Gleichungen. Die zeitliche Diskretisierung erfolgt mittels implizitem Euler-Rückwärts- Verfahren zweiter Ordnung. Für die Diskretisierung des Rechenraumes kommt die Finite-Volumen-Methode zum Einsatz. Das dafür verwendete Rechengitter ist in Bild 4.1 zu sehen. Aufgrund der transienten Simulation des Strömungsproblems bis zum Erreichen eines stationären Reibmoments, ergibt sich ein großer Bedarf an Rechenleistung und Rechenzeit. Somit ist es zweckmäßig die Anzahl der Zellen auf ein Minimum zu be- Bild 5.1.1: Experimentelle Ergebnisse der hydraulischen Gesamtverluste mit Standardabweichung bei Variation der Drehzahl und der Betriebsviskosität mit vollgeflutetem Kegelrollenlager 32208. a) Wälzlager 1, ν = 58,3 mm 2 / s b) Wälzlager 2, ν = 58,3 mm 2 / s, c) Wälzlager 1, ν = 38 mm 2 / s, d) Wälzlager 2, ν = 38 mm 2 / s Bild 4.1: Rechengitter des Simulationsmodells T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 10 5 Ergebnisse 5.1 Experimentelle Ergebnisse Die experimentellen Untersuchungen wurden mit dem in Kapitel 2 vorgestellten Prüfstand und dem in Kapitel 3 beschriebenen Messverfahren und Randbedingungen durchgeführt. Die hydraulischen Gesamtverluste des Lagers und des Prüfraums bei vollgefluteter Schmierung sind in Bild 5.1.1 dargestellt. Das Diagramm zeigt die Ergebnisse von zwei untersuchten Prüflagern („Wälzlager 1“ und „Wälzlager 2“) bei Vollflutung, die mit dem gleichen Messverfahren bei jeweils ν = 58,3 und 38 mm 2 / s Betriebsviskosität, entsprechend T = 50 und 60 °C Öltemperatur untersucht wurden. Wie aus dem Bild ersichtlich, steigen die hydraulischen Verluste mit zunehmender Drehzahl nahezu linear an. Eine geringere Viskosität bewirkt geringere hydraulische Verluste. Zusätzlich ist eine gute Reproduzierbarkeit der Ergebnisse festzustellen, da die Differenz zwischen den Ergebnissen an Wälzlager 1 und Wälzlager 2 in jedem Punkt unter 5 % liegen. 5.2 Simulative Ergebnisse Für ein grundlegendes Verständnis der Strömungszustände im Prüfraum und im Lager sind in Bild 5.2.1 und 5.2.2 die Strömungsgeschwindigkeiten im Mittelschnitt des Prüfaufbaus sowie in einem Zwischenraum der Wälzkörper dargestellt. Bild 5.2.1 zeigt die Geschwindigkeiten im Absolutsystem bei der Verwendung eines FVA3-Öls bei T = 50 °C (ν = 58,3 mm 2 / s) und einer Drehzahl von n = 3000 min -1 nach Erreichen einer Simulationszeit von t = 0,26 s. Die größten Strömungsgeschwindigkeiten (v ≤ 9,1 m/ s) sind im Bereich der Welle und des Lagers zu finden. Mit steigender Entfernung sinken sie schnell auf Werte unter 0,5 m/ s. Die für die Reibung maßgeblichen Schubspannungen beziehungsweise die zu Grunde liegenden Geschwindigkeitsgradienten nehmen also erwartungsgemäß die größten Werte im Bereich der rotierenden Bauteile an. Weiterhin ist deutlich die Pumpwirkung des modellierten Kegelrollenlagers 32208 zu erkennen. Diese sorgt für einen Transport des Öls vom rechten in den linken Prüfraum und, im Zusammenwirken mit den Fliehkräften, für einen Öltransport von der Welle in Richtung des Gehäuses. Aus Wissenschaft und Forschung 11 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Bild 5.2.2: Geschwindigkeitsverteilung im Wälzkörperzwischenraum bei ν = 58,3 mm 2 / s, n = 3000 min -1 und nach einer Simulationszeit t = 0,26 s. Links: im mit ω Käfig mitbewegten Relativsystem. Rechts: im Absolutsystem Bild 5.2.1: Kontur- und Vektorplot der Strömungsgeschwindigkeit im Mittelschnitt des Prüfaufbaus bei ν = 58,3 mm 2 / s, n = 3000 min -1 nach einer Simulationszeit t = 0,26 s T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 11 Die Ergebnisse zeigen insgesamt gute bis sehr gute Korrelation, wobei im Fall höherer Viskosität kaum Abweichungen zwischen experimentellen und simulativen Ergebnissen auftreten. 5.4 Gegenüberstellung der simulativen Ergebnisse mit dem CoDaC-Modell Bild 5.4.1 stellt die simulativen Ergebnisse für die durch das Lager verursachten hydraulischen Verluste bei Variationen der Ölviskositäten und Drehzahlen den mit dem CoDaC-Modell [6] berechneten Verlusten gegenüber. Die Modelle basieren auf experimentellen und numerischen Untersuchungen zur näherungsweisen Be- Aus Wissenschaft und Forschung 12 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 In den axialen Randbereichen des Prüfraums sind für den betrachteten Fall nur noch sehr geringe Einflüsse des Lagers zu beobachten. Entsprechend scheint eine Verkleinerung des Prüfraums in axialer Richtung ohne Einflussnahme auf die Lagerdurchströmung möglich zu sein. In Bild 5.2.2 sind die Strömungsgeschwindigkeiten für denselben Betriebs- und Zeitpunkt im Relativ- und Absolutsystem dargestellt. Die Strömungsgeschwindigkeiten im Relativsystem beziehen sich dabei auf die Umfangsgeschwindigkeit des Käfigs. Anhand beider Bilder ist zu erkennen, dass es aufgrund der starken Verengung des Strömungsraumes im Bereich des Käfigs nur sehr geringfügig zu einer Durchmischung der Ölströmungen oberhalb und unterhalb des Käfigs im Zwischenraum der Wälzkörper kommt. Die Geschwindigkeitsverteilungen im Relativsystem zeigen, dass im linken unteren Bereich das Öl vom linken Wälzkörper und dem Innenring in den Zwischenraum geschleppt wird. Gleichzeitig kommt es zu einer Rückströmung aufgrund des sich einstellenden positiven Druckgradienten in Strömungsrichtung. Im rechten unteren Bereich wird das Öl in gleicher Weise vom rechten Wälzkörper und dem Innenring in Richtung Schmierspalt geschleppt. Auch hier stellt sich ein starker positiver Druckgradient ein, sodass es in diesem Fall zu einer Rückströmung in den Zwischenraum kommt. Im Bereich zwischen den Wälzkörpern wird das Öl auf engem Raum in unterschiedliche Richtung transportiert, sodass sich hier starke Geschwindigkeitsgradienten einstellen. 5.3 Gegenüberstellung der experimentellen und simulativen Ergebnisse Der Vergleich zwischen experimentellen und simulativen Ergebnissen der gesamten hydraulischen Verluste für das untersuchte Kegelrollenlager 32208 ist in Bild 5.3.1 dargestellt. Bild 5.4.1: Vergleich der hydraulischen Lagerverluste aus Simulationen mit dem CoDaC-Modell bei Variation der Drehzahl und der Betriebsviskosität mit vollgeflutetem Kegelrollenlager 32208. a) CoDaC, ν = 58,3 mm 2 / s, b) SIM, ν = 58,3 mm 2 / s, c) CoDaC, ν = 38 mm 2 / s, d) SIM, ν = 38 mm 2 / s Bild 5.3.1: Vergleich der hydraulischen Gesamtverluste aus Experimenten und Simulationen bei Variation der Drehzahl und der Betriebsviskosität mit vollgeflutetem Kegelrollenlager 32208. a) EXP, ν = 58,3 mm 2 / s , b) SIM, ν = 58,3 mm 2 / s, c) EXP, ν = 38 mm 2 / s, d) SIM, ν = 38 mm 2 / s T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 12 Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die Förderung im Rahmen des Projekts „Einfluss der hydraulischen Verluste auf die Reibung von Wälzlagern“ (SCHW 826/ 12-1 und SA 898/ 23-1). Literaturverzeichnis [1] Aul, V.; Kiekbusch, T.; Marquart, M.; Sauer, B.: Experimentelle und simulative Ermittlung von Reibmomenten in Wälzlagern. 51. Tribologie-Fachtagung GfT 09/ 2010. [2] Aul, V.: Kontaktmodelle zur dynamischen Simulation vollrolliger Zylinderrollenlager. Dissertation, TU Kaiserslautern, 2014. ISBN: 978-3-943995-55-8 [3] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Berücksichtigung des Größeneinflusses bei der Berechung der Plansch- und Schleppverluste an Wälzlagern,“ Tribologie und Schmierungstechnik, pp. 46-52, 3 2017. [4] SKF GRUPPE. Wälzlager-Katalog. PUB BU/ P1 10000/ 2 DE, 2014. [5] J. Koryciak, „Einfluss der Ölmenge auf das Reibmoment von Wälzlagern mit Linienberührung“ Dissertation, Ruhr- Universität Bochum, 2007. ISBN: 3-89194-178-1 [6] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Technisch-mathematischer Ansatz zur Berechung der Plansch- und Schleppverluste am Kegelrollenlager,“ Tribologie und Schmierungstechnik, pp. 5-13, 7 2016. [7] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Calculation Approach of Drag and Churning Losses of Rolling Bearings,“ Bearing World, 4 2016. [8] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Untersuchungen von hydraulischen Verlusten an Kegelrollenlagern,“ Tribologie und Schmierungstechnik, pp. 14-21, 5 2014. [9] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Wälzlagerungen - Plansch- und Strömungsverluste,“ Tagungsband: 56 Tribologie-Fachtagung, Band II, 54/ 1-11, 2015. [10] J. Liebrecht, X. Si, B. Sauer und H. Schwarze, „Investigation of Drag and Churning Losses on Tapered Roller Bearings,“ Strojniški vestnik - Journal of Mechanical Engineering, Bd. 61, pp. 399-408, 2015. [11] P. K. Gupta, Advanced Dynamics of Rolling Elements, 1 Hrsg., Springer-Verlag New York, 1984. [12] F. R. Menter, „Two-equation eddy-viscosity turbulence models for engineering applications,“ AIAA Journal, Bd. 32, pp. 1598-1605, 8 1994. Aus Wissenschaft und Forschung 13 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 stimmung der hydraulischen Verluste mit der Verwendung verschiedener dimensionsloser Kennzahlen. Für die Berechnung mit dem CoDaC-Modell wurden die Parameter entsprechend dem betrachteten Betriebspunkt bei einem Ölstand von h = 3 gewählt, wobei h ein dimensionsloser Ölstandsparameter ist, der auf die Breite des Walzlagers normiert ist [6]. Die Ergebnisse zeigen für alle betrachteten Drehzahlen und für beide Viskositäten eine sehr gute Übereinstimmung. Insbesondere für die Drehzahlen n = 3000 min -1 und n = 4500 min -1 liegen die Abweichungen im Bereich von 1 %. Die gute Übereinstimmung ergibt sich vor allem aufgrund der hier betrachteten Vollflutung des Lagers bei horizontaler Wellenanordnung. Da Auftriebseffekte bei der Ausbildung der Strömung für die gegebenen Betriebspunkte keinen Einfluss zeigen, ergeben sich für diese Durchströmung des Lagers die gleichen Randbedingungen wie in [6] bis [10] betrachteten Prüfaufbau mit vertikaler Wellenanordnung. Das in [6] vorgestellte Modell lässt sich also für den Fall der Vollflutung und unter Verwendung von h = 3 als Ölstandsparameter ohne weitere Anpassungen auf eine horizontale Wellenanordnung übertragen. 6 Zusammenfassung und Ausblick Der Beitrag zeigt die ersten experimentellen und simulativen Ergebnisse der Untersuchungen von hydraulischen Verlusten eines Kegelrollenlagers 32208 bei horizontaler Lageranordnung und Vollflutung des Prüfraums. Anhand der Ergebnisse kann festgestellt werden, dass die experimentelle Untersuchungsmethode auch bei horizontaler Anordnung reproduzierbare Ergebnisse liefert, gute Übereinstimmung mit den simulativen Ergebnissen zeigt und für die Untersuchung der Zusammenhänge zwischen den Betriebsparametern und den hydraulischen Verlusten geeignet ist. Die ersten Ergebnisse zeigen weiterhin, dass das technisch-mathematische Modell (CoDaC) in horizontaler Anordnung und bei Vollflutung angewendet werden kann. Für abweichende Betriebsbedingungen sind jedoch weitere Untersuchungen hinsichtlich der genauen Gültigkeit und möglicherweise notwendiger Ergänzungen erforderlich. Deshalb sollen im Rahmen weiterer Untersuchungen der hydraulischen Verluste bei Teilflutung des Prüfraums der Einfluss der Prüfraumgröße auf die Verluste im Lager und seiner Umgebung geklärt werden. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 13 1 Introduction Tribosystems with elastomeric sliding partners have characteristic properties in terms of friction and wear behaviours. Elastomer tribology is essentially based on four mutually influencing frictional force components, as described in the rubber friction theory of Kummer and Mayer [1] and Geyer [2]: F total = F adhesion + F hysteresis + F viscosity + F cohesion Aus Wissenschaft und Forschung 14 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Influence from laser surface structuring of elastomers on their friction behaviours with respect to the load dependency J. Voyer, S. Klien, F. Ausserer, I. Velkavrh, P. O. Velazquez, G. Vorlaufer, A. Diem* In der Regel zeigen reine Elastomere aufgrund der hohen Adhäsionsneigung schlechte Gleiteigenschaften. Um diese zu verbessern, werden Zwischenstoffe (Öle, Fette, Lacke usw.) zum Trennen bzw. Funktionalisieren der Kontaktflächen eingesetzt. Eine andere Möglichkeit besteht in der Reduktion der Adhäsionsneigung selbst, z. B. durch Veränderung des Elastomerwerkstoffs selbst oder den hier vorgestellten Ansatz zur Reduktion der effektiven Kontaktfläche des Elastomers durch gezielte Oberflächenstrukturierung. In dieser Studie wurden unterschiedliche rillenförmige Strukturen mittels Ultrakurzpuls-Laser auf Elastomeroberflächen hergestellt, um den Effekt einer Reduktion der gesamten Reibkraft von Elastomeren auf Aluminium- und PA6.6-GF30-Platten im trockenen Tribo-Kontakt zu ermitteln. Dafür wurden das Deformationsverhalten mittels der Methode der finiten Elemente (FEM) simuliert bzw. die Flächenpressungsabhängigkeit des Reibwerts durch experimentelle Laststeigerungsversuche mittels eines RVM-Tribometers untersucht und Vergleiche zu unstrukturierten Elastomeroberflächen als Benchmark hergestellt. Die Ergebnisse dieser Untersuchungen haben gezeigt, dass durch die Veränderung der Elastomeroberfläche durch rillenförmige Strukturen eine Reibkraftreduktion erzielt werden kann. Schlüsselwörter Laserstrukturierung, Reduktion der effektiven Kontaktfläche, Adhäsionsreibung, Oberflächeneigenschaften, Elastomere Pure elastomers usually show poor sliding properties due to their high adhesion tendency. In order to improve these sliding properties, intermediate materials (oils, greases, lacquers, etc.) are used to separate or functionalise the contact surfaces. Another possibility for an improvement of sliding properties is to reduce the adhesion tendency, for example by modifying the elastomeric material itself or through the approach presented in the actual study: to reduce the effective contact area of the elastomer by means of targeted surface structuring. In the present study, different grooved structures were produced on elastomer surfaces using an ultra-short pulsed laser in order to determine their influence on a possible reduction of the total friction force of elastomers against aluminium and PA6.6-GF30 plates in dry tribo-contacts. For this purpose, the deformation behaviour of elastomers was simulated using the finite element method (FEM) along with experimental investigations, through load increase friction tests using a RVM tribometer, on the surface pressure dependency of the friction value and results were compared to those from unstructured elastomer surfaces, acting as benchmark. The results of these investigations have shown that a reduction of friction forces can be achieved through grooved structures on elastomer surfaces. Keywords Laser structuring, reduction of effective contact area, adhesive friction, surface properties, elastomers Kurzfassung Abstract * Dr. Joel Voyer 1 DI (FH) Stefan Klien 1 DI (FH) Florian Ausserer M.Sc. 1 Dr. DI Igor Velkavrh 1 Pedro Osvaldo Velazquez 2 Dr. DI Georg Vorlaufer 2 DI Alexander Diem 1 1 V-Research GmbH, 6850 Dornbirn, Austria 2 AC2T research GmbH, 2700 Wiener Neustadt, Austria T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 14 The individual force components of the total friction force can be characterized as follows: F adhesion : product of the effective acting shear stresses and the effective contact area F hysteresis : damping losses in the rubber material which occurs during sliding over rough surfaces due to constantly changing deformations of elastomer F viscosity : shear forces of a viscous liquid layer enclosed between elastomer and surface F cohesion : intramolecular cohesive forces; forces occurring during crack formation In systems without any lubrication (dry systems), the adhesive friction component usually dominates and decreases when the surface roughness increases (lower effective contact area). The extent of the adhesive component is also significantly dependent on the materials used. The coefficient of friction of an elastomer tribopairing is also dependent on the normal load or contact pressure and the sliding speed. Due to mutual interactions, it is difficult to assign individual effects to a definite dependency on normal load or speed. Accordingly, a high diversity of load dependencies of the friction coefficient has been described in the past [3]. Tribological optimizations of tribological elastomeric systems are often performed by separating the contact surfaces with interfacial materials such as oils, greases, varnishes, or solid lubricants (graphite, MoS 2 , PTFE, nanotubes). Another possibility is to influence the friction forces by structuring the surfaces (topography), in particular if the adhesive frictional force component represents a significant proportion of the total frictional force. The focus of the current study is based on this last mentioned approach: investigation of the influence of a reduction of the effective contact area by a superficial laser structuring on the entire friction behaviour of selected elastomers. 2 Experimental Procedure For the present study, injection moulded rectangular EPDM (Ethylene-Propylene-Diene-M-Group) and LSR (Liquid Silicone Rubber) pads, having dimensions and surface roughness values listed in Table 1, were produced. Plates of Aluminium and PA6.6-GF30 were chosen and used as counter-bodies for the determination of the dry friction behaviour of the elastomer pads, and their dimensions and surface roughness values are also listed in Table 1. Plain non-structured elastomer pads (pad dimensions and surface roughness values also listed in Table 1) were used as benchmarks for the experimental investigations. In order to determine the effect of a reduction in the effective contact area, some of these benchmark pads were surface processed by means of an ultrashort pulsed laser for producing previously defined surface structures. Some properties of the laser used for surface patterning are listed in Table 2 (additional laser properties were previously published elsewhere [4, 5]). The geometry and dimensions of the desired surface structures are shown and listed in Table 3. For all surface structures, the period (p = 250 µm) and the width of the ridges (b = 50 µm) Aus Wissenschaft und Forschung 15 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Table 1: Geometrical properties and surface roughness values of the investigated elastomer pads and plates Length Width Thickness R a R z Sample Material (mm) (mm) (mm) (µm) (µm) EPDM 3,8 Pad LSR 14 10 5 0,8 5,0 AlSiMgMn 0,9 5,8 Plate PA6.6-GF30 25 20 3 0,8 6,8 Table 2: Properties of the ultrashort pulsed laser used for surface structuring Property Value Wavelength (nm) 1035 Pulse duration (fs) 300 Pulse frequency (kHz) 100 Table 3: Properties of the desired surface structures to be produced on elastomer pads Ridge Dimensions Ratio Contact (µm) Surfaces Elastomer Structure Geometry Width Height Period A structure / (b) (h) (p) A benchmark 1 50 100 EPDM 2 50 60 1 50 60 250 20 % LSR 2 50 30 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 15 of a single structural element was firstly created. The structure shown as example in Figure 2 corresponds to the structure 1 of the EPDM elastomer with b = 50 µm and h = 100 µm. By assuming periodic boundary conditions (see Figure 2a) and a plane strain state, this model is representative of an infinitely extended periodic structure. The counter-body (Al or PA plate) was assumed to be fully rigid. The stress-strain behaviour of the elastomer was then described by means of a hyper-elastic material model considering large deformations according to Yeoh [6]. The material parameters were derived from previously measured tensile test data. Computer simulations of the time-dependent deformation behaviour of elastomers were performed using the predefined vertical displacement and sliding speed (50 mm/ min) (see Figures 2b and 2c). The vertical displacement was varied and the resulting nominal contact pressure was evaluated. For initial calculations, a coefficient of friction between the plate and the elastomer of μ = 0.4 was assumed. Aus Wissenschaft und Forschung 16 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 were kept constant, while the height of the ridges was varied between 30 µm, 60 µm and 100 µm. The reduction degree of the effective contact areas can be then determined by the ratio between the contact area of the structured pads (A structure ) and the benchmark pads (A benchmark ) and is influenced mainly by the ridge width and pad dimensions. The effective contact area was reduced by a factor of 5 for the structured surfaces with a ridge width of 50 µm compared to the benchmark. The influence of a variation of the ridge angle α (~ 90°) shown in Table 3 on the tribological properties of the elastomer pads was not taken into account in the present study. The real dimensions of the laser-generated surface structures were measured using a confocal white-light microscope (μSurf, NanoFocus AG) and compared with the desired theoretical values. In order to be able to estimate the influence of the laserinduced interactions on the elastomer material, additional samples with identical structures were also produced by means of a structured injection mould and tribologically tested with the same experimental parameters. There were no significant differences in the friction behaviour, showing that the laser-induced interactions during a direct laser-processing of elastomers possess no or limited effects on the tribological behaviours of structured elastomers. The influence of a reduction of the effective contact surface area by laser-produced surface grooves on elastomers was determined using stepwise load-increasing tribological tests with a RVM tribometer (RVM1000, Werner Stehr Tribologie). For this purpose, the unstructured (benchmark) or the groove-structured elastomer pads were tested against Al or PA6.6-GF30 plates under dry tribo-contact using predefined test parameters, which are listed in Table 4. A detailed view of the test setup used is shown in Figure 1. During these tribological experiments, the elastomer pad was moved in a linear oscillating displacement against a plate (Al or PA6.6-GF30) and iteratively loaded, starting with a normal force of 10 N up to 400 N. For the analysis of the results, normal force, frictional force, speed and sample temperature were recorded and analysed over time. 3 Computer Simulations In order to gain a better understanding of the deformation behaviour of the surface structures when subjected to normal loads and/ or a relative motion, in addition to the tribological experiments, computer simulations were also carried out using the finite element method (FEM) and COMSOL-Multiphysics as software. For these simulations, a 2D model which simulates a cross-section Table 4: Test parameters used for the determination of the contact pressure dependency of the friction coefficient of non-structured (benchmark) and structured elastomer pads Parameter Value Elastomer Pads EPDM / LSR Counter Body (Plate) AlSiMgMn / PA6.6-GF30 10, 15, 20, 25, 30, 40, 50, Normal Load (N) 80, 100, 200, 400 Speed (mm/ min) 48 Stroke (mm) 11 Test Temperature (°C) 22 Lubrication None (dry) Figure 1: Experimental setup used for the determination of the contact pressure dependency of the friction coefficient of non-structured (benchmark) and structured elastomer pads through stepwise load increasing tests T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 16 4 Results and Discussion Typical measured topographies of the individual laserstructured elastomeric pads (EPDM or LSR) are shown in Figure 3 and a comparison of their real dimensions to the desired target values is listed in Table 5. It can be seen that the dimensions of the produced structures are in good agreement with the theoretical target dimensions. The results of the load increasing tests are shown in Figure 4 for EPDM against Al or PA6.6-GF30 and in Figure 5 for LSR against Al or PA6.6-GF30. In the following section, results for EPDM are firstly presented and analysed followed by the results for LSR. The measured friction coefficients for EPDM are shown in Figures 4a and 4b (4a: against Al plate, 4b: against PA plate) as a function of the applied normal load. Figures 4c and 4d show detailed representations for a normal load range up to 100 N, in which the adhesive component of the total frictional force has a high influence. In all diagrams shown, trend curves serving as visual aid for the comparison of the results were added. These trend curves were selected without any physical background and are not intended to be used as a phenomenological description of the load dependency of the friction coefficient. For structure 1 on EPDM against Al (Figures 4a and 4c), no trend curve was added as two opposite tendencies can be observed (F N < 30 N, F N > 30 N). Aus Wissenschaft und Forschung 17 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 2: Graphical representation of the simulation modelling: a) representative single structural element with periodic conditions, b) simulation of the normal load application through a vertical plate displacement, and c) simulation of the relative displacement between elastomer pad and plate a) b) c) Figure 3: Typical topography of laser-structured elastomer pads: a) EPDM structure 1 (remark: different height scale), b) EPDM structure 2, c) LSR structure 1 and d) LSR structure 2 a) c) b) d) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 17 Aus Wissenschaft und Forschung 18 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Table 5: Properties of laser-produced surface structures on EPDM and LSR pads Ridges Set-Value Ridges Is-Value A structure / (µm) (µm) A benchmark Elastomer Structure Width Height Period Width Height Period Set- Is- (b) (h) (p) (b) (h) (p) Value Value 1 50 100 250 54 115 260 20 % 20,9 % EPDM 2 50 60 250 49 59 245 20 % 20,0 % 1 50 60 250 46 65 248 20 % 18,5 % LSR 2 50 30 250 49 36 246 20 % 19,9 % Figure 4: Friction coefficients of non-structured (benchmark) and structured EPDM pads as function of the normal load; total normal load range: a) against Al, b) against PA; and detailed representations for F N < 100 N: c) against Al, d) against PA a) c) b) d) Al or PA under dry conditions can be observed for an optimal surface structuring with groove dimensions of b = 50 µm and h = 60 µm. The friction coefficients for LSR are shown in Figures 5a and 5b (5a: against Al plate, 5b: against PA plate) over the full normal load range under study. Detailed representations for normal loads less than 100 N (where the adhesive component of the friction force is dominant) are shown in Figures 5c and 5d, respectively. In all diagrams, trend lines were again added as a visual comparison aid. Both surface structures enable a reduction of friction coefficients for normal loads smaller than In comparison to the benchmark, surface structure 2 allows a reduction of the friction coefficient for normal loads lower than approximately 200-300 N for EPDM pads independently of the counter-body plate (Al or PA), while surface structure 1 allows a reduction of the friction coefficient again for normal loads lower than approximately 200-300 N for EPDM pads against PA only. For normal loads greater than about 300-400 N for EPDM against Al or PA, both surface structures show friction coefficients similar to those of the benchmark. Nevertheless, for low normal loads (F N < 100 N), a halving of the friction coefficient of the EPDM pads against T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 18 For these LSR pads, the normal load range for a possible halving of the friction coefficient is F N < 50 N against Al plates, while it is F N < 30-40 N against PA plates. Typical results of computer simulations are shown in Figure 6 for EPDM elastomer with surface structure 1. Simulations of the other studied structure and material combinations provided comparable results as those presented in Figure 6. Figure 6a represents the initial state of the surface structure before any normal load application or any relative movement, i.e. in the unloaded condition. At a nominal surface contact pressure of approximately 0.8 MPa, a slight deformation of the structure occurs, as shown in Figure 6b. It can be seen that the structure essentially retains its original shape, so that the real contact surface area is still significantly reduced when compared to the unstructured reference (benchmark). As the nominal surface contact pressure increases to 2.7 MPa, as shown in Figure 6c, the structure collapses and the real contact surface area approaches the value of the unstructured reference surface (benchmark). Thus, these simulation results confirm the observations from experiments: at high normal loads, friction coefficients of structured elastomer pads tend to reach similar values as the benchmark. Aus Wissenschaft und Forschung 19 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 approximately 200 N when compared to the benchmark for LSR pads against Al or for normal loads smaller than approximately 100 N for LSR pads against PA. For normal loads greater than 200 N for LSR against Al or for normal loads greater than 100 N for LSR against PA, both surface structures show friction coefficients similar to the benchmark. As previously observed for EPDM, friction coefficients of the structured LSR pads tend to reach similar values as those for the unstructured LSR pads at high normal loads. The reason for this behaviour is believed to be due to the limited load bearing capacity of the structures. The structure ridges are compressed under high normal loads, leading to a deformation-dependent enlargement of the contact surface area and subsequently resulting in friction coefficients similar to those of unstructured pads (benchmark). Because EPDM is harder than LSR, the critical normal load for which this deformation of the ridges occurs is slightly lower for LSR than for EPDM. Nonetheless, a halving of the coefficient of friction of the LSR pads under dry friction conditions can be observed for an optimal surface structuring with groove dimensions of b = 50 µm and h = 60 µm or 30 µm. Figure 5: Friction coefficients of non-structured (benchmark) and structured LSR pads as function of the normal load; total normal load range: a) against Al, b) against PA; and detailed representations for F N < 100 N: c) against Al, d) against PA a) c) b) d) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 19 References [1] Kummer, H.W., Unified Theory of Rubber and Tire Friction, Engineering Research Bulletin B-94, Pennsylvania State University, 1966. [2] Geyer, W., Beitrag zur Gummireibung auf trockenen und insbesondere nassen Oberflächen, München, Technische Universität, Dissertation, 1971. [3] Sinha, S.K., Briscoe, B.J., Polymer Tribology, Imperial College Press, ISBN-13 978-1-84816-202-0, 2009. [4] Voyer, J., Klien, S., Ausserer, F., Velkavrh, I., Ristow, A., Diem, A., Friction Reduction Through Sub-Micro Laser Surface Modifications, Tribologie & Schmierungstechnik, 62. Jahrgang, no. 5, pp.13-18 (2015). [5] Voyer, J., Ausserer, F., Klien, S., Ristow, A., Velkavrh, I., Diem, A., Zehetner, J., Stroj, S., Edlinger, J., Heidegger, S., Bertschler, C., Sub-Micro Laser Modifications of Tribological Surfaces, Materials Performance and Characterization: Special Issue on Surface Texturing, vol. 6, no. 2, pp.42-67 (2017). [6] Selvadurai, A.P.S., Deflections of a rubber membrane, Journal of the Mechanics and Physics of Solids, vol. 54, pp.1093-1119 (2006). Aus Wissenschaft und Forschung 20 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 5 Summary The present study has shown that a reduction of up to a factor of 2 of the friction coefficient of elastomers through a targeted surface structuring under low surface pressures and dry tribo-contact is possible. The production of the desired surface structures can be realised by a direct processing of the elastomer using an ultrashort pulsed laser. FEM simulations have shown to be beneficial in order to estimate the suitable structural dimensions with regard to their deformation behaviours. Acknowledgments The work presented was funded by the Austrian COMET Programme (Project XTribology, no. 849109) and carried out at V-Research GmbH and AC2T research GmbH, the Excellence Centre of Tribology. Figure 6: Computer simulation of the behaviour of structured EPDM elastomer (structure 1: b = 50 µm, h = 100 µm): a) in non-loaded original state, b) light deformation through sliding and low normal load (nominal contact pressure approx. 0.8 MPa) and c) high deformation or complete flattening of the surface structure through sliding and high normal load (nominal contact pressure approx. 2.7 MPa) a) c) b) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 20 1 Introduction In modern heavy industries manifold high temperature applications are standard procedures. Production processes often include operations at elevated temperatures and subsequent treatment of heated goods can be critical to involved components’ surfaces. Machining components which are exposed to high temperatures experience high stresses on the surface and bulk material [1-3]. Additionally to high temperature applications, compacting processes and press operations demand high resilience to plastic deformation [4] of the surface and to adhesion of substrate materials. In general, release agents are used to prevent bonding events and protect the surfaces. A main function of release agents is to represent a barrier and eliminate adhesion between the surface of the mold and the substrate material [5-7]. Adhesion of material can be detrimental to production processes and could cause a substantial loss in production efficiency. The purpose of this work was to investigate the frictional behavior and possible wear reduction abilities of various industrial release agents. Results should indicate the capability of each release agent to act as a barrier between contacting steel surfaces and prevent destructive effects on the surface. Therefore, a ring-on-disc tribometer [8, 9] with steel samples was utilized at two different elevated temperatures. Using the ring geometry allowed for accurate control of the contact area. Besides, continuous unidirectional motion was favored as well in order to best represent application-oriented parameters. Subsequently, coefficient of friction values were evaluated and steel sample surfaces were examined for wear appearances to get an overall picture of the tribological behavior [10]. Aus Wissenschaft und Forschung 21 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Improvement of friction behavior and wear resistance in high temperature applications through release agents L. Widder, A. Nevosad, F. Reichmann, K. Adam* Trennmittel haben großes Potential die Lebensdauer von Komponenten in Hochtemperatur-Verdichtungsprozessen in vielen Bereichen der Schwerindustrie zu erhöhen. Um Abnutzungserscheinungen vorzubeugen, müssen Trennmittel die Reibung vermindern und Oberflächenwechselwirkungen reduzieren. In dieser Arbeit wurden mehrere Trennmittel mit unterschiedlicher Zusammensetzung in einem Ring-Scheibe-Tribometer bei erhöhten Temperaturen untersucht. Zwei verschiedene anwendungsorientierte Testtemperaturen wurden verwendet, um gängige Betriebsparameter zu simulieren. Dabei konnte gezeigt werden, dass sich das Reibungsverhalten nach dem Aufbringen von Trennmitteln auf die Oberflächen signifikant verbesserte, während bei bestimmten Trennmitteln eine starke plastische Verformung sogar gänzlich verhindert werden konnte. Schlüsselwörter Tribologie, Hochtemperatur, Reibung, Verschleiß, Tribotest, Reibkoeffizient, Trennmittel Release agents have high potential to increase component life-time in high temperature compaction processes of many heavy industries. To prevent wear occurrences, release agents need to decrease friction and reduce surface interactions. In this work several release agents with varying composition were investigated in a ring-on-disc tribometer at elevated temperatures. Two different application-oriented test temperatures were used to simulate common operational parameters. It could be shown that the friction behavior significantly improved with the application of release agents onto the surfaces, whereas severe plastic deformation could be prevented even entirely for certain release agents. Keywords Tribology, High temperature, Friction, Wear, Tribotesting, Coefficient of friction, Ring-on-disc, Release agent Kurzfassung Abstract * DDipl.-Ing. Lukas Widder Dipl.-Ing., Dr. Andreas Nevosad AC2T research GmbH, A 2700 Wiener Neustadt Dipl.-Ing. Frank Reichmann Carl Bechem GmbH, D 58089 Hagen Ing. Karl Adam voestalpine Stahl GmbH, A 4020 Linz T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 21 ments on an Alicona InfiniteFocus G5 were performed. Comparative frictional behavior of the tested release agents was assessed through plots of coefficients of friction (CoF) over test duration. 3 Results and discussion The purpose of this work was to evaluate the frictional behavior and wear protection potential of different release agents. The tests were carried out at two particular temperatures. Representative curves of the resulting CoF values for each release agent are compared in the diagrams of Figure 2. At testing temperatures of 500 °C, significant differences can be observed. To begin with, an initial peak of friction Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 2 Experimental section Release agents used within the scope of this publication were provided by Carl Bechem GmbH and consisted of three water-based dispersions containing graphite (release agent A), calcium hydroxide (re-lease agent B), or organic additives (release agent C). For all tests the concentrated released agents were diluted with deionized water to solutions with applicationoriented concentrations, as provided by the manufacturing company. For application of the release agent samples onto the surface the steel discs featuring the ring structure were preheated to 200 °C for at least 1 h. Subsequently, the samples were fully immersed into the diluted release agents, removed after 1-2 seconds and subsequently air dried. Tribometric measurements were performed on a high temperature ring-on-disc tribometer previously developed at AC2T research GmbH. For all tribotests C45 steel samples with a diameter of 90 mm were used. For the counterparts discs with a superimposed ring (6 mm in diameter, 1 mm height) were produced. The sample geometry is shown in Figure 1 and was achieved by means of machine turning with original surface roughnesses of Ra 2.0 µm (ring) and Ra 1.8 µm (disc). Test temperatures of 200 °C and 500 °C were used and the applied force was set to 0.74 kN, which corresponds to 1 N/ mm 2 in the contact area. Before starting the test run, the force was applied and the load was kept during the heating procedure until the final test temperature was reached to reduce oxidation processes on the ring surface. The temperature was measured inside the steel samples via temperature sensors. For the rotatory motion of the ring rotational velocities of 0.24 m/ s were applied, i. e. one 360° cycle per second. The duration for gradual increase and attenuation of the ring velocity was set to 1 s, whereas the entire test run at homogeneous speeds lasted 5 s. All tests were performed three times with new samples using equal operating parameters. To evaluate the surface degenerations of used steel samples optical light microscopy (Olympus SZX16) and high resolution optical 3D-topographical focus-variation assess- Figure 1: Sample geometry of used ring (a) and disc (b) reference samples Figure 2: Coefficient of friction diagrams for HT-RRV tribotests at 500 °C (a) and 200 °C (b) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 22 values was seen for three release agents. Sample A did not lead to such elevated friction. The highest initial peak was seen for dry reference tests, when no release agent was applied. It is assumed that during the preheating phase surface reactions of the containing calcium hydroxide (release agent B, beginning of dehydration reactions) and organic salts (release agent C, degeneration), respectively, with contacting counter parts occurred. Additional force to break these bonds resulted in described peaks. Subsequently, graphite containing sample A also exhibited lowest friction values over the entire test duration together with sample C, which lead to similar CoF values after ~ 20 % of the test duration. Sample B yielded significantly higher friction values, as did tests only using the dry reference samples, which lead to the highest observed values. At testing temperatures of 200 °C a similar but less pronounced initial peak is seen only for dry reference samples. Using release agents clearly prevented surface reactions for lower temperatures. The dry reference sample also exhibits highest friction values throughout the entire testing duration. Application of release agents consistently lead to substantially lower initial coefficient of friction values below 0.4. Interestingly, when using sample A friction values slightly increased over the course of testing. After tribotesting the release agents in the HT-RRV tribometer the surfaces of the ring samples were investigated using optical microscopy. Representative results of the 500 °C tests are given in Figure 3. Severe plastic surface deformation could be observed for dry reference samples (Figure 3a) and ring samples tested with release agent B (Figure 3c). No surface deteriorations could be detected for release agents A and C. Here, only small debris and agglomerations of the release agent (Figure 3b) or residues of the applied release agent (Figure 3d) could be noticed. Results of microscopic evaluations suggest only low additional wear resistance for application of release agent B, whereas samples A and C could clearly increase the surface protection and prevent significant wear appearances. Besides minor levelling of surface asperities no severe wear occurrences were visible. Furthermore, 3D-analysis of the counterpart disc system topography was performed. Results exhibited similar outcome as ring surface analyses. As can be seen in Figure 4, besides the original grinding grooves from production processes the contacting surface was severely damaged when no release agent was applied. Moreover, the application of release agent B did not show any im- Aus Wissenschaft und Forschung 23 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 3: Representative surface appearances of ring samples after 500 °C HT-RRV tribotests: dry reference sample (a); release agent A (b); release agent B (c); release agent C (d) Figure 4: Representative 3D-images of used disc system topography analyses after 500 °C tribotesting: dry reference sample (a); release agent A (b); release agent B (c); release agent C (d) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 23 Acknowledgments This work was funded by the “Austrian Comet-Program” (Project K2, XTribology, no. 849109) and carried out at the “Excellence Centre of Tribology” (AC2T research GmbH). References [1] M., VARGA; H., WINKELMANN; E., BADISCH. Impact of micro-structure on high temperature wear resistance. Procedia Engineering, 10: 1291 - 1296, 2011. [2] K.-H., ZUM GAHR. Microstructure and wear of materials. Else-vier, 10, 1987. [3] S., HERNANDEZ. High temperature wear processes. Doctoral dissertation. Luleå tekniska universitet, 2014. [4] R.L., HEWITT; W., WALLACE; M.C., DE MALHER- BE. Plastic deformation in metal powder compaction. Powder Metallurgy, 17(33): 1-12, 1974. [5] S.L., CLARK. Release Agents. In Handbook of Composites. Springer, 633 - 638, 1982. [6] H., LAMMERTING. Release Agents. In Ullmann’s Encyclopedia of Industrial Chemistry, 2000. [7] M.J., OWEN. Release Agents. In Van Nostrand’s Encyclopedia of Chemistry, 2005. [8] A., TOMALA; S., HERNANDEZ; M.R., RIPOLL; E., BADISCH; B., PRAKASH. Tribological performance of some solid lubricants for hot forming through laboratory simulative tests. Tribology International, 74: 164 - 173, 2014. [9] H., TORRES; M.R., RIPOLL; B., PRAKASH. Selflubricating laser claddings for friction control in press hardening of Al-Si-coated boron steel, submitted to Journal of Materials Processing Technology, 08/ 2018. [10] L., WIDDER; A., GRAFL; A., LEBEL; C., TOMASTIK; J., BRENNER. Triboanalysis of hypoid gear components in drive trains. Tribologie und Schmierungstechnik, 58(2): 11 - 15, 2011. Aus Wissenschaft und Forschung 24 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 provement in wear protection within the wear track, since equally damaged surfaces were detected. Contrary, the application of both release agents A and C, respectively, lead to significant enhancement of the wear resistance. For these release agents inside the wear tracks no presence of severe wear manifestations could be identified. The original grinding grooves were still present and only minor asperity levelling could be observed within the wear tracks. Conclusion For concluding remarks we can summarize the results of the tribotests and surface analyses after release agent applications on a ring-on-disc system as follows: • Friction values significantly reduced after application of all release agents at both applied temperatures, whereas only release agent A could prevent the friction peak at test initiation at testing temperatures of 500 °C. For present temperatures the contained graphite maintained its beneficial tribological properties and does not react with sample surfaces. • Release agents A and C could effectively prevent wear occurrences for both applied temperatures. For release agent B severe wear and plastic deformations of the contacting surfaces was detected, similar to the dry reference samples. • Release agent B only showed significant improvements of friction behavior for low temperature application, whereas at 500 °C friction reduction and wear protection abilities were practically non-existent. 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Schoosleitner* Die Strömung einer mit Glasfasern verstärkten Polymerschmelze durch einen dünnen Spalt, gebildet durch den Sperrring und die Schneckenspitze einer Rückstromsperre eines Schneckenextruders, sowie das damit gekoppelte Wärmeübertragungsproblem werden theoretisch und numerisch behandelt. Unter Anwendung von Dimensionsanalyse wird eine Vielzahl an auftretender Längen- und Zeitskalen betrachtet. Die Strömung wird durch die Schmiertheorie beschrieben. Die rheologisch bedingte volle Kopplung von Impuls- und Wärmetransport wird durch das stark von Scherraten und Temperaturen abhängige Konstitutivgesetz (Ostwald-de-Waele mit Newton’scher Sättigung) beschrieben. Weitere Kopplungseffekte, die von den Scherkräften und der Winkelgeschwindigkeit des Sperrrings und letztlich der (hydrodynamischen bis Misch-)Reibung zwischen diesen beiden Teilen herrühren, bewirken letztlich den wesentlichen Energiefluss in das System. Die eingeführte Modellierung der Mischreibung definiert das Aufliegen des Sperrrings sowie den Ausklinkpunkt in Abhängigkeit des Durchmessers und der Länge der Glasfasern. Verschiedene Phasen des zeitabhängigen Verhaltens bis zum Erreichen eines quasi-stationären Zustandes unter Beachtung der auftretenden Zeitskalen werden präsentiert. Die iterative numerische Lösung des vollständig gekoppelten Problems ermöglicht, unter anderem, die Berechnung der stationären Winkelgeschwindigkeit des Sperrrings. Für gegebene Geometriedaten wird der Arbeitspunkt der Rückstromsperre, gekennzeichnet durch minimale Reibung, abgeleitet. Schlüsselwörter Rückstromsperre, Glasfasern, Schmiertheorie, Multiple-Scales-Methode, Ostwald-de-Waele-Fluid, Polymerschmelze, Schneckenextruder The flow of the glass-fibers-carrying polymer melt in the thin gap formed by the locking ring in the backflow barrier of a screw extruder and the associated heat transfer problem are studied theoretically/ numerically. Due to the involvement of a multitude of time and length scales, our rigorous approach resorts to the application of dimensional analysis. Though the flow is typically described by lubrication theory, intricacies arise given the rheologically-induced twosided coupling of the momentum and the thermalenergy transfer via the melts strongly shear-rateand temperature-dependent non-Newtonian constitutive law (Ostwald-de-Waele fluid exhibiting Newtonian saturation). On the other hand, coupling of the shear forces driving the ring and its spin accounts for essential energy input due to (hydrodynamic to mixed) friction between the ring and the tip of the screw. A model of mixed friction is introduced, using the characteristic diameter and length of glass fibers to define the onset of the ring and the release point. We present different stages of the transient behaviour until steady state given the disparate time scales involved. The iterative numerical solution of the full coupled problem allows for, amongst others, predicting the terminal speed of the locking ring, as a central goal of this study. For a prescribed barrier geometry, the working point exhibiting minimal friction between the locking ring and the tip of screw is derived. This result is potentially of interest in improvements of the barrier design. Keywords Backflow barrier, Glass fibres, Lubrication theory, Multiple scaling, Ostwald-de-Waele fluid, Polymer melt, Screw extruder Kurzfassung Abstract * Dipl.-Ing. Daniel Trauner, Technische Universität Wien, The Centre for Water Resource Systems, 1040 Vienna Priv.-Doz. Dipl.-Ing. Dr. Bernhard Scheichl, Technische Universität Wien, Institute of Fluid Mechanics and Heat Transfer, 1060 Vienna Dipl.-Ing. Herbert Schoosleitner, Siemens Mobility GmbH, 1110 Vienna T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 25 It is the ultimate goal of our study to assess the sensitivity of the dynamical behaviour of the system against material properties during the feeding phase. 2 Statement of the Problem The task at hand is the calculation of the flow and temperature field in the backflow barrier of a screw extruder. Our study extends and refines previous investigations in a rigorous manner, cf. [1]. We are therefore concerned with the solution to the simplified equations governing mass and heat transfer through the slender and axisymmetric lubrication gaps as well as the locking ring [2, 3]. Under the conventional assumptions, the flow field in the lubrication gaps adheres to the lubrication limit of the full equations of fluid motion: ∂ z p = ρ∂ n τ nz ,0 = ∂ φ τ nφ (1) Wherein p, ρ, n, z, φ, τ nz , and τ nφ denote respectively pressure, the density, the gap normal direction, the axial direction, the circumferential angle (see figure 1), and the associated components of the stress tensor τ referring to the melt. The temperature field is the solution to the thermal-energy equation adopted in full so as to account for weak geometric curvature effects: ρc p D t T = λ ∇ 2 T+ϕ˙. (2) Herein c p , T, λ and ϕ˙ are the specific heat capacity, the temperature, the thermal conductivity, and the dissipation function, respectively. Accordingly, the temperature in the locking ring is described by the heat conduction equation ρc p ∂ t T = λ ∇ 2 T. (3) The polymeric melt flowing through the backflow barrier exhibits a non-Newtonian constitutive law. It is preferably modelled as an Ostwald-de Waele (power-law) fluid [4, 5]: η = ka T ‖γ˙ ‖ m-1 ,τ = η (γ˙,T)γ˙ (4) Wherein k is the power-law consistency index, m > 0 the flowbehavior index, and the correction a T takes the temperature dependency by virtue of the Arrhenius- Ansatz into account. Most important, the scalar viscosity is a function of the flow field by means of γ˙, i. e. twice the rate-of-strain tensor. Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 1 Functionality of Barrier and Motivation Let us consider the widespread extrusion of polymeric melts fortified with glass fibres. The work cycle of the screw extruder can roughly be separated into two phases: 1. Injection phase (figure 1, bottom): the locking ring (2) lies flat on the stop ring (6), preventing polymeric melt from flowing upstream (5) through the inner gap (1), while weak leakage through the outer gap (3) between locking ring and cylinder wall is possible due to high injection pressure. The whole system, here and in the following consisting of the screw (7), locking ring (2) and stop ring (6), as well as the aforementioned separated gaps, moves in the downstream (8) direction and, with the barrier closed, injects melt into a cavity. During this process, the so-called friction gaps (4) between downstream face of the locking ring and the wings attain their maximum possible height. 2 Feeding phase (figure 1, top): The screw starts rotating, resulting in rising pressure upstream of the locking ring, thereby pushing the barrier open. This reduces the height of the friction gap and causes the locking ring to almost lie flat on the wings of the screw leading to acceleration of the locking ring about its axis due to friction moments. The motion of the locking ring reaches a steady state, in which its relative angular velocity, with respect to the angular velocity of the screw, is non-zero. Depending on system parameters, hydrodynamic lubrication occurs and is maintained in a steady state in the friction gaps. With the locking ring lying flat on the wings of the screw, polymeric melt flows through the system and accumulates downstream of the barrier and forces the whole system of screw and backflow barrier to move in upstream direction. Once enough material for injection has been accumulated, the feeding phase ends and material is injected. Figure 1: Backflow barrier and screw tip T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 26 3 Modelling of Mixed Friction The wings of the extruder screw are bevelled at the leading edge (in relation to its velocity), trying to achieve hydrodynamic lubrication in the friction gap, to reduce wear. The flow in the friction gap is described by equation (1), which is an equation of continuum mechanics and does not take glass fibres in the polymeric melt into account, leading to underestimated friction between the locking ring and the wings. This is corrected by interpolating between a calculated hydrodynamic and an experimental coefficient of friction, as can be seen in figure 2. 4 Scale Separation Out of the different physical effects in the system, a multitude of characteristic time scales arises. At first, the time needed to open the backflow barrier initializing the feeding phase, estimated by inspection of Newton’s second law, is much smaller than the time scales entering the heat and thermalenergy equations as these depend on length scales representative of the system and the thermal diffusivities of the ring and the melt. Secondly, the time scale describing the acceleration of the locking ring estimated by the principle of angular momentum is comparatively smaller than the time scales introduced by the thermal-energy equations. A first result of this inspection analysis is the splitting of the feeding phase as shown in figure 3: the characteristic values of angular velocity ω R and mean temperature T- of the ring as well of the friction heat flux q˙ R into the ring are depicted over time. Hence, the processes of opening the backflow barrier and accelerating the locking ring have an insignificant impact on the resulting flow and temperature field, given their small time-scales. Therefore, these effects are neglected, the calculations start at t = t DS , denoting the time representative for the acceleration of the ring, where the flow has already attained a fully developed state but thermal diffusion and dissipation have not, until t = t stat (t stat / t DS k 1). 5 Numerical Simulation and Results The equations stated in section 2 are solved by applying finite-difference approximations. The different domains Aus Wissenschaft und Forschung 27 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 of locking ring and inner, outer and friction gap are fully coupled, considering both motion and temperature. Nonlinearities, introduced by the constitutive law of the polymeric melt, necessitate an iterative solution involving a hierarchy of iteration loops. A robust algorithm was developed, consisting of three iteration loops for calculation of motion and temperature, the minimal friction gap width and the steady angular velocity of the ring, respectively. Boundary conditions for these calculations are the angular velocity of the screw, the pressure difference between inand outflow and the temperature of the screw and the wall. 5.1 Flow and Temperature Fields The following results are calculated using an optimal inclination angle of the wings, which is derived in section 5.3, and can be seen in figure 5. As shown in figure 4, the velocity of the polymer melt along the axial direction reaches its maximum at the narrowest point of the inner gap. Corresponding to the shear-thinning effect, zones of high shear rates show low viscosity and vice versa. Due to the relative rotational Figure 2: Modelling of coefficient of friction Figure 3: Characteristic times and scale separation T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 27 a single wing as well as its geometry. The Newtonian solution serves as a validation of the numerical approach, considering that the power-law coefficient in this case is m = 1. The smaller this coefficient, i. e. the more shearthinning the fluid, the farther the peak of the pressure curve shifts to the narrowest part of the gap (to the left in figure 5). The viscosity for the Newtonian reference case is defined as the so-called representative viscosity [2], which is found by demanding equal volume flux through the backflow barrier considering Newtonian and non- Newtonian flow. Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 velocity of the ring, the occurrence of vanishing shear rates is prevented, which otherwise would lead to indefinite viscosity. The effect of the shear rate on the dissipation function can be observed in the bottom left plot of figure 4, where higher temperature in the melt relates to high dissipation. The reason for the slightly increased temperature at the ring’s downstream face is friction with the wings of the screw tip. 5.2 Comparison with Strictly Newtonian Case Figure 5 shows the pressure distribution of a Newtonian and non-Newtonian fluid along the unwound span φ * of Figure 4: Surface plots of axial velocity (top left), azimuthal velocity (top right), temperature (bottom left) and viscosity (bottom right); (1) inner gap, (2) locking ring, (3) outer gap Figure 5: Pressure distribution in friction gap; difference between Newtonian and non-Newtonian melt T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 28 5.3 Influence of Inclination Angle The gap width between the wings and the locking ring has a determining influence on both motion and temperature. Therefore, the goal is to determine the optimal inclination angle of the face of the wing (see figure 5) maximizing the gap width to reduce or even prevent mixed friction. As seen in figure 6, the optimum angle for Newtonian fluids yields α = 0.4°, for non-Newtonian fluids the most advantageous angle is α = 0.32°. The minimum value for h 0 is determined by the mean diameter of the glass fibers, relating to the modelling of mixed friction in section 3. The working point in figure 6 represents the maximal gap width in the feeding phase correlating with minimal wear. 5.4 Transient Heat Conduction As described in section 4, flow and motion of the locking ring reach their steady state before heat is distributed to an equilibrium. This allows the assumption of constant dissipation and friction power, while the time-dependent temperature field is calculated starting at a uniform distribution of temperature. Figure 7 and 8 show temperature evolutions along axial and radial directions, respectively. 6 Concluding remarks By resorting to the first principles and their rational simplification, we have substantially reduced the complexity associated with the dynamics of the locking ring of a backflow barrier and advanced in understanding its dependence on external frictional power and internal frictional losses. The latter is intrinsically tied in with the heat transport across the ring, as a consequence of the highly non- Newtonian rheology of the polymer melt, fortified with glass fi- Aus Wissenschaft und Forschung 29 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 6: Influence of inclination angle on minimal width of friction gap Figure 7: Evolution of temperature along the midsurface of the ring (r = 17 mm); inlet face isolated (left), outlet face exposed to friction heat (right) Figure 8: Evolution of temperature in radial direction at the inlet (z = 0 mm) T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 29 References [1] C.J. GORNIK: Neue Erkenntnisse zur Plastifiziereinheit von Spritzgießmaschinen basierend auf experimentellen Untersuchungen. Dissertation, Monatnuniversität Leoben, 2007. [2] H. SCHLICHTING, and K. GERSTEN: Boundary Layer Theory, 9th edition. Springer Berlin, Heidelberg, 2017. [3] F. DURST: Fluid Mechanics (An Introduction to the Theory of Fluid Flows). Springer Berlin, Heidelberg, 2007. [4] G. MENGES, E. HABERSTROH, W. MICHAELI and E. SCHMACHTENBERG: Menges Werkstoffkunde Kunststoffe. Carl Hanser Verlag, München. 2011. [5] A.K. TOWNSEND and H.J. WILSON: The fluid dynamics of the chocolate fountain. European Journal of Physics, Vol 37(1), p.015803 (24p), 2016. Aus Wissenschaft und Forschung 30 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 bres. Chances are high that the first systematic numerical simulations pave the way for further improvements regarding the barrier design, e. g. so as to control the ring dynamics. Future efforts comprise, amongst others, a higher-order time-stepping for coping reliably with the quite disparate time scales involved in fully transient calculations. By reappraising the analytical aspects of the problem parallel to the numerical simulations, deeper insight is expected to ensue from completing the indicated rigorous multiple time-scales analysis. Acknowledgements Financial support of the Austrian Research Promotion Agency (FFG) within the COMET K2 program (grant no.: 849109, project acronym: XTribology) is gratefully acknowledged. 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 € 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 € 189,- Inland bzw. € 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, Dischingerweg 5, 72070 Tübingen oder per Fax an: (07071) 9797-11 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 30 1 Introduction Sliding electrical contacts, such as current collectors, slip rings or grounding contacts are widely used in industrial applications. They form a special class of tribological systems in which both classical mechanical and electrical stresses occur. In the last century it has been shown that technical bodies - due to their rough topography - only touch over a relatively small region, the so-called real contact area [1]. On one hand this has a substantial effect on the overall characteristics of the contact system, such as its tribological and electrical performance. On the other hand, both of former influence the highly topical question of thermal management, since not only frictional energy, but also Joule heat generation is to be considered. Besides that, changes in already established concepts of automotive industry, increasing importance of electric drives and that of transmitting signal and power current between moving machine parts rises new challenges in development. Electrical contact resistance and arc discharge, for example, have a significant influence on both efficiency and service life of the systems [2]. Consequently, in tribological research it became necessary to investigate the effect of electrical conduction through rough surfaces in Aus Wissenschaft und Forschung 31 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Numerical determination of load-dependent electrical contact resistance L. Katona* Im Fall von elektrisch beaufschlagten Bauteilen in Kontakt schnürt sich der Strom im Interface auf die reale Kontaktfläche (auf einzelne Berührflächen) ein, was zu einem sogenannten elektrischen Kontaktwiderstand führt. Die Qualität eines elektrischen Kontaktes bezüglich Kontaktwiderstand und Lichtbogenentladung beeinflusst dabei sowohl das tribologische, als auch das thermische Verhalten des Gesamtsystems. Entsprechend besteht ein Bedarf in der industrieorientierten Forschung den elektrischen Kontaktwiderstand durch numerische Simulationen berechnen, bzw. vorhersagen zu können. Dieser Beitrag behandelt zwei komplementäre Methoden zur numerischen Berechnung des lastabhängigen elektrischen Kontaktwiderstandes. Die eine basiert auf der Randelementmethode und berücksichtigt gemessene Topographien, wogegen die zweite gemäß dem Modell von Greenwood und Williamson auf einer statistischen Beschreibung der Oberflächen beruht. Ergebnisse der numerischen Rechnungen werden anhand experimenteller Daten validiert, Vor- und Nachteile der einzelnen Modelle diskutiert. Schlüsselwörter Elektrischer Kontaktwiderstand, Simulation, reale Kontaktfläche, Greenwood-Williamson, Randelementmethode In case of electrically charged machine parts in contact current is constricted in the interface to the real contact surface (onto individual contact spots), which leads to the so-called electrical contact resistance. The quality of an electrical contact in terms of contact resistance and arc discharge influences both the tribological and thermal behaviour of the overall system. Accordingly, there is a demand in industry oriented research to determine / predict electrical contact resistance via numerical simulations. This work deals with two complementary methods for the numerical determination of the load-dependent contact resistance. One is based on the Boundary Element Method and takes digitalized real topographies into account, whereas the second is based on a statistical description of the surfaces according to the model of Greenwood and Williamson. Results of the numerical calculations are validated with experimental data, the advantages and disadvantages of the individual models are discussed. Keywords Electrical contact resistance, simulation, real contact area, Greenwood-Williamson, Boundary Element Method Kurzfassung Abstract * Dr. techn. László Katona AC2T research GmbH, 2700 Wiener Neustadt, Austria T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 31 ter constants was subtracted from experimental data to receive the load-dependent electrical contact resistance R c (L). Furthermore, experimental uncertainties of both electrical resistance and mechanical load are coloured with blue and red, respectively. Experimental investigations on contact resistance were followed by digitalization of the nominal contact surfaces using optical microscopy. The individual topographies of the contact pairs were aligned to each other by numerical post processing, making use of the circular wear tracks. In this way the so-called combined topographies of commutator and carbon brush were determined together with topographical characteristics, namely the root mean square height S q , the density of peaks S pd and their arithmetic mean curvature S pc . As long the S q roughness parameters could be derived directly from the combined topographies, latter ones, i. e. S pd and S pc were determined with the software MountainsMap [6] and the corresponding ISO standards [7]. Selected results are given in Table 1. Former steps, i. e. to align optical data and to determine the combined topographies were prerequisites for the la- Aus Wissenschaft und Forschung 32 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 detail and to consider it both regarding wear and thermal construction. In accordance with above motivation, it is the aim of this work to review two common contact mechanical models, namely a Boundary Element Method (BEM) [3] based and that of Greenwood and Williamson (GW model) [4] - both in combination with the Holm equation [5] -, for their applicability to determine / predict the load-dependent contact resistance of rough mating surfaces. 2 Experimental investigations Experiments were performed on pairs of so-called flat commutators and carbon brushes of direct current electrical motors at a range between 0 to 4 N of mechanical loads to investigate the load-dependent electrical resistance. Both contact pairs are made of electro graphite, hence the effect of oxide layers in the interface does not had to be considered further. Moreover, the motors were operated previously for different times and at different supply voltages. Accordingly, the contact surfaces were worn together and showed - due to different arc intensity at varying source voltages - a variety regarding topographical characteristics, e. g. S q roughness parameter, or number and mean curvature of the asperities, see Table 1. For the measurements a test rig - specially designed for this purpose - was used, where the shaft of the DC electrical motor positioned the contact pairs towards each other, guaranteeing for the original contact position. Mechanical load was applied through a sprig, which was deflected by a micrometre screw and allowed a precise adjustment. Figure 1 shows a typical result of such a loaddependent electrical resistance measurement, green trend. The exponential decay of resistance over load agrees with previous reports, such as for example in Refs. [4] and [5] well. Furthermore, one should note, that due to technical reasons electrical resistance can only be measured with respect to the entire system, i. e. carbon brush - contact interface - commutator, neglecting further components like the connecting wires. Hence, the load-dependent data R tot (L) of Figure 1 can be considered as (1) with the constant terms R br and R co , which mark the resistance of brush and commutator, respectively. However, both can be calculated analytically or numerically, if geometry and electric resistivity are known. Subsequently, the sum R ∞ (see level marked with black) of lat- Figure 1: Typical result of a load-dependent electrical resistance measurement ! "! #$% & '( ) *" ) * #$% , # %&'( ! $ ) 1 '' * + ! " ) 1 ''+ sample a 8.121 39.82 239.70 sample b 8.499 18.79 242.03 sample c 4.613 49.81 239.12 sample d 4.024 29.26 410.91 Table 1: Roughness parameters of selected combined topographies of commutator and carbon brush pairs T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 32 ter application of a Boundary Element Method based contact mechanical scheme. Furthermore, it was verified that it is sufficient to approximate the surface height distributions of these combined topographies with Gaussian functions, which - if centred around a zero mean - are defined by the particular S q roughness parameters. This, together with the S pd and S pc values motivated to choose the contact model of Greenwood and Williamson as an alternative approach to BEM. 3 Computational models The Boundary Element Method enables one to consider real surfaces in the calculations, just like the previously mentioned combined topographies with their large number of arbitrarily shaped asperities. This is, because only the boundary is to be mashed, which in fact requires to stay in the elastic deformation regime, however allows to perform calculations on surfaces of several tens of mm 2 with comparably high resolution. In particular, the nominal contact areas were of around 20 mm 2 . The resolution of optical data was 1.76 µm in both in plane directions and 410 nm in the vertical direction. The BEM scheme itself is based on the Boussinesq equation and minimizes the total strain energy, as described in detail in Ref. [3]. Result of such a calculation is the spatially resolved pressure distribution, i. e. domains of contact and no contact (equal to or exceeding, and below a defined pressure threshold, respectively). Subsequently, the n contact regions were approximated by n individual circles (with radii r n ), each having the same area as the corresponding patch. To these, the so-called Holm equation [5] was applied, which describes the electrical constriction resistance R s of two semi-infinite bodies touching over a circular area of radius r as: (2) Here ρ co and ρ br mark the electric resistivity of the two bodies, i. e. in the present case that of commutator and carbon brush. Finally, the load-dependent contact resistance R cBEM (L) was determined by parallel connection of the particular constriction resistances at each step of mechanical load L BEM . The alternative way, given by the Greenwood-Williamson model describes rough surfaces in a statistical way, assuming for example a Gaussian height distribution Φ(σ,z) of surface heights, recall section 2. According to Ref. [4], the governing equations for mechanical load L GW (d) - needed to compress the surface by a rigid approach d - and the corresponding contact resistance R cGW (d) are given by: (3) and (4) respectively. In Eqs. (3) and (4) z marks the coordinate vertical to the approaching surfaces, E * is the combined Young’s modulus, N 0 is the amount of all asperities (i. e. S pd roughness parameter multiplied by the nominal contact area) and r asp denotes the mean radius of curvature of latter, which is the inverse of S pc value, recall Table 1. 4 Results and discussion Resulting load-dependent electrical contact resistances from both experimental investigations (red, together with their particular uncertainties in black), and those of the numerical calculations are depicted in the left graphs of Figure 2. Labels a to d correspond to the samples as listed in Table 1. The corresponding right graphs show the ratio between experimental R c(exp) and numerical R c(num) load-dependent contact resistance to estimate the accuracy of the applied model calculations. Particular ratios, i. e. R c(exp) / R c(BEM) and R c(exp) / R c(GW) are coloured in magenta and in light blue, respectively. In terms of BEM related calculations contact resistance (green curves), notable deviation form experimental data appears in case of samples c and d. This might result from the accuracy of numerical alignment of optical surface data, i. e. from the combined topographies. Furthermore, the effect of contact resistance rising with increasing mechanical load - which can be noticed at sample d - is contradictory to physical expectations. This arises as an artefact, namely when neighbouring patches merge at a subsequent higher load, and simultaneously a number of small contacts appear, which altogether give raise to the contact resistance. Finally, the fact that in BEM topographies are considered in accordance with their resolution can also result in reduced or increased contact resistance, as for example in the range between 0 and 1 N at sample b. Regarding the results from the Greenwood-Williamson model (blue curves) all behaviours of matching, overand underestimating experimental data occur. This can be explained by the uncertainty of required input parameters, however, especially for loads above 1 N the trends resemble experimental data well. Aus Wissenschaft und Forschung 33 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 # $ %! & ' ( )* + ( ,- 4! . # )9: %; & ' 3 9: %; & ' 4< = > ? @ A! B$C D %8 E ; & F G H 5%67 8& ; 8 I J K 4 ( )* + ( ,- ? @ A! B$C D %8 E ; & L G H 5%67 8& ; 8 I J M NL 7 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 33 Aus Wissenschaft und Forschung 34 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 2: Numerically determined load-dependent electrical contact resistance, together with experimental results (left panels) and their respective ratios (right panels) a b c d T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 34 5 Conclusions Altogether it can be concluded that both methods (BEM and GW model) are sufficient for the numerical prediction of contact resistance. A distinction between which approach to choose can be drawn from the available input data and computational power. Further studies on load-dependent electrical contact resistance, its application to determine real contact area in-situ and detailed information about the mentioned experimental and numerical models can be found in Ref. [8]. Acknowledgements This work was funded by the Austrian COMET-Program (Project K2 of XTribology, Grant No. 849109) and carried out at the Excellence Centre of Tribology. References [1] F. P. BOWDEN and D. TABOR: The area of contact between stationary and between moving surfaces. Proceedings of Royal Society of London, (A169): 391 - 413, 1939. [2] M. BRAUNOVIC, V. V. KONCHITS and N. K. MYSHKIN: Electrical contacts: Fundamentals, applications and technology. CRC Press, 2006. [3] S. ILINCIC: Combined finite element-boundary element method for contact mechanics of rough engineering surfaces. Doctoral dissertation, Technical University Vienna, Institute for Electrical Engineering and Information Technology, 2012. [4] J. A. GREENWOOD und J. B. P WILLIAMSON: Contact of Nominally Flat Surfaces. Proceedings of Royal Society of London, (A295): 300 - 319, 1966. [5] R. HOLM: Electrical contacts: Theory and application. Springer, reprint of 4 th edition, 1981. [6] http: / / www.digitalsurf.fr/ en/ mntspm.html (January 17, 2018) [7] DIN EN ISO 25178-2 Geometrische Produktspezifikation (GPS) - Oberflächenbeschaffenheit: Flächenhaft Teil 2: Begriffe und Oberflächen-Kenngrößen (ISO 25178- 2: 2012); German version EN ISO 25178-2: 2012, 2012. [8] L. KATONA: Determination of the real contact area via load-dependent electrical contact resistance. Doctoral dissertation, Technical University Vienna, Institute of Applied Physics, 2018. Aus Wissenschaft und Forschung 35 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Für eine Veröffentlichung bitten wir Sie, uns die Daten als Word-Dokument und als PDF zur Verfügung zu stellen sowie zusätzlich die Original-Bilddaten. Hilfreich ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 60). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 35 For installing the electrode lead, two catheters are used, namely an inner catheter and an outer catheter. The outer catheter is used to blaze the trail towards the heart. In order to further adapt to the anatomic characteristics in proximity of the electrode placement, an inner catheter, due to its smaller diameter, can be driven through the outer catheter (see Figure 1). The radius of curvature of the inner catheter can be chosen specifically to fit the targeted place at the heart tissue. Once the catheters are placed, the electrode lead can be driven through the inner catheter. After the electrode lead has been placed, the catheters are slit away and removed from the patient whereas the electrode lead remains in the human body. This is known as the slit-away technique. The following two processes are discussed here from a tribological point of view: The first process is pushing the inner catheter through the outer catheter (see Figu- Aus der Praxis für die Praxis 36 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 1 Introduction Pacemakers are used to regulate the heart rate of patients. They are placed in proximity to the clavicle, whereas the electrodes are connected to their respective positions at the myocardium. The electrodes and the pacemaker are connected via an electrode lead which is placed in the Vena cava superior. Catheters are used to install the electrodes during surgery, when the pacemaker is inserted. Heart catheters are available in different diameters and radii of curvature to best adapt to the anatomy of the patient. Polyether block amide, known as Pebax, is one of the materials used to make these catheters. A Methodology for the Tribological Characterization of Hydrogel-Coated Catheters for Cardiovascular Applications F. Rummel, K. S. Pondicherry, M. Ruge, V. Fronk* Ein Verständnis des tribologischen Verhaltens ist wesentlich für die Funktionstüchtigkeit und Sicherheit von Medizinprodukten wie beispielsweise Kathetern, Implantaten oder anderer medizintechnischer Geräte. Eine steigende Nachfrage nach Medizinprodukten und deren zunehmende Vielfalt machen ein tiefgreifendes Verständnis der jeweiligen Applikationen erforderlich. In dieser Studie wird eine Methodik zur tribologischen Charakterisierung von mit Hydrogelen beschichteten Medizinprodukten wie beispielsweise Herzkathetern vorgestellt. Das Entwerfen von Modellsystemen für die experimentellen Untersuchungen von Folien mit Hydrogelbeschichtung und deren Charakterisierung auf einem Pin-on-Disk Tribometer werden vorgestellt. Ergebnisse aus Beispielmessungen mit unterschiedlichen beschichteten Folien werden gezeigt und durch Ergebnisse aus Zetapotentialmessungen ergänzt. Schlüsselwörter Medizintechnik, Katheter, Herzschrittmacher, Hydrogele, Biotribology, Zetapotential Understanding the tribological behavior of medical devices is crucial for functionality and safety of applications such as catheters, implants and other medically engineered devices. An increasing demand and an increasing variety in medical devices require deep understanding of the respective applications. Within this study, a methodology which allows for the tribological characterization of hydrogel-coated devices such as heart catheters is introduced. It is explained how model systems for experimental testing on hydrogel-coated foils can be designed and how they can be characterized on a modified pin-on-disc setup. Results from example measurements with different coated foils are presented and the tribological study is complemented by Zeta potential measurements. Keywords Medical Engineering, Catheters, Pacemakers, Hydrogels, Biotribology, Zeta Potential Kurzfassung Abstract * Florian Rummel, Dipl.-Ing. (TUM) Anton Paar Germany GmbH, 73760 Ostfildern, Germany Dr. Kartik S. Pondicherry Anton Paar GmbH, 8054 Graz, Austria Markus Ruge, Bachelor of Engineering Externer Berater, 10715 Berlin, Germany Vanessa Fronk, Master of Science Anton Paar Germany GmbH, 73760 Ostfildern, Germany T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 36 re 3). Here, the outer surface of the inner catheter is moved relatively to the coated inner surface of the outer catheter. This will be referred to as tribosystem B. The second process is to push the electrode lead through the inner catheter (see Figure 2). Here, the electrode lead is moved relatively to the coated inner surface of the inner catheter. This will be referred to as tribosystem A. An overview of the tribosystems is given in Table 1. In both scenarios, smooth sliding at the respective interfaces is required. This can be achieved by using hydrophilic coatings such as polyvinylpyrrolidone (PVP), in the form of a hydrogel. PVP coatings can be applied to a surface by sprayor dip-coating process and cured using ultraviolet (UV) light. The PVP coating needs to be activated prior to the medical intervention by applying water on the coating surface. There are two main goals in terms of product safety and usability that need to be achieved when developing and applying such coatings in heart catheters: • Low friction at the catheter interfaces • Reduced wear vulnerability The aim of this study is to present an experimental test methodology which enables characterization of the tribological behavior of hydrophilic-coated catheter interfaces at model scale using an MCR Tribometer. 2 Experimental Setup and Specimen The tribological tests were carried out on an MCR Tribometer equipped with a tribology cell with Peltier temperature control. The test setup and experimental conditions were set in an order to best simulate the real-world application. The inner surface of the catheter is represented by the PVP-coated side of a Pebax foil in the model systems. The foils being used differ slightly in their composition as well as in the process parameters applied during UV curing (see Table 2). The PVP-coated Pebax foil was cut into round sheets measuring approximately 60 mm in diameter and fixed on a 1.4301 steel disc using double-sided tape. The disc was Aus der Praxis für die Praxis 37 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 1: Tribosystems in heart catheter applications. Tribosystem A: electrode lead and inner catheter. Tribosystem B: inner catheter and outer catheter. Figure 2: Tribosystem A: The electrode lead is moved relatively to the inner catheter which is equipped with a hydrophilic coating. Figure 3: Tribosystem B: The inner catheter is moved relatively to the outer catheter which is equipped with a hydrophilic coating. Table 1: Counter-bodies in real-world tribosystems. Tribosystem A Tribosystem B Inner real-world Electrode lead Inner catheter counter-body outer surface Outer real-world Inner catheter Outer catheter counter-body inner surface inner surface T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 37 Pebax foil. The two coatings differ slightly in the curing time applied during the UV curing process. An additional test was carried out with an uncoated foil to assess the extent of the lubricating effects of hydrogel coatings. Aus der Praxis für die Praxis 38 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 then fixed in the lower sample holder (see Figure 4). This study is divided into two parts. The first part deals with tribosystem A and the second deals with tribosystem B. 2.1 Zeta Potential of Inner Catheter Surfaces Zeta potential represents the surface charge, which occurs in the presence of an aqueous solution when reactive (functional) groups dissociate on hydrophilic surfaces or water ions adsorb onto hydrophobic surfaces. Varying the pH values of the aqueous phase influences the equilibrium between dissociation and adsorption processes, giving insights into the chemical behaviour of the surface. The streaming potential is measured to determine the zeta potential of macroscopic solid surfaces when an aqueous solution is set to flow across the solid surface under defined pressure conditions. In the measuring cells for samples with planar surfaces, a defined gap is set between two opposing sample surfaces. During the measurement the liquid (1 mM potassium chloride solution) flows through this gap and produces a pressure gradient and a charge separation at the solid/ liquid interface. The streaming potential is the electrical response to the shift in the surface charge. The results in Figure 5 show that for the uncoated foil, the zeta potential is about -40 mV at the pH close to the physiological pH (7.4). This indicates poor wetting behavior and is typical for a hydrophobic surface. For both variants of the coated foil, the zeta potential is relatively higher, indicating a better wetting behavior. The isoelectric point is the pH value at the point where the zeta potential equals zero. The isoelectric point is at similar pH values for all three variants of foils. 2.2 Tribosystem A: Electrode Lead and Inner Catheter Tribosystem A consists of the outer surface of the electrode lead and the inner surface of the inner catheter, coated with the hydrogel. The electrode lead is usually made of silicone. In the model system, the electrode lead material is represented by a polydimethylsiloxane (PDMS) specimen. The PDMS specimen were made of Sylgard 184 (Dow Corning) with a PDMS to curing agent mixing ratio of 8: 1. The curing was carried out in a furnace for 1 hour at 70 °C. The cylindrical specimen measures 6 mm in diameter and length, with one rounded end having a radius of curvature of 3 mm (see Figure 6). The inner surface of the inner catheter is represented by a PVP-coated Table 2: Characteristics of the coatings. Coating Parameter characteristic Coating 1 shorter curing time Tribosystem A Coating 2 longer curing time Coating 3 thinner coating Tribosystem B Coating 4 thicker coating Figure 4: Picture of the coated Pebax foil in the lower T-PID44 sample holder. Figure 6: Schematic of the rounded PDMS pins (left) and picture of the rounded PDMS pins (right). Figure 5: Zeta potential as a function of pH for uncoated (red) and coated catheter foils: coating 1 (blue), coating 2 (green). T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 38 For simulating tribosystem A, the rounded PDMS pins were fixed in the T-PID44 pin holder, leading to a roundon-flat geometry (see Figure 7). New PDMS pins and new Pebax foils were used for every test. PDMS pins undergo running-in prior to the test on the Pebax foil. The running-in step was carried out on a 1.4301 steel disc with 3 N of normal force and a constant rotational speed of 50 rpm for a period of 3 minutes. This contact was lubricated with distilled water. tribosystem A, the inner surface of the outer catheter is represented by a PVP-coated Pebax foil. The foils differ slightly in the PVP concentration in the hydrogel. For simulating tribosystem B, the Pebax discs were fixed in the adapters with grub screws causing them to have a slightly convex shape. The adapters were then mounted into the T-PID44 holder to obtain a round-on-flat geometry (see Figure 9). The Pebax specimen were cleaned with isopropanol and reused for the tests, whereas a fresh Pebax foil was used for every test. Aus der Praxis für die Praxis 39 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 7: Schematic of the pins-on-disc setup with PDMS pins (left) and picture of the rounded PDMS pins mounted into the pin holder (right). Figure 9: Schematic of the three-discs-on-disc setup with Pebax discs (left) and picture of the Pebax specimen fixed in the holder with an adapter for disc-shaped specimen (right). Figure 8: Schematic of the Pebax specimen (left) and picture of the Pebax specimen (right). 2.3 Tribosystem B: Inner Catheter and Outer Catheter In tribosystem B, the outer surface of the inner catheter is moved against the inner surface of the outer catheter, coated with hydrogel. Within the model system, the outer surface of the inner catheter is represented by the disclike specimen made of Pebax. The specimen were punched from Pebax plates (1 mm in height and 6 mm in diameter). A schematic drawing and a picture of the Pebax specimen is shown in Figure 8. Like in the case of T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 39 3.3 Extended Stribeck Curve Measurements An extended Stribeck curve measurement consists of two steps: 1. In the first step, the test load of 3 N is applied and kept for five minutes This is done to enable the system to recover from stresses experienced in the previous steps of the test. 2. The sliding velocity is increased logarithmically from 10 -8 m/ s to 1 m/ s. Each curve consists of 81 data points with logarithmically decreasing measurement point duration ranging from 10 s to 4 s. 4 Results and Discussion The first part of this section deals with the results from tribosystem A, followed by those from tribosystem B. Finally, results from both model systems are compared. 4.1 Tribosystem A: Electrode Lead and Inner Catheter 4.1.1 Extended Stribeck Curve Measurements A comparison between coated and uncoated foils in the form of extended Stribeck curves is shown in Figure 11. It can be seen that the friction factor with coated foils is approximately 2 orders of magnitude lower than that of the uncoated foils. In addition, the extended Stribeck curve for the coated foils is smooth almost over the entire sliding velocity range. The uncoated foil, on the other hand, shows a hectic behavior at sliding velocity in the range of 0.001 m/ s to 0.1 m/ s. This could be explained by the poor wetting behavior of the uncoated foil leading to starvation at the PDMS/ foil interface. Aus der Praxis für die Praxis 40 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 3 Experimental Procedure Insertion of heart catheters can be described by the following characteristics and demands: • The procedure takes place with different speeds ranging from no relative motion between the catheter interfaces to sliding velocities of a few centimeters per second. • The PVP coating is supposed to stay intact at the foil surface during the intervention. Therefore, it is also of interest to observe how the tribological behavior of the tribosystems changes during the tests. Changes in the PVP coatings during tribological testing can be relevant indicators for robustness. Therefore, the running-in behavior of the tribosystems is discussed within this study. 3.1 Overview of the Test Procedure Prior to starting the measurement, the PVP coating is activated by adding 1 ml of 0.9 % physiological solution (B. Braun, Melsungen, Germany). The water is distributed evenly over the entire foil surface using the cleaned backside of a Pasteur pipette. Before starting the test, the measuring shaft is slowly lowered until the upper specimen touches the PVPcoated Pebax foil. The maximum normal force during this step is limited to 0.5 N to avoid shock-loading or sudden impacts on the specimen surfaces. Then the test load is applied, and the breakaway torque and extended Stribeck curve measurements are carried out. This procedure is repeated three times without breaking contact. Each repetition is called a run (see Figure 10). The breakaway torque measurements and the extended Stribeck curve measurements are explained in detail in section 3.2 and 3.3, respectively. 3.2 Breakaway Torque Measurements Measuring the transition from static to dynamic friction is realized by breakaway torque measurements. Here, the rotational torque is gradually increased until the surfaces start to slide against each other. The breakaway torque measurement consists of the following two steps: 1. The load is set to the test load of 3 N. The system is held at test load for five minutes to facilitate partial relaxation of the stresses caused by the freshly applied load. 2. The rotational torque is increased logarithmically from 0.2 mN·m. Event control is implemented to stop the measurement as soon as the system has been set into macroscopic motion. Figure 10: Schematic of the experimental procedure. The test consists of three runs. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 40 The 1 st and the 3 rd runs from the extended Stribeck curve measurements with coating 1 are shown in Figure 12. It can be seen that in the 3 rd run (open symbols), the friction factor at small sliding velocities (8 ·10 -7 m/ s to 1 ·10 -4 m/ s) tends to higher values compared to the 1 st run (closed symbols). At sliding velocities in the range of 10 -4 m/ s to 10-2 m/ s, the frictional behavior shows somewhat hectic characteristics. Compared to coating 1, the frictional behavior for coating 2 is even smoother in the sliding velocity range of 10 -4 m/ s to 10 -2 m/ s (see Figure 13). Comparing the absolute friction factor values for coating 1 and coating 2, there is no significant difference in the 3 rd run, whereas in the 1 st run, coating 1 tends to have lower frictional resistance. For coating 2, there is no significant difference between the 1 st and the 3 rd run. This may indicate that coating 2 is less affected by tribological testing. This is in agreement with the curing process applied: The UV curing time for coating 2 was longer than that for coating 1, and hence, coating 2 is expected to be more stable. 4.1.2 Breakaway Torque Measurements The breakaway point is identified as the point of inflection of the curve. This point is marked with an arrow in the breakaway torque plots in Figure 14 and Figure 15. For coating 1, the breakaway point is clearly shifted to higher torques in the 3 rd run compared to the 1 st run (Figure 14). For coating 2, the1 st and 3 rd run breakaway torque measurements do not show any significant difference (see Figure 15). This is in accordance with observations of the extended Stribeck curve measurements. Aus der Praxis für die Praxis 41 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Figure 11: Extended Stribeck curve measurements with coated and uncoated Pebax foils. Results from 3 rd runs are shown. Figure 12: Extended Stribeck curve measurements with coating 1. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 13: Extended Stribeck curve measurements for with coating 2. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 14: Breakaway torque measurements with coating 1. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 15: Breakaway torque measurements with coating 2. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 41 4.3 Comparing Tribosystem A and Tribosystem B The contact geometries of the model system with rounded PDMS pins and the model system with Pebax discs Aus der Praxis für die Praxis 42 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 4.2 Tribosystem B: Inner Catheter and Outer Catheter 4.2.1 Extended Stribeck Curve Measurements The extended Stribeck curves for coating 3 show a distinct change in the slope at very small sliding velocities (10 -7 m/ s to 10 -6 m/ s). This change indicates the transition from static to dynamic friction. Once the limiting friction is overcome, the system is set into macroscopic motion. Comparing 1 st and 3 rd runs of measurements carried out with coating 3, it can be seen that there is a significant increase in friction over a broad range of sliding velocities, covering the entire dynamic regime of the extended Stribeck curve (see Figure 16). Also for coating 4, an increase in friction over several decades of sliding velocity between 1 st and 3 rd runs was observed (see Figure 17). However, the increase is less pronounced compared to that of coating 3. The PVP concentration in coating 4 was higher. This might have led to a greater degree of interaction between the PVP domains in the hydrogel and, hence, a more robust hydrogel coating. This could serve as an explanation for the less pronounced change in the frictional behavior during tribological testing. 4.2.2 Breakaway Torque Measurements The breakaway torque is shifted to higher values when one compares the 1 st and 3 rd breakaway torque measurements with coating 3 (see Figure 18). For coating 4, the same trend as for coating 3 was observed (see Figure 19), although slightly less pronounced. However, the trend towards higher values for breakaway torques is less pronounced compared to those observed in the extended Stribeck curve measurements. Figure 16: Extended Stribeck curve measurements with coating 3. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 17: Extended Stribeck curve measurements with coating 4. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 19: Breakaway torque measurements with coating 4. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. Figure 18: Breakaway torque measurements with coating 3. Results from 1 st and 3 rd runs are shown. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 42 are different in terms of different radii of curvature and different specimen fixation. This makes it hard to compare the two tribosystems directly. Differences in the specimen material (both upper and lower specimen) complicate direct comparison. Nevertheless, one does observe differences in the behavior of individual tribosystems with tiny changes in the properties of the hydrogel coatings. 5 Conclusion and Outlook This study presents a possibility for differentiating between slightly different hydrogel-coated Pebax foils, which can be used in cardiovascular applications by means of model scale tribological testing. The comparison here lies in the changes in the behavior of the tribosystems during the tests, and not in the absolute values of friction coefficients. The approach presented in this study could be extended to different types of hydrophilic coatings like polyurethane, hyaluronic acid, poly acrylate [1], etc., as well as for other biomedical applications. Additionally, understanding of the effects of bodily fluids such as blood, gastric juice, etc. may be helpful for a better understanding of the processes occurring during medical examinations and surgeries with regards to interactions between engineered equipment and biological matter. It should be made clear that this document only presents a methodology as to how one could run tribological tests on coated Pebax foils. The intention of this article is not to work out differences between different types of coated Pebax foils and how these differences can affect the tribological performance of tribosystems where these coatings are being used. Acknowledgements: The authors would like to thank Georg Krenn (Anton Paar GmbH) for engineering the adapter for disc-like specimen. References [1] J. Simon, Hydrophilic coatings: Considerations for product development and choice, Technical White Paper, Biocat Inc., 2011. Aus der Praxis für die Praxis 43 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Anzeigen Nutzen Sie auch unseren Internet-Novitäten-Service: www.expertverlag.de mit unserem kompletten Verlagsprogramm, über 800 lieferbare Titel aus Wirtschaft und Technik T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 43 Aus der Praxis für die Praxis 44 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Für eine Veröffentlichung bitten wir Sie, uns die Daten als Word-Dokument und als PDF sowie die Original-Bilddaten zur Verfügung zu stellen. Hilfreich ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Seite 60). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg expert verlag GmbH: Dischingerweg 5, 72070 Tübingen Tel. +49 (0)7071-97556-0, Fax: +49 (0)7071-9797-11 E-Mail info@verlag.expert Vereinigte Volksbank EG, Sindelfingen BIC GENODES1 BBV, IBAN DE51 6039 0000 0032 9460 07 USt.-IdNr. DE 145162062 Anzeigen: Sigrid Hackenberg, expert verlag Tel. +49 (0)7071-97556-52, Fax: +49 (0)7071-9797-11 E-Mail hackenberg@verlag.expert Informationen und Mediendaten senden wir Ihnen gerne zu. Abo-Service: Susanne Theis, expert verlag Tel. +49 (0)7071-97556-53, Fax: +49 (0)7071/ 9797-11 E-Mail: theis@verlag.expert Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet bei Vorauszahlung im Jahresvorzugspreis für incl. Versand im Inland 189,- €(incl. 7 % MwSt.), im Ausland 198,- € * , Einzelheft 39,- €; * (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,- € 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: Tübingen expert verlag, 72070 Tübingen ISSN 0724-3472 6/ 18 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Heft 6 November / Dezember 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. +49 (0)7071-97556-0, Fax: +49 (0)7071-9797-11 E-Mail: info@verlag.expert 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. Impressum T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 44 Nachrichten 45 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 „Reibung, Schmierung und Verschleiß - Forschung und praktische Anwendungen“ ist das Motto der alljährlich von der GfT veranstalteten Tribologie-Fachtagung, die in diesem Jahr vom 24. bis 26. September stattfand. Der Termin, Montag bis Mittwoch der letzten Septemberwoche, und der Ort, das Hotel Freizeit In in Göttingen, sind schon Tradition, das Tagungsprogramm wies jedoch erhebliche Veränderungen gegenüber den Vorjahren auf. Als wichtigste Neuerung eröffnete Dr. Christoph Wincierz, der Vorsitzende des GfT-Vorstands, die Tagung bereits am Montagnachmittag, statt wie in den Vorjahren am Dienstagmorgen. Dadurch konnten nicht nur mehr Vorträge insgesamt, sondern auch zusätzliche Plenarvorträge aus ganz verschiedenen Bereichen der Tribologie angeboten werden. Schwerpunktthema war in diesem Jahr „Tribologie für E-Mobilität und alternative Kraftstoffe“, was sich in zwei Plenarvorträgen, dem Tribotalk sowie einer Session im regulären Programm niederschlug. Auch der darauffolgende Vortrag blieb beim Thema Wasserstoff. Prof. Joichi Sugimura stellte mit HYDRO- GENIUS ein weltweit einzigartiges Institut vor, in dem praktisch alle für die Wasserstofftechnik relevanten Disziplinen an einem Ort zusammengefasst sind. Angesiedelt ist es an der Kyushu-University in Fukuoka, Japan. Bemerkenswerterweise beschäftigt sich dort eine von fünf Abteilungen ausschließlich mit Tribologie. Ein aktuelles Forschungsthema ist z. B. der Einfluss von Spurenverunreinigungen in Wasserstoffgas auf die Funktion von Tribosystemen. Weiter ging es mit Dr. Philip Damm vom Julius-Wolff- Institut der Charité in Berlin, der darüber berichtete, wie mit instrumentierten Implantaten die Reibung im künstlichen Gelenkersatz direkt im menschlichen Körper gemessen werden kann. Beeindruckend dabei ist nicht nur die Methode an sich, sondern auch, dass die in unseren Gelenken wirkenden Kräfte ein Vielfaches des Körpergewichts betragen können. Derartige Untersuchungen sind wichtig, da Reibung und Abrieb zu den Hauptgründen für das Versagen von künstlichen Hüftgelenken gehören. Bis zu 40 % aller Revisionen erfolgen aufgrund eines reibungsinduzierten Gelenkversagens. Mitteilungen der GfT 59. Tribologie-Fachtagung 2018 mit neuem Zuschnitt Begrüßung der Teilnehmer durch Dr. Wincierz Plenarveranstaltung Plenarvortrag: Prof. Sugimura Plenarvorträge Seit ihrer Gründung als „Gesellschaft für Schmiertechnik“ ist die GfT fachlich eng mit der Automobiltechnik verbunden und muss sich deshalb den abzeichnenden Veränderungen in diesem Industriezweig stellen. So widmete sich gleich der erste Vortrag den Chancen und Herausforderungen von Wasserstoff und Brennstoffzellenantrieb. Gehalten wurde dieser von Reinhold Wurster, Senior Consultant bei Ludwig-Bölkow-Systemtechnik (LBST), einer Beratungsfirma, die seit vielen Jahren auf dem Gebiet der nachhaltigen Energieversorgung und insbesondere der Wasserstofftechnologie tätig ist. Er legte in sehr überzeugender Weise dar, dass der Brennstoffzellenantrieb eine realistische, möglicherweise die einzige Möglichkeit ist, den Verkehrssektor langfristig mit regenerativer Energie zu versorgen. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 45 Nachrichten 46 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Besonders erfreulich war, dass Frau Dr. Birthe Grzemba, deren Dissertation 2015 mit dem GfT-Förderpreis ausgezeichnet wurde, einen Plenarvortrag über Tribologie im Wintersport beisteuerte. Wintersport passte zwar jahreszeitlich nicht in den Göttinger Spätsommer, die Erfolge deutscher Sportler bei den Olympischen Winterspielen gaben jedoch Anlass, das Thema ins Programm zu nehmen. Schließlich spielt die tribologische Optimierung bei praktisch allen dort vertretenen Disziplinen eine herausragende Rolle und viele der in Pyeongchan eingesetzten Geräte entstammen dem Institut für Forschung und Entwicklung von Sportgeräten (FES), der neuen Wirkungsstätte Frau Grzembas. In ihrem Beitrag ging sie darauf ein, dass die Reibung zwischen Stahl und Eis Wissenschaftler seit vielen Jahren beschäftigt. Angefangen vom „Staatsplanthema Gleitreibung“ in den Jahren 1986 bis 1990 schlug sie den Bogen zu den aktuellsten Entwicklungen auf diesem Gebiet. Beendet wurde die Plenarveranstaltung am Montagnachmittag durch einen Beitrag der jungen Tribologen, die in einzelnen Kurzvorträgen über ihre Aktivitäten zeigten, dass Engagement in einem Fachverband wie der GfT auch mit viel Freude einhergehen kann. Tribotalk Die traditionelle Podiumsdiskussion „Tribotalk“ am Montagabend drehte sich dann wieder um alternative Antriebskonzepte im Straßenverkehr und stellte die Frage nach der Zukunft von Benzin- und Dieselmotoren. Mit Prof. Horst Harndorf (FVTR GmbH; Rostock), Dr. Axel Kunz (John Deere GmbH), Frank Radke (UNITI), Dr. Manuel C. Schaloske (e-mobil BW GmbH) und Reinhold Wurster (LBST) war das Podium prominent besetzt. Dementsprechend blieb die Diskussion nicht nur an der Oberfläche, sondern es konnten auch Teilaspekte beleuchtet werden wie z. B. dass der Dieselmotor z. B. in der Landwirtschaft derzeit ohne Alternative ist und dass durch Abgasnachbehandlung für Schiffe und LKWs deutlich mehr erreicht werden kann als bei PKWs. Am Schluss wurde deutlich, dass ein Umstieg auf alternative Kraftstoffe bzw. Antriebe möglich und von keinem der Diskussionsteilnehmer in Frage gestellt wurde. Ebenso deutlich wurde jedoch, dass dafür klare Vorgaben von Seiten der Politik erforderlich sind. GfT-Förderpreise Vor der Verleihung der Förderpreise wurde die Auszeichnung für den besten Vortrag auf der Tagung 2017 vergeben, der durch Abstimmung unter den Zuhörern ermittelt worden war. Die Wahl fiel auf den Beitrag „Vergleich der Schmierfilmausbildung im Kugel/ Scheibe- Kontakt von öl- und fettgeschmierten EHD-Kontakten“ von Dennis Fischer, wissenschaftlicher Mitarbeiter an der RWTH Aachen. Die GfT-Förderpreise werden jeweils für die besten nominierten Bachelor-, Master- und Doktorarbeiten verliehen. Den Förderpreis in der Kategorie 3 erhielt Louis Schreyer vom KIT für seine Bachelorarbeit mit dem Titel „Numerische Untersuchung des Einflusses von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten“. Bei den Masterarbeiten hatte sich das Auswahlkomitee für die Arbeit von Enzo Maier, TU München, mit dem Titel „Tribologische Untersuchungen von TEHD Wälzkontakten aus thermoplastischem Kunststoff“ entschieden. Für seine Dissertation über eine effiziente Finite- Elemente-Lösung der Energiegleichung zur thermischen Berechnung tribologischer Kontakte wurde Dr. Dirk Jaitner, Uni Kassel, ebenfalls mit einem Förderpreis ausgezeichnet. Die drei mit Förderpreisen ausgezeichneten Arbeiten wurden zu Beginn der Session „Tribologische Systeme“ am 25. September vorgestellt. Kurzfassungen finden Sie im Anschluss an diesen Beitrag. Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen Mit dem Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen, der höchsten deutschen Auszeichnung auf dem Gebiet der Tribologie, wurde in diesem Jahr Dr. rer. nat. Gerd Dornhöfer ausgezeichnet. Die von Prof. Poll gehaltene Laudatio finden Sie in diesem Heft von Tribologie und Schmierungstechnik. Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen: Prof. Poll bei seiner Laudatio auf Dr. Dornhöfer Göttinger Kreis Zu den ständigen Terminen im Rahmen der Fachtagung gehört die Sitzung des Göttinger Kreises, dem alle Träger des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens angehören. Bei den diesjährigen Treffen wurde betont, dass der Göttinger Kreis die aktuellen und geplanten Aktivitäten der GfT unterstützt. Besonders positiv wird hierbei der Arbeitskreis „Junge Tribologen“ gesehen, dem die Mitglieder des Göttinger Kreises als Gesprächspartner und Berater stets und gerne zur Verfügung stehen. Das Treffen beider Kreise sollte unbedingt ein fester Programmpunkt auf der Tagung in Göttingen bleiben. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 46 Seinen publikumswirksamen Abschluss fand das Programm dann in dem Beitrag von Werner Stehr über das „Mysterium des Übergangs zwischen Haft- und Gleitreibung“ und der Verleihung des Preises „Tribologie ist überall“ für die wissenschaftliche Betrachtung eines tribologischen Alltagsphänomens. Der Preis ging in diesem Jahr an Joshua Korhammer (TU Berlin) für seine Arbeit „Wie kann die Tribologie die Klettertechnik verbessern? “, bei der es um experimentelle Untersuchungen der Haftreibung von Kletterschuhen ging. Verleihung des Preises „Tribologie ist überall“ an Joshua Korhammer (TU Berlin) 47 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Die GfT kann 2019 ihr 60jähriges Bestehen feiern und der Göttinger Kreis wird sich an der Organisation der Jubiläumsveranstaltung und den damit verbundenen Publikationen beteiligen. Fachvorträge Durch die Programmumstellung bot das Tagungsprogramm Platz für über 80 Vorträge in 6 Parallelsitzungen. Eingeplant waren auch zwei Stunden für den Besuch von Poster- und Fachausstellung. Um den Charakter als praxisnahe Arbeitstagung zu stärken, wurde z. B. das angelaufene DFG-Schwerpunktprogramm 2074 „Fluidfreie Schmiersysteme mit hoher mechanischer Belastung“ in einer eigenen Session mit Kurzvorträgen vorgestellt. Auch das Halbjahrestreffen des AiF- Vorhabens „EMA- MiD“, bei dem es um die Entwicklung einer Methode zur Auslegung von reibungsreduzierenden Mikrostrukturen auf dynamischen Elastomerdichtungen mit verschleißarmen Beschichtungen geht, fand im Rahmen der Tagung statt. Die meisten Vorträge gab es in der Session „Tribologische Systeme“, in der traditionsgemäß viele Arbeiten zur Simulation von geschmierten Kontakten sowie Modellen zur Verschleißvorhersage vorgestellt werden. Es gab aber auch Beiträge zur Systematik von Schmierstoffentwicklungen oder der Tribologie von Kontaktlinsen. Ansonsten waren, wie bereits in den Vorjahren, viele Beiträge zu den Themen „Schmierstoffe und Schmierungstechnik“, Zerspanungs- und Umformtechnik“, Werkstoffe und Werkstofftechnologien“ sowie „Tribometrie“ eingereicht worden. Die entsprechenden Sessions waren sehr gut besucht. Für die neu ins Programm genommenen Themen „Erdbohrungen und Tunnelbau“, „Sporttribologie“ und „Alternative Kraftstoffe“ gab es jeweils drei Anmeldungen. Die Sessions stießen auf durchaus großes Publikumsinteresse, so dass erwartet werden kann, dass sich diese Themen zukünftig etablieren werden. Ebenfalls im Programm vertreten waren die beiden besten Vorträge des „2 nd Young Tribological Researcher Symposium 2018“ in Berlin. Die Gewinner waren Dennis Mallach (WWU Münster) mit seinem Vortrag „ToF-SIMS analysis of boundary layers built under tribological stress” und Justus Benad (TU Berlin), der über “Soft and stiff control of friction by oscillations and its energy efficience” berichtete. Abendveranstaltung in der Orangerie In der Posterausstellung Mit den diesmal umfangreicher ausgefallenen Programmänderungen dürfte die Attraktivität der Tagung noch einmal deutlich zugenommen haben. So fanden wieder über 260 Teilnehmer den Weg nach Göttingen. Das Schlusswort des GfT-Vorsitzenden beendete die Veranstaltung mit dem Hinweis auf die 60ste Tribologie-Fachtagung, die vom 23.-25. September 2019 wieder in Göttingen stattfinden wird. Weitergehende Informationen zur Tagung erhalten Sie bei der Geschäftsstelle der Gesellschaft für Tribologie e.V. (Adolf-Fischer-Str. 34, 52428 Jülich, Telefon: +49 (0)2461 340 79 38, E-Mail: tribologie@gft-ev.de, Internet: www.gft-ev.de). Dort können Sie auch die beiden Tagungsbände und die CD-ROM mit allen Beiträgen und zusätzlichen Informationen bestellen. Dr. Thomas Gradt T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 47 48 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 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 Zum Buch: 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. Solche kritischen Betriebsbedingungen findet man beispielsweise bei den Pitch-Lagerungen von Windkraftanlagen, im Umfeld von Hydraulikaggregaten oder bei stark vibrationsbelasteten Anlagen z.B. bei Baumaschinen. 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. Inhalt: Einleitung - Grundlagen und Begriffsdefinitionen - Systemanalyse betroffener realer Systeme (Praxisbeispiel) - Überblick über den Stand der Wissenschaft und Technik - Grundlagen Kontaktmechanik - Beschreibung der Vorgänge im Kontaktbereich bei der Entstehung von Stillstandsmarkierungen - Prüftechnik - Experimentelle Untersuchungen zum Einfluss der Größen des Beanspruchungskollektivs - Einfluss des Zwischenstoffs (Grundöl, Verdicker, Additive) - Einfluss des Werkstoffs, der Härte und Oberflächenbehandlungen und Beschichtungen - Einfluss geometrischer und topografischer Parameter - Einfluss konstruktiver Parameter - Einfluss von Stillstandsmarkierungen auf die Lebensdauer - FEM-Berechnungen und Computersimulation - Effektive Möglichkeiten zur Vermeidung von Stillstandsmarkierungen und False-Brinelling-Marken Die Interessenten: Das Buch richtet sich sowohl an Wissenschaftler und Ingenieure in der Forschung und Entwicklung im Bereich Maschinenbau und Schmierstoffe wie auch an Ingenieure und Techniker in der Konstruktion und Instandhaltung. Der Autor: Der Autor ist nun seit mehr als 20 Jahren in der Tribologie tätig. Am Kompetenzzentrum Tribologie an der Hochschule Mannheim ist er als Laborbetriebsleiter und Leiter industrielle Forschung für ein Team von technischen und wissenschaftlichen Mitarbeitern und Mitarbeiterinnen sowie mehr als 50 Spezialprüfstände verantwortlich. Mit dem Thema False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen beschäftigte sich Dr. Grebe nicht nur in seiner Promotion, sondern auch in zahlreichen bilateralen Industrieforschungsprojekten. Er ist Mitglied in zahlreichen DIN, ASTM und SAE-Arbeitskreisen. Sein fundiertes Fachwissen auf dem Gebiet der tribologischen Prüftechnik gibt er u.a. als Lehrgangsleiter im jährlichen Fachseminar „Tribometrie“ an der Technischen Akademie Esslingen weiter. Blätterbare Leseprobe und einfache Bestellung unter: www.expertverlag.de/ 3351 Bestellhotline: Tel: 07 071-97556-0 E-Mail: expert@expertverlag.de T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 48 Nachrichten 49 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 GfT-Förderpreis Bachelorarbeit Numerische Untersuchung des Einflusses von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten Louis Schreyer * Um dem Klimawandel und der globalen Erderwärmung entgegenzuwirken, werden immer strengere CO 2 - Grenzwerte festgelegt. Neben der Entwicklung neuer Konzepte wie der Hybridisierung des Antriebsstranges oder der Start-Stopp-Technologie bietet die Reduktion von Reibung enormes Optimierungspotential, um effiziente Antriebssysteme zu entwickeln. Verschleißpartikel können dabei aufgrund ihrer abrasiven Wirkung einen großen Einfluss auf das Verhalten tribologischer Systeme haben. Daher wird im Rahmen dieser Arbeit ein Mikroreibungsmodell mit der CAE Software Abaqus entwickelt, mithilfe dessen der Einfluss von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten untersucht werden kann. Das Modell basiert auf dem von Lorentz und Albers [1] entwickelten Mischreibungsmodell auf der Mikroebene, das von Reichert et al. [2] erweitert wurde. Das Mischreibungsmodell besteht aus einem Grund- und einem Gegenkörper mit realen technischen Oberflächen, zwischen denen sich ein Fluid befindet. Der Grundkörper ist fest eingespannt, wohingegen dem Gegenkörper definierte Verschiebungsrandbedingungen aufgeprägt werden. In einem ersten Schritt wird der Gegenkörper zugestellt, wodurch eine konstante mittlere Flächenpressung eingestellt wird. In einem zweiten Schritt wird dieser dann relativ zum Grundkörper verschoben. Das Referenzmodell wurde um sechs würfel- und quaderförmige Verschleißpartikel in der Kontaktzone mit unterschiedlichen Kantenlängen erweitert. Es wird angenommen, dass die Verschleißpartikel eine sehr viel größere Härte und Festigkeit als Grund- und Gegenkörper aufweisen, um die Partikel als undeformierbar zu modellieren und die Rechenzeit zu reduzieren. Den Verschleißpartikeln werden keine Randbedingungen vorgegeben, wodurch ihre Bewegungen nur durch die Kontaktinteraktionen mit Grund- und Gegenkörper oder untereinander erzwungen werden. Zur Identifikation der Kontakteigenschaften wurde eine Systemanalyse mithilfe des Contact-and-Channel-Approach (C&C 2 -A) [3] durchgeführt. Im Anwendungsfall dieser Arbeit konnten mithilfe des Ansatzes die relevanten Kontaktinteraktionen und die in den daraus resultierenden Wirkflächenpaaren notwendigen Kontakteigenschaften systematisch abgeleitet werden und mithilfe des dabei entstandenen C&C 2 -Modells nachvollziehbar visualisiert und dokumentiert werden (vgl. Bild 1). Mithilfe der Modelle ist es möglich Abrasivverschleiß in Form von Mikropflügen abzubilden und den globalen Reibwert zu bestimmen. Dieser berechnet sich aus der Summe der Tangentialkräfte im Kontaktbereich dividiert durch die Summe der Normalkräfte im Kontaktbereich. Die Ergebnisse haben gezeigt, dass die Verschleißpartikel einen deutlichen Einfluss auf das Reibungsverhalten des tribologischen Systems besitzen. Das liegt am großen Anteil der Partikel an der Gesamttangentialkraft im Vergleich zum geringen Anteil an der Gesamtnormalkraft. Neben der Partikelgröße konnte die lokale Spaltweite als weiterer Haupteinflussfaktor identifiziert werden, der ein Indikator für die plastischen Verformungen des Grund- und Gegenkörpers durch das Eindrücken der Partikel darstellt. Literatur [1] Lorentz, B.; Albers, A. (2013): A numerical model for mixed lubrication taking into account surface topography, tangential adhesion effects and plastic deformations. In: Tribology International 59, S. 259-266. DOI: 10.1016/ j.triboint.2012.08.023. [2] Reichert, S.; Lorentz, B.; Albers, A. (2016): Influence of flattening of rough surface profiles on the friction behaviour of mixed lubricated contacts. In: Tribology International 93, S. 614-619. DOI: 10.1016/ j.triboint. 2015.01.003. [3] Matthiesen, S.; Grauberger, P.; Sturm, C.; Steck, M. (2018): From Reality to Simulation - Using C&C2-Approach to Support the Modelling of a Dynamic System. In: Procedia CIRP Volume 70, S. 475 - 480. DOI: 10.1016/ j.procir.2018.03.039 * Louis Schreyer, B. Sc., Masterstudent am Karlsruher Institut für Technologie (KIT), IPEK - Institut für Produktentwicklung, 76131 Karlsruhe Bild 1: C&C 2 -Modell des Mischreibungsmodells T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 49 Nachrichten 50 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 GfT-Förderpreis Masterarbeit Investigations on TEHL Contacts with Thermoplastic Polymers Enzo Maier * Introduction and motivation Thermoplastic polymers are one option to approach the increased demand for resource efficiency in machine elements like gears and bearings. They show lightweight material properties, noise damping behavior and lowcost production possibilities. On the downside, core mechanical properties like stiffness and strength are nonlinear and suffer from a strong dependence on temperature and time. This affects the structural response to thermomechanical loading and the tribological properties of the contact system. In order to prevent common failures of fluid-free thermoplastic contacts like melting and wear, oil lubrication is used to separate the surfaces, which lowers friction and purges generated heat effectively. Such thermo-elastohydrodynamically lubricated (TEHL) contacts are characterized by a coupled response of the lubricant hydrodynamics, the elastic response of the surfaces, and the tribosystem’s thermodynamics. The tribological characteristics of TEHL steel contacts, also known as hard (T)EHL contacts, have been investigated intensively over the last decades by many authors. Common features are surface deformations in the range of the film thickness, piezoviscous and non-Newtonian rheology and a significant heat generation in the contact region. EHL contacts with elastomers are usually referred to as soft (T)EHL contacts and are found e. g. in sealings and wet tires. They feature large elastic surface deformations, low hydrodynamic pressures in the lower mega pascal range, isoviscous and Newtonian lubricant rheology and an isothermal assumption is appropriate. This work investigates the tribological behavior of TEHL contacts with typical thermoplastics like polyacetal (POM) under typical operating conditions of highly loaded polymer gears. At first, a comparison between a hybrid steel-POM and a plain steel contact that operate under the same operating conditions highlight the general contact behavior. In the following, film thicknesses, friction and heat management are analyzed in more detail for a representative parameter space in Johnson’s map [1]. This work shows results exemplarily for unreinforced POM but applies equally to unreinforced polyamide and polycarbonate. The findings were obtained experimentally on a twin-disk test rig and numerically through advanced TEHL tribosimulation. The latter extends the classical simulation approach as used in Lohner et al. [2] by considering locally varying and temperaturedependent material stiffness as well as a nonlinear stressstrain relationship. Comparison with steel TEHL contacts Figure 1 shows a comparison of the computed hydrodynamic pressure, film thickness and viscosity between a plain steel and a steel-POM line contact lubricated with mineral oil ISO VG 100 (FVA3) at the same normal line load (w N = 100 N/ mm 2 ), ambient temperature (ϑ amb = 60 °C), sum velocity (v Σ = 8 m/ s) and sliding speed (v g = 3.43 m/ s). The stiffness of the POM is two * Enzo Maier, M.Sc. Andreas Ziegltrum, M.Sc. Dr.-Ing. Thomas Lohner Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl Forschungsstelle für Zahnräder und Getriebebau (FZG), Technische Universität München (TUM), 85748 Garching b. München Figure 1: Comparison of computed hydrodynamic pressure (a), film thickness (b) and viscosity (c) in a plain steel pairing (gray) and steel-POM pairing (black) at the same operating condition (FVA3, w N = 100 N/ mm 2 , ϑ amb = 60 °C, v Σ = 8 m/ s, v g = 3.43 m/ s). Dimensionless x-axis with contact width b H|POM = 0.915 mm and b H|steel = 0.150 mm. Dashed line indicates result without shear-thinning (N: Newtonian, NN: non-Newtonian). a b c T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 50 Nachrichten 51 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 orders of magnitude smaller compared to steel, resulting in a larger surface deformation and eventually a greater film thickness. The externally applied normal line load can spread over a greater surface area compared to the plain steel contact, which can be seen in the over six times larger contact width. Consequently, hydrodynamic pressures are lower and viscosity increase remains within one order of magnitude. The notorious Petrusevich pressure spike is not observed for the steel-POM TEHL contact but the film thickness constriction in the outlet zone. Non-Newtonian shear thinning is only present in the case of the plain steel TEHL contact (dashed line vs. solid line in Figure 1c). In the hybrid steel-POM contact, the lubricant shear stress remained below the Eyring stress level, which is due to the low viscosity level (dashed line equals solid line). Friction and Heat Management Friction in hard TEHL contacts quantifies the loss of energy that generates heat. It emerges predominantly the shearing of the viscous lubricant oil. In soft EHL contacts, viscosity and shear rates are comparatively small (see Figure 1). Compression heating in the contact inlet zone and expansion cooling in the outlet zone can be in the same order of magnitude as the shearing friction. Additionally, significant friction may also occur in the thermoplastic solid e. g. due to viscoelasticity. This work uses a twin-disk test rig [3] to experimentally characterize the losses by the coefficient of friction and bulk temperature in hybrid thermoplastic TEHL contacts. Figure 2a shows the measured coefficient of friction and bulk temperature at 3, 5 and 8 mm below the POM surface of a steel-POM pairing for a variation of sliding speed. The measured friction level is very low (below 0.01) and shows a linear increase that confirms the Newtonian rheology of soft (T)EHL contacts observed in the tribosimulation of the investigated system (see Figure 1c). At high sliding speed, the increase slows down due to lower viscosity as indicated by the increasing bulk temperature. Furthermore, a comparison of friction levels with the friction prediction formula by Vicente et al. [5] agrees well in the investigated parameter space with exceptions at high load levels. The gradient of bulk temperature in depth direction of the thermoplastic solid results from the low thermal diffusivity that isolates the bulk from generated heat in the contact region. As temperature affects the mechanical properties of thermoplastic polymers significantly, tribosimulations were used to investigate the temperature distribution in the TEHL contact in more detail, as shown in Figure 2b in deformed configuration. The stiffness of the steel surface forces the thermoplastic solid to change the curvature of its shape. Consequently, the temperature increases due to compression heating at the inlet zone. In the central contact zone, shearing is the dominant type of heating of the lubricant before expansion cooling lowers temperatures in the outlet zone. Furthermore, heat penetrates further into the steel but accumulates at the POM surface leading to a local decrease of the mechanical properties. The arrows in Figure 2b indicate the relative heat flow from the contact region into the solids based on the generated heat. The lubricant removes most of the generated heat by convection while steel removes almost double as much heat as POM by conduction. However, the tribosimulation at current state cannot explain the measured bulk temperatures in absolute terms. The authors suppose additional heat sources due to viscoelasticity or a b Figure 2: (a) Coefficient of friction (gray) and bulk temperatures (black) obtained on a twin-disk test rig for steel-POM pairing at w N = 100 N/ mm 2 , ϑ oil = 40 °C, v Σ = 8 m/ s, lubricated with FVA3. (b) Temperature distribution in a steel-POM TEHL contact obtained by numerical calculation (vertical axis adjusted for visibility). T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 51 Nachrichten 52 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 plasticity in the solid that will be taken into account in future versions of the developed tribosimulation. Film Thickness Engineering machine elements like gears require precise estimates for the lubricant film thickness. Myers et al. [4] developed an analytical estimation formula for the transition region between soft and hard (T)EHL contacts where the investigated parameter space lies. Figure 3 shows a comparison between values obtained by tribosimulation and by the approximation formula by Myers et al. It reveals deviations of less than 10 %. The tribosimulation also revealed a similar ratio between central and minimum film thickness for hybrid thermoplastic TEHL contacts as for equally loaded plain steel contacts (see Figure 1b). Conclusion Hybrid thermoplastic TEHL contacts that operate under typical power transmitting polymer gear operating conditions show large surface deformations that lead to low hydrodynamic pressures and low viscosity levels. As a result, very low fluid friction can be reached, while film thickness remains adequately large. Heat generation in the lubricant is small, but additional detrimental heat from within the thermoplastic solid could weaken the material strength. Thermoplastics thus show characteristics of the transition region between soft and hard EHL contacts [4]. By further understanding and improving TEHL contacts, thermoplastic polymers have a high potential to improve resource efficiency of machine elements and power transmitting polymer gears in particular. Information Further findings and information are given in „Characterization of TEHL contacts of Thermoplastic Gears“ in „Forschung im Ingenieurwesen“ (DOI: 10.1007/ s10010- 017-0230-4, [3]). Literature [1] Johnson, K. L.: Regimes of Elastohydrodynamic Lubrication. Journal of Mechanical Engineering Science 12: 1, p. 9-16 (1970). [2] Lohner, T.; Ziegltrum, A.; Stemplinger, J.-P. et al.: Engineering Software Solution for Thermal Elastohydrodynamic Lubrication Using Multiphysics Software. Advances in Tribology 2016: 2, p. 1-13 (2016). [3] Maier, E.; Ziegltrum, A.; Lohner, T. et al.: Characterization of TEHL contacts of thermoplastic gears. Forschung im Ingenieurwesen 81: 2-3, p. 317-324 (2017). [4] Myers, T. G.; Hall, R. W.; Savage, M. D. et al.: The Transition Region of Elastohydrodynamic Lubrication. Proceedings of the Royal Society London 432, p. 467-479 (1991). [5] Vicente, J. de; Stokes, J. R.; Spikes, H. A.: The Frictional Properties of Newtonian Fluids in Rolling-Sliding soft- EHL Contact. Tribology Letters 20: 3-4, p. 273-286 (2005). Figure 3: Comparison of calculated film thicknesses by tribosimulation and by Myers et al. [4]. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 52 Nachrichten 53 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 GfT-Förderpreis Dissertation hafteten hydrodynamischen Kontakt genau erfassen und dabei die Berechnungszeit gegenüber einer EHD-Simulation nur moderat anwachsen lassen. Um eine genauere Auslegung instationärer tribologischer Systeme zu ermöglichen und eine bessere Vorhersage und Optimierung hinsichtlich der Reibung zu gewährleisten, ist es in vielen Anwendungsfällen erforderlich, die thermischen Effekte in die EHD/ MKS-Simulation zu integrieren. Grund hierfür ist die temperaturbedingte Änderung der Viskosität und der Spaltweite, die in starker Wechselwirkung mit dem hydrodynamischen Druck stehen und somit die Leistungsfähigkeit des tribologischen Systems signifikant beeinflussen. Daraus ergibt sich die Zielsetzung dieser Arbeit [4]: Das zur Auslegung, Optimierung und Schwachstellenanalyse von instationären tribologischen Systemen verwendete EHD/ MKS-Programm FIRST der IST mbH um die wesentlichen thermischen Effekte zu erweitern. Der Fokus wurde dabei besonders auf eine praxistaugliche Lösung gelegt, die hohe Rechenzeiteffizienz verspricht und damit wirtschaftlich ist. 2 Lösungsweg und Umsetzung Um die Fluidtemperatur zu berechnen, wird eine spalthöhengemittelte [5, 7-8] Energiegleichung für raue Oberflächen [5-6] über einen analytischen Parabelansatz [13-15] in Spalthöhenrichtung an die Festkörper gekoppelt und mittels FEM und dem SUPG-Verfahren [9-12] gelöst. Dadurch kann die Energiegleichung in direkter Kopplung auf dem gleichen Netz wie die Reynoldsgleichung berechnet werden und der Berechnungsaufwand sinkt erheblich. Da die Fluidtemperatur und die Viskosität in Spalthöhenrichtung und den Gleitrichtungen veränderlich sind, wird die Reynoldssche Differentialgleichung nach Dowson [7] verwendet. Auch der Wärmetransport vom Fluid an die umgebenden Festkörper im Mischreibungsbereich tribologischer Kontakte [13-16] wurde erarbeitet und implementiert. Die Temperaturverteilung im Festkörper wird durch thermische Moden [17- 18] und die thermischen Bauteilverformungen über Temperaturdeformationsmoden [18] abgebildet. Innerhalb der TEHD-Simulation wird durch eine sequentielle Berechnung auf zwei Zeitskalen [18] dem Umstand Rechnung getragen, dass die Strukturdynamik der Motorbauteile und die Hydrodynamik im Millisekundenbereich ablaufen, während die Erwärmung der Bauteile viele Minuten in Anspruch nimmt. Eine Validierung des TEHD-Algorithmus erfolgte anhand von auf einem stationär und instationär belasteten Pleuellagerprüfstand gemessenen Temperaturen, siehe Bild 1. * Dr.-Ing. Dirk Jaitner Prof. Dr.-Ing. Adrian Rienäcker Universität Kassel Institut für Antriebs- und Fahrzeugtechnik Maschinenelemente und Tribologie, 34125 Kassel Dr.-Ing. Richard Schönen Professor Dr. -Ing. habil. Gunter Knoll Ingenieurgesellschaft für Strukturanalyse und Tribologie mbH, 52070 Aachen Effiziente Finite-Elemente-Lösung der Energiegleichung zur thermischen Berechnung tribologischer Kontakte Dirk Jaitner * 1 Problemstellung und Zielsetzung Die Berechnung tribologischer Systeme von Verbrennungsmotoren, Einspritzpumpen und Turboladern erfolgt in der industriellen Praxis derzeit in EHD/ MKS- Simulationsmodellen mit elastischen Strukturen in voller Kopplung zu den hydrodynamischen Kontakten, wie beispielsweise den Gleitlagern, den Kolben-Zylinder- Kontakten oder den Nocken-Rollen-Kontakten. Thermische Effekte werden bei der Simulation tribologischer Kontakte innerhalb der im industriellen Entwicklungsprozess gängigen kommerziellen EHD/ MKS-Programme aus Gründen der Rechenzeiteffizienz meist komplett vernachlässigt oder nur anhand stark vereinfachter Ansätze berücksichtigt. Dabei wird das Fluid als isotherm und damit die Viskosität als konstant angenommen. Somit werden weder die Bauteiltemperaturen und die Fluidtemperatur noch die thermische Verformung der Bauteile im tribologischen Kontakt berechnet. Die thermische Deformation der Bauteile kann lediglich als fest vorgegebene Kontur berücksichtigt werden. Diese Vorgehensweise ist bei Systemen legitim, bei denen thermische Effekte eine untergeordnete Rolle spielen. In den meisten Fällen ist eine TEHD-Funktionalität in einem MKS-Programm aufgrund zu hoher Rechenzeiten ineffizient oder das Ergebnis ist aufgrund fehlender physikalischer Aspekte unpräzise. Deshalb wird aus Gründen der Rechenzeiteffizienz im kommerziellen Anwendungsbereich meist die EHD-Simulation [1-3] bevorzugt. Aufgrund einer unvollständigen Beschreibung der physikalischen Effekte, besonders hinsichtlich der Reibung, sind sie bei hochbelasteten tribologischen Systemen nur eingeschränkt aussagekräftig und somit unpräzise. Deshalb steigt das Interesse an besonders rechenzeiteffizienten TEHD/ MKS-Programmen, die alle relevanten thermischen Effekte im mischreibungsbe- T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 53 54 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 3 Fazit Alle Simulationsmodelle zeigen für den stationären und instationären Lastfall eine sehr gute Übereinstimmung der berechneten mit den auf dem Pleuel gemessenen Temperaturen. Somit wurde der TEHD-Algorithmus erfolgreich verifiziert und das Forschungsziel erreicht. Die erarbeitete Berechnungsmethodik leistet einen Beitrag zur genaueren Auslegung und Optimierung tribologischer Systeme mit hoher spezifischer Beanspruchung und Leistungsdichte. Es steht nun ein TEHD/ MKS-Programm zur Verfügung, das alle relevanten thermischen Effekte im Mischreibungsbereich konformer tribologischer Kontakte berücksichtigt und Potentiale bei der Auslegung hochbelasteter tribologischer Systeme erschließt. Förderung Diese Arbeit entstand im Rahmen des ZIM Projekts Energiegleichung in einer Kooperation zwischen der Ingenieurgesellschaft für Strukturanalyse und Tribologie mbH (IST) in Aachen und dem Institut für Antriebs- und Fahrzeugtechnik, Maschinenelemente und Tribologie (iaf-mt) der Universität Kassel. Die Forschungsarbeiten wurden vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie gefördert. Danksagung Für die Auszeichnung meiner Dissertation mit dem GfT- Förderpreis 2018 bedanke ich mich herzlich bei der Gesellschaft für Tribologie (GfT). Mein ganz besonderer Dank gilt Herrn Professor Dr.- Ing. Adrian Rienäcker und Herrn Professor Dr.-Ing. habil. Gunter Knoll für die fachliche und persönliche Unterstützung im Rahmen der Dissertation. Den Projektpartnern Herrn Dr.-Ing. Richard Schönen und Herrn Dr.-Ing. Jochen Lang danke ich sehr für Ihre stets sehr gute fachliche Unterstützung und die konstruktiven fachlichen Diskussionen. Für die Durchführung der Prüfstandsversuche danke ich der IST Prüftechnik mbH in Kassel. Literatur [1] G. Knoll: Tragfähigkeit zylindrischer Gleitlager unter elastohydro-dynamischen Bedingungen. Dissertation, RWTH Aachen, 1974. [2] G. Knoll: Lastübertragungsverhalten elastischer Körper mit Festkörper- und Fluidkontakt. Habilitationsschrift, Universität Kassel, 1986. [3] G. Knoll, J. Lang, A. Rienäcker: Transient EHD Connecting Rod Analysis: Full Dynamic Versus Quasi-Static Deformation. ASME J. Trib., Vol. 118: 349-355, 1996. [4] D. Jaitner: Effiziente Finite-Elemente-Lösung der Energiegleichung zur thermischen Berechnung tribologischer Kontakte. Dissertation, Universität Kassel, 2017. [5] A. Rienäcker: Instationäre Elastohydrodynamik von Gleitlagern mit rauhen Oberflächen und inverse Bestimmung der Warmkonturen. Dissertation, RWTH Aachen, 1995. [6] V. Lagemann: Numerische Verfahren zur tribologischen Charakterisierung bearbeitungsbedingter rauher Oberflächen bei Mikrohydrodynamik und Mischreibung. Dissertation, Universität Kassel, 2000. [7] D. Dowson: A generalized Reynolds equation for fluidfilm lubrication. Inst. J. Mech. Sci, Pergamon Press Ltd. Vol. 4: 159-170, 1962. [8] J. F. Booker: Basic Equations for Fluid Films with Variable Properties. ASME Journal of Tribology Vol. 111: 475- 483, 1989. [9] A. N. Brooks: A Petrov-Galerkin Finite Element Formulation for Convection Dominated Flows. Dissertation, California Institute of Technology Pasadena, 1981. [10] T. J. R. Hughes, A. N. Brooks: A Theoretical Framework for Petrov-Galerkin Methods with Discontinuous Weighting Functions: Application to the Streamline Upwind Procedure. Finite Elements in Fluids 4, J. Wiley and Sons, 1982. Bild 1: Prüfstand und TEHD/ MKS-Simulationsmodell [4] T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 54 55 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 [11] H. C. Huang, A. Usmani: Finite Element Analysis for Heat Transfer, Theory and Software. Springer-Verlag, London, 1994. [12] V. John, P. Knobloch: On spurious oscillations at layers diminishing (SOLD) methods for convectiondiffusion equations: Part I - A review. Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering 196: 2197-2215, 2007. [13] D. Bonneau, A. Fatu und D. Souchet: Thermo-hydrodynamic Lubrication in Hydrodynamic Bearings. ISTE Ltd, John Wiley & Sons, London, USA, 2014. [14] A. Fatu, M. Hajjam und D. Bonneau: A New Model of Thermoelastohydrodynamic Lubrication in Dynamically Loaded Journal Bearings. ASME J. Trib., 128: 85-95, 2006. [15] J. D. Knight: Prediction of Temperatures in Tilting Pad Journal Bearings. Tribology Transactions 33: 185-192, 1990. [16] B. Bhushan, F. E. Kennedy, et al: Modern Tribology Handbook Volume I. CRC Press LLC, Boca Raton, London, New York, Washington D.C., 2001. [17] E. Woschke, J. Strackeljan und C. Daniel: Einbindung thermischer Zustandsvariablen in Mehrkörpersysteme. SIRM, Paper-ID 34, 8th International Conference on Vibrations in Rotating Machines, Wien, Österreich, 2009. [18] A. Waldo: Modellreduktion thermischer Zustandsvariablen zur Einbindung in elastomechanisch gekoppelte Mehrkörpersysteme auf Basis strukturerhaltender Unterraum-Verfahren. Dissertation, Universität Kassel, 2013. T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 55 Nachrichten 56 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Mitteilungen der ÖTG Die Tribologie wird zufolge ihrer Interdisziplinarität einerseits sehr stark von den Natur-, andererseits auch den Technikwissenschaften geprägt. Jeder einzelne Wissenschaftsbereich hat dabei seinen eigenen skalenbezogenen Blick auf die Phänomene im Kontakt zwischen sich zueinander bewegenden Oberflächen. Angesichts der großen gesellschaftlichen Herausforderungen v. a. im Bereich Transportwesen, der Ökologie, aber auch zufolge der Digitalisierung der Arbeitswelt, muss sich auch die Tribologie neu positionieren. Aktuelle Stichwörter, wie E-Mobilität und autonomes Fahren, Data Management, Internet of Things, betreffen technische Entwicklungen, die eine Re-Fokussierung auch der Tribologie erfordern. Fragestellungen in der makroskopisch wahrnehmbaren Welt aber auch auf der Nanoskala mit atomistischen Prozessen kommen hierbei in den Betrachtungsbereich der Tribologie und spielen eine herausragende Rolle, wie etwa bei Windkraftanlagen zur Erzeugung „alternativer Energie“, Online - Überwachung von Schmierstoffen in Maschinen zur Steigerung der Lebensdauer der Komponenten, neuartige und umweltverträgliche Schmierkonzepte und Additive, aber auch innovative „2D - Materialien“, wie Graphen. Die Inter disziplinarität der Tribologie sorgt aber auch zu einer effizienten Bereicherung aus angrenzenden Wissenschaften, wie etwa der mögliche Einsatz von bereits langjährig aus der Halbleiterindustrie bekannten Materialien (z. B. GaN) künftig auch für Komponenten mit tribologischer Beanspruchung, z. B. für „Smart Devices“ . Dies zeigt einmal mehr die Bedeutung der skalen- und disziplinübergreifenden Betrachtungsweise in der Tribologie mit dem Ziel einer engeren Verzahnung von Nanokosmos und makroskopischer Welt im Spannungsfeld der verschiedenen Wissenschafts- und Technologiebereiche. Das ÖTG-Symposium 2018 möchte diese Aspekte stärker herausstellen und lädt Kolleginnen und Kollegen aus den genannten Disziplinen ein, gemeinsam die Herausforderungen der Tribologie und deren Lösungsansätze in den kommenden Jahren zu kommunizieren und zu diskutieren. Ziel-Branchen: Fahrzeugtechnik, Maschinen- und Anlagenbau, Antriebstechnik, Automatisierungstechnik, Schmierstoff- und Oberflächentechnik, Werkstofftechnik, Fertigungstechnik, Anwendungstechnik Due to its interdisciplinarity Tribology is one of the science areas, which on the one hand is very much inspired by the nature sciences, on the other hand also by engineering sciences. Each individual area of science has its own scale-related view of the phenomena that occur on surfaces in contact under relative motion. Considering the major societal challenges especially in the area of transportation, in ecology, but also due to the digitization of the world of work, also Tribology has to find its right position under these new conditions. Current keywords, such as emobility and autonomous driving, data management, internet of things, relate to technical developments, which require a re-focusing also of Tribology. Questions arising from the perceptible macroscopic but also on the nano-scale related to atomistic processes come in the viewing area of Tribology and play a prominent role. Tribology of wind turbines to produce "alternative energy" may demonstrate this as just one example. A few more are: online monitoring of lubricants in machinery to increase the lifetime of components, novel and environmentally friendly lubrication concepts and additives, but also innovative "2D-materials" like graphene. Furthermore, the interdisciplinarity of Tribology provides an effective enrichment from related sciences, such as the possible use of materials (like GaN) known from the semiconductor industry for many years, also for tribologically stressed components (e. g. for smart devices). This once again demonstrates the importance of cross-scale and cross-disciplinary approach in Tribology aiming at a closer integration of the nanocosmos and the macroscopic world in the field of tension of the various fields of science and technology. The ÖTG Symposium 2018 intends to emphasise these aspects and invites colleagues from the mentioned disciplines to communicate and to discuss the challenges of Tribology and their solutions that emerge in the coming years. Target industries: Automotive engineering, mechanical and plant engineering, drive technology, automation technology, lubricant and surface treatment, materials engineering, manufacturing technology, application engineering Symposium Teilnahmeentgelt / Participation Fee € 330,- Teilnahmeentgelt für Vortragende von wissenschaftlichtechnischen Beiträgen / Speakers Fee (Von max. einer Person pro Vortrag in Anspruch zu nehmen ! / Applies to max. one speaker per presentation ! ) € 130,- Teilnahmeentgelt für Vortragend e von „commercial presentations“ (für max. eine Person pro Beitrag) / Speakers Fee for “commercial presentations” (valid for max. one person per paper/ presentation) € 490,- Teilnahmeentgelt gemäß ÖTG-Mitgliedskategorie Reduced fee for special ÖTG members € 225,- Freie Teilnahme für Studierende ohne Vortrag (nach Maßgabe verfügbarer Plätze) sowie für TeilnehmerInnen ohne Vortrag im Rahmen der ÖTG-Firmenmitgliedschaft (je nach Kategorie der bestehenden ÖTG-Mitgliedschaft)! Free attendance for students without presentation (depending on free places) as well as for company-members of the ÖTG. Im Teilnahmeentgelt sind Tagungsunterlagen (Broschüre, elektronischer Zugang zu den Dateien der Symposiumsbeiträge), Pausengetränke, Mittagsimbiss und ggf. Laborführungen enthalten. Preise exkl. MWSt. (10 %) Participation fee includes proceedings/ electronic access, coffee breaks and short lunch and tour of labs. All prices excl. VAT (10%). Tagungsort / Venue Haus der Ingenieure, Eschenbachgasse 9/ 11, 1010 Wien, Austria Veranstalter / Organisation Office - ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT Kontakt/ Contact: Martina GANTAR-HOFINGER, Mobil: +43 (0) 676 845162 300 Viktor-Kaplan-Straße 2/ C, 2700 Wiener Neustadt Bankverbindung / bank account: Vorarlberger Landes- und Hypothekenbank AG BIC/ SWIFT: HYPVAT2B, IBAN: AT145800021363800022 Anmeldungen erbeten bis 16. November 2018 unter Please register not later than 16 Nov. 2018 at office@oetg.at Änderungen vorbehalten ! - Subject to change without notice ! Wir freuen uns auf Ihre Teilnahme ! We are looking forward to welcome you at the Symposium ! ÖSTERREICHISCHE TRIBOLOGISCHE GESELLSCHAFT SYMPOSIUM 2018 FACHTAGUNG Tribologie in Industrie und Forschung Tribologie - Quo Vadis? Ein skalenübergreifender Blick auf die Tribologie Tribology in Industry and Research Tribology - Quo vadis? A view across scales on Tribology Donnerstag, 22. November 2018 Thursday, 22 November 2018 Veranstaltungsort / Venue Haus der Ingenieure Eschenbachgasse 9/ 11, 1010 Wien, Austria veranstaltet gemeinsam mit / organized in cooperation with www.oetg.at VORLÄUFIGES PROGRAMM / PROVISIONAL PROGRAM T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 56 Nachrichten 57 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Mitteilungen der ÖTG ÖTG-Generalversammlung 2018 Mitgliederversammlung § 5 VerG, nur für ÖTG-Mitglieder und Mitgliedsanwärter/ for OeTG members and applicants only Mittwoch, 21. November 2018, 16: 00 - 17: 20 Uhr, TU Wien, 1060 Wien, Getreidemarkt 9 (Haus B) AGENDA 1. Begrüßung und Feststellung der Beschlussfähigkeit 2. Nachträge zur Tagesordnung 3. Genehmigung des Protokolls der letzten Generalversammlung vom 22.11.2017 4. Bericht der Rechnungsprüfer 5. Genehmigung des Finanzberichtes 2017 Entlastung des Vorstandes 6. Neuwahl des Vorstandes, inkl. Wahl des Obmannes (Präsidenten) für die Funktionsperiode 2018-2020 7. Wahl der Rechnungsprüfer ) für die Funktionsperiode 2018-2020 8. Mitgliederangelegenheiten: a. Aktuelle Mitgliederliste b. Jubiläen 9. Budget / Mitgliedsbeitrag 2019 10. Tribologie-Veranstaltungen (Berichte / Ausblick) 11. ÖTG-Symposium 2019 12. Anträge der Mitglieder 13. Allfälliges Mittwoch, 21. Nov. 2018 - 17: 30 Uhr Möglichkeit zur Besichtigung des Labors des Institutes für Konstruktionswissenschaften und Technische Logistik, TU Wien (Vorstand: Univ.-Prof. Dr. Michael W EIGAND ) 1060 Wien, Getreidemarkt 9 (Haus B) Mittwoch, 21. Nov. 2018 - 18: 30 Uhr Gösser Bierklinik 1010 Wien, Steindlgasse 4 Get-together für Symposiums-Teilnehmer (Getränke gratis / Drinks free of charge) Begrüßung: A. P AUSCHITZ (AC²T), E. B ADISCH (ÖTG) ÖTG-Symposium, 22. November 2018, Haus der Ingenieure, Eschenbachgasse 9/ 11, 1010 Wien Hier angeführt sind jeweils die Erstautoren, beachten Sie bitte die ÖTG-Informationen sowie die Tagungspublikationen ! Änderungen vorbehalten ! Only the lead authors are listed here, please have a look into the ÖTG web information and/ or proceedings ! Subject to change without notice ! Zeit Time Saal 1 - Plenarvorträge / Room 1 - Plenary Talks 09: 00 Eröffnung / Opening Address | Friedrich F RANEK (ÖTG), Carsten G ACHOT (TU Wien - IKTL) 09: 15 David N OWELL , Imperial College London / University of Oxford, UK Dry friction and load transmission in engineering systems 09: 45 Michael W EIGAND , Technische Universität Wien; Wien, AT Loss-of-Lubrication - An actual major challenge in the operation of rotorcraft transmissions and how Tribology can contribute to improve safety and performance under this operating conditions 10: 15 Markus V ALTINER , Technische Universität Wien; Wien, AT Grenzflächenanalytik und Nanotribologie: Weisslichtinterferometrie zur Echtzeitmessung von Verschleiß und Reibung mit nm-Auflösung 10: 45 Pause / Break 11: 15 Alberto R OTA , Università di Modena e Reggio Emilia; Modena, IT Probing the tribological properties of nano-patterns 11: 45 Katharina S CHRÖDER , Technische Universität Wien; Wien, AT Ionic liquids in tribology - Opportunities, challenges and pitfalls 12: 15 Thomas S CHALKHAMMER , Attophotonics Biosciences GmbH; Wiener Neustadt, AT Gleitlacke und Gleitschichten und deren tribologische Anforderungen 12: 45 Mittagspause / Lunch Break - Poster Presentations Zeit Time Saal 1 / Room 1 - Vorträge Deutsch Saal 2 / Room 2 -English Session 14: 00 Anna B ULING , ELB Eloxalwerk Ludwigsburg; DE Neue Generation von tribologischen PEEK- Beschichtungen - additiviert und laserappliziert zu neuer Größenordnung im Verschleißschutz Azhaarudeen F ARUCK , TU Wien; Wien, AT Lubricant choice for rotorcraft transmissions under loss of lubrication condition 14: 25 Andreas B LUTMAGER , Montanuniversität Leoben, Leoben / Wittmann Battenfeld GmbH; Kottingbrunn, AT Verschleiß in der Spritzgussmaschine - Bewertung grundverschiedener Verschleißregime Stephen B EWSHER , School of Mechanical Engineering, Loughborough University; UK Surface characterization of a real-world cylinder liner subject to deposition from combustion 14: 50 David Z ILTENER , Tribotron AG; St. Gallen, CH Prüfung der Beständigkeit von Kennzeichnungen und Aufschriften gegen Abrieb, verursacht durch Wischen mit Fingern und Händen Kartik P ONDICHERRY , Anton-Paar GmbH; Graz, AT Tribology of food and beverages: Cheese, coffee and chocolate 15: 15 Thomas S CHUBERT , IoLiTec - Ionic Liquids Technologies GmbH; Heilbronn, DE Jüngste Entwicklungen von ionischen Flüssigkeiten und 2D-Nanomaterialien als Additive für Hochleistungsschmierstoffe Bojana S TOJANOVIC , AC2T research GmbH; AT Bio-tribocorrosion of partial implants against bovine articular cartilage 15: 40 Andreas M ERSTALLINGER , Aerospace & Advanced Composites GmbH; Wiener Neustadt, AT Lubrication of steel-steel contacts in space devices by ionic liquids Simon M EDINA , TU Wien; Wien, AT Modelling adhesion of rough and textured surfaces: Algorithms and insights 16: 05 Pause / Break Zeit Time Saal 1 / Room 1 - Vorträge Deutsch Saal 2 / Room 2 -English Session 16: 25 Florian A USSERER , V-Research GmbH; Dornbirn, AT Modellierung und Simulation eines Papierformwerkzeuges - Bördelprozessoptimierung Markus H ATZENBICHLER , FOTEC Forschungs- und Technologietransfer GmbH; Wiener Neustadt, AT Surface multifunctionality for enhancing friction and wear performance of 3D printed lightweight components using technology hybrids 16: 50 Markus K RONBERGER , AC2T research GmbH; AT Selective Tribochemistry: A Potentiodynamic Study of a Lubricated Metal-Ceramic Contact Helmut R IEDL , TU Wien; Wien, AT Too thin, to be wear resistant - Thin film materials in tribological contacts 17: 15 Jaroslaw M IKOŁAJCZYK , PL Temperaturspitzen in den tribologischen Untersuchung für ein kinematisches Paar Florian P ATOCKA , TU Wien; Wien, AT Novel MEMS sensor for real-time lubricant condition monitoring 17: 40 Simon W ALCH , TU Graz; Graz, AT Bewertung von Regressionsmodellen in der Applikation Einzylinder-Forschungsmotor Adam A GOCS , AC2T research GmbH; AT The challenge of pre-defined oil degradation - Correlation of lab-scale method, large scale artificial alteration and field 18: 05 Georg V ORLAUFER , AC2T research GmbH; AT Ermittlung von Verschleißkenngrößen aus 3D- Topografiedaten (Exctracting wear information from 3D topography data) Christian K ATSICH , AC2T research GmbH; AT Tribological qualification of various pairings for down-hole pumps in the system ball seal seat 18: 30 Schlusswort / Closing | Nicole D ÖRR (ÖTG) 18: 40 Ende der Veranstaltung / End of Symposium T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 57 Anzeige 58 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 2/ 2018 Rolf Ko Gle im W Praxis hydrod 3., durch 6 Tab., 4 (Reihe T ISBN 97 Zum Buc In diesem mit Weißm interdiszip Der Text Qualität, d Probleme historisch Die Unzu Verbundw Am Beisp bekannter Problemlö Inhalt: Das hydro Der Verbu mit Verbu Qualitätsa Gleitlager Die Inter Ingenieure Konstrukt Ferner Me Lehre mit Rezensio Eine Buch Der Auto konnte als Werkstoff Kontakte oring eitlag Wan innovat dynamis hgesehene 48,00 €, 62 Technik) 78-3-8169ch: m Buch werd metall, oder a plinäre Betra spannt ein den Betrieb b e, Unzulänglic en Überblick ulänglichkeit werkstoff, die piel der Entw r Dinge zu n ösung wird a odynamische undwerkstoff undwerkstoffe anforderunge rschaden - D ressenten: e des Masch ion, Fertigun etallurgen un Gleitlagern onen: hvorstellung or s Leiter des fen, als Grü umfassende gerte ndel iver cher Gle e. Auflage 2,50 CHF -3331-1 den hydrody auch Babbits chtungsweis en Bogen v bis zum Scha chkeiten und k, aber auch der bisher e große Unbe wicklung eine neuen Ansät m Beispiel d e Gleitlager u f, die große en - Voraus en an die Die Zukunft d hinenbaus, d ng, Montage nd Tribologe befassen. ist erschiene Bereiches F nder des A e interdisziplin Be E-Mail: ex P: \AK\DIG\ echn eitlager 2016, 200 ynamische G s genannt, b se. von der Kon aden und se d auch auf Fo einen Ausbli verfügbare ekannte, wird es neuen Be tzen und Er er Schadens und seine Vo Unbekannte setzungen fü Gleitlager der Gleitlager die sich mit G und im Betr en, die sich in en in »handl Forschung un Arbeitskreises näre Erkenn estellhot Tel: 07071-97556-0 xpert@exp ik S., 123 Ab Gleitlager be eschichtet s nstruktion üb einer Behebu orschungsbe ick in die Zuk n Werkstoff d erstmalig in eschichtungs rgebnissen f sanalyse aus orteile - Stüt e - Untersuc ür das Besch - Gleitlag r Gleitlagern in rieb beschäft n Forschung ling - indus nd Entwicklu s Gleitlager tnisse in der tline: pertverlag.d bb., ehandelt, die ind. Der Auto ber die Wer ng. Auf dies edarf hingew kunft. fdaten wird ntensiv unter sprozesses w ührt. Die str sführlich bes tzkörperwerk chungen auf hichten - Da ger-Montage n der tigen. g und triell fertige ung eines fü beim VDMA r Gleitlagerte de eor verfolgt da rkstoffe, die em Wege wi wiesen. Der L beschrieben rsucht. wird gezeigt, rukturierte Vo chrieben. kstoffe - Bes Prüfständen as Beschicht , Gleitlager n - systemi hrenden Her A und aufgr chnologie sa abei eine ga Herstellverf ird an vielen Leser erhält d n, und der wie das Inf orgehenswe schichtungsw n - Neue Er ten der Gleit r im Betrie isch lösen«. rstellers von rund seiner ammeln. nzheitliche, fahren, die Stellen auf damit einen Gleitlagerfragestellen ise bei der werkstoffe - rkenntnisse lager - Die eb - Der . Gleitlagerweltweiten T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 58 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 In- Maschinenelement Gleitlager - Radiallager standhaltung 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: Auswaschung, Kavitations-Erosion Unterbegriff: Auswaschung durch hochfrequente Schwingungen Beschreibung des Schadensbildes Porenförmige Ausbrüche mit Rissen, die sich vereinigen und größere Ausbrüche verursachen. Im fortgeschrittenen Zustand werden Partikel zerkleinert und ausgespült. Hohlräume erweitern sich in Richtung Lagerstützkörper. Auf Stahloberfläche bleiben bei guter Bindung Lagermetallrippen erhalten. Zerstörung durch Kavitation von Druckbergspitze bis zur Öltasche. Schadensursache Der Schaden ist durch hochfrequente Schwingungen (z.B. Turbomaschinen und deren Getriebe) entstanden, die durch die hohen Beschleunigungen Kavitationen erzeugen. Die wiederholte Implosion von Kavitation- Dampfblasen nahe der Gleitfläche erzeugt eine lokale Ermüdung. Mit freundlicher Genehmigung der Th. Goldschmidt AG Schadensanalyse/ Schadenskatalog 59 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 59 Hinweise für unsere Autoren 60 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 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 Dischingerweg 5, 72070 Tübingen Tel.: +49 (0) 7071-97556-54 Fax: +49 (0) 7071-9797-11 E-Mail: info@verlag.expert 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 info@verlag.expert, 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  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 Seiten bitte 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 an info@verlag.expert T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 60 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 61 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.4.6 Konstruktive Hinweise Fettgeschmierte Wälzlager Durch eine optimale konstruktive Gestaltung der gesamten Lagerung muss gewährleistet werden, dass einerseits die Schmierung sichergestellt wird und andererseits beim Nachschmieren eine Überschmierung vermieden wird. Ein Idealfall liegt vor, wenn Wälzlager verwendet werden können, die vom Lagerhersteller gefettet und abgedichtet sind. Dabei ist aber darauf zu achten, dass die Lebensdauer des Lagers und jene der Fettfüllung identisch sind, weil eine Nachschmierung nicht möglich ist. Bild 4.43 zeigt einige Beispiele für eine solche Lösung. Eine gezielte seitliche Nachschmierung einschließlich der Beobachtung des Schmierungszustandes ist durch die in Bild 4.44, links, gezeigte Lösung möglich. Eine Lösung zur Schmierung mehrerer Einzellager oder zweireihiger Lager wird in Bild 4.44, rechts, gezeigt. Bild 4.43: Gefettete und abgedichtete Wälzlager Bild 4.44: Links: Gezielte seitliche Nachschmierung einer Wälzlagerung, rechts: Zufuhr des Schmierfettes durch den Lageraußenring T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 61 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 62 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Die Fettzufuhr kann dabei durch den Lageraußenring erfolgen oder durch Bohrungen zwischen den einzelnen Lagern einer Lagerung. Bei einer Nachschmierung muss gewährleistet werden, dass die Wälzlager nicht überschmiert werden. Hierzu dienen sogenannte Fettmengenregler, welche nach der vollständigen Befüllung des Lagers mit Fett durch Fliehkraftwirkung sicherstellen, dass sich das Lager von überschüssigem Fett befreien kann. Bild 4.45 zeigt die Funktionsweise eines solchen Reglers. Die Förderwirkung eines solchen Reglers kann durch Veränderung des Duchmessers des Ringspaltes variiert werden. Bild 4.46 zeigt dies an einem Beispiel. Wie aus Bild 4.47 ersichtlich ist, kann eine solche Regelung der im Lager verbleibenden Fettmenge auch bei senkrechter Welle vorgesehen werden. Bild 4.45: Funktionsweise eines Fettmengenreglers Bild 4.46: Veränderung der Förderwirkung der Reglerscheibe mit dem Scheibendurchmesser Bild 4.47: Fettmengenregler bei senkrecher Welle T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 62 Normen 63 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN EN ISO 3016: 2018-07 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Pourpoints (ISO/ DIS 3016: 2018); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 3016: 2018 Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of pour point (ISO/ DIS 3016: 2018); German and English version prEN ISO 3016: 2018 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 3016: 2017-11 Erscheinungsdatum: 2018-06-01 Einsprüche bis 2018-07-25 Gegenüber DIN ISO 3016: 2017-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aufnahme eines digitalen Kontaktthermometers; b) Aktualisierung der normativen Verweisungen; c) einige Reagenzien und Materialien entfernt (bzw. an ISO 3015 angepasst); d) Bad- und Probentemperaturbereiche an ASTM D97 angepasst; e) Präzision an ASTM D97 angepasst; f) Literaturhinweise hinzugefügt. Dieses Dokument legt ein Verfahren zu Bestimmung des Pourpoints von Mineralölerzeugnissen fest. Ein zur Bestimmung des unteren Pourpoints von Heizölen, schweren Grundölen für Schmieröle und anderen Produkten, die Rückstandsölkomponenten enthalten, geeignetes Verfahren wird ebenfalls beschrieben. E DIN 51380: 2018-09 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der leichtsiedenden Anteile in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Testing of lubricants - Test for fuel diluent in used automotive engine oils - Gas chromatography method Erscheinungsdatum: 2018-08-03 Einsprüche bis 2018-09-27 Gegenüber DIN 51380: 2016-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Dokument wurde redaktionell überarbeitet; b) Formulierung der Kurzbeschreibung angepasst; c) Abschnitt zu Bezeichnung entfernt; d) Formulierung zur Berechnung der Gesamtfläche des Gaschromatogramms verdeutlicht. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von leichtsiedenden Anteilen in gebrauchten Motorenölen fest. Diese Anteile geben Hinweise auf die Kraftstoffverdünnung des Öls. Kraftstoff kann z. B. durch eine unvollständige Verbrennung im Zylinder des Motors kondensieren und so in das Motorenöl eingetragen werden. Bei den Kraftstoffen handelt es sich um Ottokraftstoff, z. B. nach DIN EN 228, und Dieselkraftstoffe auf Mineralölbasis, z. B. nach DIN EN 590. Z DIN 51417-2: 1997-03 Prüfung von Kühlschmierstoffen - Bestimmung des Mineralölgehaltes von wassermischbaren Kühlschmierstoffen - Teil 2: Säulenchromatographisches Verfahren Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN 51835-2: 2013-09 Mineralölerzeugnisse - Teil 2: Bestimmung der Oxidationsstabilität von Schmierfetten durch Messung der Chemilumineszenz Zurückgezogen; Die Norm wird zurückgezogen, weil es keinen Bedarf für diese Norm gibt, da es kaum noch verfügbare Geräte hierfür gibt. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN 51810-2: 2017-04 Print: 74,60 EUR/ Download: 68,50 EUR Testing of lubricants - Testing rheological properties of lubricating greases - Part 2: Determination of flow point using an oscillatory rheometer with a parallel-plate measuring system Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung der rheologischen Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Bestimmung der Fließgrenze mit dem Oszillationsrheometer und dem Messsystem Platte/ Platte 1.1.2 VDI-Richtlinien E VDI 3397 Blatt 1: 2018-08 72,60 EUR Bearbeitungsmedien (BM) für die Umformung und Zerspanung - Kühlschmierstoffe, Umformschmierstoffe, Minimalmengenschmierstoffe, Multifunktionsöle Processing media (PM) for forming and machining - Metal working fluids, forming fluids, minimum quantity fluids, multifunctional oils Einsprüche bis 2019-01-31 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen E prEN ISO 22995: 2018-05 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung (ISO/ DIS 22995: 2018) Normen T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 63 Normen 64 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Petroleum products - Determination of cloud point - Automated step-wise cooling method (ISO/ DIS 22995: 2018) Einsprüche bis 2018-08-13 1.2.2 ISO-Normen E ISO 8068 DAM 1: 2018-06 67,20 EUR Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family T (Turbines) - Specification for lubricating oils for turbines - Amendment 1: Filterability tests according to ISO 13357-1 and ISO 13357-2 - Requirement related to the stage of the test method Vorgesehen als Änderung von ISO 8068: 2006-09 Einsprüche bis 2018-08-30 ISO/ TR 19686-2: 2018-06 102,00 EUR Petroleum products - Equivalency of test method determining the same property - Part 2: Density of petroleum products E ISO/ DIS 22995: 2018-05 67,20 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung Petroleum products - Determination of cloud point - Automatic step-wise cooling method Einsprüche bis 2018-08-13 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 76: 2018-09 Print: 96,90 EUR/ Download: 89,00 EUR Wälzlager - Statische Tragzahlen (ISO 76: 2006 + Amd.1: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Static load ratings (ISO 76: 2006 + Amd.1: 2017); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2018-08-03 Einsprüche bis 2018-09-27 Gegenüber DIN ISO 76: 2009-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einführung folgender Symbole in Abschnitt 4: E(κ), K(κ), Σ ρe , Σ ρi , F(ρ), γ, κ b) Überarbeitung des Abschnittes 5.1.1 und Einführung der Formeln (2), (3) und (4); c) Überarbeitung des Abschnittes 6.1 und Einführung der Formeln (8) und (9); d) Überarbeitung des Abschnittes A.5.2; e) Überarbeitung des Abschnittes A.5.3; f) Einführung des Anhangs B; g) Einführung des Anhangs C. Unter mäßig hohen statischen Belastungen entstehen an Wälzkörpern und Laufbahnen von Wälzlagern bleibende Verformungen, die mit zunehmender Belastung allmählich zunehmen. Ob diese im Lager entstehenden Verformungen in einem bestimmten Anwendungsfall zulässig sind, kann oft nicht durch Versuche unter den Bedingungen des Anwendungsfalls festgestellt werden. Deshalb sind andere Verfahren erforderlich, um die Eignung des gewählten Lagers nachzuweisen. Die Erfahrung zeigt, dass eine bleibende Gesamtverformung entsprechend dem 0,000 1fachen des Wälzkörperdurchmessers im Mittelpunkt der am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn in den meisten Anwendungsfällen ohne Beeinträchtigung des Betriebsverhaltens des Lagers zugelassen werden kann. Die statische Tragzahl wird folglich so hoch angesetzt, dass diese Verformung ungefähr dann eintritt, wenn die statische äquivalente Belastung gleich der statischen Tragzahl ist. Versuche in verschiedenen Ländern deuten darauf hin, dass eine Belastung in der fraglichen Höhe gleichgesetzt werden kann mit einer berechneten Beanspruchung der Berührstelle von 4600 MPa bei Pendelkugellagern 4200 MPa bei allen anderen Kugellagern und 4000 MPa bei allen Rollenlagern im Mittelpunkt den am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn. Die Gleichungen und Faktoren zur Berechnung der statischen Tragzahlen beruhen auf diesen Beanspruchungen an der Berührstelle. Die zulässige statische äquivalente Belastung kann je nach den Anforderungen an Laufruhe und Reibungs-widerstand und je nach der jeweiligen Geometrie der Berührflächen kleiner, gleich oder größer als die statische Tragzahl sein. Lageranwender, die in Hinsicht auf diese Bedingungen nicht über Erfahrungen verfügen, sollten den Lagerhersteller um Rat fragen. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl und der statischen äquivalenten Belastung für Wälzlager in den Größenbereichen fest, die in den entsprechenden ISO Normen angegeben werden, für Lager, die aus heute allgemein verwendetem, hochwertigem, gehärtetem Wälzlagerstahl nach bewährten Herstellverfahren gefertigt sind und deren Wälzflächenformen im Wesentlichen der herkömmlichen Ausführung entsprechen. Berechnungen nach dieser Internationalen Norm ergeben keine befriedigenden Ergebnisse, wenn Lager Betriebsbedingungen unterworfen sind und/ oder eine innere Konstruktion aufweisen, die zu einer beträchtlichen Beschneidung der Kontaktflächen zwischen Wälzkörpern und Laufbahnen führen. Die gleiche Einschränkung gilt, wenn die Anwendungsbedingungen Abweichungen von der üblichen Beanspruchungsverteilung im Lager hervorrufen, z. B. Fluchtungsfehler, Vorspannung oder sehr großes Lagerspiel, oder wenn eine besondere Oberflächenbehandlung oder Beschichtungen angewendet werden. Wenn angenommen werden muss, dass solche Bedingungen vorliegen, sollte der Anwender den Lagerhersteller um Empfehlungen und um die Berechnung der statischen äquivalenten Belastung bitten. Diese Internationale Norm ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen die Wälzkörper direkt auf der Welle oder im Gehäuse laufen, es sei denn, die Lauffläche ist in jeder T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 64 Normen 65 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Beziehung der Lauffläche des Lagerringes oder der Lagerscheibe gleichwertig, die sie ersetzt. Soweit sich diese Internationale Norm auf zweireihige Radiallager und zweiseitig wirkende Axiallager bezieht, wird vorausgesetzt, dass diese symmetrisch sind. Weiterhin sind Richtwerte für statische Tragsicherheiten angegeben, die bei Anwendungsfällen mit hoher Beanspruchung anzuwenden sind. E DIN 1498: 2018-07 Print: 59,60 EUR/ Download: 54,80 EUR Einspannbuchsen für Lagerungen Tension bush for internal application Vorgesehen als Ersatz für DIN 1498: 1965-08 Erscheinungsdatum: 2018-06-15 Einsprüche bis 2018-10-08 Gegenüber DIN 1498: 1965-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen aktualisiert; b) in Bild 2 Form W mit wellenförmigem Schlitz hinzugefügt; c) Toleranzen für die Maße an den Fasen f1 und f2 und die zugehörigen Winkel festgelegt; d) Angabe der Gewichte in Tabelle 1 entfernt; e) Kennzeichnung von Klammer- und Vorzugsmaßen in Tabelle 1 entfernt; f) Angaben zu Werkstoffen und Ausführungen in neuen Abschnitt 4 „Technische Lieferbedingungen“ überführt (Tabelle 3); g) in Abschnitt 6 die Bezeichnung der Einspannbuchse geändert und an die Praxis angepasst; h) Text aus den Erläuterungen in die Einleitung überführt; i) Norm redaktionell überarbeitet. Diese Norm gilt für Einspannbuchsen für Lagerungen. Sie enthält verschiedene Ausführungen (Schlitzarten), wodurch der Einsatz für unterschiedliche Anwendungsfälle, zum Teil auch für umlaufende Drehbewegung möglich ist. E DIN 1499: 2018-07 Print: 59,60 EUR/ Download: 54,80 EUR Aufspannbuchsen für Lagerungen Tension bush for external application Vorgesehen als Ersatz für DIN 1499: 1965-08 Erscheinungsdatum: 2018-06-15 Einsprüche bis 2018-10-08 Gegenüber DIN 1499: 1965-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen aktualisiert; b) in Bild 2 Form W mit wellenförmigem Schlitz hinzugefügt; c) Toleranzen für das Maß an der Fase f1 und den zugehörigen Winkel festgelegt; d) Angabe der Gewichte in Tabelle 1 entfernt; e) Kennzeichnung von Klammer- und Vorzugsmaßen in Tabelle 1 entfernt; f) Angaben zu Werkstoffen und Ausführungen in neuen Abschnitt 4 „Technische Lieferbedingungen“ überführt (Tabelle 2); g) in Abschnitt 6 die Bezeichnung der Einspannbuchse geändert; h) Teile des Textes aus den Erläuterungen in die Einleitung überführt; i) Norm redaktionell überarbeitet. Diese Norm gilt für Aufspannbuchsen für Lagerungen. Sie enthält verschiedene Ausführungen (Schlitzarten), wodurch der Einsatz für unterschiedliche Anwendungsfälle möglich ist, wie zum Beispiel für umlaufende Drehbewegungen. E DIN EN ISO 4022: 2018-07 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Durchlässige Sintermetallwerkstoffe - Bestimmung der Flüssigkeitsdurchlässigkeit (ISO/ FDIS 4022: 2018); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 4022: 2018 Permeable sintered metal materials - Determination of fluid permeability (ISO/ FDIS 4022: 2018); German and English version prEN ISO 4022: 2018 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 4022: 2006-06 Erscheinungsdatum: 2018-06-01 Einsprüche bis 2018-07-25 Gegenüber DIN EN ISO 4022: 2006-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Reihenfolge von Abschnitt 3 und Abschnitt 4 vertauscht, Abschnitt 3 in 3.1 und 3.2 geteilt; b) 3.1.3, 3.1.4, 3.1.5, 3.1.13 und 3.1.14 redaktionell überarbeitet; c) Abschnitt 3: terminologische Einträge „Länge“ und „dynamische Viskosität“ gelöscht; d) 6.1.1 und 6.1.2, Bild 1 und 2 und Legenden redaktionell überarbeitet; e) 7.1.2, erste Gleichung gelöscht und Gleichung (2) berichtigt, „l“ zu „1“ geändert; f) 8.3, Gleichung (12) berichtigt, „ρ“ geändert in Symboldarstellung von „ρ“. Dieses Dokument legt ein Verfahren für die Ermittlung der spezifischen Durchströmbarkeit von durchlässigen Sintermetallen fest, in denen die Poren durchgehend und miteinander verbunden sind. Die Prüfung wird unter solchen Bedingungen durchgeführt, dass die spezifische Durchströmbarkeit als Viskosität und Trägheits-Permeabilitätskoeffizient ausgedrückt wird. Z DIN EN ISO 4490: 2014-11 Metallpulver - Ermittlung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2014); Deutsche Fassung EN ISO 4490: 2014 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN ISO 4490: 2018- 08 DIN EN ISO 4490: 2018-08 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2018); Deutsche Fassung EN ISO 4490: 2018 Metallic powders - Determination of flow rate by means T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 65 Normen 66 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 of a calibrated funnel (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2018); German version EN ISO 4490: 2018 Ersatz für DIN EN ISO 4490: 2014-11 Gegenüber DIN EN ISO 4490: 2014-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normtitel geändert in: „Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter)“ (vorm.: „Metallpulver - Ermittlung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter)“; b) Abschnitte 2 „Normative Verweisungen“ und 3 „Begriffe“ aufgenommen; c) in 5.1 (vorm. 3.1) „ANMERKUNG“ gestrichen; d) in 5.5 und 6.1 „Kalibrierung durch den Hersteller des Trichters“, a) (vorm. 3.5 bzw. 4.1) „Chinesisches Schmirgelkorn“ durch „Referenzschmirgelkorn“ ersetzt und letzten Absatz in 6.1 gestrichen; e) Bild 1: Angaben „60° ± 0,5°“ und „50,8 ± 0,5“ um Toleranzangaben ergänzt (vorm.: „60°“ bzw. „50,8“); f) Abschnitt 10 „Präzision“ (vorm. 8) vollständig überarbeitet; g) Abschnitt 11 „Prüfbericht“ (vorm. 9): in „c)“ Angabe „in s/ 50 g“ ergänzt; h) Dokument redaktionell überarbeitet. Diese Norm legt ein Verfahren zur Bestimmung der Durchflussrate metallischer Pulver, einschließlich Hartmetallpulver, mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) fest. Dieses Verfahren ist nur auf Pulver anwendbar, die frei durch die festgelegte Ausflussöffnung fließen. E DIN EN 13260: 2018-07 Print: 124,20 EUR/ Download: 114,10 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsätze - Produktanforderungen; Deutsche und Französische Fassung prEN 13260: 2018 Railway applications - Wheelsets and bogies - Wheelsets - Product requirements; German and French version prEN 13260: 2018 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13260: 2011-01 Erscheinungsdatum: 2018-06-15 Einsprüche bis 2018-08-08 Gegenüber DIN EN 13260: 2011-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 3 „Begriffe“ eingefügt, dadurch Neunummerierung der folgenden Abschnitte; b) Abschnitte 5 und 6 neu eingefügt; c) Anhänge komplett überarbeitet; d) Norm redaktionell überarbeitet. Die vorliegende Europäische Norm legt die Eigenschaften für neue Radsätze, die im europäischen Schienennetz eingesetzt werden, fest. Diese Norm gilt für Radsätze, die aus Teilen bestehen, die in folgenden Europäischen Normen definiert werden: - EN 13262 für Räder; - EN 13261 für Radsatzwellen. Diese Norm gilt nicht gänzlich für instandgesetzte Radsätze. Einige Kenndaten werden nach Kategorie 1 oder Kategorie 2 festgelegt. Kategorie 2 enthält Unterteilungen (2a und 2b), um bestimmte Eigenschaften präzisieren zu können. Die Kategorie 1 ist generell dann zu wählen, wenn die Zuggeschwindigkeit über 200 km/ h liegt. In diesem Fall setzt sich der Radsatz aus Rädern und Radsatzwelle der Kategorie 1, nach EN 13262 für die Räder und EN 13261 für die Radsatzwellen, zusammen. E DIN EN 13261: 2018-07 Print: 166,60 EUR/ Download: 153,40 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsatzwellen - Produktanforderungen; Deutsche und Französische Fassung prEN 13261: 2018 Railway applications - Wheelsets and bogies - Axles - Product requirements; German and French version prEN 13261: 2018 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13261: 2011-01 Erscheinungsdatum: 2018-06-15 Einsprüche bis 2018-08-08 Gegenüber DIN EN 13261: 2011-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen überarbeitet; b) Abschnitt 3 „Begriffe“ eingefügt, dadurch Neunummerierung der folgenden Abschnitte; c) Abschnitte 5 bis 6 neu eingefügt; d) Anhänge komplett überarbeitet; e) Norm redaktionell überarbeitet. Die vorliegende Europäische Norm legt die Eigenschaften für neue Radsätze, die im europäischen Schienennetz eingesetzt werden, fest. Diese Norm gilt für Radsätze, die aus Teilen bestehen, die in folgenden Europäischen Normen definiert werden: - EN 13262 für Räder; - EN 13261 für Radsatzwellen. Diese Norm gilt nicht gänzlich für instandgesetzte Radsätze. Einige Kenndaten werden nach Kategorie 1 oder Kategorie 2 festgelegt. Kategorie 2 enthält Unterteilungen (2a und 2b), um bestimmte Eigenschaften präzisieren zu können. Die Kategorie 1 ist generell dann zu wählen, wenn die Zuggeschwindigkeit über 200 km/ h liegt. In diesem Fall setzt sich der Radsatz aus Rädern und Radsatzwelle der Kategorie 1, nach EN 13262 für die Räder und EN 13261 für die Radsatzwellen, zusammen. E DIN EN 13262: 2018-07 Print: 148,60 EUR/ Download: 136,80 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Räder - Produktanforderungen; Deutsche und Französische Fassung prEN 13262: 2018 Railway applications - Wheelsets and bogies - Wheels - Product requirements; German and French version prEN 13262: 2018 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13262: 2011-06 und DIN EN 13262 Berichtigung 1: 2013-02 Erscheinungsdatum: 2018-06-15 Einsprüche bis 2018-08-08 Gegenüber DIN EN 13262: 2011-06 und DIN EN 13262 Berichtigung 1: 2013-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen überarbeitet; T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 66 Normen 67 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 b) Abschnitt 3 „Begriffe“ eingefügt, dadurch Neunummerierung der folgenden Abschnitte; c) Abschnitte 5 bis 7 neu eingefügt; d) Anhänge komplett überarbeitet; e) Anpassung an EN 13103-1: 2018; f) Norm redaktionell überarbeitet. Die vorliegende Europäische Norm legt die Eigenschaften für Eisenbahnräder für alle Spurweiten fest. Vorliegende Norm kann ebenfalls auf Stadt- und Straßenbahnen Anwendung finden. In der vorliegenden Norm wurden fünf Stahlgüten, ER6, ER7, ER8, ERS8 und ER9, definiert. ANMERKUNG 1 Die Stahlgüte ERS8 wurde in der vorliegenden Norm zur Optimierung der Stahlgüte ER8 und ER9 hinsichtlich des RCF eingeführt sowie unter Berücksichtigung des Erfahrungsaustauschs des Dienstes in Europa, beispielsweise die Norm BS 5892 3, die im Vereinigten Königreich gilt. Bestimmte Eigenschaften sind in Kategorie 1 oder Kategorie 2 festgelegt. Kategorie 1 wird generell gewählt, wenn die Betriebsgeschwindigkeit über 200 km/ h liegt. Bei Fahrzeugen mit einer Betriebsgeschwindigkeit unter oder gleich 200 km/ h werden generell Räder der Kategorie 2 gewählt. Für einige Eigenschaften können diese Kategorien noch unterteilt werden. Diese Norm gilt für geschmiedete und gewalzte Vollräder, die aus vakuumentgastem Stahl hergestellt werden und eine Radkranzvergütung erhalten haben. Sie müssen bereits in einer bedeutenden Anzahl und unter kommerziellen Bedingungen in einem europäischen Eisenbahnnetz eingesetzt sein oder die Konstruktion muss eine Zulassungsprüfung nach EN 13979 1 bestanden haben. Anhang A beschreibt das Beurteilungsverfahren für die Annahme neuer Materialien, die in der vorliegenden Norm nicht aufgegriffen sind. Vorliegende Norm definiert die Anforderungen, die bezüglich der Räder erfüllt werden müssen; das technische Zulassungsverfahren fällt nicht in den Anwendungsbereich dieser Norm. AN- MERKUNG 2 Eine Radkranzvergütung wird durch Wärmebehandlung erreicht, deren Ziel die Härtung des Radkranzes und die Schaffung von Druckeigenspannungen ist. Z DIN ISO 15242-1: 2014-06 Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen (ISO 15242-1: 2004) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 15242-1: 2018- 07 DIN ISO 15242-1: 2018-07 Print: 89,80 EUR/ Download: 82,60 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen (ISO 15242-1: 2015) Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 1: Fundamentals (ISO 15242-1: 2015) Ersatz für DIN ISO 15242-1: 2014-06 Gegenüber DIN ISO 15242-1: 2014-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Verschiebung folgender Normen von den Normativen Verweisungen 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 Verfahren zur Körperschallmessung rotierender Wälzlager unter festgelegten Messbedingungen sowie die Kalibrierung der zugehörigen Messsysteme fest. Z DIN ISO 15242-2: 2014-06 Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-2: 2004 + Cor. 1: 2010) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 15242-2: 2018- 08 DIN ISO 15242-2: 2018-08 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-2: 2015) Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 2: Radial ball bearings with cylindrical bore and outside surface (ISO 15242-2: 2015) Ersatz für DIN ISO 15242-2: 2014-06 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. E DIN ISO 15242-3: 2018-08 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 3: Radial-Pendelrollenlager und Radial-Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-3: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 3: Radial spherical and tapered roller bearings with cylindrical bore and outside surface (ISO 15242- 3: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 15242-3: 2014-06 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 67 Normen 68 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Erscheinungsdatum: 2018-07-13 Einsprüche bis 2018-09-06 Gegenüber DIN ISO 15242-3: 2014-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Streichung folgender Normen in den Normativen Verweisungen: ISO 554, ISO 558, ISO 3205, ISO 3448; c) Überarbeitung von Bild 2 und A.1; d) Aufnahme der Tabelle 3. Dieser Teil von ISO 15242 legt ein Verfahren zur Messung des Körperschalls unter festgelegten Prüfbedingungen für zweireihige Radial-Pendelrollenlager und für ein- und zweireihige Radial-Kegelrollenlager mit einem Kegelwinkel bis einschließlich 45° fest. E DIN ISO 15242-4: 2018-08 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 4: Radial-Zylinderrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242- 4: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 4: Radial cylindrical roller bearings with cylindrical bore and outside surface (ISO 15242-4: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 15242-4: 2014-06 Erscheinungsdatum: 2018-07-27 Einsprüche bis 2018-09-20 Gegenüber DIN ISO 15242-4: 2014-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Streichung folgender Normen in den Normativen Verweisungen: ISO 554, ISO 558, ISO 3205, ISO 3448; c) Überarbeitung von Bild 1, 3 und 4; d) Überarbeitung der Bildlegenden; e) Aufnahme der Tabelle 3. Dieser Teil von ISO 15242 legt ein Verfahren zur Messung des Körperschalls unter festgelegten Prüfbedingungen für ein- und zweireihige Radial-Zylinderrollenlager fest. 2.1.1.1 Übersetzungen keine 2.1.2 VDI-Richtlinien Z VDI 2126: 1989-05 Ebene Gelenkgetriebe; Übertragungsgünstigste Umwandlung einer Drehschwingin eine Schubbewegung Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 2126: 2018-07 VDI 2126: 2018-07 92,60 EUR Ebene Gelenkgetriebe - Übertragungsgünstigste Umwandlung einer Drehschwingin eine Schubschwingbewegung Planar mechanisms - Transfer of a rocker motion into a slider motion with regard to optimum transmission angle Ersatz für VDI 2126: 1989-05 Z VDI 2142 Blatt 1: 1994-10 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Grundlagen, Profilberechnung und Konstruktion Zurückgezogen, ersetzt durch VDI 2142 Blatt 1: 2018- 08 ZE VDI 2142 Blatt 1 Berichtigung: 2017-02 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Grundlagen, Profilberechnung und Konstruktion - Berichtigung zur Richtlinie VDI 2142 Blatt 1: 2017-01 (Entwurf) VDI 2142 Blatt 1: 2018-08 163,20 EUR Auslegung ebener Kurvengetriebe - Grundlagen, Profilberechnung und Konstruktion Construction of planar cam mechanisms - Fundamentals, profile calculation and design Ersatz für VDI 2142 Blatt 1: 1994-10 E VDI 2730 Blatt 1: 2018-08 86,20 EUR Toleranzen und Toleranzmanagement bei Gelenkgetriebe - Checklisten - Vorgehen und Werkzeuge Tolerances and tolerance managment for linkages - Checklists - Approach and tolls Einsprüche bis 2018-10-31 VDI 4084: 2018-07 39,50 EUR Instandsetzung und Aufarbeitung von Verbrennungsmotoren - Begriffe und Prozesse Corrective maintenance and remanufacturing of internal combustion engines - Terminology and processes 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen Z EN ISO 4490: 2014-08 Metallpulver - Ermittlung der Durchflussdauer mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2014) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 4490: 2018-05 ZE FprEN ISO 4490: 2018-01 Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO/ FDIS 4490: 2018) EN ISO 4490: 2018-05 Metallpulver - Bestimmung der Durchflussrate mit Hilfe eines kalibrierten Trichters (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2018) Metallic powders - Determination of flow rate by means of a calibrated funnel (Hall flowmeter) (ISO 4490: 2018) Ersatz für EN ISO 4490: 2014-08 E prEN 13001-3-8: 2018-05 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-8: Grenzzustände und Sicherheitsnachweise für Maschinenbauteile - Wellen Cranes - General design - Part 3-8: Limit states and T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 68 Normen 69 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 proof competence of machinery - Shafts Einsprüche bis 2018-08-16 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 355: 2018-05 67,20 EUR Wälzlager - Metrische Kegelrollenlager - Maße und Reihenbezeichnungen Rolling bearings - Tapered roller bearings - Boundary dimensions and series designations Vorgesehen als Ersatz für ISO 355: 2007-07 und ISO 355 AMD 1: 2012-02 Einsprüche bis 2018-08-06 E ISO/ DIS 3548-2: 2018-06 67,20 EUR Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 2: Messung der Wanddicke Plain bearings - Thin-walled half bearings with or without flange - Part 2: Measurement of wall thickness and flange thickness Vorgesehen als Ersatz für ISO 3548-2: 2009-08 Einsprüche bis 2018-09-11 Z ISO 3923-1: 2008-05 Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3923-1: 2018-05 ZE ISO/ FDIS 3923-1: 2018-02 Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren ISO 3923-1: 2018-05 44,10 EUR Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren Metallic powders - Determination of apparent density - Part 1: Funnel method Ersatz für ISO 3923-1: 2008-05 E ISO/ FDIS 4022: 2018-05 102,00 EUR Durchlässige Sintermetallwerkstoffe - Bestimmung der Flüssigkeitsdurchlässigkeit Permeable sintered metal materials - Determination of fluid permeability Vorgesehen als Ersatz für ISO 4022: 1987-10 Z ISO 5294: 2012-12 Synchronriemenantriebe - Riemenscheiben ZE ISO/ DIS 6099: 2017-06 Fluidtechnische Anlagen und Bauteile - Zylinder - Bezeichnungskode für Einbaumaße und Befestigungsarten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 6099: 2018-06 E ISO/ FDIS 6099: 2018-06 206,20 EUR Fluidtechnische Anlagen und Bauteile - Zylinder - Bezeichnungskode für Einbaumaße und Befestigungsarten Fluid power systems and components - Cylinders - Identification code for mounting dimensions and mounting types Vorgesehen als Ersatz für ISO 6099: 2009-04; Ersatz für ISO/ DIS 6099: 2017-06 ZE ISO/ DIS 6413: 2016-11 Technische Produktdokumentation - Darstellungen von Keilwellen und Kerbverzahnungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 6413: 2018-05 E ISO/ FDIS 6413: 2018-05 67,20 EUR Technische Produktdokumentation - Darstellungen von Keilwellen und Kerbverzahnungen Technical product documentation - Representation of splines and serrations Vorgesehen als Ersatz für ISO 6413: 1988-12; Ersatz für ISO/ DIS 6413: 2016-11 E ISO/ DIS 9981: 2018-05 67,20 EUR Riementriebe - Scheiben und Keilrippenriemen für die Kraftfahrzeugindustrie - Profil PK: Abmessungen Belt drives - Pulleys and V-ribbed belts for the automotive industry - PK profile: Dimensions Vorgesehen als Ersatz für ISO 9981: 1998-11 Einsprüche bis 2018-08-09 E ISO/ DIS 22423: 2018-05 67,20 EUR Folienlager - Richtlinie für die Funktionsprüfung von Folien-Axiallagern - Prüfung der Tragfähigkeit, des Reibungskoeffizienten und der Lebensdauer Foil bearings - Guideline for performance testing of foil thrust bearings - Testing of load capacity, friction coefficient, and lifetime Einsprüche bis 2018-08-02 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 1: Bauform und Durchführung der Messung; (DIN 51562-1: 1999- 01*DIN 51562-2: 1988-12); NA 062-08-31 AA <06235380> Dieses Dokument gilt für Ubbelohde Viskosimeter und Mikro-Ubbelohde-Viskosimeter mit hängendem Kugelniveau und Ringmarken zur Abgrenzung des Durchflussvolumens zur Bestimmung der kinematischen Viskosität newtonscher Flüssigkeiten, soweit diese hinreichend durchsichtig sind, um den Meniskus der Flüssigkeit bei der Durchführung der Messung beobachten zu können. Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 2: Fehlerquellen und Korrektionen; (DIN 53012: 2003-03); NA 062- 08-31 AA <06235381> Dieses Dokument gilt für Glaskapillarviskosimeter ohne T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Fremdüberdruck oder mit Fremdüberdruck bis 1 bar, bei denen die Viskosität aus der Durchflusszeit eines durch Messmarken begrenzten Flüssigkeitsvolumens ermittelt wird und deren Gerätekonstanten mit newtonschen Normalproben der Viskosität bestimmt werden. Dieses Dokument behandelt Ursachen und Korrektionen von Messabweichungen, die bei der Messung newtonscher Flüssigkeiten auftreten. Dieses Dokument gilt für Ubbelohde-VIskosimeter, ist aber auch für andere Glaskapillar-Viskosimetertypen anwendbar. Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 3: Kalibrierung und Ermittlung der Messunsicherheit; (DIN 51562- 4: 1999-01); NA 062-08-31 AA <06235382> Dieses Dokument gilt für Ubbelohde Viskosimeter nach DIN 53000-1. Dieses Dokument ermöglicht, die Kalibrierung und die Abschätzung der Messunsicherheit einheitlich durchzuführen und damit die Vergleichbarkeit von Messergebnissen zu verbessern. Viskosimetrie - Messung der kinematischen Viskosität mit dem Ubbelohde-Viskosimeter - Teil 4: Messung relativer Viskositätsänderungen bei kurzen Durchflusszeiten; (DIN 51562-3: 1985-05); NA 062-08-31 AA <06235383> Dieses Dokument legt fest, wie die bei niedrigen Viskositäten und kurzen Durchflusszeiten nicht zu vermeidende Hagenbach Korrektion zu bestimmen und anzuwenden ist, und schafft zusammen mit experimentellen Hinweisen eine einheitliche Arbeitsgrundlage. 3. 2 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 3: Radial-Pendelrollenlager und Radial-Kegelrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-3: 2017); (DIN ISO 15242- 3: 2014-06); NA 118-01-04 AA <11800513> Dieser Teil von ISO 15242 legt ein Verfahren zur Messung des Körperschalls unter festgelegten Prüfbedingungen für zweireihige Radial-Pendelrollenlager und für ein- und zweireihige Radial-Kegelrollenlager mit einem Kegelwinkel bis einschließlich 45° fest. Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 4: Radial-Zylinderrollenlager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242- 4: 2017); (DIN ISO 15242-4: 2014-06); NA 118-01-04 AA <11800514> Dieser Teil von ISO 15242 legt ein Verfahren zur Messung des Körperschalls unter festgelegten Prüfbedingungen für ein- und zweireihige Radial-Zylinderrollenlager fest. Wälzlager - Thermische Bezugsdrehzahl - Berechnung (ISO 15312: 2018); (DIN ISO 15312: 2004-10); NA 118- 01-08 AA <11800515> Diese Internationale Norm legt die thermische Bezugsdrehzahl für ölbadgeschmierte Wälzlager sowie die Berechnungsgrundlagen zur Bestimmung dieses Kennwertes fest. 3.2.1 Zurückziehung DIN-Normenausschuss Luft- und Raumfahrt (NL) Luft- und Raumfahrt - Stahlkugeln; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116020> Luft- und Raumfahrt - Ösenköpfe mit zweireihigem Pendelkugellager und Gewindeschaft aus korrosionsbeständigem Stahl - Maße und Belastungen - Inch Reihe; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03- 03 AA <13116021> Luft- und Raumfahrt - Gelenklager aus korrosionsbeständigem Stahl mit selbstschmierender Beschichtung, hohe Belastung bei geringer Drehbewegung, breite Reihe - Maße und Belastungen; Teil 1: Metrische Reihe; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116025> Luft- und Raumfahrt - Gelenklager aus korrosionsbeständigem Stahl mit selbstschmierender Beschichtung, hohe Belastung bei geringer Drehbewegung, schmale Reihe - Maße und Belastungen; Teil 1: Metrische Reihe; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116026> Luft- und Raumfahrt - Flugwerklager, einreihige Rillenkugellager aus Stahl-verkadmet, Durchmesserreihen 8 und 9 - Maße und Beanspruchungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116028> Luft- und Raumfahrt - Flugwerklager, einreihige Rillenkugellager aus Stahl-verkadmet, Durchmesserreihen 0 und 2 - Maße und Beanspruchungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116029> Luft- und Raumfahrt - Flugwerklager, zweireihige Pendelkugellager aus Stahl-verkadmet, Durchmesserreihe 2 - Maße und Beanspruchungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116030> Luft- und Raumfahrt - Flugwerklager, einreihige Tonnenlager aus Stahl-verkadmet, Durchmesserreihen 3 und 4 - Maße und Beanspruchungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116031> Luft- und Raumfahrt - Nichtmetallische Seilrollen mit Wälzlager, für Steuerseile - Technische Spezifikation; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116032> T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 70 Normen 71 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 Luft- und Raumfahrt - Verschlussbolzen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116062> DIN-Normenausschuss Maschinenbau (NAM) Luft- und Raumfahrt - Ösenkopf mit Pendelkugellager und Gewindeschaft - Maße und Belastungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116069> 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 T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik · 65. Jahrgang · 6/ 2018 DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC-Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC- Normen und IEC-Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC- Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 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 GENÈ VE 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 Berlinoblenz T+S_6_18.qxp_T+S_2018 29.10.18 17: 05 Seite 72