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Editorial 1 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Liebe Leserinnen und Leser, die Generalversammlung der Vereinten Nationen und die UNESCO haben das Jahr 2019 zum „International Year of the Periodic Table of Chemical Elements“, dem „Internationalen Jahr des Periodensystems“ ausgerufen. Dies nehme ich gerne zum Anlass, in ein paar Sätzen darüber zu reflektieren. Das Periodensystem ist ein faszinierendes Ordnungssystem, das die Natur den Elementen gegeben hat. Der russische Chemiker Dimitri Mendelejew veröffentlichte 1869 über die Beziehungen der Eigenschaften zu den Atomgewichten der Elemente. Er ordnete die Elemente mit zunehmenden Atomgewichten in vertikale Reihen so an, dass die Horizontalreihen analoge Elemente enthalten. Ähnliche Tabellen veröffentlichte der deutsche Chemiker Lothar Meyer fast zeitgleich und beide leiteten eine „Periodizität“ ab. Damals waren erst 62 Elemente bekannt, doch aufgrund der vorhandenen „Lücken“ im Periodensystem konnte die Existenz weiterer noch nicht entdeckter Elemente vorhergesagt werden. Bis zum Abschluss meines Studiums kamen dann noch 47 dazu und bis heute sind es insgesamt 118. Grundlegend haben alle Elemente eine Ordnungszahl, diese gibt die Zahl der Protonen in einem Atom an. Abweichend von Mendelejew werden die Elemente fortlaufend in Zeilen, die Perioden genannt werden, angeordnet. Ähnliche Elemente bilden Spalten, die Gruppen genannt werden. Die insgesamt 18 Gruppen, von denen acht als Hauptgruppen bezeichnet werden, basieren auf den Schalen des Bohr’schen Atommodells. Nach einer vereinfachten Vorstellung besteht ein Atom aus einem Kern, der die positiv geladenen Protonen und ungeladene Neutronen enthält und einer Hülle, die die negativ geladenen Elektronen enthält. Die Hülle eines Atoms besteht aus verschiedenen Bahnen, auch „Schalen“ genannt, die unterschiedlich viele Elektronen aufnehmen können. Das Auffüllen dieser Schalen habe ich mehrfach versucht meinen Töchtern zu vermitteln - als versagender Nachhilfelehrer erinnere ich mich ungern an diese Stunden, während denen die Fenster in unserem Hause geschlossen blieben, und an meine Nachfragen, ob eine richtig beantwortete Frage nun hergeleitet oder geraten wurde. Zurückblickend auf meine Schulzeit erschien mir das Periodensystem das einzig Logische in der Chemie zu sein. Erst später im Studium, nach Aneignung eines großen Faktenwissens, erfreute mich die Chemie mit einer logischen Kombinatorik. Die Gesellschaft Deutscher Chemiker stellt auf ihrer Webseite interessante Beiträge zum Jubiläum des Periodensystems der Elemente bereit, die auch ohne chemische Fachkenntnisse gelesen werden können - www.gdch.de/ periodensystem. Aus tribologischer und schmierungstechnischer Sicht betreffen uns die Elemente jedoch fast ausschließlich in Form ihrer Verbindungen, etwa als Werkstoff, Beschichtung oder Schmierstoff. Unter den 118 Elementen gibt es nur zwei, die bei Raumtemperatur flüssig sind, nämlich Brom und Quecksilber. Daher werden hautsächlich Flüssigkeiten auf Kohlenwasserstoffbasis verwendet. Bei den Werkstoffen nimmt das Element Eisen einen hohen Stellenwert in Form vielfältiger Legierungen ein. Werkstoffe aus Leichtmetall oder Kunststoff stellen den Tribologen ebenso wie den Chemiker fortwährend vor interessante Herausforderungen und ich hoffe bei den Nicht-Chemikern unter uns Tribologen das Interesse an den Elementen und deren Jubiläum geweckt zu haben. Ein Jubiläum ereilt das nächste wie die Ankündigung zum 60-jährigen Bestehen der Gesellschaft für Tribologie im letzten Heft angedeutet hat. Dazu werden die nächsten beiden Ausgaben der „Tribologie und Schmierungstechnik“ zu einer Jubiläumsausgabe für die Jahrestagung (23.-25. September) zusammengelegt. Bis dahin viel Spaß beim Lesen dieser Ausgabe und bleiben Sie der Tribologie gewogen, Ihr Manfred Jungk Herausgeber Das Periodensystem der Elemente wird 150 Jahre T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung 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; eMail: 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 eMail: 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 eMail: 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; eMail: anmeldung@tae.de; www.tae.de ► 31.07.19 Melaka, Malaysia The 6 th Mechanical Engineering Research Day (MERD’19) https: / / merd19.utem.edu.my ► 02.09. - 04.09.19 Lyon, FR 46 th Leeds-Lyon Symposium on Tribology https: / / leeds-lyon2019.sciencesconf.org/ ► 12.09. - 14.09.19 Hakodate, 8 th International Forum in Tribochemistry Hokkaido, Japan http: / / www.tribology.jp/ Tribochemistry_Hakodate_2019/ ► 17.09. - 21.09.19 Sendai, International Tribolgy Conference Sendai 2019 Miyagi, Japan http: / / www2.convention.co.jp/ itc2019/ ► 18.09. - 20.09.19 Dresden 53. Metallographie-Tagung im Rahmen der WerkstoffWoche Dresden https: / / met2019.dgm.de/ home/ ► 18.09. - 20.09.19 München 18 th Space Mechanisms and Tribology Symposium ESMATS 2019 http: / / www.esmats.eu/ munich/ ► 19.09. - 21.09.19 Cluj-Napoca, Romania ROTRIB’19 http: / / minas.utcluj.ro/ rotrib2019.html ► 23.09. - 25.09.19 Göttingen, DE 60. Tribologie-Fachtagung GfT* ► 02.10.19 Tomsk, Russia Multiscale Biomechanics and Tribology of Inorganic and Organic Systems in Memory of Professor Sergey Grigor’evich Psakhie http: / / www.ispms.ru/ en/ ispmsconf/ 10/ ► 14.10. - 17.10.19 Berlin Contact Mechanics and Friction: Foundations and Applications: International Workshop https: / / www.reibungsphysik.tu-berlin.de/ menue/ konferenzen/ ► 16.10. - 18.10.19 Zagreb GOMA The 52 nd Lubricants and Base Oils Symposium http: / / www.stle.org/ TribologyFrontiers/ Default.aspx ► 20.10. - 23.10.19 Chicago STLE Tribology Frontiers Conference http: / / www.stle.org/ TribologyFrontiers/ Default.aspx ► 05.11.19 Singapore Malaysia-Singapore Research Symposium 2019 (MS-2019) http: / / www.ms-2019.mytribos.org/ ► 05.11. - 07.11.19 Amsterdam ELGI Working Group Meetings and ELGI-STLE Tribology Exchange Workshop www.elgi.org ► 21.11.19 Dornbirn, AT ÖTG Jahressymposium 2019 ÖTG* ► 27.11. - 28.11.19 Austin Court, New Challenges in Tribology 2019 Birmingham, UK www.tribonet.org/ conferences/ 2019/ 11/ new-challenges-in-tribology-2019/ ► 03.12. - 04.12.19 Neu-Ulm Werkstoffprüfung - 37. Vortrags- und Diskussionstagung http: / / wp2019.dgm.de T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 2 Inhalt 3 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 1 Editorial Das Periodensystem der Elemente wird 150 Jahre 5 Ehrung Prof. Dr. Wilfried J. Bartz 7 Christian Kemper, Michael Basiewicz, Sascha Ott, Albert Albers Schwingungsentkopplung durch nasslaufende Funktionsreibkontakte im geregelten Schlupfbetrieb - Anforderungen an den tribologischen Kontakt in Wechselwirkung mit der Antriebssystemdynamik 15 Michael Hinterstoißer, Martin Sedlmair, Thomas Lohner, Karsten Stahl Minimizing Load-dependent Gear Losses 26 Florian Pape, Gerhard Poll Graphenbasierte Schmierung von Wälzlagern 32 Arn Jörger, Stefan Reichert, Albert Albers Untersuchung des Einflusses der Einlaufprozedur auf das Reibungs- und Verschleißverhalten von geschmierten Kontakten mit der Finite-Elemente-Methode 37 Berend Denkena, Gerhard Flores, Astrid Gies, Thilo Grove,Oliver Hildebrandt, Christopher Schmidt Die passende Oberflächenmodifikation für jeden Einsatzfall 48 Andre Becker, Bernd Sauer Verschleiß- und Reibungsuntersuchungen am Bolzen-Hülsen-Kontakt von Steuerketten mit einem Einzelgelenkprüfstand Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 56 Nachrichten Mitteilungen der GfT / Mitteilungen der ÖTG 61 Fachinformationen 62 Patentumschau 63 Schadensanalyse / Schadenskatalog Zahnrad - Verschleiß 65 Handbuch der TuS Verlustleistung und Wirkungsgrad 67 Normen Hinweise für Autoren / Checkliste (siehe Umschlag) Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 66. Jahrgang, Heft 3 Mai / Juni 2019 Veröffentlichungen Die Autoren wissenschaftlicher Beiträge werden gebeten, ihre Manuskripte direkt an den Herausgeber, Dr. Jungk, zu senden (Checkliste und Formatvorgaben siehe Umschlagseite hinten). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Dr. Jungk (see backpage for formatting guidelines). Ab dem Jahrgang 2019 können Sie die aktuellen Hefte der Tribologie und Schmierungstechnik im Online-Abonnement beziehen. Die Hefte der vergangenen Jahrgänge werden kontinuierlich integriert. Unsere eLibrary bietet Ihnen einen qualitativ hochwertigen und benutzerfreundlichen Zugang zum digitalen Buch- und Zeitschriftenprogramm der Verlage expert, Narr Francke Attempto und UVK. Nutzen Sie mit uns die Chancen der Digitalisierung: https: / / elibrary.narr.digital/ journal/ tus Der Online-Zugang ist in Kombination mit dem Print-Abo oder als e-only-Abo erhältlich. Abo-Service: Susanne Theis, expert verlag Tel: +49 (0) 7071-97556-53 Fax: +49 (0) 7071-9797-11 eMail: theis@verlag.expert IHR ONLINE-ABONNEMENT DER TuS T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 3 Anzeigen 4 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 4 Am 18. April trafen sich im Restaurant La Machera in Denkendorf der vormalige Herausgeber der Tribologie und Schmierungstechnik, Herr Professor Dr. Wilfried J. Bartz und der neue Herausgeber Dr. Manfred Jungk in Begleitung ihrer Gemahlinnen und Vertretern des expert verlags, um die herausragenden Leistungen von Herrn Professor Bartz für die Tribologie und Schmierungstechnik noch einmal zu würdigen. Statt langweiliger Festreden kamen viele Anekdoten und gemeinsame Erlebnisse anlässlich von Reisen zu tribologischen Kongressen zur Sprache, wie zum Beispiel dem Empfang im Buckingham Palace anlässlich des 50-jährigen Jubiläums des Begriffes Tribologie, auf dem Professor Bartz von Prinz Philip persönlich eingeladen und geehrt wurde. Wir danken Herrn Professor Dr. Bartz für seine langjährige erfolgreiche Arbeit für die Zeitschrift Tribologie und Schmierungstechnik und wünschen seinem Nachfolger, Herrn Dr. Manfred Jungk viel Erfolg bei seiner neuen Tätigkeit als neuer Herausgeber. Das expert Team Ehrung 5 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Stabübergabe bei der Tribologie und Schmierungstechnik T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 5 Anzeige 6 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 .- . ember 201 Deutsche Gesellschaft für Materialkunde e.V. in Zusammenarbeit mit • Deutscher Verband für Materialforschung und -prüfung (DVM) • Stahlinstitut VDEh Wer sich in der Industrie oder wissenschaftlichen Instituten mit der Prüfung und Charakterisierung von Werkstoffen und Bauteilen sowie der Schadensanal yse befasst, sollte die Tagung „Werkstoffprüfung 201 “ nicht verpassen! Diese Tagung hat sich in den letzten Jahren als maßgebliches Forum für die Fortschritte auf dem Gebiet der Charakterisierung der Werkstoffeigenschaften etabliert. Vorgestellt werden Erkenntnisse aus der gesamten Prüf- und Messtechnik sowie Problemstellungen der Werkstoffprüfung und deren Lösung. Junge Werkstoffprüfer sind ebenfalls herzlich willkommen! Die begleitende Ausstellung, auf der Neuheiten präsentiert werden, ist aktiv in das Vortragsprogramm mit eingebunden. Nutzen Sie die Gelegenheit mit den Anwendern der Branche in direkten Kontakt zu treten und werden Sie Aussteller auf der Werkstoffprüfung 201 Kontakt Deutsche Gesellschaft für Materialkunde e.V. Petra von der Bey T +49 (0) 69 75306-741 werkstoffpruefung@dgm.de 3 . Vortrags- und Diskussionstagung Werkstoffprüfung Neu-Ulm, Edwin-Scharff-Haus T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 6 Einleitung Durch die zunehmenden Ansprüche an situations- und anforderungsgerechte Steuerungen moderner Antriebsstränge kommt es zu höheren Anforderungen an deren Regelbarkeit. Diese Entwicklung resultiert unter anderem in einer fortschreitenden Mechatronisierung von Kupplungssystemen moderner Kraftfahrzeuge. Aufgrund der prinzipiellen Eignung zur Regelbarkeit nasslaufender Kupplungssysteme, im Vergleich zu trockenlaufenden Kupplungssystemen, besitzen diese ein Potenzial zur Schwingungsentkopplung. Durch gezielt einstellbaren Kupplungsschlupf kann eine Steigerung des Komforts erzielt werden. Gleichzeitig lässt sich durch gezieltes Einstellen des Kupplungsschlupfes beim Fahren unter hoher Last mit geringer Motordrehzahl, wie es bei Downsizing-/ Downspeeding-Maßnahmen der Fall ist, eine Verbesserung der Effizienz erzielen [1]. Hieraus wird der Bedarf an neuartigen situations- und bedarfsgerechten Regelungen nasslaufender Kupplungssysteme zur Verbesserung des dynamischen Übertragungsverhaltens im Schlupfbetrieb hinsichtlich Komfort und Effizienz abgeleitet. Stand der Forschung Die Schwingungsentkopplung nasslaufender Kupplungssysteme lässt sich im Allgemeinen durch Dämpfung, Isolation und Tilgung realisieren. Um eine entsprechende Regelung der Schwingungsentkopplung für das nasslaufende Kupplungssystem umzusetzen, muss der Funktionsreibkontakt zunächst charakterisiert werden. Bei der Bewertung verschiedener Maßnahmen zur Reduzierung von Drehungleichförmigkeiten zeigte sich, dass die schlupfende Kupplung das größte Potenzial be- Aus Wissenschaft und Forschung 7 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 Schwingungsentkopplung durch nasslaufende Funktionsreibkontakte im geregelten Schlupfbetrieb - Anforderungen an den tribologischen Kontakt in Wechselwirkung mit der Antriebssystemdynamik Christian Kemper, Michael Basiewicz, Sascha Ott, Albert Albers* Dieser Beitrag stellt die Erkenntnisse hinsichtlich der Auswirkungen unterschiedlicher dynamischer Anregungen am Kupplungseingang auf den nasslaufenden Funktionsreibkontakt dar. Hierzu findet ein Vergleich der Reibungszahlverläufe unter variierenden dynamischen Anregungen statt. Weiterhin werden Topographieuntersuchungen der phänomenologischen Ausprägungen der Funktionsreibkontakte vorgestellt. Schlüsselwörter Dynamische Anregung, nasslaufende Kupplung, dynamischer Reibungszahlverlauf, Schwingungsentkopplung This manuscript presents the findings regarding the effects of different dynamic excitations at the input of the clutch on the wet-running functional friction contact. For this purpose, progressions of the coefficient of friction are compared under varying dynamic excitations. Furthermore, topographic investigations of the phenomenological characteristics of the functional friction contacts are presented. Keywords dynamic stimulation, wet-running clutch, dynamic coefficient of friction, vibration isolation Kurzfassung Abstract * M.Sc. Christian Kemper M.Sc. Michael Basiewicz Dipl.-Ing. Sascha Ott Univ.-Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers IPEK - Institut für Produktentwicklung am Karlsruher Institut für Technologie (KIT), 76131 Karlsruhe T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 7 gang der Kupplung wird durch den Antriebsmotor repräsentiert. Hingegen beinhaltet das Restsystem ab Ausgang der Kupplung alle Antriebsstrangkomponenten bis zu den Abtriebsrädern. Für die Modellbildung wurde ein Referenzantriebsstrang eines Serienkraftfahrzeugs im ersten Gang herangezogen, welcher schwingungsanfällig ist. Hierdurch ist es für die anstehenden Untersuchungen besonders geeignet. Durch die Darstellung der Restsysteme können die dynamischen Wechselwirkungen des Referenzantriebsstrangs mit dem System Kupplung dargestellt werden. Das Übertragungsverhalten des Tribosystems kann dabei durch die Erfassung von Drehmoment und Drehzahl am Ein- und Ausgang der Kupplung bestimmt werden. Da das Übertragungsverhalten eines Tribosystems von der Kinematik beeinflusst wird, ist es besonders wichtig, diese Wechselwirkungen genau abzubilden [10]. Um dies zu gewährleisten, ist das Ziel der Modellbildung das Übertragungsverhalten mit möglichst wenigen Freiheitsgraden zu realisieren. Hierdurch kann das Restfahrzeugsystem in Echtzeit simuliert und über die Elektromotoren virtuell abgebildet werden [10]. Aus diesem Grund wurde die Anzahl der Freiheitsgrade dieser Validierungsumgebung von neun Freiheitsgraden des realen Referenzantriebsstrangs auf vier reduziert. Hierdurch lassen sich mit dieser Validierungsumgebung die Schwingungswechselwirkungen bis zur dritten Ordnung wie im Referenzantriebsstrang abbilden [11]. Dies stellt die Grundlage für die anstehenden Untersuchungen hin- Aus Wissenschaft und Forschung 8 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 sitzt [2]. Dieses Potenzial der Schwingungsentkopplung wurde ebenfalls durch weitere Untersuchungen bestätigt [3,4,5]. Zudem wurde beschrieben, dass die Reibungszahlcharakteristik einen signifikanten Einfluss auf das System- und somit auf das Triebstrangverhalten besitzt [5,6,7]. Das Schwingungsentkopplungsverhalten wird hierbei maßgeblich durch das tribologische Verhalten des Kupplungssystems bestimmt. In heutigen Doppelkupplungen setzt sich das tribologische System üblicherweise aus Reib- und Stahllamellen sowie dem eigentlichen Schmierstoff zusammen. Bild 1 veranschaulicht den exemplarischen Aufbau des Friktionssystems einer nasslaufenden Kupplung mit Reib- und Stahllamellen. Der Schmierstoff wird dabei mittels einer Pumpe zum Innenlamellenträger gefördert. Von dort aus wird der Schmierstoff durch die Fliehkräfte von innen nach außen abtransportiert. Eine genauere Untersuchung der Auswirkungen unterschiedlicher dynamischer Anregungen auf den nasslaufenden Funktionsreibkontakt unter Variation von Einflussgrößen, wie z. B. des Kühlölvolumenstroms und der Schlupfdrehzahl, wurde in der Literatur bisher nicht ausreichend genau beschrieben. In Folge liefert dieser Beitrag erste Untersuchungsergebnisse hinsichtlich der Reibungszahlverläufe unter dynamischen Anregungen. Weiterhin wird deren Einfluss auf die phänomenologischen Ausprägungen der Topographie von Stahl- und Reiblamelle untersucht. Experimentelle Validierungsumgebung Für die empirischen Untersuchungen wurde eine neue Validierungsumgebung [8] nach dem IPEK - XiL - Ansatz zur Charakterisierung des Übertragungsverhaltens sowie des Systemverhaltens von nasslaufenden Lamellenpaketen im Betriebszustand „gezielter Schlupfbetrieb“ entwickelt [9]. Bei diesem Ansatz steht das Kupplungssystem in permanenter Wechselwirkung mit dem Restfahrzeug, dem Anwender/ Fahrer und der Umgebung. Die Validierung des Subsystems „nasslaufendes Lamellenpaket“ geschieht deshalb im Gesamtsystemzusammenhang. Im Zuge der Systemanalyse wurden zunächst die Funktions-Gestalt-Zusammenhänge mit Hilfe von C&C 2 -Modellen des Lamellenpakets beschrieben. Bild 2 veranschaulicht die Prinzipdarstellung der Wechselwirkung des Kupplungssystems mit den zwei Restsystemen. Das System Kupplung steht hierbei in Wechselwirkung mit dem Restsystem bis zum Eingang der Kupplung sowie dem Restsystem ab Ausgang der Kupplung. Das Restsystem bis zum Ein- Bild 1: Exemplarischer Aufbau eines Lamellenpakets einer nasslaufenden Kupplung n Bild 2: Prinzipdarstellung der Wechselwirkung des Systems Kupplung mit den Restsystemen T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 8 sichtlich des Einflusses von dynamischen Anregungen auf den Funktionsreibkontakt dar. Bild 3 veranschaulicht die entwickelte Validierungsumgebung. Das Kupplungssystem befindet sich innerhalb der Prüfkammer. Eingangsseitig wird die Kupplung über einen Elektromotor angetrieben. Am Kupplungsausgang befinden sich eine Torsionswelle inklusive zwei Massenträgheiten, die den Referenzantriebsstrang repräsentieren, sowie ein zweiter Elektromotor. Zur gezielten Steuerung von Kühlölvolumenstrom und Betätigungsdruck wird ein Hydraulikaggregat mit zwei separaten Hydraulikkreisläufen verwendet. Innerhalb der Prüfkammer in Bild 4 befindet sich u. a. ein Drehmomentmessglied und ein Messelement für die Drehzahl am Kupplungsausgang. Das Drehmomentmessglied befindet sich direkt am Innenlamellenmitnehmer, wodurch das anliegende Kupplungsmoment bestimmt werden kann. Durch den Einsatz von vier Thermoelementen, welche mittels Erodierbohrungen in die Stahllamellen eingebracht sind, ist es während des Betriebs möglich, aktiv die Temperatur im Friktionskontakt zu ermitteln. Neben der Erfassung der Klemmkraft, welche auf das Lamellenpaket wirkt, lässt sich weiterhin die Reaktionskraft bestimmen. Dadurch können Reibungseffekte zwischen den Lamellen und Mitnehmern erfasst werden. Durch den Einsatz dieser Vielzahl an Messtechniken ist es möglich, die Reibungszahlverläufe präzise zu ermitteln. Am Prüfstand wird dadurch eine Untersuchung des Einflusses von Beanspruchungsgrößen, wie u. a. der Anregung, der Flächenpressung, des Kühlölvolumenstroms und der Schlupfdrehzahl, auf den dynamischen Reibungszahlverlauf sowie auf die phänomenologischen Topographieausprägungen des Lamellenpaketes ermöglicht. Dynamisches Reibungszahlverhalten Zur Darstellung der Auswirkungen unterschiedlicher dynamischer Anregungen auf den Funktionsreibkontakt findet eine Ermittlung des Verhaltens der Reibungszahl innerhalb unterschiedlicher Dauerschlupfzustände statt. Zur Sicherstellung eines stabilen Verlaufs der Reibungszahl wird vor Beginn der Untersuchung das Lamellenpaket zunächst eingelaufen. Es ist zu beachten, dass im Zuge dieser Veröffentlichung die Reibungszahlverläufe zunächst ohne die in Bild 3 dargestellte Torsionswelle Aus Wissenschaft und Forschung 9 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 Bild 3: Aufbau Validierungsumgebung Antriebsmotor ebsmotor ebsmotor Abtriebsmotor A Hydraulikaggregat AA Hy H P r ü f k a m m e r K l e m m k r a f t / R e a k t i o n s k r a f t D r e h m o m e n t m e s s g l i e d D r e h z a h l m e s s g l i e d T h e r m o e l e m e n t e f k a m m e r / / k a m m e r Torsionswelle inkl. Trägheiten wel n Torsionsw To Trägheiten Bild 4: Messtechnik in der Prüfkammer Messelement Reaktionskraft M e s s e l e m e n t K l e m m k r a f t M e s s e l e m e n t D r e h m o m e n t B e t ä t i g u n g D r u c k u n d V o l u m e n s t r o m s e n s o r K ü h l u n g D r u c k u n d V o l u m e n s t r o m s e n s o r M e s s e l e m e n t D r e h z a h l H y d r a u l i k k o l b e n s e l e m e n t K l e m m k r a f t T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 9 Bild 7 stellt exemplarisch dynamische Reibungszahlverläufe des steifen Aufbaus ohne Torsionswelle im Zug-Betrieb für die vorgestellten Dauerschlupfzustände dar. Aus dieser Abbildung geht hervor, dass der Gradient der Reibungszahlen mit sinkender Anregungsamplitude (von A3 nach A1 abfallend) und mit sinkender Grundschlupfdrehzahl (von S3 nach S1 abfallend) zunehmend positiver wird. Weiterhin wird ersichtlich, dass im Zuge dieser Untersuchung eine Erhöhung der Ordnungszahl bzw. der Anregungsfrequenz den Reibungszahlverlauf nicht wesentlichen beeinflusst. Eine Zunahme der Stahllamellentemperatur resultiert hingegen in steigenden Reibungszahlen. Bild 8 veranschaulicht exemplarisch den Einfluss der Erhöhung der Antriebsdrehzahl auf den Reibungszahlverlauf. Steigende Antriebsdrehzahlen (von n1 nach n2 aufsteigend) resultieren in tendenziell höheren Reibungszahlen. Weiterhin geht aus der rechten Darstellung in Bild 8 hervor, dass die Erhöhung des Kühlölvolumenstroms (von q1 nach q2 aufsteigend) zu tendenziell geringeren Reibungszahlen führt. Der grundlegende Rei- Aus Wissenschaft und Forschung 10 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 ermittelt werden. Im weiteren Verlauf dieser Ausarbeitung wird hierzu von einem „steifen Aufbau“ gesprochen. Hierdurch lassen sich die Drehzahlen am Ein- und Ausgang des Lamellenpaketes exakt für die Dauerschlupfuntersuchungen einstellen. Weiterhin ermöglicht dieses Vorgehen einen späteren Vergleich der Reibungszahlverläufe mit dem „weichen Aufbau“. Der weiche Aufbau repräsentiert hierbei die in Bild 3 veranschaulichte Validierungsumgebung mit Torsionswelle. Durch den Vergleich kann der Einfluss des dynamischen Restsystemverhaltens auf den Reibungszahlverlauf ermittelt werden. Dies ist jedoch nicht Bestandteil dieser Ausarbeitung. Bild 5 zeigt eine exemplarische Darstellung eines gefahrenen Dauerschlupfzustandes. Durch die gezielte Wahl der mittleren Antriebsdrehzahl sowie der Abtriebsdrehzahl des Lamellenpaketes, wird zunächst der Grundschlupf eingestellt. Anschließend wird die Anregung, welche sich aus Anregungsfrequenz und Drehzahlamplitude zusammensetzt, antriebsseitig aufgeprägt. Es gilt zu beachten, dass die Erfassung der dynamischen Reibungszahlverläufe erst beginnt, wenn die Drehzahlanregung (Anregungsfrequenz und Anregungsamplitude) vollständig aufgebaut ist. Dadurch wird sichergestellt, dass das System vollständig eingeschwungen ist. Bild 6 veranschaulicht die schematische Darstellung der Versuchsumfänge. Es werden insgesamt drei Differenzdrehzahlen S1 bis S3 (von S1 bis S3 aufsteigend) angefahren. Die jeweiligen Differenzdrehzahlen werden mit den Amplituden A1 bis A4 (von A1 bis A4 aufsteigend) überlagert. Der zugehörige Ölvolumenstrom wird in zwei Stufen variiert, ebenso die Antriebsdrehzahl. Die Anregungsfrequenzen werden von der ersten bis zur dritten Ordnung in Abhängigkeit von der Antriebsdrehzahl eingestellt. Die vorgenommene Einteilung der Versuchsumfänge ermöglicht sowohl Überschneidungen in den Differenzdrehzahlbereichen, als auch in den Frequenzen. Innerhalb der Versuchsführung werden die Flächenpressung sowie die Kühlöltemperatur konstant gehalten. Bild 5: Exemplarische Darstellung eines Dauerschlupfzustandes S 1 S 2 S 3 ± ± ±± Reibungszahl [-] D i f f e r e n z d r e h z a h l n s [ U / m i n ] R a n d b e d i n g u n g e n D a u e r s c h l u p f F l ä c h e n p r e s s u n g = p ( k o n s t . ) [ N / m m ² ] K ü h l ö l t e m p e r a t u r = T ( k o n s t . ) [ ° C ] D i f f e r e n z d r e h z a h l e n = S 1 / / S 2 / / S 3 [ U / m i n ] D r e h z a h l a m p l . = A 1 / / A 2 / / A 3 / / A 4 [ U / m i n ] K ü h l ö l v o l u m e n s t r o m = q 1 / / q 2 [ l / m i n ] A n t r i e b s d r e h z a h l = n 1 / / n 2 [ U / m i n ] A n r e g u n g s f r e q u e n z = 1 . / / 2 . / / 3 . O r d n u n g [ H z ] Bild 6: Schematische Darstellung der Versuchsumfänge T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 10 bungszahlverlauf bleibt bei der Antriebsdrehzahlbzw. der Kühlölvolumenstromvariation für die durchgeführten Untersuchungen im Zug-Betrieb jedoch gleich. Im Folgenden werden die in Bild 9 dargestellten Reibungszahlverläufe im Zug-Schub-Betrieb genauer betrachtet. Diese zeigen die Realisierung des Nulldurchgangs der Differenzdrehzahl bei unterschiedlichen Anregungsordnungen. Es wird ersichtlich, dass die Wahl der Anregungsordnung einen wesentlichen Einfluss auf den Reibungszahlverlauf besitzt. Es bilden sich charakteristische Schleifen aus. Eine Variation der Schlupfdrehzahl bzw. der Amplitude und eine damit zusammenhängende Einflussbetrachtung finden im Zuge dieser Untersuchung für den Zug-Schub-Betrieb jedoch nicht statt. Aus Wissenschaft und Forschung 11 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 1.Ordnung 2.Ordnung 3.Ordnung Schlupf 3 Schlupf 2 Schlupf 1 Amplitude 3 Amplitude 2 Amplitude 1 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Temperatur [°C] T min T max Temperatur [°C] T min T max Randbedingungen: q Öl =q 1 und n An =n 1 n 0 n 0 n 0 n 0 n 0 n 0 n 0 n 0 n 0 Bild 7: Exemplarische Darstellung der Reibungszahlverläufe im Zug-Betrieb Schlupf 3 Amplitude 2 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n An =n 2 Schlupf 3 Amplitude 2 n An =n 1 Randbedingung: q Öl =q 1 2.Ordnung Schlupf 3 Amplitude 2 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 Randbedingung: n An =n 1 Schlupf 3 Amplitude 2 q Öl =q 1 q Öl =q 2 n 0 n 0 n 0 n 0 Bild 8: Exemplarische Darstellung des Einflusses der Antriebsdrehzahl (links) bzw. des Kühlölvolumenstroms (rechts) auf den Reibungszahlverlauf im Zug-Betrieb 1.Ordnung 2.Ordnung 3.Ordnung Schlupf 3 Amplitude 3 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max Randbedingungen: q Öl =q 1 und n An =n 1 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 Bild 9: Exemplarische Darstellung der Reibungszahlverläufe im Zug-Schub-Betrieb T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 11 Nach den Versuchsumfängen für den weichen Aufbau wird dasselbe Lamellenpaket erneut einer topographischen Untersuchung unterzogen. Dieser Untersuchungszustand wird im Folgenden als Zustand 2 bezeichnet. Zur Bewertung der Oberflächentopographien von Stahl- und Reiblamellen werden folgende Oberflächenkennwerte für die Wirkflächen WF1 bis WF8 in Bild 11 unter 200-facher Vergrößerung am Digitalmikroskop ermittelt: Der Mittelwert des Absolutwerts der Höhe an jedem Punkt im Definitionsbereich (S a ), die Summe aus der maximalen Spitzenhöhe und der maximalen Taltiefe im Definitionsbereich (S z ), der Absolutwert des höchsten Punkts im Definitionsbereichs (S p ) und der Absolutwert des tiefsten Punktes im Definitionsbereichs (S v ). Es gilt zu beachten, dass für jeden Oberflächenkennwert einer Wirkfläche der arithmetische Mittelwert aus fünf Einzelmessungen ermittelt wird. Tabelle 1 stellt die erfassten Oberflächenkennwerte von Stahl- und Reiblamellen für das untersuchte Lamellenpaket des Zustands 1 bzw. des Zustands 2 dar. Aus dem Vergleich der Zustände 1 und 2 in Tabelle 2 geht Folgendes hervor: Die flächenbezogene Rauheit, Aus Wissenschaft und Forschung 12 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 In Bild 10 wird der Einfluss der Variation der Antriebsdrehzahl sowie des Kühlölvolumenstroms auf den Reibungszahlverlauf im Zug-Schub-Betrieb dargestellt. Äquivalent zu den Untersuchungen im Zug-Betrieb führt eine Erhöhung der Antriebsdrehzahl (von n 1 nach n 2 aufsteigend) zu tendenziell höheren Reibungszahlen. Eine Erhöhung des Kühlölvolumenstroms (von q 1 nach q 2 aufsteigend) resultiert in tendenziell geringeren Reibungszahlen. Es ist zu erkennen, dass die grundsätzlichen Reibungszahlverläufe bei den durchgeführten Zug- Schub-Untersuchungen lediglich bei einer Variation des Kühlölvolumenstroms gleichbleiben. Eine Variation der Antriebsdrehzahl besitzt bei den hier vorgestellten Zug- Schub-Untersuchungen ebenfalls einen wesentlichen Einfluss auf den Reibungszahlverlauf. Topographieuntersuchung des Lamellenpaketes Mithilfe eines Digitalmikroskops werden der Einfluss der dynamischen Anregungen und der Einfluss des Restsystemverhaltens auf die Topographie von Reib- und Stahllamellen untersucht. Hierzu finden zwei Untersuchungszustände des Lamellenpaketes Anwendung. Zum einen wird nach der Erfassung der dynamischen Reibungszahlverläufe im steifen Aufbau, das Lamellenpaket einer Topographieuntersuchung zur Darstellung der phänomenologischen Ausprägungen der Funktionsreibkontakte unterzogen. Im Folgenden wird dieser Untersuchungszustand als Zustand 1 bezeichnet. Zum anderen wird dasselbe Lamellenpaket für die Untersuchungen im weichen Aufbau der Validierungsumgebung mit Torsionswelle herangezogen. Die Versuchsumfänge für den weichen Aufbau der Validierungsumgebung sind hierbei äquivalent zu denen des steifen Aufbaus aus Bild 6. 2.Ordnung Schlupf 3 Amplitude 3 n An =n 2 Schlupf 3 Amplitude 3 n An =n 1 Randbedingung: q Öl =q 1 2.Ordnung Schlupf 3 Amplitude 3 Randbedingung: n An =n 1 Schlupf 3 Amplitude 3 q Öl =q 1 q Öl =q 2 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 Dif f erenzdrehzahl [U/ min] Reibungszahl [-] Temperatur [°C] T min T max µ 1 µ 2 µ 3 -µ 1 -µ 2 -µ 3 0 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 -n 2 -n 1 n 0 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 -n 3 Bild 10: Exemplarische Darstellung des Einflusses der Antriebsdrehzahl (links) bzw. des Kühlölvolumenstroms (rechts) auf den Reibungszahlverlauf im Zug-Schub-Betrieb Bild 11: Zuordnung der Wirkflächen für die Topographieuntersuchung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 12 die Rautiefe sowie die maximale Taltiefe und Spitzenhöhe für die Stahl- und Reiblamellenoberflächen steigen nach den dynamischen Untersuchungen im weichen Aufbau tendenziell weiter an. Zudem lässt sich der Tabelle 2 entnehmen, dass die Rauheitszunahme der Stahllamellen von WF1 nach WF8 in Richtung der Abstützscheibe tendenziell ansteigt. Dieses Verhalten lässt sich bei den Reiblamellen nicht feststellen. Zusammenfassung und Ausblick Im Rahmen dieses Beitrags wurde eine Validierungsumgebung vorgestellt, mit deren Hilfe die Einflüsse von Beanspruchungsgrößen auf die Schwingungsentkopplung von nasslaufenden Kupplungssystemen im Schlupfbetrieb untersucht werden können. Ferner zeigt sich durch empirische Untersuchungen im steifen Versuchsaufbau, dass unterschiedlich dynamische Anregungen einen Einfluss auf die Reibungszahl und deren Verlauf haben. Durch die Korrelation der Reibungszahl mit dem Kupplungsmoment kann hierdurch die Schwingungsentkopplung gezielt beeinflusst werden. Zudem wird dargestellt, dass unterschiedlich dynamische Anregungen und das Restsystemverhalten einen Einfluss auf die Oberflächentopographie des Lamellenpaketes haben. Hierdurch wird gezielt der Funktionsreibkontakt beeinflusst. Zur Absicherung der Ergebnisse der dynamischen Reibungszahlverläufe sowie der Topographieanalyse müssen Bestätigungsversuche durchgeführt werden. Darüber hinaus sollte der Einfluss von weiteren Anregungsamplituden und Schlupfdrehzahlen im Zug-Schub-Betrieb näher betrachtet werden. In einem nächsten Schritt sollten zudem die Reibungszahlverläufe vom weichen Aufbau der Validierungsumgebung ermittelt und den Reibungszahlverläufen des steifen Aufbaus der Validierungsumgebung gegenübergestellt werden. Dadurch kann ebenfalls der Einfluss des dynamischen Restsystemverhaltens auf den Reibungszahlverlauf ermittelt werden. Danksagung Die Autoren danken für die Unterstützung des Forschungsprojekts. Das IGF-Vorhaben 18501-N der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. (FVA) wird über die AiF im Rahmen des Programms zur Förderung der Industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert. Literaturverzeichnis [1] ABBASSI, Mojitaba B. Steigerung des Antriebsstrangkomforts im Kfz durch elektronisches Kupplungsmanagement. ATZ - Automobiltechnische Zeitschrift. 1999. [2] LUTZ, D. Kupplungsmanagement - ein Baustein zur Drehschwingungsdämpfung. VDI Berichte Nr. 697. 1988, 219-231. [3] REIK W. Die Kupplung - das Herz des Doppelkupplungsgetriebes. VDI Berichte Nr. 1827. 2004, 65-88. [4] DREXL, H.-J. Der Torsionsdämpfer in der Kupplungsscheibe. VDI Berichte Nr. 697. 1988, 133-158. [5] JÜRGENS G., Fischer R. Vergleich verschiedener Systeme zur Verringerung von Triebstrangschwingungen. VDI Berichte Nr. 697. 1988, 233-256. Aus Wissenschaft und Forschung 13 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 Tabelle 1: Oberflächenkennwerte des Lamellenpakets nach der Schwingungsanregung im steifen Aufbau (Zustand 1) und nach der Schwingungsanregung im weichen Aufbau (Zustand 2) Sa_mi [µm] Sz_mi [µm] Sp_mi [µm] Sv_mi [µm] Sa_mi [µm] Sz_mi [µm] Sp_mi [µm] Sv_mi [µm] WF1 (SL1) 6,50 40,75 25,25 15,75 WF1 (SL1) 11,62 61,23 36,06 25,16 WF2 (RL1) 5,50 50,25 27,00 23,00 WF2 (RL1) 3,00 74,25 33,10 41,15 WF3 (RL1) 4,75 50,25 24,50 26,00 WF3 (RL1) 10,37 61,73 28,10 33,62 WF4 (SL2) 2,50 23,50 13,00 10,00 WF4 (SL2) 10,88 60,38 32,94 27,44 WF5 (SL2) 2,50 19,50 10,50 9,25 WF5 (SL2) 10,94 62,20 33,21 29,00 WF6 (RL2) 3,75 39,75 10,75 29,25 WF6 (RL2) 11,90 66,43 32,83 33,60 WF7 (RL2) 5,50 46,50 14,50 32,00 WF7 (RL2) 13,16 77,02 37,83 39,20 WF8 (SL3) 3,00 19,50 8,50 11,00 WF8 (SL3) 11,67 67,49 35,67 31,83 Zustand 1 Tabelle 2: Differenz der Oberflächenkennwerte von Zustand 1 und Zustand 2 Sa_mi [µm] WF1 (SL1) 5,12 20,48 10,81 9,41 WF2 (RL1) -2,50 24,00 6,10 18,15 WF3 (RL1) 5,62 11,48 3,60 7,62 WF4 (SL2) 8,38 36,88 19,94 17,44 WF5 (SL2) 8,44 42,70 22,71 19,75 WF6 (RL2) 8,15 26,68 22,08 4,35 WF7 (RL2) 7,66 30,52 23,33 7,20 WF8 (SL3) 8,67 47,99 27,17 20,83 delta (Zustand 2 - Zustand 1) Sa_mi [µm] Sz_mi [µm] Sp_mi [µm] Sv_mi [µm] W WF1 (SL1) 11,62 61,23 36,06 25,16 W WF2 (RL1) 3,00 74,25 33,10 41,15 W WF3 (RL1) 10,37 61,73 28,10 33,62 W WF4 (SL2) 10,88 60,38 32,94 27,44 W WF5 (SL2) 10,94 62,20 33,21 29,00 W WF6 (RL2) 11,90 66,43 32,83 33,60 W WF7 (RL2) 13,16 77,02 37,83 39,20 W WF8 (SL3) 11,67 67,49 35,67 31,83 Zustand 2 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 13 [9] TOBIAS DÜSER. X-in-the-Loop - ein durchgängiges Validierungsframework für die Fahrzeugentwicklung am Beispiel von Antriebsstrangfunktionen und Fahrerassistenzsystemen. ISSN: 1615-8113. 2010, (Band 47). [10] ALBERS, A., OTT S., BASIEWICZ M. Ermittlung des Übertragungsverhaltens- und Systemverhaltens nasslaufender Lamellenpakete im Schlupfbetrieb unter Berücksichtigung der Systemwechselwirkung. Ettlingen, 2017. [11] OTT, S., BASIEWICZ, M. Schwingungsreduzierung durch das Kupplungssystem im gezielten Schlupfbetrieb. VDI-Fachtagung Kupplungen und Kupplungssysteme in Antrieben. 2017. Aus Wissenschaft und Forschung 14 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0013 [6] BASIEWICZ, M., ALBERS, A., OTT, S. Influencing factors on the decoupling of induced rotational oscillation by wet-running multi-plate-packages in controlled slip mode. 44th Leeds-Lyon Symposium on Tribology. Lyon, 2017. [7] BAUER K.-H. Optimierungsmethode für naßlaufende Anfahrkupplungen in modernen Kennungswandlern. 4. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik. 1993, Aachen. [8] ALBERS A., BEHRENDT M., KLINGLER S., MA- TROS KEVIN. Verifikation und Validierung im Produktentstehungsprozess. München, 2016. T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 14 1 Introduction Severely reducing CO 2 emissions worldwide is one of the main parts of the climate change objectives for the next 30 years [13]. Besides electrification and alternative fuels, friction reduction in powertrains to diminish overall fuel consumption is one way to meet these goals in the transportation sector. In passenger cars, about one third of the fuel energy is used to overcome friction in the powertrain [21]. Geared transmissions offer potential for loss reduction in gears, bearings, sealings and auxiliary units. Several simulation models intended to predict and optimize gearbox power losses have recently been published, e. g. [5], [25], [34] and [40]. No-load power losses are generally relevant under operating conditions with high circumferential velocities. In this context, Mauz [30] investigated the hydraulic power losses of spur gears up to circumferential velocities of 60 m/ s for both injection and dip lubrication. Neurouth et al. [36] investigated the use of splash lubrication at high circumferential velocities up to 60 m/ s for future automotive applications and showed the huge impact of oil distribution on the resulting no-load gear power losses. Polly et al. [42] varied the position of the pinion relative to its mating gear to quantify the proportion of squeezing and churning of no-load gear loss. Besides experimental investigations on no-load power losses, numerical simulations based on Computational Fluid Dynamics (CFD) have become a relevant tool for analyzing oil distribution and estimating no-load gear power losses, e. g. [6], [7], [14], [24], [27] and [45]. Under operating conditions with high input torque, load-dependent gear loss represents a high proportion of the overall power losses in a gearbox. Hence, several studies were performed to investigate gear friction, e. g. [1], [19], [23], [29], [37], [41], [44] and [51]. A practical approach to calculate load-dependent gear power losses in an early stage of the design process is based on the use of a gear loss factor [37], [50] and a mean gear coeffi- Aus Wissenschaft und Forschung 15 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 Minimizing Load-dependent Gear Losses Michael Hinterstoißer, Martin Sedlmair, Thomas Lohner, Karsten Stahl* Im Rahmen der vorliegenden Untersuchung wurden mehrere Optimierungsmaßnahmen zur Reduktion der lastabhängigen Verzahnungsverluste schrittweise auf den 6. Gang eines Pkw-Handschaltgetriebes angewendet. Im Einzelnen wurden die Einflüsse der Zahnradgeometrie, der Zahnflankenoberfläche, des Einlaufvorgangs, des Schmieröltyps sowie des Ölstandes untersucht. Um das Potenzial dieser Maßnahmen zu bewerten, wurde die Verzahnung aus dem Pkw-Handschaltgetriebe so modifiziert, dass sie in einen FZG- Stirnradwirkungsgradprüfstand passt, mit dem die Versuche durchgeführt wurden. Durch die bestmögliche Kombination aller Einzelmaßnahmen konnten die lastabhängigen Verzahnungsverluste in Summe um maximal 87 % reduziert werden. Schlüsselwörter Getriebe, Wirkungsgrad, lastabhängige Verzahnungsverluste, Verzahnungsreibungszahl, low-loss, Polyether, Einlauf, Wirkungsgradprüfstand In this study, several measures to reduce the load-dependent gear power loss were applied step by step to the 6 th gear of a passenger car manual transmission. These measures concern gear geometry, tooth flank surface, run-in process, lubricant type and oil level. To evaluate the potential of these measures, the 6 th gear of the manual transmission was modified to fit into a FZG efficiency gear test rig, where efficiency tests were performed. The measures reduced loaddependent gear power loss by a maximum of about 87 % and showed further potential for increasing gearbox efficiency. Keywords Gear, efficiency, load-dependent gear losses, coefficient of gear friction, low-loss, polyether, run-in, efficiency gear test rig Kurzfassung Abstract * Dr.-Ing. Michael Hinterstoißer Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-2029-2579 Martin Sedlmair, M.Sc. Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-7696-5162 Dr.-Ing. Thomas Lohner Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-6067-9399, Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-7177-5207 Gear Research Centre (FZG), Technical University of Munich (TUM), 85748 Garching b. München T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 15 in eq. (1), the relative, load-dependent gear power loss ξ ZP can be determined as (4) with the gear loss factor H V , which considers the influence of gear geometry on load-dependent gear loss P VZP and therefore allows a direct comparison of the loss behavior of different gear geometries. Ohlendorf [37] assumed a well-balanced load distribution along the tooth flank to solve the integral in eq. (4). For gears with a transverse contact ratio ε α between one and two, the gear loss factor H V can be simplified to (5) This equation enables a first calculation of gear efficiency behavior in an early stage of the design process, once the gear macro geometry is fixed. Note that eq. (5) requires the pitch point C to be placed within the single contact area. Wimmer [50] extended the applicability of eq. (5) to arbitrary transverse contact ratios and positions of the pitch point C. For a transverse pitch ratio ε α less than one, eq. (5) transforms to (6) The squared influence of the addendum contact ratio of pinion (ε 1 ) and wheel (ε 2 ) causes the gear loss factor H V to decrease with the transverse contact ratio ε α . However, increasing helix angles β result in an increase of the gear loss factor H V . According to Wimmer [50], gears with a loss factor H V less than 0.1 are called highly efficient. To increase the accuracy of the calculation of the loaddependent gear loss P VZP , Wimmer [50] derived the local gear loss factor H VL based on the load distribution along the tooth flank: (7) This equation can be calculated by a numerical approximation along the plane of contact and considers not only the gear macro geometry but also its micro geometry. Influences of tooth flank modifications as well as displacements of gears and shafts can hence be considered. Due to its dependency on load, the local gear loss factor H VL has to be determined separately for each input torque. Whereas the gear loss factor H V(L) considers geometrical influences, tribological influences are allocated to the ? #$ " ! #$ <@ " ? " * +, - 1 . / - 0 2 3 456 2 AB - 78 9 4567 8 AB : 5 ; < " * +, - C ! C ! " F - 4G % 16 H I - G - JKLM A - 41 N D E % D IO % D OO 6 C PKQ 1 R D E R S C ! " F - 4G % 16 H I - G - JKLM A - 1 D E - 4D IO % D OO 6 PKQ C PKQ D E R 1 C ! ' " 1 . / B - 0 0 P 3 45U V6 2 AB - 8 9 45U V6 8 BA : 5: V ; < A WX& Aus Wissenschaft und Forschung 16 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 cient of friction [2], [10], [11], [12], [32], [35] and [47]. Optimization measures involving gear geometry, tooth flank surface and the use of DLC coatings enable significant reductions of the load-dependent power loss [20], [49], [50] and [5]. Ziegltrum et al. [52] used a simulation model for elastohydrodynamically lubricated (EHL) contacts to investigate the influence of different lubricants on load-dependent gear loss. Another approach to improve tribological contacts is surface texturing, e. g. [16], [23], [33] and [43]. Mayer [31] showed that the effect of friction reduction by laser-structured surfaces is limited to extreme boundary lubrication conditions. In this study, several measures to reduce load-dependent gear power loss are shown. Low-loss gear geometries and experimental measures [19], [49] were thereby combined and applied step by step to show the big picture for increasing gearbox efficiency. The results of this study were partly presented during a technical session at the 21 st International Colloquium Tribology 2018 [20]. 2 Gearbox Efficiency The efficiency of a gearbox is defined as the ratio of output power to input power. Therefore, its complement, the relative power loss ξ, describes the ratio of the overall power loss P V to the input power P An : (1) Overall gearbox power loss P V can be expressed as the sum of partial losses caused by gears (index Z), bearings (index L), sealings (index D) and others (index X). (2) Other losses P VX can occur e. g. in clutches, synchronizers, planet carriers or auxiliary units. The power losses of gears and bearings can be separated into no-load (index 0) and load-dependent (index P) losses. Loaddependent losses occur due to friction in tribological contacts in gears and bearings. No-load losses are mainly caused by displacing lubricant and secondary media. The load-dependent gear loss P VZP can be calculated as the integral of the local distributions of the coefficient of friction, normal force and sliding velocity along the path of contact. As the local coefficient of friction along the path of contact is generally unknown, a mean coefficient of friction μ mz has been defined. The load-dependent gear power loss can hence be written as (3) where F N is the normal tooth force and v g the sliding velocity at a point x along the path of contact from A to E. To obtain a time-averaged gear power loss, the integral is divided by the transverse pitch p e . By inserting eq. (3) % 1 & ' % ! " ! #$ ! " ! #$ % ! #& % ! '$ % ! '& % ! ( % ! ) ! #$ " * +, - 1 . / - 0 2 3 456 - 78 9 4567: 5 ; < T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 16 mean coefficient of gear friction μ mz . Based on the empirical equation for the mean coefficient of gear friction μ mz according to Michaelis [32], Schlenk [47] introduced a factor in a modified equation to include the influence of oil type: (8) This equation considers the line load along the tooth flank F bt ⁄ b, the sum velocity at the pitch point v ΣC , the radius of relative curvature at the pitch point ρ redC , the oil viscosity at oil temperature η oil , the arithmetic mean roughness Ra and the type of lubricant (X L ). A huge advantage of this equation is the possibility to estimate the mean coefficient of friction without any preceding experimental test. Doleschel [10] derived another method to calculate the mean coefficient of friction μ mz . He developed a standardized efficiency test to determine lubricant parameters, which consider influences on tribological behavior. Based on this approach and by using the local gear loss factor H VL in eq. (7), Jurkschat et al. [22], [23] improved and extended the method for determining the mean coefficient of friction to consider influences of the driving direction of gears having unbalanced ratios of specific sliding. Besides gear power losses P VZ , bearing power losses P VL can also be divided into load-dependent and no-load losses (eq. (2)). SKF [48] released a method to calculate the bearing power losses based on an empirical approach. In terms of the load-dependent bearing loss P VLP . Schleich [46] developed a local approach based on the local load distribution and kinematics. He determined the torque loss of each rolling element, which add up to the load-dependent bearing loss P VLP . The load-dependent gear power loss P VZP results in heat dissipation along the path of contact thereby influencing the bulk temperatures ϑ M of pinion and wheel of a gear pair. The bulk temperature ϑ M is a determining factor for load-carrying capacity taking scuffing, pitting, micropitting and wear into consideration. To estimate the bulk temperature ϑ M , Oster [38] derived an empirical equation using a reference bulk temperature ϑ L at no-load, the load-dependent gear power loss P VZP , center distance a and face width b: (9) M N ( M # O H400 ) PJ ! KL E ) / Q <.R= ) F S G.T ) F : U The factors X S and X Ca consider the influences of the lubrication system and tip reliefs and are calculated according to DIN 3990 [8]. Based on [8], Otto [39] investigated the lubrication factor X S and derived the following equation: (10) Thereby, the lubrication factor X S depends on the depth of immersion e, the tip diameter d a and the parameter D, which refers to the lubricant conveying direction. The equation of Oster [38] in combination with [39] allows the bulk temperature ϑ M to be estimated using only few input parameters. Michaelis [32] and Geiger [17] derived other models to predict the gear bulk temperature ϑ M . These calculation models are based on studies by Blok [3] to split the loaddependent gear power loss between pinion and wheel. 3 FZG Gear Efficiency Test Rig To evaluate the load-dependent gear loss P VZP experimentally, investigations are performed on a modified FZG back-to-back test rig [9] with a center distance of 91.5 mm. Figure 1 shows a schematic depiction of the so-called FZG gear efficiency test rig. The following description concerns only main features of the test rig and is based on works and formulations of Doleschel [10], Hinterstoißer [19], Lohner [28] and Jurkschat et al. [23]. 0.V W F S ( 0.VI ) P X Y U Q BZ W V.H Aus Wissenschaft und Forschung 17 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 % &' ( 0.048 ) * + ,- / 1 23 ) 5 679: ; <.= ) > ? @A B<.<C ) DE <.=C ) F # % F # ( G.0 F # ( 0.H % Polyalphaolefin: Polyether: % F # ( 0.8 F # ( 0.I % Mineral oil: F Polyglycol: F Figure 1: FZG gear efficiency test rig The gear pairs in the test gearboxes are connected by two shafts so that they form a closed power circuit, in which the transmitted torque is applied via a load clutch. The test rig design allows efficiency tests at high loads by using only a small electric engine to supply the necessary loss torque. The transmitted load is measured with a torque meter directly on the wheel shaft inside the power circle. The total power loss P V of the back-to-back configuration can be directly measured by a torque meter shaft between the electric motor and the power circle. The chosen concept and measuring equipment allow an accuracy T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 17 tional gear design with high teeth and a contact ratio of just over two. While maintaining the number of teeth, pressure angle and helix angle, all lengths were increased to match the center distance of the FZG gear efficiency test rig of a = 91.5 mm (Table 1, left). Tooth micro geometry also was adapted accordingly. The reference flank surface was transversally ground to an arithmetic mean roughness of Ra = 0.30 µm. The profile method was used for all surface roughness measurements in the involute direction with a measurement length of L t = 4 mm and a cut-off wavelength of λ C = 0.8 mm. To quantify the saving potential of individual measures, a set of reference operating conditions was defined. In accordance with [10], a Hertzian pressure of p C = 1287 N/ mm 2 was chosen as reference, which requires a pinion torque of T 1 = 208 Nm for the conventional gear design. All tests were performed at pitch line velocities of v t = {0.5,1.0,2.0,5.0,8.3,15.0,20.0} m/ s. Dip lubrication at an oil sump temperature of ϑ oil = 90 °C with a reference oil level 20 mm below the shaft center was applied. The reference lubricant is mineral oil ISO VG 100 with 4 % sulfur-phosphorous additive Anglamol A99 (Table 2, left) [15]. For run-in, the standard process was performed for four hours at a load torque of T 1 = 423 Nm, a pitch line velocity of v t = 0.5 m/ s and an oil sump temperature of ϑ oil = 90 °C. 4.2 Influence of Gear Geometry In a first step, a moderate low-loss geometry with a transverse contact ratio of ε α = 1.1 was derived based on the conventional gear design of the reference. In addition to the reduction of the transverse contact ratio ε α , the module m n was reduced and the pressure angle α n was increased. The tooth width b is increased to meet the load-carrying capacity of the conventional reference design. The calculated load-dependent relative gear power loss ξ ZP of these moderate low-loss gears is according to eq. (5) and (8) for conditions at medium load and velocity about Aus Wissenschaft und Forschung 18 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 of 0.08 Nm for the measured loss torque and 3 Nm for the load torque [19]. Both test gearboxes are dip-lubricated with controlled oil sump temperature. During all efficiency tests, the load torque, loss torque, shaft speeds and oil sump temperatures are measured and recorded. Due to the symmetrical structure of the power circle, the measured total power loss P V can be divided equally to the test gearboxes. To evaluate the load-dependent gear loss P VZP (eq. (2)), the measured total power loss P V is reduced by the no-load power loss P V0 and the loaddependent bearing loss P VLP . The no-load power losses of gears, bearings and sealings (P V0 ) are measured on the same test rig in a separate test run at no-load. The load-dependent bearing losses are measured separately in a FZG bearing power loss test rig [19]. This gear efficiency test rig hence enables the load-dependent gear power loss and the mean coefficient of friction in the gear mesh to be determined. 4 Efficiency Optimization Measures Based on a reference (section 4.1), measures to reduce the load-dependent gear loss were applied step by step (Figure 2). These measures involve the gear geometry, tooth flank surface and run-in process, oil type and oil level. The local gear loss factor H VL in eq. (7) is taken into consideration for all operating conditions to allow detailed investigations into the efficiency behavior of the test gears. The mean coefficient of friction μ mz can be calculated based on H VL and the experimentally determined load-dependent gear power loss P VZP according to section 3. At constant load, H VL only changes due to a variation of the gear geometry. Assuming a constant local gear loss factor H VL , changes in the loaddependent gear loss P VZP are attributable to a different coefficient of friction μ mz . 4.1 Reference The design of the 6 th gear from a passenger car manual transmission is chosen as a reference [18]. It is a conven- Figure 2: Reference and measures to reduce the load-dependent gear loss investigated step by step T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 18 67 % lower compared to the conventional gear design. In a further step, an extreme low-loss geometry was designed to show the maximum potential of power loss reduction. Its transverse contact ratio ε α was chosen to be well below one, its pressure angle α n was further increased and its module m n further reduced. The tooth width was further increased to achieve a load-carrying capacity resembling that of the conventional reference design. For this extreme low-loss gear design, the load-dependent relative gear loss ξ VZP calculated according to eqs. (5) and (8), shows savings of about 85 % compared to the conventional gear design for medium load and velocity. The geometry of all three gear pairs is shown in Table 1. The load-dependent gear loss of each of the three gear designs were experimentally measured at the FZG efficiency test rig. The derived relative gear power loss ξ VZP is shown in Figure 3. Due to the chosen constant load torque of T 1 = 208 Nm for all three gear designs, the Hertzian pressure at the pitch point is with p C = 913 N/ mm 2 for the moderate low-loss and p C = 788 N/ mm 2 for the extreme low-loss lower compared to the conventional gear design (section 4.1, p C = 1287 N/ mm 2 ). All investigated gear designs show a decreasing trend for ξ VZP along the pitch line velocity v t due to low lubricant film thickness and mixed lubrication at low pitch line velocities and higher lubricant film thickness and approach of fluid film lubrication at high pitch line velocities. For T 1 = 208 Nm, the moderate low-loss gear design results in power loss savings of 56 % on average for all tested operating conditions compared to the conventional gear design. The extreme low-loss gear design shows an even higher average saving of 75 %. The experimental investigations essentially confirmed the preliminary calculation results. 4.3 Influence of Flank Surface and Run-in Besides the gear geometry, the flank surface strongly influences the lubricated gear contact and provides optimization potential for reducing the load-dependent power loss. To evaluate this potential, the moderate low-loss design with the reference Aus Wissenschaft und Forschung 19 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 Parameter Symbol Unit Conventional gear design Moderate low-loss Extreme low-loss Geometry plot - - Normal pressure angle 𝛼 ° 16.0 27.0 36.0 Normal module 𝑚 mm 2.30 1.92 1.81 Number of teeth pinion 𝑧 - 29 34 39 Number of teeth wheel 𝑧 - 39 46 52 Helix angle 𝛽 ° 31.5 33.0 25.0 Transverse contact ratio 𝜀 - 2.10 1.10 0.65 Overlap ratio 𝜀 - 1.27 2.10 2.08 Face width 𝑏 mm 17.6 23.3 28.0 Center distance 𝑎 mm 91.5 91.5 91.5 Local gear loss factor (T 1 = 208 Nm) 𝐻 - 0.2006 0.0852 0.0405 Table 1: Geometry data and local gear loss factor of considered test gears Figure 3: Influence of gear geometry on the load-dependent gear losses T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 19 ses to 7 % on average after the additional run-in process - compared to the 13 % shown above after the first runin. However, at high pitch line velocities with higher lubricant film thickness, the load-dependent power losses tend to almost the same level. Both investigated gear sets show the highest saving potential at low pitch line velocities, where boundary lubrication dominates. Taking all performed tests into consideration, the superfinished flank surface shows a maximum power loss reduction by about 20 % compared to the transverse ground variant after the reference run-in. Supplementing a run-in with the lower viscous mineral oil ISO VG 32 enables the load-dependent power loss to be reduced by up to 35 % for low pitch line velocities although the Ra-value shows no further decrease. Hence, the additional saving potential is due to a change of the gear flank surface not noticed by the Ra-value. 4.4 Influence of the Oil Type The measures discussed so far focused on optimizing the gear geometry and flank surface to reduce the loaddependent gear power loss. The lubricant provides another potential for improving the gear efficiency. Experi- Aus Wissenschaft und Forschung 20 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 transversally ground surface was compared experimentally to an additionally superfinished one. As summarized in Figure 4, the additional superfinishing decreases the measured Ra-value in the involute direction from 0.30 µm to 0.19 µm. After the standard run-in with mineral oil ISO VG 100 (section 4.1), the arithmetic mean roughness decreased to Ra = 0.22 µm for the transverse ground and to Ra = 0.15 µm for the superfinished flank surface. Following this run-in process, both variants were investigated on the efficiency test rig to evaluate the loaddependent gear power loss. Figure 5 shows the subsequently derived mean coefficient of gear friction μ mz for the transverse ground and superfinished gear sets after the standard run-in with ISO VG 100. The superfinished flank surface reduces the mean coefficient of gear friction μ mz by 13 % on average for all tested operating conditions compared to transverse grinding. Especially under operating conditions with low pitch line velocities, where boundary lubrication dominates, the reduction of μ mz shows up to 19 %. After these efficiency tests, both gear sets were subjected to another, special run-in under the same operating conditions with mineral oil but with a lower viscosity level of ISO VG 32 (Figure 4). This resulted in a further reduction of the Ra-value for the transverse ground flank to 0.19 µm and left it unchanged at 0.15 µm for the superfinished flank. Following these two special run-ins, both variants were again investigated on the efficiency test rig to evaluate the load-dependent gear power loss. Independently of the previous run-in process, all efficiency tests were performed with the same mineral oil ISO VG 100 according to 4.1 to evaluate just the influence of the surface. Due to the special run-in process, the gear sets gain another decrease of the load-dependent gear power loss P VZP of about 21 % for the transverse ground variant and 15 % for the superfinished variant on average for all tested operating conditions. That shows a higher impact of the special run-in process with the lower viscous mineral oil ISO VG 32 for the transverse ground flank surface. Hence, the difference between the superfinished and the transverse ground variant decrea- Figure 4: Run-in procedures and measured Ra-values of the transverse ground and superfinished moderate low-loss gear sets Figure 5: Influence of flank surface and run-in on the mean coefficient of friction T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 20 mental investigations are hence extended to the two base oil types: polyalphaolefin and polyether. The investigations are based on the superfinished moderate low-loss geometry previously run-in with the low viscous oil (section 4.3). The kinematic viscosities of the polyalphaolefin and the polyether are about 10 mm 2 / s at 100 °C and therefore adjusted to the ISO VG 100 mineral oil considered so far (Table 2). Due to the considered oil temperature of ϑ oil = 90 °C, the viscosity levels of the three oils are comparable for all investigations. Therefore, the influence of the oil type can be evaluated almost separately from the viscosity influence. Figure 6 shows the mean coefficient of gear friction derived from investigations on the gear efficiency test rig for the three base oil types. The maximum reduction of the mean coefficient of gear friction μ mz is 62 % for polyether under mixed lubrication conditions. This correlates with previous studies on a twindisc test rig [31], as polyalphaolefin and polyether lubricants feature much lower coefficients of friction than mineral oil at the same viscosity level. On average for all tested operating conditions, polyalphaolefin decreases the load-dependent gear power loss by 36 %, whereas polyether decreases the load-dependent gear power loss P VZP by 46 % compared to mineral oil. The greatest loss saving potential for polyalphaolefin and polyether is seen at medium pitch line velocities. However, with increasing pitch line velocities the curves of the mean coefficients of gear friction μ mz rise for these two oil types. This contrasts with mineral oil, which shows a steady decrease of mean coefficient of gear friction μ mz . For the considered lowloss gear design, the decrease is less pronounced compared to a conventional gear design. This is because the increase of bulk temperature with increasing pitch line velocity v t is much lower and because local thermal effects along the much shorter path of contact of low-loss gears are not as strong as e. g. discussed in [53]. For polyalphaolefin and polyether with much lower viscosity-temperature and viscositypressure dependency than mineral oil, this results in Stribeck-like behavior. Hence for high-speed applications, using lower viscous lubricants can be proposed to minimize the rise of load-dependent power loss P VZP at high pitch line velocities v t . Simulation studies like those in [52], [53] can be performed to further analyze the influence of different base oil types and gear geometries on the thermo-elastohydrodynamic contact along the path of contact of gears. 4.5 Influence of Oil Level The measures discussed pertaining to low-loss gear geometry, superfinished flank surface, run-in with low viscous oil and the use of the polyether oil have already significantly decreased the load-dependent power loss P VZP . Reduced heat dissipation from the gear contact also causes the resulting bulk temperatures of pinion and wheel to decrease. This effect can be used for reduction of oil level until the bulk temperature is equal to the one of the conventional reference design in Figure 3. To estimate the corresponding new oil level for the moderate low-loss gear design, eq. (9) can be solved using the same bulk temperature ϑ M and the load-dependent gear power loss P VZP . The resulting lubrication factor X S allows the new oil level to be directly determined according to eq. (10). The calculation predicts a depth of immersion 78 % lower than the conventional oil level of the reference. Aus Wissenschaft und Forschung 21 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 Figure 6: Influence of oil type on the mean coefficient of friction ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! : ; *#/ <".&' -./ &' 5/ .%#",' +/ ,' ! +,)",7 =>"+,%7 ? / .' ! +,)7 %&>%#' Q#0.@&(! -&! 3C! 2K! R1S%T! <<C! <A8! 366; ! U@0#%-&@H! G@.H$.@&(! -&! A6! 2K! %%VS.! ; A5C! 4958! A754! U@0#%-&@H! G@.H$.@&(! -&! 366! 2K! %%VS.! ; 5<! ; 5; ! 3653! W@.H$.@&(! @0: #E! +! 88! 3A6! 79C! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! Table 2: Viscosity and density of the investigated lubricants T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 21 gear contact. On average, the load-dependent power loss saving potential realized by lowering the oil level is 24 %. 4.6 Impact of Combined Measures All measures presented above for reducing the loaddependent power loss - low-loss gear geometry, superfinished flank surface, special run-in with low viscous oil, use of a polyether oil and lower oil level - are summarized in Figure 8. Using low-loss gears results in the highest loss savings. A moderate low-loss design enabled load-dependent gear power loss savings of 56 % on average for all tested operating conditions according to 4.1. Using an extreme low-loss design enabled savings of up to 75 % on average with at most 79 % at low pitch line velocities to be realized. Superfinishing the tooth flank further decreased the load-dependent gear power loss by about 13 % on average, at low pitch line velocities even 19 % was possible. A run-in with a low viscous mineral oil enabled further savings of 15 % on average and maximal 26 % at low pitch line velocities. Replacing the mineral oil with a polyether oil nearly halved the remaining load-dependent gear power loss. At medium pitch line velocities, the power loss could be reduced by up to 62 %. Lowering the oil level by 23 mm to achieve the original reference bulk temperature enabled further savings of 24 % on average with a maximum of 47 % at high pitch line velocities. The last Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0014 Several efficiency tests were done at different oil levels to validate the new oil-level calculation. The results show that the oil level can be reduced to 43 mm below the axle center while ensuring the same bulk temperature at the pinion as that of the conventional reference design in Figure 3. This results in a new depth of immersion at the wheel of 11 mm, which corresponds to an immersion reduction of 67 %. This validates the calculated potential of 78 % well. While the pinion also was directly lubricated by the oil sump at the conventional oil level, it no longer submerges into the oil for the lowered oil level. Besides the efficiency test at a pinion torque of T 1 = 208 Nm, an efficiency test at no-load was also done to determine the load-dependent power loss savings realized from lowering the oil level. As expected, the no-load power losses rise with higher pitch line velocities, but the decreased oil level results in fewer no-load power losses at high pitch line velocities. The influence of the reduced oil level on load-dependent power loss is shown in Figure 7. Especially at high pitch line velocities, the load-dependent power loss could be significantly reduced due to a lower increasing mean coefficient of gear friction. In accordance with the discussion in section 4.4, this is mainly due to the more significant increase in bulk temperature and the consequently stronger reduction of effective lubricant viscosity in the Figure 7: Influence of oil level on the mean coefficient of friction Figure 8: Impact of combined measures on relative load-dependent gear losses T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 22 measure simultaneously decreases the no-load power loss significantly. Combining all investigated measures results in an average reduction of the load-dependent gear power loss P VZP by 87 % for all efficiency tests performed. 5 Conclusion In an experiment-based study, several optimization measures to reduce load-dependent gear power loss were investigated and evaluated on the FZG gear efficiency test rig: low-loss gear geometry, superfinished flank surface, special run-in process with low viscous oil, synthetic lubricant types and a lowered oil level. These measures were applied consecutively to a gearbox to determine step by step the saving potential of each. The greatest reduction of load-dependent gear loss was achieved by using the low-loss gear design and synthetic oil types with low shear resistance like polyether. All investigated optimization measures combined ultimately resulted in a reduction of the load-dependent gear loss by 87 % on average under all operating conditions tested. Acknowledgements The „CO 2 -Sonderforschungsprogramm“ of the Forschungsvereinigungen Antriebstechnik e.V. (FVA) und Verbrennungskraftmaschinen e.V. (FVV) sponsored the work presented. The results shown in this work were taken from the results of the research project FVV 609811. Special gratitude is owed to the active members of the attendant working team for the joint research work. Nomenclature Symbols a Center distance mm A Begin of contact b Face width mm C Pitch point - D Conveying factor e Depth of immersion mm d a Tip diameter mm E End of contact - F bt Circumferential force at base circle N f N Line load along the tooth flank N/ mm F N Normal tooth force N H V Gear loss factor - H VL Local gear loss factor - L t Length for roughness measurements mm m n Normal module mm p C Hertzian pressure at the pitch point N/ mm 2 p e Transverse pitch mm P An Input power W P V Power loss W P VD Sealing power loss W P VL Bearing power loss W P VX Other power loss W P VZ Gear power loss W Ra Arithmetic mean roughness µm T Torque Nm u Gear ratio v bt Circumferential velocity at base circle m/ s v g Sliding velocity m/ s v t Pitch line velocity m/ s x Point on the path of contact mm X Ca Modification factor - X L Lubricant factor - X S Lubrication factor z Number of teeth α n Normal pressure angle ° β b Helix angle at base circle ° ε Contact ratio ε α Transverse contact ratio η Gearbox efficiency η oil Dynamic viscosity at oil temperature Pa·s ϑ L Reference bulk temperature °V ϑ M Bulk temperature °C ϑ oil Oil temperature °C λ C Cut-off wavelength nm μ mz Mean coefficient of friction ξ Relative power loss ξ Z Relative gear power loss - Indices 0 No-load 1 Pinion 2 Wheel P Load-dependent References [1] Anderson, N.E.; Loewenthal, S.H.: Design of Spur Gears for Improved Efficiency. 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FRANK und TANENBAUM untersuchten die mechanischen Eigenschaften von Graphenplättchen mit dem AFM und berechneten die Federkonstante und einen E-Modul von 0,5 TPa [6]. Durch den Einsatz eines Kugel-auf Fläche-Tribometers zeigten MARCHETTO et al. die hervorragenden Schmiereigenschaften von graphenisierten Oberflächen [7]. KIM et al. untersuchten die Reibungseigenschaften von Graphen als Trockenschmierstoff mit einem Mikrotribometer [8]. BERMANN et al. untersuchten die Reibungseigenschaften von Graphen in Gleitkontakten und zeigten, Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 1 Einleitung Graphen als Allotrop von Kohlenstoff ist eine zweidimensionale (2D) Schicht, die aus kovalent gebundenen Kohlenstoffatomen besteht. Wie Graphit bietet es hervorragende Gleiteigenschaften. Eine sehr gute Wärmeleitfähigkeit ist wichtig für die Übertragung der bei tribologischen Kontakten entstehenden Wärme. Diese Eigenschaft bietet Graphen [1]. Darüber hinaus hat Graphen eine hohe elektrische Leitfähigkeit [2]. Graphen kann als Zusatz in Öl oder Fett oder als Trockenschmierstoff verwendet werden. Graphenbasierte Schmierung von Wälzlagern Florian Pape, Gerhard Poll* Graphen bietet vorteilhafte Eigenschaften wie hohe Festigkeit und elektrische Leitfähigkeit. Als Verschleißschutz kann es als Trockenschmierstoff in Wälzkontakten sowie als Zusatz in Öl oder Fett zur Verbesserung der jeweiligen Eigenschaften unter bestimmten tribologischen Bedingungen eingesetzt werden. Für diese Untersuchungen wurden Graphen- Platelets auf den Laufbahnen von Schrägkugellagern als Trockenschmierstoff funktionalisiert, der einen dünnen Film bildet. Darüber hinaus wurden die Lager mit graphenhaltigem Fett geschmiert. In diesem Fall wurde eine geringe Menge von Graphen mit Fett vermischt. Die experimentellen Studien wurden unter oszillierenden Bewegungen durchgeführt. Die jeweilige Belastung im tribologischen Kontakt betrug 1,5 GPa, die Prüffrequenz 5 Hz, der Schwenkwinkel 48°. Es konnte gezeigt werden, dass Graphen als Trockenschmierstoff oder als Fettzusatz unter den gegebenen Prüfbedingungen vorteilhafte Eigenschaften aufweist. Schlüsselwörter Graphene, Trockenschmierstoff, Schrägkugellager, Wälzlager, graphenhaltiges Fett, Reibreduktion Graphene offers advantageous properties like a high strength and electric conductivity. For wear protection, it can be used as dry lubricant in rolling bearing contacts, as well as an additive dispersed in oil or grease to improve the respective characteristics under certain tribological conditions. For this investigations, graphene platelets were functionalized on the raceways of angular contact ball bearings as dry lubricant, which forms a thin film. In addition, bearings were lubricated with grease containing graphene platelets. In this case, a small ratio of graphene was dispersed with grease. The experimental studies were carried out under oscillating movements. The respective load in the tribological contact was 1.5 GPa, the test frequency 5 Hz, the pivoting angle 48°. It could be shown that graphene as dry lubricant or as grease additive features beneficial properties under the given test conditions. Keywords Graphene, dry lubrication, angular contact ball bearing, rolling bearings, graphene containing grease, friction reduction Kurzfassung Abstract * Dr.-Ing. Florian Pape, Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-2834-1929 Prof. Dr-Ing. Gerhard Poll Institut für Maschinenkonstruktion und Tribologie (IMKT), Leibniz Universität Hannover T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 26 dass Graphen in Ethanollösung die Reibung effektiv reduzieren kann [9]. RESTUCCIA zeigte, dass Graphen stark an Eisenoberflächen bindet und die Oberflächenenergie reduziert. Simulationen haben gezeigt, dass die Metalloberflächen durch Passivierungseffekte nahezu inert sind und eine sehr geringe Haftung und Scherfestigkeit beim Fügen in einem Gleitkontakt aufweisen [10]. Die Haltbarkeit von Graphen im Trockengleitkontakt auf Cu-Substraten wurde von WON et al. unter Verwendung eines oszillierenden Tribotesters und einem Anpressdruck von ca. 220 MPa nachgewiesen. Graphenbeschichtungen mit Dicken von wenigen Schichten haben die Haltbarkeit des Cu-Substrats im Trockengleitkontakt effektiv erhöht [11]. Bei Wälzkontakten können die Grundlagen für die Funktionalisierung von Oberflächen mit einer schützenden Graphenbeschichtung übertragen werden. Erste Versuche bestätigten das Konzept, in diesem Fall führt der Rollkontakt zu einer Verdichtung des funktionalisierten Graphens und niedrigen Reibungskoeffizienten [12]. PAREDES et al. haben verschiedene Lösungsmittel untersucht, um Graphen zu dispergieren. Neben Ethylen und THF (Tetrahydrofuran) sind NMP (N-Methyl-2pyrrolidon) und DMF (N, N-Dimethylformamid) mögliche Lösungsmittel [13]. Das Graphen kann dann unter Wärmeeinwirkung auf Oberflächen funktionalisiert werden. 2 Versuche 2.1 Methodik Für die Untersuchungen wurden DMF-basierte Graphenplatelets als Beschichtung auf Innenringe von Schrägkugellagern aufgebracht, die in einem Wälzkontakt im oszillierenden Betrieb getestet wurden. Zwei Schrägkugellager wurden gleichzeitig auf einem Lagerprüfstand getestet. Während der Tests wird der Schwenkwinkel mit einem Drehgeber gemessen und das Reibmoment simultan aufgezeichnet. Da die Relativgeschwindigkeit der Wälzkörper am Umkehrpunkt Null ist, sind die Schmierbedingungen grundlegend, um Verschleiß zu vermeiden. Die Lager wurden mit fettgeschmierten Lagern verglichen. Um Graphene als Fettzusatz einzusetzen, können diese in einer definierten Menge in Fette eingerührt werden. In unserem Fall wurde eine definierte Graphenprobe mit einem Spachtel in Fett eingemischt, bevor diese Mischung auf die Prüfoberflächen aufgebracht wurde. 2.2 Testlager Für die Prüfungen wurden modifizierte Schrägkugellager vom Typ 7208 mit den Hauptabmessungen nach DIN 628-1 (Kontaktwinkel α = 40°) mit einer reduzierten Anzahl von Wälzkörpern verwendet (siehe Bild 1). Die Anzahl der Wälzkörper wurde von 14 auf 7 reduziert, um größere Schwenkwinkel ohne Überschneidung von benachbarten Kontaktellipsen zu ermöglichen. Die Wälzkörper rollen in einem Polyamidkäfig. Typischerweise werden die Lager für drehzahlgeregelte Anwendungen im rotierenden Betrieb verwendet, in unserem Fall wurden die Lager im oszillierenden Betrieb eingesetzt. Bei dieser Art von Lagern wird eine Wälzbewegung durch eine Bohrbewegung senkrecht zur Kontaktfläche überlagert. Auf der Kontaktfläche entsteht eine Gleitreibungskomponente. Für die Prüfungen wurde ein konstanter Schwenkwinkel von 48° (± 24°) verwendet. Die Lager wurden als Referenz mit 8 ml Bariumkomplexseife verdicktem synthetischem Fett sowie mit graphenadditiviertem Fett geschmiert und auch trockengeschmiert mit funktionalisierten Graphenplatelets als Beschichtung der Laufbahnen und Wälzkörper eingesetzt. Die Pressung der axial belasteten Lager zwischen dem Innenring und den Wälzkörpern betrug 1,5 GPa. 2.3 Prüfstände Die Lager wurden auf einem Zwei-Lager-Prüfstand untersucht. Der Prüfstand ermöglicht die gleichzeitige Untersuchung von zwei Schrägkugellagern, welche gegeneinander liegend in O-Anordnung montiert sind. Ein Servomotor wird verwendet, um eine oszillierende Bewegung auszuführen. Zwischen dem Servomotor und dem Prüfkopf mit den Lagern ist eine Drehmomentmesswelle mit der Getriebewelle gekoppelt. Bei Langzeittests wird anstelle der Drehmomentmesswelle eine normale Welle verwendet, um eine höhere Drehsteifigkeit zu erreichen. Ein Drehgeber ist mit der Hauptwelle der Lager verbunden, um den Schwenkwinkel der Lager zu messen. Die Temperaturen der Lager werden durch Temperatursensoren am Außenring der Lager gemessen. Die Lager werden über Tellerfedern axial belastet. Eine Übersicht über die Konstruktion ist in Bild 2 schematisch dargestellt. Für den Test selbst betrug die Prüffrequenz 5 Hz für mehr als 1 Million Zyklen; vor und nach den Tests wurde das Reibungsmoment unter einer Frequenz von 0,2 Hz [14] aufgezeichnet. Die Messung erfolgt bei niedrigerer Schwenkfrequenz. Aus Wissenschaft und Forschung 27 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 Bild 1: 7208 Schrägkugellager mit reduzierter Anzahl von Wälzkörpern T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 27 Gleitkontaktbedingungen realisiert. Die Kugel wurde mit einer Geschwindigkeit von bis zu 1 m/ s gedreht und die Reibungskraft gemessen. 2.4 Lagervorbereitung Zur Funktionalisierung der Lager mit Graphen wurde DMF (N, N-Dimethylformamid) verwendet. In einem ersten Schritt wurde DMF in ein Becherglas gefüllt. Die Graphenplättchen wurden hinzugefügt, um eine Konzentration von 0,1 Gew.-% zu erreichen. Um Agglomerate zu vermeiden und eine gute Suspension zu erhalten, wurde das Gemisch zwei Stunden lang in einem Ultraschallbad behandelt. Für die Suspension von Nanopartikeln wurde in früheren Studien nachgewiesen, dass eine solche Dauer ausreicht, um einen guten Abbau der Nanopartikelagglomerate zu erreichen [15]. In einem nächsten Schritt wurde die Mischung als dünne Schicht auf die Laufbahnen und Wälzkörper der Lager aufgetragen. Die Lagerringe und Wälzkörper wurden in einem Ofen erhitzt. Bild 4 zeigt die Graphenplättchen auf der Lagerfläche. Anschließend wurden der Lagerkäfig, die Wälzkörper, der Innenring und der Außenring montiert und die Lager in den Prüfstand eingebaut. Nach dem Test wurden die Lager demontiert und mittels Laser-Scanning-Mikroskopie untersucht. Um Graphen als Fettzusatz aufzutragen, kann es in eine definierte Fettmenge eingerührt werden. In unserem Fall wurde eine definierte Graphenmenge mit einem Spatel in das Fett (synthetisches Kohlenwasserstofffett mit Bariumkomplex-Seife als Verdicker) gerührt. Der Rührvorgang war beendet, wenn das Fett gleichmäßig dunkel gefärbt war. Anschließend wurde es in eine Spritze gefüllt, um damit die Lageroberflächen zu fetten. 3 Ergebnisse 3.1 Mikroskopische Untersuchungen Paare von fettgeschmierten, Graphen trocken geschmierten und mittels Graphenfett geschmierten Schrägkugellagern wurden zum Vergleich auf Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 Für Untersuchungen im Gleitkontakt wurde ein Anton- Paar-Tribometer (MCR302) mit einer Heiz-/ Kühlvorrichtung eingesetzt (Bild 3). Dieses erlaubt es, den Einfluss von Graphen als Zusatz zu Fett oder Trockenschmierstoff auf die Reibeigenschaften unter Gleitkontaktbedingungen zu erfassen. In dem Tribometer wird eine Kugel gegen drei kreisförmig angeordnete Planflächen unter einem definierten Anpressdruck (1 GPa) gedreht. Auf diese Weise werden drei Punktkontakte unter Drehwinkelgeber Kupplung Prüflager Drehmomentmesswelle Bild 2: Schema des Zwei Lager-Prüfstandes Bild 3: Anton Paar Tribometer mit BC12.7 Messwelle Bild 4: Lageroberfläche mit funktionalisierten Graphenplättchen nach der Wärmebehandlung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 28 dem schwenkenden Zwei-Lager-Prüfstand getestet. Der Schwenkwinkel betrug 48° und die Pressung 1,5 GPa, was einer Belastung nahe der Anwendung solcher Lager entspricht. Durch die Schwenkbewegung kann es insbesondere an den Umkehrpunkten zu Mischreibung kommen, die zu Verschleiß führen kann. Die Topologie der Laufbahnoberfläche nach der Prüfung wurde mittels Laserscanning-Mikroskopie untersucht. Zunächst wurde ein Test zur Untersuchung eines fettgeschmierten Lagerpaares durchgeführt. Nach mehr als einer Millionen Prüfzyklen sind an den Umkehrpunkten Korrosion und leichter Verschleiß erkennbar (Bild 5). An diesen Stellen ist die Relativbewegung der Wälzkörper Null und die Schmierfilmdicke am geringsten. In diesem Fall ist eine Schmierung unerlässlich, um Verschleiß zu vermeiden. Durch die Schmierbedingungen kann es zu Rauheitskontakten kommen, wodurch Verschleiß hervorgerufen wird. Die mit Graphen trocken geschmierten Lager wurden ebenfalls über mehr als 1 Million Testzyklen untersucht. Ein Umkehrpunkt ist in Bild 6 dargestellt. Einige Graphenagglomerate liegen an der Oberfläche, die Oberfläche selbst weist eine dunklere Farbe als die ursprüngliche Oberfläche auf. An dem Umkehrpunkt befindet sich ein dünner schwarzer Film basierend aus Graphenansammlungen. Neben der Laufbahn bildet Graphen eine Zone aus komprimierten Partikeln. Verschleiß ist an der ursprünglichen Lageroberfläche nicht erkennbar. Darüber hinaus wurden Lager mit graphenhaltiger Fettschmierung für mehr als 1 Million Prüfzyklen untersucht. Ein Umkehrpunkt an einem Lager ist in Bild 7 dargestellt. An dem Umkehrpunkt sind nur geringe Farbveränderungen an der Oberfläche durch die Graphene zu erkennen. Auf der Laufbahn selbst sind kleine dunkle Flecken sichtbar, trotz der Mischreibungsbedingungen liegt kein Verschleiß vor. In diesem Fall scheinen sich die Graphenplatelets positiv auf die Schmierbedingungen an den Umkehrpunkten auszuwirken. 3.2 Reibeigenschaften Um auf den Einfluss von Graphen auf die Reibungseigenschaften schließen zu können, wurde das Reibmoment für die Schwenkzyklen aufgezeichnet. Die Messung wurde direkt zu Beginn der Versuche und anschließend bei einer Prüffrequenz von 0,2 Hz durchgeführt. Bild 8 zeigt das Reibmoment über den Schwenkwinkel von ±24°. Während das Reibmoment für das fettgeschmierte Lager Mittelwerte von ±150 Nmm aufweist, konnte das Reibmoment für die Graphen trocken geschmierten Lager mit Aus Wissenschaft und Forschung 29 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 Bild 5: Umkehrpunkt auf der Oberfläche des Lagers, geprüft mit Fett als Schmiermittel Bild 6: Umkehrpunkt auf der Oberfläche des Graphentrocken geschmierten Lagers Bild 7: Umkehrpunkt auf der Oberfläche des graphenhaltigen fettgeschmierten Lagers Bild 8: Reibungsmoment über Drehwinkel für fettgeschmierte, Graphen trockengeschmierte und Graphen fettgeschmierte Lager T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 29 darauf geschlossen werden, dass die Graphenschicht auch für Lager ohne erhöhtes Lagerspiel verwendet werden kann, da eine sehr dünne Schicht für eine hohe Zahl an Schwenkzyklen schmierwirksam ist. Während der Testphase zeigten die Oberflächen keinen Verschleiß. Bei der Prüfung des Graphen haltigen Fettes unter oszillierender Belastung wurden ebenfalls Vorteile erzielt. Es zeigte sich, dass die Reibung an den Wendepunkten deutlich reduziert werden konnte. Im Vergleich zu Fett konnten an den Umkehrpunkten kein Verschleiß festgestellt werden. Die genaue Wirkung des Graphens muss in diesem Fall weiter untersucht werden. Um die stärkere Schwankung des Reibwertes im Schwenkversuch zu reduzieren, ist der Dispergier- und Einmischungsprozess für die Graphene in das Schmierfett zu verbessern. Denkbar ist hierbei, die Graphene erst mit dem Grundöl zu dispergieren und anschließend den Verdicker einzubringen. Bei Gleitanwendungen weist das Referenzfett die niedrigsten Reibwerte bei höheren Gleitgeschwindigkeiten auf. Für vergleichbare Anwendungen muss dieser Effekt weiter untersucht werden und erforscht werden, wie das Aus Wissenschaft und Forschung 30 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 einem Mittelwert von ±75 Nmm um die Hälfte reduziert werden. Die Lager mit graphenhaltigem Fett weisen ebenfalls ein geringes Reibungsmoment auf, welches mit der Graphentrockenschmierung vergleichbar ist. Allerdings fluktuieren die Werte stärker, was daran liegen kann, dass die Graphenplatelets noch nicht optimal dispergiert vorliegen. Um den Einfluss von Graphen in Fett genauer zu untersuchen, wurden Tests mit einem Anton-Paar-Tribometer durchgeführt. In diesem Fall ist ein Gleitkontakt mit einem Anpressdruck von 1 GPa gegeben. Die resultierenden Stribeck-Kurven für das Fett und das graphenhaltige Fett sind in Bild 9 dargestellt. In diesem Fall kann das Graphen die Reibung bei sehr niedrigen Drehzahlen reduzieren, während die Reibung bei höheren Gleitgeschwindigkeiten von bis zu 1 m/ s im Vergleich zur Referenzfett-Kurve erhöht ist. Im Falle der Trockenschmierung mit Graphen, welches auf der Kugel und den Gegenstücken funktionalisiert wurde, sind die Gleiteigenschaften bei niedrigeren und höheren Gleitgeschwindigkeiten schlechter (Bild 10). Nur zwischen einer Gleitgeschwindigkeit von 0,001 m/ s und 0,01 m/ s weist Graphen als Trockenschmierstoff Reibwerte auf, die mit denen von Fett vergleichbar sind. Unter diesen Versuchsbedingungen mit dem hohen Kontaktdruck wird das Graphen aus dem Kontakt entfernt, was zu einem höheren Reibungskoeffizienten führt. 4 Zusammenfassung Die Ergebnisse zeigen, dass Graphen-Platelets als Trockenschmierstoffe eine gute Verschleißfestigkeit im oszillierenden Wälzkontakt aufweisen. Im Vergleich zu einem fettgeschmierten Lager konnte das Reibungsmoment über den Schwenkwinkel halbiert werden. Die Graphenplatelets bieten günstige Gleitebenen und reduzieren Reibungsverluste in Festkörperkontakten. Typische Trockenschmierstoffe unterliegen einem höheren Verschleiß und dicken Transferschichten, was zu instabilen Betriebsbedingungen führt. Der Betrieb der Graphen trocken geschmierten Lagern führte zu einer Agglomeration von Festschmierstoffpartikeln. Mit Hilfe der Laserscanning-Mikroskopie kann abgeschätzt werden, dass die Schichtdicke im Vergleich zu herkömmlichen Transferschichten deutlich geringer ist. Es kann Bild 9: Reibungskoeffizient über die Gleitgeschwindigkeit für Referenzfett und Graphenfett gemessen im Anton-Paar-Tribometer Bild 10: Reibungskoeffizient über die Gleitgeschwindigkeit für Referenzfett, Graphenfett und Graphentrockenschmierung gemessen im Anton- Paar-Tribometer T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 30 Verhalten verbessert werden kann. Bei niedrigeren Gleitgeschwindigkeiten kann eine geringere Reibung durch Zugabe von Graphen zu Fett erreicht werden. Graphen- Trockenschmierung unter Gleitkontaktbedingungen und hohem Anpressdruck weist schlechtere Eigenschaften als die Fettschmierung auf. In diesem Fall muss die Verbindung zwischen Graphen und den Oberflächen verbessert werden. Im Falle des Wälzkontakts scheint der Wälzvorgang zu einer besseren Anbindung der Graphene an die Lageroberfläche zu führen. Weiterhin werden die Graphene kompaktiert und nicht aus dem Kontakt herausgefördert. Eine vorteilhafte Anwendung der Graphentrockenschmierung für Lager wäre in der Luft- und Raumfahrtindustrie, unter Vakuum, bei hohen und extrem niedrigen Temperaturen zu finden. Diese Arbeit zeigt auf, dass Graphene für den Einsatz in Wälzlagern geeignet sind, welche unter Schwenkbewegung und in Gelenken betrieben werden. Die günstigen Gleiteigenschaften, die bisher in Nano- und Mikroprüfständen betrachtet wurden, wurden auf makroskopische Anwendungen, wie sie in verschiedenen Maschinenelementen vorkommen, übertragen. Literatur [1] Ghosh, S., Calizo, I., Teweldebrhan, D., Pokatilov, E. P., Nika, D. L., Balandin, A. A., Bao, W., Miao, F., Lau C. N., 2008, Extremely high thermal conductivity of graphene: Prospects for thermal management applications in nanoelectronic circuits, Appl. Phys. Lett. 92, 151911 [2] Marinho B., Ghislandi, M., Tkalya, E., Koning, C.E., de With, G., 2012, Electrical conductivity of compacts of graphene, multi-wall carbon nanotubes, carbon black, and graphite powder, Powder Technology, Volume 221, pp. 351-358 [3] Berman, D., Erdemir, A., Sumant A.V., 2013, Reduced wear and friction enabled by graphene layers on sliding steel surfaces in dry nitrogen, Carbon, Volume 59, pp. 167-175 [4] Xu, L., Ma, T.-B., Hu, Y.-Z., Wang, H., 2011, Vanishing stick-slip friction in few-layer graphenes: the thickness effect, Nanotechnology, Volume 22, Number 28 [5] Penkov, O., Kim, H.-J., Kim, H.J., Kim, D.-E., 2014, Tribology of Graphene: A Review, International Journal of Precision Engineering and Manufacturing, Volume 15, Numer 3, pp- 577-585 [6] Frank, I. W., Tanenbaum, D. M., van der Zande, A. M., and McEuen, P. L., 2007, Mechanical properties of suspended graphene sheets, Journal of Vacuum Science & Technology B: Microelectronics and Nanometer Structures Processing, Measurement, and Phenomena, 25, 2558 [7] Marchetto, D., Held, C., Hausen, F., Wählisch, F., Dienwiebel, M., Bennewitz, R., 2012, Friction and Wear on Single-Layer Epitaxial Graphene in Multi-Asperity Contacts, Tribol. Lett., 48: 77 [8] Kim, K.-S., Lee, H.-J., Lee, C., Lee, S.-K., Jang, H., Ahn, J.-H., Kim, J.-H., Lee, H.-J., 2011, Chemical Vapor Deposition-Grown Graphene: The Thinnest Solid Lubricant, ACS Nano, 5 (6), pp. 5107-5114 DOI: 10.1021/ nn2011865 [9] Berman, D., Erdemir, A., Sumant A.V., 2014, Graphene: a new emerging lubricant, Materials Today, Volume 17, Issue 1, pp. 31-42 [10] Restuccia, P., Righi, M.C., 2016, Tribochemistry of graphene on iron and its possible role in lubrication of steel, Carbon, Volume 106, September 2016, pp. 118-124 [11] Won M.-S., Penkov, O.V., Kim, D.-E., 2013, Durability and degradation mechanism of graphene coatings deposited on Cu substrates under dry contact sliding, Carbon, Volume 54, pp. 472-481 [12] Pape, F.; Knigge, S.R.; Glasmacher, B.; Poll, G., 2018, Graphene based dry lubrication in rolling contacts, Proceedings, Lubmat 2018, San Sebastian, Spain, 6 pages [13] Paredes, J.I., Villar-Rodil, S., Martínez-Alonso A., Tascon J.M.D., 2008, Graphene Oxide Dispersions in Organic Solvents, Langmuir, Volume 24, Issue 19, pp. 10560- 10564 [14] Pape, F.; Neubauer, T.; Maiss, O.; Denkena, B.; Poll, G., 2016, Tribological Investigations of Angular Contact Ball Bearings Operated under Small Pivoting Angles for Production Process Analysis, Proceedings, 7 th International Conference on Tribology in Manufacturing Processes, 28.02. - 02.03.2016, Phuket, Thailand, ISBN: 978-616- 92565-0-2, pp. 190-199 [15] Pape, F., Rissing, L., Gatzen H.H., 2010, Fabrication and Tribological Investigation of Fullerene C60/ C70 Reinforced Epoxy Resin SU-8TM, Proceedings, Tribologie- Fachtagung, Göttingen, Germany Aus Wissenschaft und Forschung 31 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0015 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 31 das System zügig einen stationären Zustand erreicht, der sich durch niedrige Verschleißraten kennzeichnet. Im Rahmen des durch die Deutsche Forschungsgemeinschaft geförderten Projekts „SPP1551 - Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ wurde die Oberflächentopographie verschiedener Metalle untersucht, um den Einfluss des Fertigungsverfahrens auf die Einlaufphase eines Gleitlagers beurteilen zu können. Bei der Bearbeitung von Oberflächen entstehen abhängig vom Fertigungsverfahren unterschiedliche Oberflächentopographien, die sich beispielsweise durch ihre Welligkeiten und Rauheiten unterscheiden. Die experi- Aus Wissenschaft und Forschung 32 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0016 1 Einleitung In der Einlaufphase eines tribologischen Systems (Tribosystem), entstehen gegenüber der Betriebsphase erhöhter Verschleiß und große Reibungskräfte. Produktentwickler versuchen daher bei der Auslegung von Tribosystemen eine kurze Einlaufphase zu erreichen, damit Untersuchung des Einflusses der Einlaufprozedur auf das Reibungs- und Verschleißverhalten von geschmierten Kontakten mit der Finite-Elemente-Methode Arn Jörger, Stefan Reichert, Albert Albers* Ziel der Untersuchung ist die Beurteilung verschiedener Einlaufphasen auf das Reibungs- und Verschleißverhalten in der Betriebsphase eines Gleitlagers mithilfe der Finite-Elemente-Methode. Das Mikromodell, bestehend aus zwei gegenüberliegenden Reibkörpern, bildet real-gedrehte Materialoberflächen ab, zwischen denen eine Schmierung modelliert ist. Durch das Aufbringen einer Last entstehen Kontaktstellen, die zu lokalen Festkörper- und Mischreibungskontakten führen. Die sich plastisch ausbildenden Täler auf den Oberflächen des Modells erlauben eine Berechnung der lokalen Verschleißtiefe. Die Untersuchung zeigt die Abhängigkeit der Verschleißtiefe von der initialen Last während der Einlaufphase. Die Betrachtung der folgenden Betriebsphase zeigt, dass durch die während der Einlaufphase erhöhte Last die Widerstandsfähigkeit der Oberfläche gegen spätere Belastung gestiegen ist. Eine erhöhte Einlauflast verringert demnach in der späteren Betriebsphase den Verschleiß. Schlüsselwörter Mischreibung, Einlaufphase, Verschleißsimulation, Reibungssimulation The aim of the investigation is to assess the influence of different running-in procedures to the friction and wear behavior of a journal bearing by using a finite element simulation. Real surfaces have been scanned in and mapped on two opposite arranged solids which are separated by a lubrication layer. By applying a load to one solid, local contact zones develop and solid-to-solid and lubricated contacts develop. Elastic and plastic deformations facilitate the computation of the local wear depth. The results show a dependence of the initial load condition on the increasing of the final wear depth. The inspection of the subsequent running phase depicts an enhanced wear resistance of the surface by increasing the load in the running-in phase. Hence, by raising the initial load the wear in the following running phase can be reduced. Keywords Mixed friction, running in, wear simulation, friction simulation Kurzfassung Abstract * Arn Jörger, M. Sc. Dipl.-Ing. Stefan Reichert Univ.-Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers Karlsruher Institut für Technologie (KIT) IPEK - Institut für Produktentwicklung 76131 Karlsruhe T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 32 mentelle Messung des Einflusses des Verschleißes auf die Reibungs- und Verschleißphänomene in der Kontaktzone erfolgen häufig mithilfe der Radionuklid-Technologie und sind daher enorm aufwendig. Ein generisches Simulationsmodell ermöglicht die Variation einzelner Parameter und erlaubt dadurch zum Beispiel eine isolierte Betrachtung des Einflusses der Rauheit bei konstanter Welligkeit auf das Verschleißverhalten. In der vorliegenden Untersuchung wird der Einfluss realer Oberflächenrauheiten auf den Reibwert und das Verschleißverhalten mithilfe der Finite-Elemente- Methode untersucht. Das erlaubt verglichen mit der experimentellen Betrachtung eine erhebliche Kostenreduktion und eine verkürzte Simulationszeit. 2 Stand der Forschung Diverse Untersuchungen beschäftigen sich mit der experimentellen Analyse der Einlaufphase tribologischer Systeme. Dabei wird die Verschleißrate häufig kontinuierlich mit der Radionuklid-Technologie gemessen. Diese Technologie nutzen Scherge, et al. [1], um in einem mechanischen System sehr geringe Verschleißraten in hoher Auflösung abbilden zu können. Weiterhin hat Volz [2] an einem Zylinder-Kolbenring-System gezeigt, dass sich die Verschleißrate mit steigender Normalkraft und steigender Geschwindigkeit erhöht. An einem Stift- Scheibe-Tribometer zeigen Scherge, et al. [3], dass eine hohe Last während der Einlaufphase zwar einen erhöhten Verschleiß am Anfang bedeutet, jedoch im Vergleich zu einer geringen Einlauflast in der Betriebsphase widerstandsfähiger gegen Verschleiß ist. Dies ist mit der mechanischen Durchmischung der Randzone und somit der Ausbildung von verschleißbeständigen Schichten begründet. Linsler, et al. [4] untersuchen den Einfluss von thermischen Beschichtungen auf das Verhalten während der Einlaufphase. Durch Variation von Kontaktdruck und Geschwindigkeit können verschiedene Reibwertverläufe und Reibwertkennfelder ermittelt werden. Die Experimente zeigen keinen Reibungsunterschied zwischen den Testbedingungen. 3 Forschungsziel und Vorgehen Die vorliegende Forschung beschäftigt sich mit der Untersuchung des Einlaufverhaltens von geschmierten Kontakten. Dabei werden die tribologischen Effekte, wie Festkörperkontakt, aber auch die plastischen Verformungen in der Randzone, untersucht. Das Ziel ist die Beurteilung des Zustands des Tribosystems hinsichtlich Reibung und Verschleiß. Die Analyse erfolgt mithilfe der in einer Finite-Elemente-Simulation berechneten Verschleißtiefe und des berechneten Reibwerts. Dabei soll aus der Entwicklung der Verschleißtiefe Rückschluss auf den Zustand des Kontakts gezogen werden, um beispielsweise die Einlaufphase zur Optimierung der Lebenszeit verwenden zu können. Im folgenden Kapitel wird das Simulationsmodell, die Materialeigenschaften und die Oberfläche vorgestellt. Zudem wird das Modell beschrieben und die Vorgehensweise bei der Durchführung der Simulationen erläutert. Die Durchführung der beiden betrachteten Lastfälle ist im Ergebniskapitel aufgeführt. Anschließend folgt eine Diskussion und Zusammenfassung. 4 Modellaufbau Das Modell besteht aus zwei gegenüberliegenden Reibkörpern, im Folgenden Base und Slider genannt, die reale Oberflächen besitzen. Zwischen den Körpern mit den Abmessungen 225 × 225 µm² ist eine Fluidschicht modelliert. Aus den mit einem Weißlichtinterferometer eingelesenen realen Oberflächen werden Solid-Körper erstellt. Die Simulationen wurden mit dem Mischreibungsmodell nach Lorentz, et al. [5] durchgeführt. Das Modell, erlaubt tribologische Kontakte mit der Finite-Elemente- Methode in einer Simulation abzubilden. Das Ziel ist dabei das Erlangen eines besseren Verständnisses der in der Kontaktfläche ablaufenden Reibungsphänomene. Die Erweiterung des ursprünglichen Modells auf die Anwendung hinsichtlich der Verschleißsimulation nach Archard erfolgte durch Albers, et al. [6]. Dies erlaubt die sequentielle Berechnung der Verschleißtiefe (vgl. Albers, et al. [7]) für einen kontinuierlichen Bewegungsvorgang, der durch das Zurücksetzen des Sliders ermöglicht wird. Aus Wissenschaft und Forschung 33 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0016 Slider Base Fluid Bild 1: (a) Mischreibungsmodell (b) Base Körper (a) (b) T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 33 der Last dar, die über den gesamten Simulationszeitraum konstant 1,0 N beträgt. Die unterbrochene Kurve zeigt den Verlauf der variablen Last, die von initial 0,5 N auf 0,75 N und dann auf 1,0 N erhöht wird. Die durchgezogene Kurve, also die der konstanten Last, weist nur eine einzige Einlaufphase zu Beginn auf und verläuft anschließend nahezu linear. Die unterbrochene Kurve beschreibt die Verschleißtiefenentwicklung der variablen Last. Die drei Einlaufphasen bei t 1 = 0, t 2 = 600 s und t 3 = 1200 s kennzeichnen sich deutlich durch Sprünge in der Verschleißtiefenentwicklung. Dieser Effekt kann auf die Lasterhöhung und den dadurch erhöhten Anteil an Festkörperkontakt zwischen den Reibkörpern zurückgeführt werden. Jede Erhöhung der Last führt zu einem steigenden Druck in der Kontaktzone und der dadurch steigende Anteil an Festkörperkontakt fördert die Verschleißbildung und dies resultiert in einer größere Verschleißtiefe. Im Vergleich zur variablen Last zeigt die konstante Last dagegen eine konstante Verschleißtiefenentwicklung nach der Einlaufphase. Die Verschleißtiefenentwicklung korreliert also mit dem Festkörperkontaktanteil während der Einlaufphase. Das Aufbringen einer hohen Last während der Einlaufphase wirkt sich positiv auf die Verschleißtiefe und deren Verlauf während der stationären Phase aus. Ähnliche Resultate erreichen Scherge, et al. [1] in experimentellen Versuchen mit der Radionuklid- Technologie. Auch hier zeigt eine erhöhte Einlauflast eine geringere Verschleißtiefenentwicklung in der Betriebsphase (siehe Bild 3). Die schrittweisen Erhöhungen der Normalkraft (bei t 2 = 600 s und t 3 = 1200 s) zeigen, dass die Normalkraft mit dem Kontaktdruck korreliert. Bei jeder Erhöhung kommt es zu einem kurzen Anstieg des Kontaktdrucks, der zu einer Aus Wissenschaft und Forschung 34 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0016 5 Ergebnisse Um den Einfluss der Einlaufphase auf den Reibwert und das Verschleißverhalten untersuchen zu können, werden verschiedene Lastfälle verglichen. In jedem Lastfall wird eine konstante Last oder eine variable Last (siehe Tabelle 1) aufgebracht. Die Beurteilung des Reibungsverhaltens erfolgt am Verlauf des Reibwerts und des Verschleißverhaltens an dessen Verlauf über den gesamten Simulationszeitraum hinweg (vgl. [6]). Für die Simulationen wurde eine drehgefertigte Welle aus AISI1045 ausgewählt. Tabelle 2 zeigt die Materialparameter und Oberflächenrauheiten. Lastfall A Bild 2 zeigt den Einfluss der Einlaufphase auf die Verschleißtiefe. Die durchgezogene Kurve stellt den Verlauf Lastfall Konstante Last Variable Last A steigende Last 1,0 N Erhöhung in drei Schritten von 0,5 N auf 1,0 N B sinkende Last 0,5 N Reduktion in drei Schritten von 1,0 N auf 0,5 N Tabelle 1: Lastfälle Parameter AISI 1045 Dichte 7.860 kg/ m³ E-Modul 212 GPa Querkontraktionszahl 0.289 Fließspannung 568 MPa Kritische Scherspannung 328 MPa R a 0,343 µm R q 0,437 µm R z 2,880 µm R pk 0,073 µm Tabelle 2: Materialparameter AISI1045 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14 0,16 0,18 0,2 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 Verschleißtiefe [µm] Zeit [s] Konstante Last Variable Last Bild 2: Einfluss der konstanten Last und der steigenden Last auf die Verschleißtiefe T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 34 schnellen Erhöhung der Verschleißtiefe führt. Dies verdeutlicht, dass die Einlaufphase einen entscheidenden Einfluss auf den Verlauf der Verschleißtiefe besitzt. Das Ergebnis des Einflusses der Einlaufphase auf den Verlauf des Reibwerts zeigt Bild 4. Die konstante Last führt nach der Einlaufphase zu einem konstanten Reibwert von ca. 0,09. Wohingegen die unterbrochene Kurve zwei Reibwerterhöhungen zu den Zeitpunkten der Erhöhung der Last aufweist. Am Ende des Betrachtungszeitraums resultiert in beiden Lastfällen ein ähnlicher Reibwert. Diese Beobachtung zusammen mit den in Bild 4 sichtbaren Sprüngen im Reibwertverlauf legen die Vermutung nahe, dass der Reibwert von der gegenwärtigen Anpresskraft abhängig ist. Lastfall B Bild 5 zeigt den Einfluss der in zwei Schritten von 1,0 N auf 0,75 N und 0,5 N reduzierten Last auf die Verschleißtiefe im Vergleich zur konstanten Last von 1,0 N. Die Lastverminderungen finden zum Zeitpunkt t 2 = 600 s und t 3 = 1200 s statt. Der Zeitpunkt der ersten Reduzierung ist durch das Auflösen des identischen Verlaufs beider Kurven offensichtlich. Die Differenz der beiden Kurven ist in der folgenden Betriebsphase gering und beide resultieren in einer Verschleißtiefe von 0,135 µm. Dieser Endwert liegt deutlich unterhalb des Werts, der variablen Last aus Teil A (vgl. Bild 2). Dies zeigt, dass die Verschleißtiefe stückweise unabhängig von der gegenwärtigen Last ist, aber die in der Belastungsgeschichte maximal aufgebrachte Last einen erheblichen Einfluss auf die resultierende Verschleißtiefe besitzt. Aus Wissenschaft und Forschung 35 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0016 Bild 3: Verschleißtiefenentwicklung [3] 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 Reibwert Zeit[s] Konstante Last Variable Last Bild 4: Einfluss der konstanten Last und der steigenden Last auf den Reibwert 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14 0,16 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 Verschleißtiefe [µm] Zeit [s] Konstante Last Variable Last Bild 5: Einfluss der konstanten Last und der sinkenden Last auf die Verschleißtiefe T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 35 7 Danksagung Die Autoren bedanken sich bei der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die finanzielle Unterstützung im Rahmen des Schwerpunktprogramms „SPP1551 - Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ mit dem Thema „Optimierung von Tribosystemen durch gezielte Vorwegnahme des Einlaufs in der spanenden Endbearbeitung am Beispiel von Gleitlagerungen“. Literatur [1] Scherge M.; Pöhlmann K.; Gervé A. (2003): Wear measurement using radionuclide-technique (RNT). In: Wear 254 (9), S. 801-817 [2] Volz J. (1977): Erstellung optimierter Einlaufsprogramme von Dieselmotoren [3] Scherge M.; Shakhvorostov D.; Pöhlmann K. (2003): Fundamental wear mechanism of metals. In: Wear 255 (1- 6), S. 395-400 [4] Linsler D.; Kümmel D.; Nold E.; Dienwiebel M. (2017): Analysis of the running-in of thermal spray coatings by time-dependent stribeck maps. In: Wear 376-377, S. 1467-1474 [5] 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 [6] Albers A.; Reichert S. (2017): On the influence of surface roughness on the wear behavior in the running-in phase in mixed-lubricated contacts with the finite element method. In: Wear 376-377, S. 1185-1193 [7] Albers A.; Reichert S.; Heldmaier S. (2016): Untersuchung des Einlauf-Verschleißverhaltens von geschmierten Kontakten unter Berücksichtigung unterschiedlicher Fertigungsverfahren mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode Aus Wissenschaft und Forschung 36 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0016 Die identischen Verläufe der beiden Kurven erlauben eine Aussage hinsichtlich der plastischen Verformungen in den Materialrandbereichen. Die beiden initial großen Lasten führen zu plastischen Verformungen in den Randbereichen, die die Verschleißbildung in der Betriebsphase beeinflussen. Die ausgebildeten Verformungen führen dazu, dass sich trotz abnehmender Last ein konstanter Verlauf ausbildet. Somit ist auch hier der deutliche Einfluss der Einlaufphase auf das Verschleißverhalten im Betrieb offensichtlich und begünstigt daher die Vorhersagbarkeit des Zustands des Tribosystems bei bekannter Maximalkraft. Die Reibwertverläufe in Bild 6 verhalten sich entgegengesetzt zu den vorangegangen Ergebnissen. Der am Anfang noch identische Verlauf der beiden Kurven ist aufgrund identischer Randbedingungen ein Zeichen für die Wiederholbarkeit der Simulation und trägt daher auch zur notwendigen Validierung des Modells bei. Ab dem Zeitpunkt der ersten Reduzierung sinkt der Reibwert auf ca. 0,08, wohingegen der Wert der konstanten Last während des gesamten Simulationszeitraums bei ca. 0,09 liegt. Der Zeitpunkt der zweiten Reduzierung ist durch das erneute Abfallen des Reibwerts gekennzeichnet. Es stellt sich ein Reibwert von ca. 0,06 bei 0,5 N ein. Dies zeigt deutlich die Abhängigkeit des Reibwerts von der aufgebrachten Normalkraft. 6 Zusammenfassung Die Einlaufphase wirkt sich in beiden Fällen deutlich auf die Entwicklung der Verschleißtiefe aus. Das Aufbringen einer maximalen, aber nicht schädigenden, Last hat einen positiven Einfluss auf das tribologische System, da am Ende des Betrachtungszeitraums eine geringere Verschleißtiefe erreicht wird. Im ersten Teil liegt der Vorteil in der am Ende reduzierten Verschleißtiefe, wenn nur eine Maximallast aufgebracht wird. Teil B verdeutlicht, dass der Zustand eines Tribosystems mit geringem Aufwand abgeschätzt werden kann, wenn die initiale Belastung bekannt ist, da sich, wie oben dargestellt, die Verschleißtiefe linear entwickelt. Der Reibwertverlauf zeigt, dass durch das Aufbringen der Maximallast kein Oberflächenprofil entsteht, das sich nachteilig auf das Systemverhalten auswirkt. 0 0,02 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 Reibwert Zeit [s] Konstante Last Variable Last Bild 6: Einfluss der konstanten Last und der sinkenden Last auf den Reibwert T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 36 Einleitung/ Motivation Die Effizienz von Maschinen und Komponenten spielt in Zeiten steigender Energiekosten eine wichtige Rolle. Die Erzeugung reibungsminimierter Funktionsflächen bietet dafür einen vielversprechenden Ansatz. Die Reibungsminderung ist insbesondere bei relativ zueinander bewegten Maschinenkomponenten, beispielsweise in der Antriebstechnik ein wichtiger Ansatz zur Reduzierung von Verschleiß, Energieverbrauch und letztlich von CO 2 -Emissionen. Fertigungszeichnungen weisen für Funktionsflächen oftmals lediglich Anforderungen an maximal zulässige Oberflächenrauheitswerte aus. Beispielsweise werden Oberflächen, die für einen Reibkontakt vorgesehen sind, oftmals spanend durch Schleifen und anschließendes Honen oder Läppen endbearbeitet und auf eine möglichst geringe Rauheit gebracht. Hier findet sich jedoch selten eine Berücksichtigung des Reibungsverhaltens wieder, weil der Zusammenhang der spanenden Endbearbeitung mit dem späteren tribologischen Verhalten nicht im Detail bekannt ist. Im Industrieforum Smart Surfaces, einem Teil des Production Innovations Networks PIN, das am Institut für Fertigungstechnik und Werkzeugmaschinen der Leibniz Universität Hannover 2014 gegründet wurde, werden Prozessketten zur Funktionalisierung von Werkstückoberflächen untersucht. Ein Schwerpunkt dabei ist die Untersuchung tribologischer Eigenschaften und deren Beeinflussung durch die spanende Endbearbeitung. Dabei werden Probenkörper mit unterschiedlichen Fertigungsverfahren mit definierten Topographien ausgestattet und die Reibeigenschaften im geschmierten Kontakt untersucht. Die Bestimmung von Reibung und Ver- Aus der Praxis für die Praxis 37 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Die passende Oberflächenmodifikation für jeden Einsatzfall Berend Denkena, Gerhard Flores, Astrid Gies, Thilo Grove, Oliver Hildebrandt, Christopher Schmidt* In der Auslegung von Werkstücken werden Funktionsflächen für Reibkontakte oftmals mit möglichst geringer Rauheit bemaßt, um eine geringe Reibung zu erzeugen. Diese Funktionsflächen werden meist durch spanende Verfahren, beispielsweise Schleifen oder Honen endbearbeitet. Im Detail ist aber die Wechselwirkung verschiedener Endbearbeitungsverfahren auf das tribologische Einsatzverhalten der Oberfläche nicht bekannt. Daher werden hier im Folgenden die Ergebnisse von Untersuchungen dargestellt, bei denen verschiedene Fertigungsverfahren anhand des Reibungsverhaltens der erzeugten Oberfläche verglichen werden. Schlüsselwörter Topographieanpassung, Mikroschmiertaschen, Ring- Scheibe Tribometer, Reibungsminderung, Fertigungstechnik In the design process of workpieces, functional surfaces for friction contacts are often specified with as little roughness as possible in order to generate a little amount of friction. These functional surfaces are usually finished by machining processes such as grinding or honing. However, the interaction of different finishing processes on the tribological performance of the surface is not known in detail. Therefore, the presented investigations compare different manufacturing processes concerning the resulting friction behaviour of the generated surface. Keywords Topography adjustment, micro dimples, ring-disc Tribometer, friction reduction, manufacturing engineering Kurzfassung Abstract * Prof. Dr.-Ing. Berend Denkena Institut für Fertigungstechnik und Werkzeugmaschinen, Leibniz Universität Hannover, 30823 Garbsen Gerhard Flores Gehring Technologies GmbH, 73760 Ostfildern Dr. Astrid Gies Oerlikon Surface Solutions AG, 9496 Balzers, Lichtenstein Dr.-Ing. Thilo Grove Institut für Fertigungstechnik und Werkzeugmaschinen, Leibniz Universität Hannover, 30823 Garbsen Oliver Hildebrandt Supfina Grieshaber GmbH & Co. KG, 77709 Wolfach Christopher Schmidt Institut für Fertigungstechnik und Werkzeugmaschinen, Leibniz Universität Hannover, 30823 Garbsen T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 37 keitsbzw. Hydrodynamikreibung liegt vor [CZI10; POP15]. In diesem Bereich sind Viskosität und Schmierfilmdicke entscheidend für den Reibkoeffizienten. In tribologischen Systemen besitzen viele Parameter einen Einfluss auf das Verhalten. Beispiele sind die Relativgeschwindigkeit, das Schmiermedium oder die Normalkraft. Diese bewirken unterschiedliche Verluste und auch unterschiedliche Schmierfilmdicken. Eine weitere wichtige Eigenschaft eines tribologischen Systems ist die Oberflächenbeschaffenheit der Reibpartner, die ebenfalls einen Einfluss auf deren Reibverhalten besitzt. Die Rauheit beeinflusst die Anzahl der Körperkontakte durch Rauheitsspitzen im Profil. In Kombination mit der Textur der Oberfläche wird die Schmierfilmströmung begünstigt oder verhindert. Plateauartige mit Riefen durchzogene Oberflächenprofile (s. Bild 2a unten) besitzen im geschmierten Reibkontakt oftmals eine geringe Reibung, da der eingeschlossene Schmierstoff in den Vertiefungen der Oberfläche zurückgehalten wird und nicht verdrängt werden kann. Dies erhöht durch ein gesteigertes Schmierfilmangebot die Tragfähigkeit der Oberfläche. Die plateauartige Oberfläche minimiert das Risiko von überhöhten Flächenpressungen an Rauheitsspitzen, wie sie beispielsweise bei sehr rauen Oberflächen vorkommen (s. Bild 2a oben) [POP15]. Aufgrund dieser Eigenschaften sind ein niedriger Spitzenanteil so- Aus der Praxis für die Praxis 38 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 schleiß wird im Labormaßstab mit geometrisch einfachen Tribosystemen im Scheibe-Scheibe-Tribometer realisiert. Neben der Oberflächenrauheit werden die Topographieausrichtung, das Einbringen von Mikroschmiertaschen sowie die Beschichtungen der Prüfkörper variiert. Mit Hilfe der Stribeckkurve, die in Bild 1 skizziert ist und für geschmierte Kontakte den Verlauf des Reibkoeffizienten in Abhängigkeit von der Relativgeschwindigkeit der untersuchten Paarung darstellt, wird der Verlauf der Reibkraft bestimmt und bewertet. Bild 1 zeigt anhand des Reibungskoeffizienten µ den typischen Reibungsverlauf bei Reibkontakten in Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit. Im Bereich des Stillstands stehen die Reibpartner in direktem Kontakt und Festkörperreibung liegt vor. Wie in Bild 1 zu erkennen ist, führen die Rauheitsspitzen zweier aufeinander reibender Oberflächen nicht nur bei reiner Festkörperreibung, sondern auch beim Übergang zur Mischreibung zu erhöhten Reibkoeffizienten [POP15]. Bei sehr dünnen Schmierfilmdicken führt dies durch hohe Flächenpressung zu stark erhöhten Kräften und Verschleißraten. Diese Kräfte nehmen mit steigender Schmierfilmdicke und höheren Relativgeschwindigkeiten in der Mischreibung ab, weil hier die Kontakte der Rauheitsspitzen deutlich seltener auftreten. Mit zunehmenden Relativgeschwindigkeiten und Schmierfilmdicken trennt der Schmierfilm die Reibpartner komplett und die Flüssig- DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 1: Reibkraft und Schmierfilmdicke in Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 38 wie das Vorhandensein von Riefen vorteilhaft, in denen sich Schmierstoff sammeln kann [POP15; DET18, KAE13]. Die Oberflächentopographie wird nicht nur durch die Rauheit, sondern ebenfalls durch die Orientierung der Topographietextur bestimmt. Die Beeinflussung des Schmierstoff-Strömungswiderstands durch eine orientierte Topographie wirkt sich auf die Bildung des Schmierfilms aus. Zwei Beispiele dazu sind in Bild 2b skizziert. Longitudinale, in Bewegungsrichtung ausgerichtete Strukturen haben eine Minderung der Schmierfilmhöhe zur Folge, weil sie den Schmierstofffluss in Bewegungsrichtung begünstigen (s. Bild 2b oben). Demgegenüber fördern quer zur Bewegungsrichtung gerichtete Strukturen den Aufbau eines Schmierfilms aufgrund eines höheren Strömungswiderstands (s. Bild 2b unten) [PAT78]. In Konsequenz kann das tribologische Verhalten durch gezielte Einstellung der Oberflächenrauheit sowie der Ausrichtung der Topographie bezüglich bestimmter Einsatzbedingungen beeinflusst werden [POP15]. Zusätzlich zur Rauheit und Topographieausrichtung können gezielt eingebrachte Vertiefungen in Form von Mikroschmiertaschen den Reibkoeffizienten bei geringen Relativgeschwindigkeiten senken [DUN15, KAE13]. Diese Vertiefungen können gezielt eingebracht werden, um den Schmierstoff nicht nur zurückzuhalten, sondern einen hydrodynamischen Druck aufzubauen, der das Trennen der Reibpartner unterstützt. Wie in Bild 2c dargestellt, kann beispielsweise durch eine keilförmige Schmiertaschengeometrie innerhalb der Schmiertaschen ein konvergenter Schmierfilmspalt eingestellt werden. Dieser führt dazu, dass im Schmierfilm bei Relativbewegung ein Druck aufgebaut wird. Dieser führt zu einer Normalkraft senkrecht zur Kontaktfläche und erhöht dadurch den Schmierspalt und die Schmierfilmdicke. Eine Reibungsminderung ist abgesehen von der Relativgeschwindigkeit stark abhängig von der Schmiertaschentiefe im Verhältnis zur Schmierspaltdicke und dem Anteil der Schmiertaschen an der Oberfläche. Die Topographie hat einen deutlichen Einfluss auf das Reibungsverhalten von Oberflächen. Als weitere Oberflächeneigenschaften sind die Härte, Wärmeleitfähigkeit sowie die chemische Reaktivität von Bedeutung für das tribologische Verhalten. Zum Verschleißschutz und zur Reibungsminderung werden heute auf belastete Reibkontakte oftmals Schutzschichten appliziert [KEU12]. Ein Beispiel für weit verbreitete Beschichtungssysteme in tribologischen Kontakten sind amorphe Kohlenstoffschichten (DLC für Diamond Like Carbon), wobei diese hauptsächlich zur Verschleißreduktion bei trocken- oder Mischreibungszuständen eingesetzt werden. Aufgrund der relativ niedrigen Schichtdicken dieser Beschichtungen (typischerweise im Bereich 2 - 5 µm) wird die ursprüngliche Topographie des Werkstücks kaum verändert. Lediglich das Auftreten eventueller Wachstumsdefekte während des Beschichtungsprozesses kann einen Einfluss auf einzelne Rauheitskennwerte wie z.B. Rpk oder Rpkx haben. Daher werden in der Praxis beschichtete Werkstücke nachträglich mittels Bürst- oder Läppprozessen endbearbeitet, um die Solltopographie einzustellen. Vorgehensweise und Probenvorbereitung Die Kombination oder der Vergleich mehrerer Fertigungsverfahren in vergleichbaren Versuchsreihen ist bisher nicht detailliert umgesetzt worden. Daher ist das Ziel der vorliegenden Untersuchungen die Bewertung des Einflusses der Endbearbeitung von Reibflächen auf ihren Reibkoeffizienten bei variierender Relativgeschwindigkeit. Aus der Praxis für die Praxis 39 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 2: Beispiele von Oberflächenmodifikationen: a) Rauheit; b) Texturausrichtung [PAT78]; c) Mikroschmiertaschen T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 39 ger Grundkörper ist auf einer Kugel gelagert, um Lagefehler der Paarung ausgleichen zu können. Auf den Grundkörper wird achsparallel ein ringförmiger Probenkörper montiert, welcher in der Versuchsdurchführung rotierend angetrieben wird und währenddessen mit definierter Normalkraft F N auf den Grundkörper gedrückt wird. Der Ablauf des Versuchs ist in Bild 4 links dargestellt. Nachdem die maximale Relativgeschwindigkeit v relativ,max erreicht ist, wird die Normalkraft F n eingeleitet und die Probe wird von v relativ,max auf Stillstand verzögert und anschließend wieder auf v relativ,max beschleunigt. Dieses Vorgehen ermöglicht es, pro Versuchsdurchgang zwei Stribeckkurven aufzunehmen, von denen eine die Verzögerung auf Stillstand und eine die Beschleunigung aus dem Stillstand umfasst. Entsprechend beginnt bzw. endet der Versuch im Bereich der Hydrodynamikreibung und endet bzw. beginnt im Bereich der Festkörperreibung. Die Kurvenpunkte der Stribeckkurven, Aus der Praxis für die Praxis 40 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Zur gezielten Einstellung der Probentopographie werden verschiedene Fertigungsverfahren eingesetzt. Eine Übersicht ist in Bild 3 dargestellt. Die Oberflächenrauheit wird mittels Kurzhubhonen eingestellt, Mikroschmiertaschen werden durch Fräsen und durch Lasermaterialabtrag hergestellt. Zudem wird die Topographieausrichtung der Oberfläche durch Stirn-Planschleifen variiert sowie verschiedene Beschichtungen aufgebracht. Die Versuche werden dabei auf einem Ring-Scheibe Tribometer unter Ölschmierung durchgeführt, wobei die Kontaktfläche horizontal liegt. Das Tribometer ermöglicht es, die Versuche bei Variation von Probenkörpergeometrie, Normalkraft, Relativgeschwindigkeit sowie der Öltemperatur durchzuführen. Der Aufbau des Versuchs ist in Bild 4 rechts schematisch dargestellt. Ein nicht rotierender scheibenförmi- DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 3: Übersicht der eingesetzten Fertigungsverfahren zur Probenbearbeitung Bild 4: Ablauf (links) und Versuchsaufbau (rechts) der Tribometeruntersuchung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 40 die im Folgenden diskutiert werden, sind zur Glättung jeweils über 10 Messwerte gemittelt. Pro Versuch werden drei Wiederholungsversuche durchgeführt und anschließend wird durch Mittelwertbildung eine Ergebniskurve erstellt. Die Herstellungsschritte des oben liegenden Probenkörpers sind in Bild 5 rechts skizziert. Der Probenkörper ist als Ring mit Außendurchmesser von d a = 100 mm und Innendurchmesser von d i = 85 mm ausgeführt. Als Werkstoff wird ein ungehärteter Wälzlagerstahl (100Cr6) gewählt. der Probenkörper wird in seiner Rauheit, Topographie und Beschichtung variiert und verbleibt im ungehärteten Zustand. Die Herstellung des unten liegenden Grundkörpers ist in Bild 5 links dargestellt. Der scheibenförmige Grundkörper besitzt einen Außendurchmesser von d a = 100 mm. Der Werkstoff ist ebenfalls 100Cr6, wobei der Grundkörper auf eine Härte von 61 HRC abschreckgehärtet ist. Anschließend wird er auf eine Rauheit von Rz = 0,5µm geschliffen und geläppt, wie in Bild 5 links dargestellt ist. Dieses Vorgehen wird gewählt, um den Einfluss von Einlaufeffekten während der Prüfung minimieren und zudem den Verschleiß auf den ungehärteten Probenkörper beschränken zu können. Darüber hinaus wird der Grundkörper in seiner Gestalt nicht verändert. Der Probenkörper wird aus nicht gehärtetem Wälzlagerstahl (100Cr6) hergestellt und mit Planetenkinematik planparallelgeschliffen, was zu einer ungerichteten und statistischen Textur führt. Dadurch wird eine Vorzugsrichtung in der Probenkörpertextur verhindert, wie sie beispielsweise beim konventionellen Planschleifen auftritt. Zur Entkopplung des Versuchs von ungewünschten Einflussgrößen werden vorab die Öltemperatur sowie die Anzahl der Schmiernuten auf dem Grundkörper untersucht. Dabei zeigt sich, dass die Öltemperatur oberhalb von 70 °C keinen signifikanten Einfluss hat, weswegen im Weiteren die Temperatur von 70 °C konstant gehalten wird. Zur Verbesserung des Schmierstoffangebots während der Versuchsdurchführung ist der Grundkörper mit keilförmigen, axial angeordneten Schmiernuten ausgestattet, wie in Bild 5 links zu erkennen ist. Die Anzahl der axialen Schmiernuten auf dem Grundkörper (s. Bild 5, linkes Foto) wurde auf 3, 5 und 7 Schmiernuten variiert und aufgrund gleicher Versuchsergebnisse auf eine Anzahl von 3 gesetzt. Die im Folgenden untersuchten Einflussgrößen der Topographie sind die Rauheit, der Einsatz von Mikroschmiertaschen, die Texturrichtung sowie eine Oberflächenbeschichtung. Untersuchungsergebnisse Einfluss der Rauheitskennwerte auf den Reibwert Zur Untersuchung der rauheitsbedingten Reibeigenschaften werden Probenkörper mit unterschiedlicher Oberflächenrauheit versehen. Dies erfolgt durch kraftgesteuertes Kurzhubhonen unter Einsatz von Kühlschmierstoff. Dabei wird ein rotierender Probenkörper mit einem oszillierenden Schleifband abgestuft in mehreren Korngrößen nacheinander bearbeitet, um nach Abfolge der Honstufen eine vorgegebene Zielrauheit zu erreichen. Diese Zielrauheit wird dabei durch die jeweilige Dauer der einzelnen Bearbeitungsstufen eingestellt. In Bild 6 sind exemplarisch vier der untersuchten Probenkörper- Topographien dargestellt. Zur vergleichbaren Darstellung der Topographieausprägung sind die Höhenskalen der Topographieaufnahmen in Bild 6 unterschiedlich gewählt. Die hier diskutierten vier Rauheitsstufen werden zur Vereinfachung im Folgenden anhand ihrer zugehörigen gemittelten Rautiefe Rz = 0,5; 1; 2; 2,5 µm unterschieden. Aus der Praxis für die Praxis 41 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 5: Prozesskette zur Probenkörper- und Gegenkörperherstellung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 41 Struktur, die in Bild 6 in den beiden Topographieaufnahmen Rz = 2; 2,5 µm zu sehen ist. Als Ergebnis der Versuche werden die Reibkoeffizienten-Verläufe aus Scheibe-Scheibe-Tribometer-untersuchungen herangezogen und nach den charakteristischen Bereichen bewertet. Diese stellen den Reibkoeffizienten bei bestimmten Relativgeschwindigkeiten sowie die Breite des Mischreibungsbereichs dar. Der Reibkoeffizient µ wird kurz vor Stillstand, an seinem Minimum µ min sowie im Hydrodynamikbereich verglichen. Die Ergebnisse zeigen einen Einfluss der Oberflächenrauheit auf das tribologische Verhalten, wie in Bild 7 anhand der vier zugehörigen Stribeckkurven erkennbar ist. Die dargestellten Kurven bilden jeweils den gemittelten Verlauf von 4 Versuchswiederholungen ab. Es ist keine Aus der Praxis für die Praxis 42 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Die Topographieaufnahmen zeigen, dass ausgehend von der planparallel geschiffenen Oberfläche mit Rauheit Rz = 0,5 µm die Topographie mit steigender Rauheit zunehmend die charakteristische regellose Topographie des Planparallelschleifens verliert und die regelmäßige Kreuzriefentextur des Kurzhubhonens zu erkennen ist. Dies ist der Fall, weil die Werkstückoberfläche bei den geringen Rauheitsstufen (Rz = 0,5; 1 µm) mit feinkörnigem Schleifband (Korngröße 3 µm) bearbeitet wurde. Dieses feinkörnige Schleifband trägt nur die Materialspitzen der Oberfläche ab, verändert die Oberflächentextur des Ausgangszustandes ansonsten aber nicht. Zum Erreichen höherer Oberflächenrauheiten (Rz = 2; 2,5 µm) müssen mithilfe eines grobkörnigeren Schleifbandes (Korngröße 80; 20 µm) tiefere Riefen erzeugt werden, wodurch die regellose Ausgangstextur entfernt wird. Dies führt zur erkennbaren regelmäßigen Kreuzriefen- DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 6: Spezifikation der Probenkörper zur Bewertung des Rauheitseinflusses Bild 7: Reibungsverhalten der Probenkörper mit unterschiedlichen Rauheiten T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 42 deutliche tendenzielle Beeinflussung durch die steigende Rauheit festzustellen. Vielmehr zeigen die Ergebnisse, dass die Proben mit geringster Rauheit von Rz = 0,5 µm nicht das niedrigste Reibwertminimum aufweisen, sondern die Poben mit dem nächsthöheren Rauheitskennwert von Rz = 1 µm. Der Grund hierfür zeigt sich in den Funktionskennwerten, insbesondere der reduzierten Riefentiefe Rvk, die in Bild 6 aufgeführt sind. Das Verhalten lässt sich darauf zurückführen, dass Proben mit der niedrigsten Rauheit mit Rvk = 0,13 µm das geringste Maß an Riefen aufweisen, was dazu führt, dass es wenig Volumenbereiche gibt, die einen Ölrückhalt ermöglichen. Dies führt bei niedrigen Relativgeschwindigkeiten dazu, dass das Öl leicht aus der Kontaktzone herausgedrückt werden kann, was ein Abreißen des Schmierfilms begünstigt und somit Festkörper- und Mischreibung begünstigt. Eine rauere Oberfläche mit mehr Mulden zwischen den Rauheitsspitzen ermöglicht einen bessern Ölrückhalt und damit ein späteres Abreißen des Schmierfilms, was bei Verzögerung einen längeren Verbleib im Mischreibungszustand ermöglicht. Eine weiter gesteigerte Oberflächenrauheit führt dazu, dass zwar mehr Ölrückhaltevolumen zur Verfügung steht, aber höhere Rauheitspitzen zu hohen Flächenpressungen bei Festkörperkontakt und damit zu erhöhten Kräften und Verschleiß führen. Dies lässt sich daran erkennen, dass die Proben mit Rz = 2,5 und 2 µm bei Verzögerung bereits bei höheren Relativgeschwindigkeiten einen steigenden Reibungskoeffizienten aufweisen, was auf Festkörperkontakte zwischen den Reibpartnern schließen lässt. Bei hohen Relativgeschwindigkeiten über v relativ = 0,5 m/ s zeigen die raueren Probenkörper mit Rz = 2,5 µm geringere Reibkoeffizienten, als die glatteren Probenkörper mit Rz = 0,5 und 1 µm. Das zeigt, dass im Bereich der Hydrodynamikschmierung keine Festkörperkontakte mehr vorliegen und die Reibkräfte lediglich aus Strömungsverlusten im Schmierfilm resultieren. Zusammenfassend lässt sich der Einfluss der Oberflächenrauheit wie in Bild 8 qualitativ skizzieren. Die tendenzielle Beeinflussung des Reibverhaltens wird anhand der zwei Rauheitsstufen Rz = 1 sowie Rz = 2 µm dargestellt, die eine Auswahl der untersuchten Rauheitsstufen darstellen. In Abhängigkeit der Oberflächenrauheit wird der maximale Reibkoeffizient µ max im Bereich um v relativ = 0 m/ s gesteigert. Die Beeinflussung im Hydrodynamikbereich fällt umgekehrt aus, wo eine höhere Oberflächenrauheit den Reibkoeffizienten µ senkt. Mit steigender Rauheit lässt sich das Reibwertminimum µ min und auch die zugehörige Relativgeschwindigkeit v relativ, µmin erhöhen. Einfluss von Schmiertaschen auf den Reibkoeffizienten Wie die dargestellten Ergebnisse zeigen, kann der Reibkoeffizient durch Rauheitsvariation in Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit v relativ beeinflusst werden. Der Grund sind die Anzahl der Rauheitsspitzen sowie das Ölrückhaltevolumen. Zur weiteren Untersuchung wird daher der Ansatz gewählt, eine sehr glatte Oberfläche mit einzeln abgeschlossenen Mikroschmiertaschen zu versehen, die ein erhöhtes Ölrückhaltevolumen ermöglichen, ohne aber die Anzahl und Höhe der Rauheitsspitzen zu steigern. Die definiert eingebrachten Schmiertaschen besitzen eine Tiefe von 20 µm, eine Breite von 100 µm und eine Länge quer zur Reibrichtung von 1,5 mm. Ihr Anteil an der Oberfläche beträgt 10 %. Die Schmiertaschen werden mittels zweier Verfahren hergestellt. Dazu wird Lasermaterialabtrag sowie ein einschneidiger Fräsprozess eingesetzt. Exemplarisch werden im Folgenden die Ergebnisse der gefrästen Schmiertaschen diskutiert. Die in Bild 9 dargestellten Kurven des Reibkoeffizienten zeigen, dass Mikroschmiertaschen im Bereich der Mischreibung die Reibung senken können. Dieses Verhalten Aus der Praxis für die Praxis 43 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 8: Reibungsbeeinflussung in Abhängigkeit der Rauheit T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 43 films, der bezüglich der herrschenden Relativgeschwindigkeit zu dick ist und dadurch zu Verwirbelungen im Schmierfilm und damit zu Strömungsverlusten führt. Entsprechend der Beobachtungen lässt sich schlussfolgern, dass das Einbringen von Schmiertaschen in eine reibbelastete Oberfläche bei geringer Relativgeschwindigkeit vorteilhaft ist. Ein beispielhafter Anwendungsfall für diese Randbedingung sind die Umkehrpunkte von Kolben im Verbrennungsmotor, wo bei niedriger Relativgeschwindigkeit ein Schmierfilmabriss auftreten kann und erhöhter Verschleiß vorkommt. Einfluss einer Oberflächentextur auf den Reibkoeffizienten Wie in der Einleitung ausgeführt, hat neben der Rauheit auch die Richtung der Topographietextur einen Einfluss auf das tribologische Verhalten von Funktionsflächen. Dies wird im Folgenden untersucht. Proben werden mittels einer Topfschleifscheibe in einem Planschleifprozess mit unterschiedlichen Vorzugsrich- Aus der Praxis für die Praxis 44 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 konnte in den Untersuchungen bei v relativ = 0,5 - 1,5 m/ s beobachtet werden. Hier führen die Schmiertaschen bei Beschleunigung dazu, dass früh ein ausreichender Schmierfilm aufgebaut werden kann. Bei Verzögerung wirken die Schmiertaschen einem Abreißen des Schmierfilms entgegen. Dieser Effekt führt neben einer Reduzierung des Reibkoeffizienten auch zu einer Verschiebung dessen Minimums in Richtung niedriger Relativgeschwindigkeiten. Unterhalb dieses Bereiches liegt der Reibkoeffizient einer mikrostrukturierten Oberfläche über dem einer Oberfläche ohne Mikroschmiertaschen. Dies ist darauf zurückzuführen, dass durch die Schmiertaschen der Anteil der Plateauoberfläche reduziert wird. Durch das Einbringen von Schmiertaschen steht im Fall von Festkörperkontakt eine geringere Fläche in direktem Kontakt mit dem Reibpartner, was durch erhöhte Flächenpressung den Reibkoeffizienten µ erhöht. Wie Bild 9 ebenfalls zeigt, fällt ab einer Relativgeschwindigkeit von v relativ > 1,5 m/ s der Reibkoeffizient der schmiertaschenfreien Oberfläche geringer aus. Hier führen die Schmiertaschen zum Aufbau eines Schmier- DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 9: Reibungsbeeinflussung in Abhängigkeit von Mikroschmiertaschen Bild 10: Reibungsbeeinflussung in Abhängigkeit der Topographieausrichtung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 44 tungen der Topographie versehen, wie in Bild 10 zu erkennen ist. Dabei wird eine Topfschleifscheibe mit Korngröße von d g = 29 µm im Stirn-Planschleifen eingesetzt, während der Probenkörper rotiert. Die resultierende Texturrichtung wird durch das Drehzahlverhältnis und den Achsversatz zwischen der Werkzeug-Rotationsachse und der Werkstück-Rotationsachse vorgegeben. Die resultierenden Schleifriefen werden auf zwei Stufen, 35° und 83° variiert. Die Probenkörpertopographie weist aufgrund der Prozesskinematik durch die unterschiedlichen Schnittrichtungen in Reibrichtung unterschiedliche Texturrichtungen in Form von Schleifriefen auf. Da beim Schleifen identische Werkzeuge mit gleicher Schnittgeschwindigkeit, Bindung und Korngröße eingesetzt werden, sind die Anzahl von Spitzen und Tälern auf der Probenkörperoberfläche gleich. In Bild 10 ist zu erkennen, dass bei hohen Relativgeschwindigkeiten von v relativ > 0,6 m/ s, ab der mit beginnender Hydrodynamikschmierung kein Festkörperkontakt mehr vorliegt, die Texturrichtung einen Einfluss auf den Aufbau und Fluss des Schmierfilms besitzt. Das zeigt sich anhand der unterschiedlichen Reibkoeffizienten. Im Bereich von Relativgeschwindigkeiten v relativ < 0,6 m/ s, wo die Hydrodynamikreibung mit abnehmender Schmierfilmdicke in den Mischreibungszustand übergeht, besitzt die Textur einen abnehmenden Einfluss auf das Reibverhalten, weil nur die Anzahl und Höhe der Rauheitsspitzen die Reibung beeinflussen. Entsprechend nähern sich die beiden Kurven in ihrem Reibkoeffizienten ab einer Relativgeschwindigkeit von v relativ = 0,6 m/ s aneinander an und zeigen unterhalb von v relativ = 0,3 m/ s keinen Unterschied mehr. Einfluss einer Beschichtung auf den Reibkoeffizienten Zuletzt werden Beschichtungen untersucht, indem die Probenkörper mit unterschiedlichen Schichtsystemen ausgestattet werden. Insbesondere im industriellen Einsatz gewinnen heute Beschichtungen an Einfluss. Beschichtungen haben den Vorteil, dass der Grundwerkstoff eines Bauteils über seine Eigenschaften hinaus auf bestimmte Einsatzfälle angepasst werden kann. Beispiele hierfür sind bestimmte chemische oder thermische Eigenschaften oder eine gesteigerte Härte, die mechanischem Verschleiß entgegenwirken kann [KEU12]. In den hier gezeigten Untersuchungen wurden zwei verschiedene amorphe Kohlenstoffschichten (DLC) verwendet: eine undotierte wasserstoffhaltige a-C: H - Schicht (im Weiteren als DLC bezeichnet) sowie eine Cr-haltige wasserstoffhaltige a-C: H - Schicht (CrC/ a-C: H, im Weiteren als CrC bezeichnet) [KEU12]. Diese werden zunächst auf einem Substrat mit einer niedrigen Rauheit von Rz = 0,5 µm eingesetzt und anschließend an raueren und mikrostrukturierten Probenkörpern bezüglich ihres Reibverhaltens untersucht und mit unbeschichteten Probenkörpern verglichen. Die Grundrauheit der unstrukturierten Probenkörper beträgt dabei Rz = 0,5 µm, die Grundrauheit der mikrostrukturierten Probenkörper beträgt Rz = 2,3 µm. Die Reibkraftverläufe der unstrukturierten beschichteten Probenkörper sind in Bild 11 dargestellt. Die Verläufe der Reibkoeffizienten der beiden Beschichtungen zeigen keinen deutlich erkennbaren Unterschied. Beide Schichten verändern die Probenkörper-Rauheit und damit die Topographie nicht wesentlich, entsprechend liegen die Reibkraftverläufe im Bereich von Mischreibung und Hydrodynamikreibung nah beieinander. Hier treten die Reibpartner nicht in direkten Kontakt und das tribologische Verhalten wird ausschließlich von der Topographie bzw. ihrem Überströmungsverhalten bestimmt. Die größten Unterschiede der Reibkraftverläufe liegen im Bereich der niedrigsten Relativgeschwindigkeiten vor, bei denen die Reibpartner in Festkörperkontakt zueinanderstehen. Im direkten Kontakt der beiden Reibpartner besitzt die metallfreie DLC- Schicht Vorteile aufgrund der sehr geringen Adhäsionsneigung gegenüber dem metallischen Kontaktpartner, Aus der Praxis für die Praxis 45 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 11: Reibungsbeeinflussung in Abhängigkeit der Beschichtung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 45 Fazit und Zusammenfassung Die dargestellten Ergebnisse zeigen, dass eine gezielte Topographieeinstellung geeignet ist, das tribologische Verhalten von Funktionsflächen zu beeinflussen. Diese Beeinflussung wurde anhand von verschiedenen spanenden Fertigungsverfahren, des Lasermaterialabtrags sowie von Beschichtungstechnik untersucht. Alle Untersuchungen zeigen, dass die tribologischen Veränderungen in starker Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit ausfallen. Entsprechend sind beim Einsatz der untersuchten Verfahren das geforderte Bearbeitungsergebnis und der resultierende Reibungsvorteil hochgradig von den Randbedingungen, in diesem Fall der Relativgeschwindigkeit, abhängig. Zusammenfassend sind die Kernerkenntnisse der durchgeführten Tribometeruntersuchungen qualitativ in Bild 13 dargestellt. Durch den Einsatz von Mikroschmiertaschen, die durch Lasermaterialabtrag oder spanend eingebracht werden können, gezielter Rauheitssowie Texturwinkeleinstellung und Beschichtungen lassen sich bestimmte Bereiche der charakteristischen Stribeckkurve gezielt verändern. So ist das Niveau des minimalen µ min und maximalen Reibkraftkoeffizienten µ max ebenso beeinflussbar, wie die Übergangsgeschwindigkeit zwischen Misch- und Hydrodynamikreibung sowie das Reibungsniveau innerhalb der Hydrodynamikreibung. Mit Hilfe der unterschiedlichen untersuchten Fertigungsverfahren stehen in der Konstruktion von Werkstücken viele Möglichkeiten zur Verfügung, das Reibverhalten von Bauteilen gezielt auszulegen und optimal auf den späteren Einsatz vorzubereiten. Dabei muss eine genaue Auslegung jedoch individuell erfolgen, wie die vielfältigen untersuchten Reibeigenschaften gezeigt haben. Als ein mögliches Anwendungsbeispiel ist hier die Zylinderlaufbuchse zu nennen. Aufgrund der oszillierenden Bewegung des Kolbens sind Mikroschmierta- Aus der Praxis für die Praxis 46 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 während die metallhaltige CrC-Schicht im Grenzreibungsbereich einen höheren Reibkoeffizienten aufweist. Da die beiden untersuchten Beschichtungen bei einer geringen Rauheit keine deutlichen Unterschiede im tribologischen Verhalten zeigen, werden im Folgenden die Beschichtungen auf Probenkörper mit gesteigerter Rauheit und eingebrachten Mikroschmiertaschen erprobt. Die Grundrauheit der beschichteten und mikrostrukturierten Probenkörper beträgt Rz = 2,3 µm. Die zugehörigen Reibkraftverläufe sind in Bild 12 dargestellt. Wie der Verlauf der Stribeckkurven in Bild 12 zeigt, führt die Probenkörperbeschichtung bei Beschleunigung zu einem unterschiedlich frühen Übergang in die hydrodynamische Schmierung als bei einem unbeschichteten Probenkörper. Zudem ist der Bereich der Mischreibung bei den beschichteten Probenkörpern weniger ausgeprägt. Der Grund hierfür könnte einerseits in einer geringen Rauheitssteigerung durch den Beschichtungsprozess liegen. Andererseits besteht die Möglichkeit, dass Additive im Schmierstoff in Abhängigkeit der Schichtsorte unterschiedliche Wechselwirkungen aufweisen. Da die DLC- Schicht im Gegensatz zur CrC/ a-C: H-Schicht nicht metallfrei ist, ließe sich eine stärkere Wechselwirkung zum Schmierstoff als Grund anführen, warum die DLC- Schicht im Mischreibungs- und Hydrodynamikbereich den höchsten Reibkoeffizienten aufweist. Zudem unterscheiden sich die Beschichtungssorten in ihrem Reibverhalten. Die DLC-Beschichtung (blau) zeigt im Vergleich zur CrC/ a-C: H-Schicht (rot) einen flacheren Verlauf, was darauf schließen lässt, dass hier das geringste Maß an Mischreibung vorliegt. Neben dem geschwindigkeitsabhängigen Reibverhalten zeigen die beschichteten Probenkörper gemäß den Erwartungen die geringsten abrasiven Verschleißspuren [KEU12]. DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 12: Reibungsbeeinflussung mikrostrukturierter Probenkörper in Abhängigkeit der Beschichtung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 46 schen quer zur Relativbewegung in den Totpunktbereichen vorteilhaft. Die reibungsreduzierende Wirkung der Mikroschmiertaschen konnte bereits wissenschaftlich nachgewiesen werden [DEN18]. Demgegenüber wären Mikroschmiertaschen im Bereich der höchsten Relativgeschwindigkeit, wie sie im mittleren Bereich der Zylinderlaufbuchse herrscht, reibungssteigernd. Hier wäre es sinnvoller, beispielsweise die Textur der Zylinderlaufbuchse in Hubrichtung einzubringen, um eine reduzierte Ölfilmdicke zu ermögliche, um die Strömungsverluste im Schmierfilm gering zu halten. Literatur CZI15 Czichos, H.; Habig, K.-H.: Tribologie-Handbuch. Springer Verlag, Berlin, 2015. DEN18 Denkena, B., Dinkelacker, F., Rienäcker, A., Schmidt, C., Pasligh, H., Özdemir, Ö.: (2018): Spanende Mikrostrukturierung von Dieselmotor-Zylinderlaufbuchsen zur Reibungsminderung, 59. Tribologie-Fachtagung, Göttingen, 24.-26.9.2018, S. 1-11. DET18 Deters, L.: Reibung, Verschleiß und Schmierung. Konstruktionselemente des Maschinenbaus 2, S. 1- 68, Springer-Verlag, 2018. DUN15 Dunn, A.; Wlodarczyk, K.; Carstensen, J.; Hansen, E.; Gabzdyl, J.; Harrison, P.; Shepard, J.; Hand, D.: Laser surface texturing for high friction contacts. Applied Surface Science 357, S. 2313-2319, 2015 KAE13 Kästner, J.: Methode zur spanenden Herstellung reibungsminimierender Mikroschmiertaschen, Dr.-Ing. Dissertation, Universität Hannover, 2013. KEU12 Keunecke, M.; Bewilogua, K.; Becker, J.; Gies, A.; Grischke, M.; CrC/ a-C: H coatings for highly loaded, low friction applications under formulated oil lubrication. Surface & Coatings Technology 207, S. 270- 278, 2012. PAT78 Patir, N.; Cheng, H.S.: An Average Flow Model for Determining Effects of Three-Dimensional Roughness on Partial Hydrodynamic Lubrication. Trans. ASM, Ser. F, Journal of Lubrication Tribology, 100, S. 12-17, 1978. POP15 Popov, V.: Kontaktmechanik und Reibung. Springer Verlag, Berlin, 2015. Aus der Praxis für die Praxis 47 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0017 Bild 13: Reibungsbeeinflussung in Abhängigkeit der untersuchten Einflussgrößen T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 47 dann relevant, wenn instationäre Belastungen und Mischreibung bzw. Grenzreibung vorliegen. Beides ist im Kettengelenk, auch bei stationären Betriebszuständen, der Fall. Speziell bei Ketten, die im Steuertrieb von modernen Verbrennungsmotoren eingesetzt werden und dort hohen Belastungen ausgesetzt sind, steht die Optimierung der Bauteiloberflächen im Fokus der Entwicklung. [1, 2] Zur Durchführung von Verschleißuntersuchungen an ganzen Ketten werden am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) zwei eigenentwikkelte Kettenverschleißprüfstände eingesetzt. Für systematische Untersuchungen von Kettenkomponenten mit modifizierter Bauteiloberfläche (z.B. Mikro- und Partikelstrukturierung oder Beschichtung) eigenen sich diese Prüfstände aufgrund der Vielzahl an benötigten Bauteilen nur bedingt. Aus diesem Grund wurde ein Einzelgelenkprüfstand, das sogenannte Kettengelenktribometer, entwickelt und in Betrieb genommen. Bei diesem Tribometerkonzept werden die realen inneren Lasten, die beim Betrieb einer Kette in den Kettengelenken vorlie- Aus der Praxis für die Praxis 48 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 1 Einleitung Das Maschinenelement Kette wird in verschiedenen Bauformen und Ausführungen in der Antriebs- und Fördertechnik sowie in Steuertrieben von Verbrennungsmotoren eingesetzt. Die Einsatzdauer der Kette wird maßgeblich durch den Verschleiß in den Kettengelenken bestimmt. Speziell beim Einsatz als Steuerkette ist nur eine sehr geringe Längenzunahme zulässig. Die Einflussgrößen auf den Verschleiß sind sehr vielschichtig. Neben grundlegenden Aspekten wie der Kettengeometrie, dem Trieblayout, den Betriebsbedingungen wie Drehzahl und Last, hat auch die Bauteiloberfläche zusammen mit dem Schmierstoff einen erheblichen Einfluss auf das tribologische Verhalten im Kettengelenk. Dies ist vor allem DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Verschleiß- und Reibungsuntersuchungen am Bolzen-Hülsen- Kontakt von Steuerketten mit einem Einzelgelenkprüfstand Andre Becker, Bernd Sauer* Der Verschleiß im Kettengelenk von Antriebs- und Steuerketten bestimmt deren Einsatzdauer. Um das Verschleißverhalten genauer untersuchen zu können, wurden am Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik (MEGT) der TU Kaiserslautern diverse experimentelle und simulative Untersuchungswerkzeuge geschaffen. Dazu zählen unter anderem zwei modulare Kettenverschleißprüfstände für Untersuchungen an ganzen Ketten mit definierten Betriebsbedingungen und ein eigenentwickeltes Kettengelenktribometer, mit dem Verschleiß- und Reibungsuntersuchungen an einzelnen Kettengelenken möglich sind. In diesem Beitrag wird das Kettengelenktribometer zusammen mit ersten Ergebnissen vorgestellt. Schlüsselwörter Kette, Verschleiß, Reibung, Tribometer The wear in chain joints of driving and timing chains determines their lifetime. In order to investigate the wear behavior, different experimental and simulative tools were developed at the Institute of Machine Elements, Gears, and Transmissions (MEGT) at the University of Kaiserslautern. These include two modular chain wear test rigs, which allow for investigations on entire chains with defined operating conditions and a self-developed chain joint tribometer, which can be used for wear and friction investigations on single chain joints. In this paper, the chain joint tribometer is presented together with first results. Keywords chain, wear, friction, tribometer Kurzfassung Abstract * Dipl.-Ing. Andre Becker Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-7277-9178 Prof. Dr.-Ing. Bernd Sauer Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-3489-5805 Technische Universität Kaiserslautern, Lehrstuhl für Maschinenelemente und Getriebetechnik, (MEGT), D-67663 Kaiserslautern, http: / / megt.mv.uni-kl.de T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 48 gen, auf ein einzelnes Kettengelenk aufgebracht. Das Kettengelenktribometer wird eingesetzt um das Verständnis für die Verschleißcharakteristiken in Abhängigkeit der Betriebsbedingungen weiter zu vertiefen. Darüber hinaus wird in Zukunft der Einfluss verschiedener Oberflächenmodifikationen auf das Reibungs- und Verschleißverhalten im Kettengelenk untersucht. 2 Experimentelle und Simulative Prüfmethoden 2.1 Kettenverschleißprüfstände Zur Durchführung von Verschleißuntersuchungen an ganzen Ketten werden zwei eigenentwickelte Kettenverschleißprüfstände (Bild 1) eingesetzt. Die Prüfparameter können dabei so eingestellt werden, dass die Versuchsbedingungen mit den realen Bedingungen beim Einsatz einer Steuerkette vergleichbar sind. Beide Prüfstände sind modular aufgebaut um einen weiten Bereich an verschiedenen Kettenbauformen, -größen und -längen untersuchen zu können. Die beiden Prüfketten werden zur Lastaufbringung mechanisch über eine eigenentwickelte Verspannkupplung gegeneinander verspannt. Insbesondere bei längeren Prüfläufen ist dieser Aufbau wirtschaftlich, da zum Betrieb beider Ketten nur ein Antriebsmotor benötigt wird. Ein Verschiebetisch erlaubt die Einstellung des Achsabstandes in einem großen Bereich, wodurch eine einfache Montage und die Untersuchung von verschiedenen Kettenlängen möglich ist. Über eine Nachstellvorrichtung, die zwischen den beiden Lagerböcken angebracht ist, kann der Achsabstand im laufenden Betrieb um ±0,2 mm angepasst werden und so das Verspannmoment um ±15 % nachgestellt werden. Dies ist notwendig, um bei sehr hohem Verschleiß und bei wärmeausdehnungsbedingten Längenänderungen der Ketten und Prüfstandskomponenten das Verspannmoment ohne Anhalten des Prüflaufes nachstellen zu können. Die Schmierstoffzufuhr für die Ketten erfolgt über Flachstrahldüsen, die in Anzahl und Position beliebig veränderbar sind. Zur Bereitstellung des Schmierstoffes wird ein Ölaggregat eingesetzt, welches eine Temperierung des Öls auf bis zu 120 °C und die Zugabe von Ruß ermöglicht. Für eine detaillierte Beschreibung der Kettenverschleißprüfstände wird auf [3-4] verwiesen. 2.2 Kettengelenktribometer Im Rahmen des Sonderforschungsbereichs SFB926 „Bauteiloberflächen“ werden am Lehrstuhl MEGT Untersuchungen an Steuerketten durchgeführt. Dabei sollen unter anderem verschiedene mikro- und partikelstrukturierte Kettenbolzen hinsichtlich ihres Potentials zur Verschleiß- und Reibungsreduzierung untersucht werden. Die zuvor vorgestellten Kettenverschleißprüfstände bieten eine ausgezeichnete Möglichkeit, Verschleißuntersuchungen an ganzen Ketten bei definierten Betriebsbedingungen durchzuführen, eigenen sich aber auf Grund der Vielzahl an benötigen Bauteilproben nicht für systematische Versuchsreihen mit modifizierten Kettenkomponenten. Um diese Lücke zu schließen wurde ein Einzelgelenkprüfstand, das sogenannte Kettengelenktribometer, eigenentwickelt und in Betrieb genommen. Bild 2 zeigt den prinzipiellen Aufbau des Kettengelenktribometers. Ziel dieses Tribometerkonzeptes ist das Aufbringen der realen inneren Lasten, die beim Betrieb einer Kette in den Kettengelenken vorliegen, auf ein einzelnes Kettengelenk. Dadurch kann die Anzahl an benötigten Proben für Verschleißuntersuchungen reduziert und die Belastungen im Kettengelenk genau definiert werden. Dafür wird ein Serien-Kettengelenk, bestehend aus Bolzen und Hülse, über spezielle Adapter aufge- Aus der Praxis für die Praxis 49 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 1: Modularer Kettenverschleißprüfstand T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 49 Prüflaufes wird, in Folge von Reibung im Prüfgelenk und den Lagerungen, die Verschleißmessung durch Wärmedehnung des Kettensegmentes und der Prüfstandskomponenten beeinflusst. Um diese Einflüssen zu minimieren wurde eine Methodik zur Temperierung der Prüfzellen entwickelt. Die relevanten Bauteile werden durch Heizpatronen und temperierten Schmierstoff über mehrere Stunden konditioniert. Die Solltemperatur wird dabei auf Basis der bisherigen Erfahrungen für jedes Lastkollektiv spezifisch angepasst. Das in Folge der kombinierten Belastung aus Schwenkbewegung und Zugkraft entstehende Reibmoment zwischen Bolzen und Hülse wird über die Kettenaufnahme und einen 3-Achsen Kraftaufnehmer abgestützt. Über den Abstand zwischen Sensor und Prüfgelenk kann mit der gemessenen Reaktionskraft das Reibmoment indirekt über die geometrischen Beziehungen bestimmt werden. Um möglichst realitätsnahe Betriebsbedingungen zu erhalten und zur Untersuchung des Schmierstoffeinflusses auf Verschleiß und Reibung wird dem Prüfgelenk über ein eigenentwickeltes Ölaggregat Schmierstoff definiert zugeführt. Die Schmierstofftemperatur kann auf bis zu 120 °C eingestellt werden. Eine Rührvorrichtung erlaubt die Zugabe von Ruß, indem die Partikel in Schwebe gehalten werden. Der Schmierstoff wird dem Prüfgelenk über Flachstrahldüsen zugeführt, die Einspritzposition und die Schmierstoffmenge kann in einem weiten Bereich frei eingestellt werden.Das Kettengelenktribometer besteht aus 3 nahezu identischen Prüfzellen, die unabhängig voneinander betrieben werden können. Eine Prüfzelle ist mit einem etwas stärkeren Linearaktor ausgestattet, so dass höhere Kettenzugkräfte, zum Beispiel für die Untersuchung von Antriebsketten Aus der Praxis für die Praxis 50 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 nommen und über einen Linearaktor dynamisch belastet. Die Schwenkbewegung wird durch Rotation des Bolzens mit Hilfe eines hochdynamischen Motors nachgebildet. Die Prüfstandssteuerung erlaubt eine nahezu beliebige Vorgabe von Lastkurven für den Schwenkwinkel und die Normalkraft. Neben statischen Betriebsvarianten mit konstanter Last können auch komplexe Lastkurven mit verschiedenen Schwenkwinkel- und Lastniveaus, die bezüglich der mittleren Last, der Reibleistung und der Anzahl an Lastwechseln mit den realen Systemen vergleichbar sind, durch die beiden Aktoren auf das Prüfgelenk aufgebracht werden. Die Verläufe für die Normalkraft F und den Schwenkwinkel φ können zum Beispiel aus einem MKS-Modell der Kettenverschleißprüfstände abgeleitet werden (siehe Kap. 2.4). Diese werden soweit idealisiert, dass sie mit den Aktoren auf das Kettengelenk aufgebracht werden können. In Folge der Belastung verschleißen Bolzen und Hülse und das Spiel im Kettengelenk wird größer. Das Kettengelenktribometer ist so aufgebaut, dass diese Verschleißlängung ohne Demontage der Komponenten mit Hilfe von zwei Wirbelstromsensoren gemessen werden kann. Dadurch ist es möglich, den Einlaufverschleiß genauer zu betrachten und die zeitaufwändige externe Vermessung der Komponenten bei verschiedenen Laufzeiten, wie sie auf den Kettenverschleißprüfständen notwendig ist, entfällt. Die gesamte Versuchszeit wird somit verringert und der Einfluss von Stopp- und Anfahrvorgängen auf das Verschleißverhalten wird reduziert. Die beiden Sensoren sind starr mit der Kettengelenkaufnahme am Linearmotor verbunden und messen den Abstand zur Oberfläche der Antriebswelle. Durch den Einsatz von zwei Sensoren kann eine montagebedingte Schiefstellung oder Verkippung der Sensoraufnahme bei der Auswertung kompensiert werden. Gerade am Anfang eines DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 2: Prinzipieller Aufbau des Kettengelenktribometers T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 50 (Teilung > 8 mm), aufgebracht werden können. Der gesamte Aufbau ist modular ausgeführt, wodurch über entsprechende Adapter ein weites Feld an Kettenbauformen und -größen untersucht werden kann. In Bild 3 sind 2 Konfigurationen für die Untersuchung von Steuer- und Antriebsketten dargestellt. Die Aufbauten unterscheiden sich in der Anzahl der Lagerstellen und der Dimensionierung von Antriebswelle und Adapterteile. Die Konfiguration für Steuerketten (Bild 3 b)) ist für höchste Dynamik ausgelegt und erlaubt Zugkräfte bis maximal 3 kN. Der Aufbau für Antriebsketten (Bild 3 c)) erlaubt Zugkräfte bis 11 kN. Zum Ausgleich von Fertigungstoleranzen der Prüfkette und der Adapterteile und der daraus resultierenden Exzentrizität zwischen Wellen- und Prüfbolzenachse, sind die Prüfkettenaufnehmer so ausgeführt, dass sowohl in vertikaler als auch in horizontaler Richtung eine feinfühlige Verstellung möglich ist. Die Prüfzelle ist in der Konfiguration für Steuerketten in Bild 4 dargestellt. 2.3 Verschleißmessmethoden Zur Verschleißerfassung wurden am MEGT verschiedene Methoden und Vorrichtungen entwickelt (Bild 5). Aus der Praxis für die Praxis 51 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 3: CAD-Modell Kettengelenktribometer: a) Gesamtaufbau; b) Konfiguration für Steuerketten (F ≤ 3 kN); c) Konfiguration für Antriebsketten (F ≤ 11 kN) Bild 4: Prüfzelle des Kettengelenktribometers in der Konfiguration für Steuerketten T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 51 prüfstände ist in Bild 6 dargestellt. Zu erkennen sind die Bewegungsvorgänge und die dazugehörigen Kontaktkräfte. Bei dem Auslauf vom kleinen Kettenrad in das Lasttrum nimmt die Zugkraft über den Drehwinkel zu, wohingegen der Einlauf vom Lasttrum in das große Kettenrad bei nahezu konstanter Zugkraft stattfindet. Die beiden anderen Schwenkbewegungen finden bei niedrigem Lastniveau statt. Neben den zusätzlichen Erkenntnissen der Bewegungsvorgänge im Kettengelenk werden die Ergebnisse des MKS-Modells in Form von Lastkollektiven für ein eigenentwickeltes analytisches Verschleißberechnungsmodell [3] und für Versuche auf dem Kettengelenktribometer als Eingangsgrößen für Aktoren verwendet. 3 Ergebnisse Nach erfolgreicher Inbetriebnahme des Kettengelenktribometers wurden erste Verschleiß- und Reibungsun- Aus der Praxis für die Praxis 52 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Diese unterscheiden sich im Messbereich und werden je nach Bedarf eingesetzt. Eine Längenmessvorrichtung erlaubt mit wenig Aufwand und ohne Zerlegung der Kette die Messung der Kettenlänge über eine bestimmte Anzahl an Gliedern. Eine sogenannte Spiel- und Steifigkeitsmessvorrichtung wird eingesetzt um Gelenkspiel und Steifigkeit, an einem Kettensegment aus vier Gliedern, zu erfassen. Detaillierte Untersuchungen einzelner Gelenke, insbesondere Verschleißkontur, -volumen und -verteilung an Bolzen und Hülse, erfolgen mit einem Formtester. Dazu wurden entsprechende Adapter zur Positionierung und Fixierung von Hülsen und Bolzen auf dem Drehtisch der Messmaschine entwickelt. Der automatisierte Messvorgang liefert den Verschleißabtrag durch Vergleich der Kontur im Neuzustand. Zur Messung der Oberflächentopographie steht unter anderem ein Konfokalmikroskop zur Verfügung, mit dem die Oberflächen der Kettenkomponenten flächenhaft optisch vermessen werden. Eine ausführliche Beschreibung der eingesetzten Messmethoden, die ein breites Spektrum an Untersuchungsmöglichkeiten abdecken, ist [3], [5] und [6] zu entnehmen. 2.4 Mehrkörpersimulation Um die Ergebnisse der experimentellen Reibungs- und Verschleißversuche besser bewerten zu können ist die genaue Kenntnis der Bewegungs- und Lastverläufe im Kettengelenk unabdingbar. Die tribologisch relevanten Vorgänge, allem voran die Kontaktkräfte und die Relativbewegung im Kettengelenk, sind im Experiment messtechnisch nicht oder nur unter sehr großem Aufwand erfassbar. Um diese Lücke zu schließen wurde ein MKS-Modell der Kettenverschleißprüfstände entwikkelt und mit Hilfe einer optischen Kettenspurauswertung validiert [3, 7]. Eine Auswerteroutine ermittelt auf Basis der Simulationsergebnisse alle Bewegungsverläufe und die dazugehörigen Lasten. Ein exemplarisches Ergebnis der MKS für die linke Prüfkette der Kettenverschleiß- DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 5: Verschleißmessmethoden [3] Bild 6: Ergebnis der Mehrkörpersimulation: Schwenkwinkel und Kontaktkraft eines Kettengelenkes für einen Umlauf auf dem Kettenverschleißprüfstand (n = 200 1/ min, M = 40 Nm, linke Prüfkette) T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 52 tersuchungen mit statischen Betriebsbedingungen durchgeführt. Die Prüfgelenke wurden einer Hülsenkette mit 8 mm Teilung entnommen. Ein einsatzgehärteter 16MnCr5 Bolzen steht dabei mit einer einsatzgehärteten Hülse aus 10NiCr5-4 in Kontakt. Als Schmierstoff kam ein vollsynthetisches Polyalphaolefin (PAO), welches der Spezifikation 0W20 entspricht, mit einem Verschleißschutzadditivpaket und mit Zugabe von 1 % Industrieruß (Primärpartikelgröße: 27 nm) zum Einsatz. Bei allen Versuchen wurde den Prüfketten eine Schmierstoffmenge von 0,55 l/ min bei einer Einspritztemperatur von 70 °C zugeführt. 3.1 Verschleißuntersuchungen Die Lastkurven für die ersten Versuche wurden relativ einfach gewählt. Die Schwenkbewegung wurde durch einen Sinus mit ±10° Schwenkwinkel und einer Frequenz zwischen 10 und 50 Hz abgebildet. Dies entspricht einer mittleren Relativgeschwindigkeit im Kettengelenk von 10,8 bis 55,6 mm/ s. Die Zugkraft wurde bei 50 bzw. 250 N über die Versuchsdauer konstant gehalten. In Bild 7 sind die gemittelten Verschleißkurven von 4 Lastkollektiven mit je 3 Prüfläufen dargestellt. Es ist zu erkennen, dass mit steigender Last bzw. Relativgeschwindigkeit der Verschleiß, bezogen auf die Laufzeit, zunimmt. Mit der Online-Verschleißmessung auf dem Kettengelenktribometer kann der Einlaufverschleiß und die stationäre Verschleißrate sehr gut aufgelöst werden. Diese Messmethodik ist ein großer Vorteil im Vergleich zu den Kettenverschleißprüfständen, da die Unterbrechung von Prüfläufen in bestimmten Intervallen zur Demontage und externen Vermessung der Prüfketten entfällt. 3.2 Vergleich Kettengelenktribometer und Kettenverschleißprüfstand Nach den zuvor beschriebenen Testläufen wurde ein Verschleißversuch zum Vergleich mit den Kettenverschleißprüfständen durchgeführt. Im Vorfeld wurde dazu auf beiden Kettenverschleißprüfständen ein Versuch mit relativ niedriger Drehzahl (200 1/ min) und einem mittleren Lastniveau (40 Nm Verspannmoment) gefahren. Um die Belastungssituation auf dem Kettengelenktribometer möglichst vergleichbar einzustellen, wurden die Ergebnisse des MKS-Modells (Bild 6) als Eingangsgrößen für die Aktoren verwendet. Somit wird das Prüfgelenk mit dem realen Verlauf von Schwenkwinkel und Kontaktkraft der linken Prüfkette auf dem Kettenverschleißprüfstand belastet. Die Laufzeit betrug bei allen Versuchen 50 h, was einer Anzahl von Kettenumläufen bzw. einer Zyklenzahl von ca. 200.000 entspricht. Bild 8 zeigt die gemittelten Verschleißkurven beider Prüfstände über der Laufzeit. Bei den Versuchen auf den Kettenverschleißprüfstanden wurden die Ketten nach definierten Intervallen entnommen und der Verschleißfortschritt extern mit der Längenmessvorrichtung erfasst. Die Versuche auf dem Kettengelenktribometer wurden ohne Unterbrechung durchgeführt. Der Verschleiß wurde online mit den beiden Wirbelstromsensoren gemessen. Es ist zu beobachten, dass die Ergebnisse der beiden Prüfeinrichtungen übereinstimmen. Sowohl der erhöhte Verschleiß während der Einlaufphase als auch die stationäre Verschleißrate konnten mit dem Kettengelenktribometer sehr gut reproduziert werden. Nach Versuchsende wurden die Prüfketten zerlegt und die einzelnen Bolzen und Hülsen mit einem Formtester vermessen. Mit dieser Methodik kann der Gelenkverschleiß detailliert betrachtet werden. In Bild 9 sind exemplarisch zwei Bolzen und Hülsen der beiden Prüfeinrichtungen dargestellt. Analog zu den Verschleißkurven zeigt sich eine sehr gute Übereinstimmung der Verschleißtiefe und der Verschleißverteilung zwischen Bolzen und Hülse. Aus der Praxis für die Praxis 53 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 7: Verschleißkurven (gemittelte über je 3 Versuche) für verschiedene Betriebsparameter (Schmierstoff: PAO+ 1 Ma% Ruß, Einspritztemperatur: 70 °C) Bild 8: Vergleich zwischen Kettengelenktribometer und Kettenverschleißprüfstand: Gemittelte Werte über 2 (Kettenverschleißprüfstand) bzw. 3 (Kettengelenktribometer) Versuche (Lastkurve gemäß Bild 6, Laufzeit: 50 h, Schmierstoff: PAO+1 Ma% Ruß, Einspritztemperatur: 70 °C) T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 53 onsmoment erheblich beeinflusst. In ersten Versuchen wurde der Schmierstoffeinfluss auf den Reibkoeffizienten im Kettengelenk untersucht. Dazu wurde das Prüfgelenk vor Versuchsbeginn im Ultraschallbad gereinigt und ohne Zugabe von Schmierstoff der Versuchslauf gestartet. Als Lastkurve kam ein Dreieckssignal (±10° Schwenkwinkel, 4 Hz) und eine konstante Zugkraft von 100 N zum Einsatz. Nach 30 s Laufzeit wurde die Ölversorgung (0,5 l/ min) gestartet. Bild 10 zeigt das gemessene Reibmoment über der Versuchsdauer. Es ist dabei eine deutliche Reduzierung des Reibmoments nach dem Start der Ölversorgung zu beobachten. Über die geometrischen Beziehungen im Versuchsaufbau kann der Reib- Aus der Praxis für die Praxis 54 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 3.3 Reibungsuntersuchungen Neben Verschleißmessungen wurden auch erste Versuche zur Reibmomenterfassung auf dem Kettengelenktribometer durchgeführt. Dazu wurde zunächst eine Methodik zur Versuchsvorbereitung entwickelt, um eine versuchsübergreifende einheitliche Basis zu schaffen. Dazu zählt unter anderem die Temperierung der Prüfzelle auf 70 °C und die Ausrichtung des Prüfgelenks zur Symmetrielinie der Antriebswelle. Letzteres hat einen erheblichen Einfluss auf die Qualität der Reibmomentmessung, da bereits eine kleine Exzentrizität zwischen Prüfgelenk und Antriebswelle das resultierende Reakti- DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 Bild 9: Vergleich zwischen Kettengelenktribometer und Kettenverschleißprüfstand: Verschleißbereiche an Bolzen und Hülsen nach 50 h Laufzeit Bild 10: Reibmomentmessung auf dem Kettengelenktribometer: Vergleich zwischen trockenem und geschmiertem Kontakt im Prüfgelenk T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 54 Literatur [1] BAUER, P.: Kettensteuertriebe: Stand der Technik, Anwendungen, Entwicklung und Herstellung. München: Verl. Moderne Industrie, 2013. [2] FINK, T.; HIRSCHMANN, V.: Kettentriebe für den Einsatz in modernen Verbrennungsmotoren. Motortechnische Zeitschrift (MTZ), Jahrgang 62, Heft 10, Seite 796-800 und 804-806, 2001. [3] SAPPOK, D.: Experimentelle und simulative Methoden zur Untersuchung der Verschleißvorgänge im Kettengelenk von Antriebs- und Steuerketten. 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[9] COENEN, W.: Einfluss der Schmierung auf das Verschleißverhalten von Rollenketten. Dissertation, RWTH Aachen, 1984. koeffizient bestimmt werden. Im trocken Zustand ergibt sich ein Reibkoeffizient im Prüfgelenk von 0,61, im geschmierten Zustand von 0,12. Die Werte stimmen mit Ergebnissen von SAPPOK et. al. [8] und COENEN [9] überein, müssen aber durch weitere Versuche noch bestätigt werden. 4 Zusammenfassung und Ausblick Im vorliegenden Beitrag wurden experimentelle und simulative Analysewerkzeuge für Reibungs- und Verschleißuntersuchungen an Steuerketten vorgestellt. Im Detail wurde dabei das am Lehrstuhl MEGT in jüngster Vergangenheit eigenentwickelte und in Betrieb genommene Kettengelenktribometer vorgestellt. Diese Prüfeinrichtung erweitert die Untersuchungsmöglichkeiten deutlich und schließt die Lücke zwischen Bauteilversuchen auf Kettenverschleißprüfständen und Modellversuchen auf einem Standard-Tribometer. Die ersten Ergebnisse von Reibungs- und Verschleißversuchen an Hülsenketten auf dem Kettengelenktribometer zeigen das Potential dieser Prüfeinrichtung. In Zukunft wird der Prüfstand eingesetzt, um das Verständnis für die Verschleißmechanismen im Kettengelenk weiter zu vertiefen und das Potential von modifizierten Kettenkomponenten (z.B. durch Mikro- oder Partikelstrukturierung) hinsichtlich Reibungs- und Verschleißreduzierung zu untersuchen. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die Förderung des Teilprojektes C02 (Projektnummer 172116086) im Rahmen des Sonderforschungsbereichs 926 (Bauteiloberflächen - Morphologie auf der Mikroskala). Aus der Praxis für die Praxis 55 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0018 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 55 Nachrichten 56 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Mitteilungen der GfT ! "#$%&'()*+,+-)%./ 012$0-34-&5"67&8&93(: ; (+-(0<< ! 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'+/ / 8$)! 4+$0.40! 5.08)(&! .G1#4(E*ZP*(N(>B(.1##,3%&( <$&')H! ,.3&%! J+%&/ / 8$)! +5! .%-&38*&! B&.'! 8$! 0-&! J8\&%! / (,'84.08+$! '&)8J&! : %&G%8(: *(N(>B(.1##,3%&( d('5.4&! <$)8$&&'8$)! &8$&'! 780.$/ &)8&'($)! J80! X.$+3&Z($%&$=)&T(/ 30&'! V.3&'30'.-/ ($)! OUDD%<(A*(N(OP: (PCM( I-.'.Z0&'838&'($)! *+$! d4-J8&'J800&/ $! .(5! %&'! >8Z'+=! ($%! X.$+3Z./ .! %('4-! [G>=e'.50=[,30.$%=e('*&$! 51$J%-(6*(Z(5CM( CD? CU! ! ! ODQAG& <8$5/ (33! %&'! i,&'5/ g4-&$'.(-&80! *+$! d0.-/ ! .(5! %8&! <83'&8,($)! I%<J13&+(P*(N(IZ&%-%1&$+( I-.'.40&'8O.08+$! +5! 2'.T-80&! &J,&%%&%! I'KID=X8I'! c: iG! 0-&'J./ / H! 3T'.H&%! 4+.08$)! E,? #4(`*(N(: B(A1&D-21=2! ( ( [$./ H3&! %&3! 0'8,+/ +)834-&$! : &'-./ 0&$3! c8LA>d! )&3T(00&'0&'! >+d\! d4-84-0&$! J800&/ 3! f.J.$dT&Z0'+3Z+T8&! 56'! 0'+4Z&$/ .(5&$%&! ($3H$4-'+$838&'0&! d4-'.(,&$J.34-8$&$! ! "22"4(C*(N(: B(A,&2D? #=( CD? aU! ODQAG& CK? 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Der Berufstitel „Professor“ ist für Personen vorgesehen, die im Bereich der Wissenschaft tätig sind. Dementsprechend ist für die Vorbereitung der Verleihung das Bundesministerium für Bildung, Wissenschaft und Forschung zuständig, das auf Basis des Vorliegens von Informationen betreffend zu würdigender Leistungen ein Fachgutachten einer inländischen Universität oder universitätsähnlichen Einrichtung einholt. Bei Vorliegen eines positiven Gutachtens wird ein entsprechender Vorschlag an die Kanzlei des Bundespräsidenten übermittelt. Dr. P AUSCHITZ , 1964 in Graz geboren, absolvierte nach dem Besuch der HTL in Kapfenberg das Studium „Wirtschaftsingenieurwesen Maschinenbau“ an der Technischen Universität Graz. Nach mehrjähriger Tätigkeit als Projektmanager in der Fahrzeugindustrie (Steyr Daimler Puch Fahrzeugtechnik Ges. m. b. H. in Graz) kehrte er wieder in den universitären Bereich zurück - diesmal an die TU Wien - wo er als Universitätsassistent mit dem Fachgebiet Tribologie in Kontakt kam. Zweifellos erkannte Herr P AUSCHITZ auf Grund seiner Erfahrungen in der Industrie die besondere Bedeutung der einschlägigen Thematik für die Innovations- und Qualitätserfordernisse der Branchen im Naheverhältnis zu Maschinenbau, Produktionstechnik, Antriebstechnik und vor allem Fahrzeugtechnik. Andreas P AUSCHITZ entschloss sich naheliegender Weise, in einem schließlich mit ausgezeichnetem Erfolg absolvierten Doktoratsstudium ein tribologisches Thema - Arbeitsschwerpunkt „Tribo- Design“ - zu bearbeiten. Auf Beschluss der Mitgliederversammlung der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft wurde er 1996 mit den Agenden des Generalsekretärs betraut. Ab dem Jahr 1999 wurde Herrn Dr. P AUSCHITZ die Leitung des Arbeitsbereiches für Tribologie und Konstruktion am Institut für (Mikround) Feinwerktechnik der TU Wien übertragen. In besonderer Weise nahm er sich der Vorbereitung und Durchführung des 2. Tribologie-Weltkongresses 2001 (2 nd World Tribology Congress 2001 - WTC 2001, über 850 Teilnehmer) in Wien an. Fast gleichzeitig mit der Vorbereitung zu dem genannten Kongress WTC 2001 bewältigte Herr Dr. P AUSCHITZ - in Zusammenarbeit mit seinem vormaligen Doktorvater Univ.-Prof. Dr. Friedrich F RANEK - auch die Planung und Antragsvorbereitung eines Kplus-Zentrums für Tribologie, das nach erfolgreicher Präsentation der Bewerbung vor einer internationalen Jury und demzufolge Bewilligung durch das Bundesministerium für Verkehr, Innovation und Technologie auf Basis der Trägerorganisation AC2T research GmbH im Herbst 2002 den Betrieb im Technologie- und Forschungszentrum Wiener Neustadt aufnehmen konnte. P AUSCHITZ integrierte sich als Miteigentümer voll und ganz in dieses „Österreichische Kompetenzzentrum für Tribologie“, wo er zunächst als Key Researcher wesentlich den Aufbau und Ausbau dieser Forschungseinrichtung mitgestaltete. Mit Oktober 2003 wurde er zum Prokuristen der Trägerinstitution AC2T research GmbH berufen, schließlich mit Oktober 2006 zu deren Geschäftsführer, eine Position die er bis heute inne hat. Obwohl Dr. P AUSCHITZ - seinen Ambitionen und zweifellos auch seiner Begabung entsprechend - sich mit großem persönlichen Engagement (bis hin zur Übernahme finanzieller Risiken im Zusammenhang mit der Geschäftsführertätigkeit) organisatorischen und wirtschaftlichen Belangen des Zentrums widmet, legt er ebenso Wert auf die klare wissenschaftliche Ausrichtung des Zentrums unter den Ansprüchen, die die internationale Sichtbarkeit und die Position einer führenden Forschungseinrichtung auf dem Gebiet der Tribologie definieren. Diesen Vorgaben folgend, ist er auch selbst nach wie vor in die fachliche Führung des AC2T-Teams involviert, obwohl die mittlerweile eine Personalstärke von über 130 Personen (größtenteils im wissenschaftlich-technischen Bereich tätig) aufweisende Institution Mitteilungen der ÖTG DI Dr. Andreas P AUSCHITZ - Professor Bundesminister Univ.-Prof. Dr. Heinz F ASSMANN (li) übergibt die Urkunde zur Verleihung des Berufstitels Professor an DI Dr. Andreas P AUSCHITZ (re). © W. Haslinger - Fotobox (www.freewilly.at) T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 58 Nachrichten 59 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 über entsprechende aufgabenteilige hierarchische Strukturen (ForschungsbereichsleiterInnen, FachpoolleiterInnen etc.) verfügt. Andreas P AUSCHITZ bringt seine facheinschlägigen wissenschaftlichen Erfahrungen ein, um insbesondere den Projektverantwortlichen sein Wissen weiter zu geben. In diesem Sinne erweist er sich als „Ausbilder“ bzw. Lehrer in der Disziplin der Tribologie bzw. darüber hinaus in den Fähigkeiten, die wissenschaftliche Arbeiten erfordern. So erörtert er oft bis ins Detail mit den befassten wissenschaftlichen MitarbeiterInnen die schriftlichen Projektdokumentationen und insbesondere Publikationen, wo er sich auch als Autor bzw. Koautor betätigt. Seine umfangreiche Publikationstätigkeit und die Bandbereite seines wissenschaftlich-technischen Schaffens umfasst mehr als 50 Beiträge in wissenschaftlichen Zeitschriften, etwa 150 Konferenzbeiträge, über 20 Buchbeiträge sowie 6 Patente. Die Verleihung des Berufstitels „Professor“ an Dr. Andreas P AUSCHITZ stellt sowohl im Hinblick auf den Tätigkeitsbereich, die Errungenschaften seines beruflichen Schaffens wie auch die Persönlichkeit eine verdiente Würdigung dar. Die feierliche Überreichung der Verleihungsurkunde durch Herrn Bundesminister Univ.-Prof. Dr. Heinz F ASSMANN fand am 18.3.2019 im Audienzsaal des Bundesministeriums für Bildung, Wissenschaft und Forschung in Wien statt. Univ.-Prof. DI Dr. Friedrich F RANEK / 10.5.2019 Die „Forschungstochter“ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft, das Kompetenzzentrum für Tribologie in Wiener Neustadt (AC2T research GmbH), holt das erste „Open Innovation Test Bed“ nach Österreich. Am 1. Jänner 2019 startete das EU Projekt i-TRIBOMAT mit insgesamt 10 internationalen Partnern und einem Fördervolumen von € 7.113.313. Ziel des Projektes ist es, in den nächsten 4 Jahren das weltweit größte „Open Innovation Test Bed“ für tribologische Materialcharakterisierung aufzubauen. Durch die Vernetzung von bestehender Infrastruktur zur (tribologieorientierten) Charakterisierung von Werkstoffen und der Entwicklung von neuen (digitalen) Services wird der Industrie eine kosteneffiziente Möglichkeit zur Materialcharakterisierung und zum Up-Scaling (d. h zur Vorhersage von Systemeigenschaften) von neuen oder alternativen Materialen zu Verfügung gestellt. Um dieses Ziel zu erreichen, wird die bei den Projektpartnern bestehende Infrastruktur zur tribologischen Materialcharakterisierung mit Hilfe von IoT (Internet of Things) - Technologie vernetzt und an eine IT-Plattform gekoppelt. Die Charakterisierungsdaten können dadurch zentral in einer Datenbank gespeichert und weiterverarbeitet werden. Ein „Collaboration“-Interface soll es den Industriekunden über sogenannte „Virtual Workrooms“ und „Surrogate“-Modelle ermöglichen, die Daten zur Simulation und Vorhersage von anwendungsspezifischen Eigenschaften der betreffenden Werkstoffe zu verwenden. Dadurch soll sehr effizient und einfach ein Up- Scaling von Parametern tribologischer Werkstoffcharakterisierung vom TRL3 (Technology Readiness Level 3) auf TRL 6 erreicht werden. i-TRIBOMAT wird diese neuen (digitalen) Services über eine neu zu gründende Firma anbieten und schließlich dazu beitragen, dass Entwicklungszeiten wie auch Entwicklungskosten deutlich reduziert werden können. „Dieses Projekt zeigt das Potenzial der Digitalisierung vor allem im Hinblick auf neue digitale Services sowie neue Geschäftsmodelle. Eines der größten Digitalisierungsprojekte in Österreich.” Die ÖTG freut sich über die erfolgreiche Platzierung dieses EU-Projektes durch das Konsortium und wünscht den allerbesten Projekterfolg. DI Franz P IRKER , MSc / Univ.-Prof. DI Dr. Friedrich F RANEK 15.5.2019 i-TRIBOMAT - Intelligent Open Test Bed for Materials Tribological Characterisation Services ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! D U # # # # # # # # # # # C; 3D# E%7F90G# ; &D# %909349: # 8H': 3'I# 8%7J# G; 9# ,H%7E9&'# 2'37'KD# ! "#$%"&' ()()# %9D9&%0; # &': # 3''74&G37'# E%7I%&JJ9# L3''74&G37'# &0G37'M# H': 9%# I%&'G# &I%99J9'G# =75#N>OOBO#LP&QQR#SA@A@6=.T)6CU6"=! 6A@>NM# T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 59 Anzeige 60 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 MANAGEMENT \ RECHTSWISSENSCHAFT expert verlag GmbH Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Tel. +49 (07071) 97556 -0 \ Fax +49 (07071) 97 97-11 \ info@verlag.expert \ www.narr.de Stand: April 2019 · Änderungen und Irrtümer vorbehalten! Hans-Joachim Hess, Tom Gördes Produkthaftung in Deutschland und Europa Das Praxishandbuch für Unternehmer und Führungskräfte - Mit Fallbeispielen, Mustern und Checklisten Kontakt & Studium 2., neu überarbeitete Au age 2019, 369 Seiten €[D] 49,80 ISBN 978-3-8169-3338-0 eISBN 978-3-8169-8338-5 Produkthaftungs-Management verlangt Systemdenken und Interaktionsvermögen im Innenwie im Außenverhältnis. Produkthaftungsanforderungen lassen sich offensiv und damit innovativ bewältigen. Das gilt nicht nur für die Produktgestaltung, sondern insbesondere für die strategische Unternehmensentwicklung. Das Buch behandelt anhand von praxisbezogenen Beiträgen, Fallbeispielen, Checklisten und Gra ken die betriebsorganisatorischen Maßnahmen im Bereich Management, Forschung & Entwicklung, Produktion und Vertrieb und hilft bei der Lösung von Problemen der Vertragsgestaltung mit Zulieferern und internationalen Vertragspartnern. Besonders berücksichtigt sind dabei Qualitätssicherungsvereinbarungen sowie der Kauf- und Liefervertrag. Wegen der starken wirtschaftlichen Ver echtung Deutschlands mit seinen EU-Partnern wird auch die Entwicklung des Produkthaftungsrechts in den anderen EU-Mitgliedstaaten beleuchtet. Die Autoren zeigen, wie einem Schadensfall durch Produktbeobachtung und gegebenenfalls durch Warnungen und Rückrufe ef zient und professionell begegnet werden kann. Sie gehen auch auf die produktbegleitende Technische Dokumentation sowie auf die Gestaltung und Platzierung von Warn- und Sicherheitshinweisen ein. Das Autorenteam: Hans-Joachim Hess, ist Rechtsanwalt in Hamburg und Zürich sowie seit 1991 Leiter des European Business Development Instituts, EBDI, Institut für technische und betriebliche Sicherheitsberatung, in Küsnacht/ Schweiz. Tom Gördes studiert an der Universität Hamburg und ist Projektleiter Legal Tech in der Kanzlei Carl H.J. Oberbeck Rechtsanwälte in Hamburg. Er arbeitete bereits 2016 an dem Schweizer Kommentar zum Produktehaftp ichtgesetz mit und berät Unternehmen zum Forderungsmanagement. Die Interessenten: Geschäftsführer Führungskräfte und Mitarbeiter aus den Bereichen Einkauf, Planung, Fertigung, Vertrieb und Qualitätswesen aus Industrie und Handel Inhalt: Risikominimierung durch Compliance-Organisation - Vertragliche, zivilrechtliche und strafrechtliche Verantwortlichkeit von Führungskräften - Produkthaftung - Produktsicherheit - Qualitätssicherungsvereinbarung - Krisenmanagement - Versicherungsschutz T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 60 Fachinformationen 61 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Vom 14. bis 16. April 2019 organisierte das European Lubricating und Grease Institute seine 31. Jahrestagung in Athen. Diese jährlich stattfindende Konferenz wandert durch die Metropolen Europas und fand auch schon dreimal in Deutschland statt, 1991 in Heidelberg, 1997 in Berlin und 2012 in München. Sie ist der Branchentreff für die Schmierfettindustrie, der durch die Elektromobilität eine wachsende Bedeutung zu Teil wird. Das technische Programm erstreckte sich von Vorträgen über Rohmaterialien, Schmierfetthersteller, Schmierfettanwender zu Schmierfettprüfungen. Die Schwerpunkte Grundöle, Verdicker und Additive wurden von Anwendungen bei Windkraftanlagen und Schienentechnologie begleitet. Für den institutionellen Teil sorgten Beiträge vom FZG der Technischen Universität München und des IMKT der Leibniz Universität Hannover. Details finden Sie unter www.elgi.org. Begleitet wurde die Konferenz von einer Fachausstellung verschiedenster Lieferanten für die Schmierstoffindustrie. Die Teilnehmer hatten hier die Möglichkeit alte Kontakte zu pflegen und neue zu starten und auch im Rahmenprogramm konnte das Netzwerk gepflegt und ausgebaut werden. Hierzu bot der obligatorische Empfang am Sonntag Abend ebenso die Möglichkeit wie der Gala Abend am Montag. Für reichlich Diskussionsstoff sorgte nach wie vor die Verteuerung von Lithium, ein wichtiges Element für die Verdickung bei Schmierfetten. Einige Gesprächspartner hegten die Hoffnung, dass neue Batterietechnologien ohne Lithium auskommen. Ferner gibt es neue Ansätze vorgefertigte Verdicker auf den Markt zu bringen. Diese und andere Themen werden sicherlich bei der 32. Jahrestagung vom 26. bis 28. April 2020 in Hamburg weitergeführt. Vortragsprogramm ELGI Athen 2019: • PAO blending matrix and mPAO grease advantages. Ken Hope - Chevron Phillips Chemical Co; Triboscience & Engineering • Performance assessment of different bio-based and biodegradable ester base oils on lubricating greaseperformance. Paul Bonner - Croda; Eldon’s • A comparative study of high pressure vs. low pressure grease dispensing systems for applying rail curve grease. Lou A Honary - Environmental Lubricants Manufacturing • Main influencing parameters on the wear characteristics of grease lubricated hard-soft gear pairings. Andreas Dobler - Technical University Munich; Caterpillar Global Mining • Non-halogenated ionic liquids as additives to greases Sergei Glavatskih - KTH Royal Institute of Technology Sweden, Axel Christiernsson • The development of lubricating greases for wind turbine applications. Gareth Fish - Lubrizol • Quantum Leap in the manufacturing of polyurea grease. Liwen Wei - Novitas Chem Solutions • Optimization of the performance of lubricating grease by using tribological tests. Ameneh Schneider - Optimol Instruments; Nynas • Grease production, CO 2 emission. A new relationship. Mehdi Fathi-Najafi - Nynas; Stratco; Eldon’s • Performance considerations in formulating high performance multi-purpose EP greases. Vasu Bala - Tiarco Chemical • Calcium sulfonate complex grease, a legendary technology adapted to future requirements. Alder da Costa D’Ambros - Total • Solid lubricant interactions with organic additives, performance booster or performance killer. Lorraine Segreto - Tribotecc • Application of graphene in rolling element bearings. Florian Pape - IMKT Leibniz Universitaet Hannover • Measuring grease tackiness objectively. Emmanuel Georgiou - Falex; Functional Products; Eldon’s • The mythology of grease - fact or fiction. Joe Kaperick - Afton Chemical Fachinformationen Teilnehmerrekord bei der ELGI Jahrestagung in Athen Die ELGI Vorstandsmitglieder während der Jahrestagung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 61 Patentumschau 62 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 DE102017120148A1 07.03.2019 F01M 1/ 04 Preuß, Tobias, 91058, Erlangen, DE; Zierer, Peter, 91052, Erlangen, DE Schaeffler Technologies AG & Co. KG, 91074, Herzogenaurach, DE Anordnung zur Schmierung einer Aktorik zur variablen Einstellung der Kompression in einer Brennkraftmaschine Die Erfindung betrifft eine Anordnung zur Schmierung einer Aktorik zur variablen Einstellung der Kompression in einer Brennkraftmaschine, mit einer zur Verstellung drehend antreibbaren Exzenterwelle (1) und einem mit einer Lagerstelle (3) an der Exzenterwelle (1) beweglich geführten Arm (2) zur Übertragung einer Schub- oder Zugbewegung, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerstelle (3) über zumindest einen in der Exzenterwelle (1) angeordneter Druckölleitpfad (4) aus einem Druckölvorratsraum (5) mit Drucköl zur Schmierung beaufschlagbar ist. DE102017120149A1 07.03.2019 F01M 9/ 10 Hain, Bastian, 97993, Creglingen, DE; Zierer, Peter, 91052, Erlangen, DE Schaeffler Technologies AG & Co. KG, 91074, Herzogenaurach, DE Anordnung zur Schmierung einer Aktorik zur variablen Einstellung der Kompression in einer Brennkraftmaschine Die Erfindung betrifft eine Anordnung zur Schmierung einer Aktorik zur variablen Einstellung der Kompression in einer Brennkraftmaschine, mit einer Exzenterwelle (1) und einem mit einer Lagerstelle (3) an der Exzenterwelle (1) beweglich geführten Arm (2) zur Übertragung einer Schub- oder Zugbewegung, wobei der Arm (2) zumindest teilweise in einem schmierölführenden Gehäuse (4) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass zur Schmierung der Lagerstelle (3) im Bereich der Bewegungsbahn (7) des Arms (2) im Gehäuse (4) Leitmittel (8) zum Sammeln und Ableiten von an der Innenoberfläche des Gehäuses (4) abgesetzten Spritz- und Sprühöl durch Schwerkraftwirkung zu zumindest einer Abtropfstelle (9) zum gezielten Abtropfen des Öls in den Bereich der Lagerstelle (3) vorgesehen sind. DE102018102246B3 07.03.2019 F16D 48/ 02 Baehr, Markus, 77815, Bühl, DE; Grethel, Marco, 77830, Bühlertal, DE; Rathke, Götz, 77749, Hohberg, DE; Wei, Yunfan, 77815, Bühl, DE Schaeffler Technologies AG & Co. KG, 91074, Herzogenaurach, DE Betätigungssystem und Verfahren zum Betätigen von zwei Teilkupplungen einer elektrisch angetriebenen Achse Die Erfindung betrifft ein Betätigungssystem (10) zum fluidischen Betätigen von zwei Teilkupplungen (1,2) einer elektrisch angetriebenen Achse, der ein Getriebe mit zwei Gängen zugeordnet ist, mit einer elektromotorisch angetriebenen Fluidpumpe (4), die in entgegengesetzten Förderrichtungen betreibbar ist. DE102017120109A1 28.02.2019 F01M 9/ 00 Antrag auf Nichtnennung ikra GmbH, 64839, Münster, DE Schmiervorrichtung und Verbrennungsmotor mit einer solchen Schmiervorrichtung Eine Schmiervorrichtung (10) zur lageunabhängigen Schmierung eines Verbrennungsmotors (100), mit einem Gehäuse (12), das ein Gehäuseteil (106) des Verbrennungsmotors (100) bildet, ist im Hinblick darauf, mit einfachen konstruktiven Mitteln eine zuverlässige und lageunabhängige Schmierung eines Verbrennungsmotors zu ermöglichen, derart ausgestaltet und weitergebildet, dass in dem Gehäuse (12) ein erster Arbeitsraum (28) zur Speicherung von Schmierstoff (30) und ein vom ersten Arbeitsraum (28) getrennter zweiter Arbeitsraum (34) angeordnet sind, dass ein Durchgang (38) vom ersten Arbeitsraum (28) zum zweiten Arbeitsraum (34) ausgebildet ist, dass der zweite Arbeitsraum (34) eine Öffnung (40) zu einem Kurbelwellenaufnahmebereich (16) des Gehäuses (12) aufweist, und dass der erste Arbeitsraum (28) einen Schmierstoffkanal (60) zu dem Kurbelwellenaufnahmebereich (16) aufweist, wobei die Öffnung (40) und der Schmierstoffkanal (60) entlang einer Höhenrichtung (17) derart voneinander beabstandet sind, dass zumindest über die Öffnung (40) oder den Schmierstoffkanal (60) dem Kurbelwellenaufnahmebereich (16) lageunabhängig Schmierstoff (30) zugeführt werden kann. Ein Verbrennungsmotor (100) mit einer solchen Schmiervorrichtung (10) ist angegeben. Erklärung Für jedes veröffentlichte Patent ist der Informationstext nach folgender Reihenfolge gegliedert: Veröffentlichungs-Nummer; Veröffentlichungsdatum; IPC - Hauptklasse; Erfinder; Anmelder / Inhaber; Titel der Erfindung / des Patents; Abstract. Patentumschau T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 62 Schadensanalyse/ Schadenskatalog 63 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 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 Zahnrad - Verschleiß 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: Einsatzgehärtetes Schrägstirnrad Oberbegriff: Verschleiß Unterbegriff: Fresser Beschreibung des Schadensbildes In Zahnhöhenrichtung verlaufende streifige Aufrauhung unterschiedlicher Breite und Tiefe, die mehr oder weniger die Zahnbreite bedeckt. Schadensursache Gemeinsame Wirkung hoher spezifischer Belastung und hoher Geschwindigkeit; unterstützt durch ungeeigneten Schmierstoff ohne ausreichende Additivierung oder durch Ölmangel. T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 63 Anzeige 64 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 BAUWESEN \ QUALITÄTSMANAGEMENT Ingolf Friederici Konformität von Produkten Gesetzliche Anforderungen, Konformitätsbewertungen, Konformitätsdokumente, Prüfbescheinigungen 2019, ca. 300 Seiten €[D] 49,90 ISBN 978-3-8169-3471-4 eISBN 978-3-8169-8471-9 Auf der Seite des Bestellers und auch auf der Seite von Lieferanten bestehen häu g erhebliche Wissenslücken zu dem Thema Prüfbescheinigungen und Konformitätserklärungen, die zu unangenehmen Folgen im Geschäftsverkehr führen. Dieses Buch vermittelt einen breiten Überblick über die gesetzlichen und normativen Grundlagen und trägt durch vertiefende Interpretationen der einschlägigen Dokumente zu deren besseren Verständnis bei. Fundierte Praxistipps und Muster sowie ein umfangreicher Fragen-Antworten-Katalog sorgen für einen hohen Nutzen beim Leser. Inhalt: EU-Richtlinien und -Verordnungen, Harmonisierte Europäische Normen, EU-Konformitätserklärung/ Leistungserklärung, EN 10204 Prüfbescheinigungen, ISO-IEC 17050 Konformitätserklärung des Anbieters, ISO 16228 Prüfbescheinigungen für mechanische Verbindungselemente, CoC Certi cate of Conformity, Rechtliche Aspekte, erforderliche Bestellangaben Der Autor Ingolf Friederici ist Ingenieur für Normung und Qualitätsmanagement. Er studierte nach der Lehre als Maschinenschlosser und technischer Zeichner an der Ingenieurschule Frankfurt. Beru iche Stationen: Sachbearbeiter, Gruppenleiter und Abteilungsleiter in Konstruktion und Normung in Maschinenfabriken, Leiter Qualitätsplanung und QM-System, Seminarleiter. Der Autor war als Experte in deutschen und europäischen Normungsgremien zu zahlreichen Sachthemen, u. a. Qualitätsmanagement und Prüfbescheinigungen tätig. Die Interessenten: Führungskräfte und Mitarbeiter aus Entwicklung und Konstruktion, Produktmanagement, Verkauf und Vertrieb, Einkauf, Produktion, Qualitätssicherung aus Unternehmen vieler Branchen, von Händlern, von Abnahmeorganisationen, sowie Lehr personal an Berufsschulen und Technischen Fachhochschulen expert verlag GmbH Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Tel. +49 (07071) 97556 -0 \ Fax +49 (07071) 97 97-11 \ info@verlag.expert \ www.narr.de Stand: Mai 2019 · Änderungen und Irrtümer vorbehalten! T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 64 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 65 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf 4.5.3 Verlustleistung und Wirkungsgrad Die Verlustleistung eines Zahnradgetriebes umfasst neben den Verzahnungsverlusten noch die Lager-, Dichtungs- und sonstige Verluste: P V = P VZ + P VL + P V D + P VS Die Verzahnungsverluste setzen sich ihrerseits durch eine Reihe verschiedener Einzelverluste zusammen: P VZ = Verzahnungsverluste P VL = Lagerverluste P VD = Dichtungsverluste P VS = Verluste sonstiger Aggregate P V = Gesamtverlustleistung von Zahnradgetrieben. Diese werden durch die folgenden Eigenschaften beeinflusst: - Anzahl der Getriebestufen - Verzahnungsgeometrie - Zahnflanken-Oberflächenrauheit - Umfangsgeschwindigkeit - Schmierölniveau (Ölstand) / Art der Schmierung - Schmierölviskosität - Reibungskoeffizient des Schmieröles. Trotz dieser zahlreichen Einzelverluste ergeben sich für Zahnradgetriebe hohe Wirkungsgrade. Diese können z.B. bei einem einstufigen Stirnradgetriebe zu zu 99 % erreichen (Tabelle 4.21). 4.5.4 Zahneingriff und Schmierung Wie man Bild 4.55 entnehmen kann, muss bei Zahnradgetrieben bei jedem einzelnen Zahneingriff ein Ölfilm zwischen den Zahnflanken neu aufgebaut werden. Selbst bei langsam drehenden Getrieben steht dafür nur eine kurze Zeit zur Verfügung. Trotzdem wird ein tragender Ölfilm aufgebaut, wenn gewisse Voraussetzungen gegeben sind. Tabelle 4.21: Wirkungsgrade von Zahnradgetrieben Bild 4.55: Zahneingriff und Tragfilmaufbau in schematischer Darstellung T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 65 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 66 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Die zur hydrodynamischen Trennung der miteinander kämmenden Zahnflanken nötige Ölfilmdicke hängt vor allem von der Rauheit der Zahnflanken ab. Andere wichtige Einflussgrößen sind die Geschwindigkeit und Belastung. Wie Bild 4.56 zeigt, ist bei unzureichenden Filmdicken der Einfluss der Additivwirksamkeit von größter Bedeutung. Eine Filmdicke, welche dagegen ausreichend ist, um die Oberflächen der Zahnflanken bei den gegebenen Betriebsbedingungen zu trennen, ist von der Viskosität abhängig. Somit ergeben sich unterschiedliche Schmierungszustände auf den Flanken miteinander kämmender Zahnräder. Wie Bild 4.57 schematisch zeigt, herrscht bei niedrigeren Geschwindigkeiten im Bereich des Wälzkreises Mischreibung vor, die sich in Richtung des Kopfkreises zur Grenzreibung verschlechtert. Mit zunehmender Geschwindigkeit gehen die Bereiche der Mischreibung mehr und mehr in die Hydrodynamik oder Elastohydrodynamik über, so dass nur im Bereich des Zahnkopfes sowie des Zahnfußes Mischreibung vorherrscht. Bild 4.56: Schmierstoffeinfluss auf den Zahnflankenschutz (nach Doleschel, 2002) Bild 4.57: Schmierungszustände auf Zahnflanken bei a) niedrigen und b) hohen Geschwindigkeiten T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 66 Normen 67 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN EN ISO 23581: 2019-03 Print: 74,40 EUR/ Download: 68,30 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der kinematischen Viskosität - Verfahren mit dem Viskosimeter nach dem Stabinger-Prinzip (ISO/ DIS 23581: 2019); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 23581: 2019 Petroleum products and related products - Determination of kinematic viscosity - Method by Stabinger type viscosimeter (ISO/ DIS 23581: 2019); German and English version prEN ISO 23581: 2019 Erscheinungsdatum: 2019-02-08 Einsprüche bis 2019-04-01 Gegenüber DIN EN 16896: 2017-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Übernahme durch ISO und Neuausgabe als DIN EN ISO 23581. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der kinematischen Viskosität mittels Viskosimeter nach dem Stabinger-Prinzip durch Berechnung aus der dynamischen Viskosität und der Dichte von Mitteldestillatkraftstoffen und Fettsäuremethylester-Kraftstoffen (en: fatty acid methyl ester, FAME) sowie Gemischen dieser Kraftstoffe fest. E DIN 51451: 2019-03 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Prüfung von Mineralölerzeugnissen und verwandten Produkten - Infrarotspektrometrische Analyse - Allgemeine Arbeitsgrundlagen Testing of petroleum products and related products - Analysis by infrared spectrometry - General working principles Erscheinungsdatum: 2019-02-08 Einsprüche bis 2019-04-01 Gegenüber DIN 51451: 2004-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Wegfall der Gitter-Geräte, da sie heute nur noch in Ausnahmefällen verwendet werden; b) Aufnahme der ATR-Technik; c) Anpassung an die aktuellen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt die allgemeinen Arbeitsgrundlagen der infrarotspektrometrischen Analyse für die Prüfungen von Mineralölerzeugnissen und verwandten Produkten fest. B DIN 51509-1: 1976-06 Auswahl von Schmierstoffen für Zahnradgetriebe; Schmieröle Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2019-02-28 B DIN 51509-2: 1988-12 Schmierstoffe; Auswahl von Schmierstoffen für Zahnradgetriebe; Plastische Schmierstoffe Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2019-02-28 E DIN 51834-4: 2019-02 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Tribologische Prüfung im translatorischen Oszillations-Prüfgerät - Teil 4: Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle mit der Zylinderrolle-Ebene-Geometrie Testing of lubricants - Tribological test in the translatory oscillation apparatus - Part 4: Determination of friction and wear data for lubricating oils with the cylindrical roller-disk geometry Vorgesehen als Ersatz für DIN 51834-4: 2012-06 Erscheinungsdatum: 2019-01-18 Einsprüche bis 2019-03-11 Gegenüber DIN 51834-4: 2012-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Dokument wurde redaktionell überarbeitet; b) die Verweisungen wurden aktualisiert; c) SRV 5 wurde hinzugefügt; d) Präzisionsangaben wurden aufgenommen. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von Reibungs- und Verschleißmessgrößen für Schmieröle mit der Zylinderrolle-Ebene-Geometrie fest. 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE prEN ISO 3015: 2018-04 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Cloudpoints (ISO/ DIS 3015: 2018) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 3015: 2018-12 E FprEN ISO 3015: 2018-12 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Cloudpoints (ISO/ FDIS 3015: 2018) Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of cloud point (ISO/ FDIS 3015: 2018) Vorgesehen als Ersatz für EN 23015: 1994-03; Ersatz für prEN ISO 3015: 2018-04 ZE prEN ISO 3016: 2018-04 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung Normen T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 67 Normen 68 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 des Pourpoints (ISO/ DIS 3016: 2018) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 3016: 2018-12 E FprEN ISO 3016: 2018-12 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Pourpoints (ISO/ FDIS 3016: 2018) Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of pour point (ISO/ FDIS 3016: 2018) Ersatz für prEN ISO 3016: 2018-04 ZE prEN ISO 3405: 2017-10 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Destillationsverlaufes bei Atmosphärendruck (ISO/ DIS 3405: 2017) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 3405: 2018- 12 E FprEN ISO 3405: 2018-12 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Destillationsverlaufes bei Atmosphärendruck (ISO/ FDIS 3405: 2018) Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of distillation characteristics at atmospheric pressure (ISO/ FDIS 3405: 2018) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 3405: 2011-01; Ersatz für prEN ISO 3405: 2017-10 E prEN ISO 4259-3: 2018-12 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 3: Monitoring und Management der Präzisionsdaten in Bezug auf Prüfverfahren (ISO/ DIS 4259-3: 2018) Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 3: Monitoring and management of precision data in relation to methods of test (ISO/ DIS 4259-3: 2018) Einsprüche bis 2019-02-25 ZE prEN ISO 22995: 2018-05 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung (ISO/ DIS 22995: 2018) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 22995: 2019- 01 E FprEN ISO 22995: 2019-01 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung (ISO/ FDIS 22995: 2019) Petroleum products - Determination of cloud point - Automated step-wise cooling method (ISO/ FDIS 22995: 2019) Ersatz für prEN ISO 22995: 2018-05 1.2.2 ISO-Normen ZE ISO/ DIS 3015: 2018-04 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Cloudpoints Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3015: 2018-12 E ISO/ FDIS 3015: 2018-12 67,20 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Cloudpoints Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of cloud point Vorgesehen als Ersatz für ISO 3015: 1992-08; Ersatz für ISO/ DIS 3015: 2018-04 ZE ISO/ DIS 3016: 2018-04 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Pourpoints Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3016: 2018-12 E ISO/ FDIS 3016: 2018-12 67,20 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Pourpoints Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of pour point Vorgesehen als Ersatz für ISO 3016: 1994-08; Ersatz für ISO/ DIS 3016: 2018-04 ZE ISO/ DIS 3405: 2017-10 Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Destillationsverlaufes bei Atmosphärendruck Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3405: 2018-12 E ISO/ FDIS 3405: 2018-12 183,10 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte mit natürlichem oder synthetischem Ursprung - Bestimmung des Destillationsverlaufes bei Atmosphärendruck Petroleum and related products from natural or synthetic sources - Determination of distillation characteristics at atmospheric pressure Vorgesehen als Ersatz für ISO 3405: 2011-01; Ersatz für ISO/ DIS 3405: 2017-10 E ISO/ DIS 4259-3: 2018-12 67,20 EUR Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 3: Monitoring und Management der Präzisionsdaten in Bezug auf Prüfverfahren Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 3: Monitoring and verification of published precision data in relation to methods of test Einsprüche bis 2019-02-25 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 68 Normen 69 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 E ISO/ DIS 6521-3: 2018-11 67,20 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie D (Kompressoren) - Teil 3: Anforderungen in den Kategorien DRA, DRB, DRC, DRD, DRE, DRF und DRG (Schmierstoffe für Kältemittelverdichter) Lubricants, industrial oils and related products (Class L) - Family D (compressors) - Part 3: Specifications of categories DRA, DRB, DRC, DRD, DRE, DRF and DRG (lubricants for refrigerating compressors) Einsprüche bis 2019-01-25 ZE ISO 8068 DAM 1: 2018-06 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie T (Turbinen) - Anforderungen an Schmieröle für Turbinen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8068 FDAM 1: 2018- 11 E ISO 8068 FDAM 1: 2018-11 44,10 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie T (Turbinen) - Anforderungen an Schmieröle für Turbinen; Änderung 1 Filterability tests according to ISO 13357-1 and ISO 13357-2 - Requirements related to the stage of the test method; Amendment 1 Ersatz für ISO 8068 DAM 1: 2018-06; vorgesehen als Änderung von ISO 8068: 2006-09 E ISO/ DIS 21493: 2018-12 67,20 EUR Petroleum products - Determination of turbidity point and aniline point equivalent Einsprüche bis 2019-02-25 ZE ISO/ DIS 22995: 2018-05 Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 22995: 2019-01 E ISO/ FDIS 22995: 2019-01 44,10 EUR Mineralölerzeugnisse - Bestimmung des Cloudpoints - Verfahren mit automatischer schrittweiser Abkühlung Petroleum products - Determination of cloud point - Automatic step-wise cooling method Ersatz für ISO/ DIS 22995: 2018-05 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN 322: 2019-01 Print: 51,70 EUR/ Download: 47,60 EUR Gleitlager - Lose Schmierringe für allgemeine Anwendung Plain bearings - loose lubrication rings for general purposes Vorgesehen als Ersatz für DIN 322: 1983-12 Erscheinungsdatum: 2018-12-07 Einsprüche bis 2019-01-31 Gegenüber DIN 322: 1983-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung Anwendungsbereich; b) Aktualisierung Normative Verweisungen; c) Überarbeitung Abschnitt 6 und Abschnitt 7. Inhalt dieses Dokumentes ist die Auslegung loser Schmierringe für die allgemeine Anwendung von Gleitlagern. Lose Schmierringe laufen auf der sich drehenden Welle mit und dienen der Ölförderung. Das Dokument legt Maße, Toleranzen, Bezeichnung und Werkstoff fest. Auf der Welle befestigte fest Schmierringe sind nicht Gegenstand des Dokumentes. E DIN 1495-1: 2019-01 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren - Teil 1: Kalottenlager, Maße und Toleranzen Sintered metal plain bearings which meet specific requirements for fractional and subfractional horsepower electric Motors - Part 1: Spherical Bearings, dimensions and tolerances Vorgesehen als Ersatz für DIN 1495-1: 1983-04 Erscheinungsdatum: 2018-12-07 Einsprüche bis 2019-01-31 Gegenüber DIN 1495-1: 1983-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung Anwendungsbereich; b) Aktualisierung Normative Verweisungen; c) Überarbeitung Abschnitt 4. Dieses Dokument legt Maße, Bezeichnungen, toleranzen und Werkstoffe für Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren (Kalottenlager) fest. E DIN 1495-2: 2019-01 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren - Teil 2: Zylinderlager, Maße und Toleranzen Sintered metal plain bearings which meet specific requirements for fractional and subfractional horsepower electric Motors - Part 2: Cylindrical bearings, dimensions and tolerances Vorgesehen als Ersatz für DIN 1495-2: 1983-04 Erscheinungsdatum: 2018-12-07 Einsprüche bis 2019-01-31 Gegenüber DIN 1495-2: 1983-04 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Änderung des Titels; b) Anpassung Anwendungsbereich; c) Aktualisierung Normative Verweisungen; T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 d) Überarbeitung Abschnitt 4. Diese Dokument legt Maße, Bezeichnungen und Werkstoffe für Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro- Klein- und Kleinstmotoren (Zylinderlager) fest. E DIN ISO 3547-2: 2019-02 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser (ISO 3547-2: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Wrapped bushes - Part 2: Test data for outside and inside diameters (ISO 3547-2: 2017); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2019-01-11 Einsprüche bis 2019-03-04 Gegenüber DIN ISO 3547-2: 2015-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) Überarbeitung des Abschnittes 2; c) Überarbeitung der Tabelle 1; d) Überarbeitung des Abschnittes 7 und der Tabelle 4; e) Überarbeitung des Abschnittes 8 und 11; f) Einführung der Literaturhinweise. Das Dokument enthält Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser von gerollten Buchsen aus Einstoff- und Mehrschichtwerkstoffen zur Verwendung als Gleitlager E DIN ISO 3547-3: 2019-02 Print: 74,40 EUR/ Download: 68,30 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 3: Schmierlöcher, Schmiernuten, Schmiertaschen (ISO 3547-3: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Wrapped bushes - Part 3: Lubrication holes, grooves and indentations (ISO 3547-3: 2017); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2019-01-11 Einsprüche bis 2019-03-04 Gegenüber DIN ISO 3547-3: 2015-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) Überarbeitung des Abschnittes 2 und 3; c) Überarbeitung des Abschnittes 7 und 8; d) Einführung der Literaturhinweise. Das Dokument legt die Maße von Schmierlöchern, Schmiernuten und Schmiertaschen für gerollte Buchsen aus Einstoff- und Mehrschichtwerkstoffen zur Verwendung als Gleitlager fest. E DIN ISO 3547-4: 2019-02 Print: 51,70 EUR/ Download: 47,60 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 4: Werkstoffe (ISO 3547-4: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Wrapped bushes - Part 4: Materials (ISO 3547-4: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 3547-4: 2015-12 Erscheinungsdatum: 2019-01-11 Einsprüche bis 2019-03-04 Gegenüber DIN ISO 3547-4: 2015-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) Überarbeitung des Abschnittes 2 und Tabelle 2; c) Einführung der Literaturhinweise. Das Dokument legt die Einstoff- und Mehrschichtwerkstoffe fest, die für gerollte Buchsen nach ISO 3547-1, ISO 3547-2, ISO 3547-3, ISO 3547-5, ISO 3547-6 und ISO 3547-7 verwendet werden. E DIN EN ISO 4491-4: 2019-03 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffgehaltes durch Reduktionsverfahren - Teil 4: Gesamt-Sauerstoffgehalt durch Reduktionsextraktion (ISO/ FDIS 4491- 4: 2018); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 4491-4: 2018 Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 4: Total oxygen by reductionextraction (ISO/ FDIS 4491-4: 2018); German and English version prEN ISO 4491-4: 2018 Erscheinungsdatum: 2019-02-01 Einsprüche bis 2019-03-25 Gegenüber DIN EN ISO 4491-4: 2013-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 3 aufgenommen; b) Abschnitt 5: 0,1 mg geändert in 0,000 1 g; c) gesamtes Dokument: Schreibweisen „Kohlenmonoxid“ geändert in „CO“ und „Kohlendioxid“ geändert in „CO 2 “. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Gesamt-Sauerstoffgehalts von Metallpulvern durch Reduktionsextraktion bei hoher Temperatur fest. E DIN ISO 5597: 2019-03 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Fluidtechnik - Zylinder - Maße und Grenzabmaße für Einbauräume für Kolben- und Stangendichtungen für hin- und hergehende Anwendungen (ISO 5597: 2018); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Cylinders - Dimensions and tolerances of housings for single-acting piston and rod seals in reciprocating applications (ISO 5597: 2018); Text in German and English Erscheinungsdatum: 2019-02-08 Einsprüche bis 2019-06-01 Gegenüber DIN ISO 5597: 1988-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aktualisierung der normativen Verweisungen; b) Ergänzung der Symbole und Abkürzungen a, b, C0, e, f, Roc, V, W, X, Y in den Abschnitten 4 und 8 sowie den Bildern und Tabellen; c) Definition von Oberflächenrauheiten für Dichtungseinbauräume und Gegenflächen; d) Erweiterungen der Abmessungsbereiche der Kolben und Einbauraumgrößen und Anpassungen der Tabellenwerte. Dichtelemente werden in der Fluidtechnik dazu verwendet, um das unter Druck stehende Fluid innerhalb der T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 70 Normen 71 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Teile mit linear beweglichen Elementen zu halten, z.B. bei Hydraulikzylindern durch das Abdichten sowohl von Kolbenstangen als auch vom Kolben. Die ISO 5597: 2018 legt Maße und Grenzabmaße von Einbauräumen für Hydraulik-Kolbenstangen- und Kolbendichtungen für hin- und hergehende Anwendungen fest. Zudem führt die Norm weitere Reihen von Einbauräumen auf, um die Anforderungen an den verkleinerten Raum für die 160 bar Kompakt-Reihe nach ISO 6020-2 abzudecken, die genauere Kolben- und Stangen-Bohrungs- Grenzabmaße erfordern. Diese Norm beinhaltet die Deutsche Fassung der vom Technischen Komitee ISO/ TC 131 Fluidtechnik ausgearbeiteten ISO 5597: 2018. E DIN 7477: 2019-01 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Gleitlager; Schmiertaschen für dickwandige Verbundgleitlager Plain bearings; bore reliefs for thick-walled multilayer plain bearings Vorgesehen als Ersatz für DIN 7477: 1983-12 Erscheinungsdatum: 2018-12-07 Einsprüche bis 2019-01-31 Gegenüber DIN 7477: 1983-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Aktualisierung Anwendungsbereich; b) Aktualisierung Normative Verweisungen; c) Überarbeitung Abschnitt 4. Das Dokument definiert Schmiertaschen mit den dazugehörigen Ölzulaufbohrungen für Gleitlager nach DIN 7473, DIN 7474 und DIN 31690-2 (dickwandige Verbundgleitlager). Das Dokument definiert Maße, Toleranzen und Bezeichnungen für diese Schmiertaschen. E DIN ISO 12132: 2019-02 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Konstruktions-FMEA (ISO 12132: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Quality assurance of thin-walled halfbearings - Design FMEA (ISO 12132: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 12132: 2000-06 Erscheinungsdatum: 2019-01-25 Einsprüche bis 2019-03-18 Gegenüber DIN ISO 12132: 2000-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Aktualisierung der Normativen Verweisungen; c) Überarbeitung des Abschnittes 3; d) Überarbeitung der Tabelle 1. Das Dokument enthält Richtlinien zur Darstellung von Konstruktions-FMEA für dünnwandige Lagerschalen in Verbrennungsmotoren. E DIN ISO 12302: 2019-01 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Gleitlager - Qualitätsmerkmale - SPC (Statistical process control) (ISO 12302: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Quality characteristics - Statistical process control (SPC) (ISO 12302: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 12302: 1998-07 Erscheinungsdatum: 2018-12-21 Einsprüche bis 2019-02-14 Gegenüber DIN ISO 12302: 1998-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO Regularien; b) Aktualisierung der Normativen Verweisungen; c) Überarbeitung von Abschnitt 5 und Abschnitt 6; d) Überarbeitung von Tabelle 1. Das Dokument legt diejenigen Merkmale an Gleitlagern (mit Ausnahme dickwandiger Lagerschalen) fest, mit denen nach Gesichtspunkten der Statistical-Process- Control (SPC) ein Fertigungsprozeß gesteuert und überwacht werden kann. B DIN ISO 12303: 1998-07 Gleitlager - Qualitätsmerkmale - Berechnung von Maschinen- und Prozeßfähigkeiten (ISO 12303: 1995) Zurückziehung beabsichtigt: Die ISO 12303: 1995 ist zurückgezogen worden. Der Inhalt der Norm ist technisch veraltet. Einsprüche bis 2019-02-28 E DIN ISO 12308: 2019-02 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von Musterarten - Begriffe, Verwendung und Prüfung (ISO 12308: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Quality assurance of sample types - definitions, applications and testing (ISO 12308: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 12308: 1998-07 Erscheinungsdatum: 2019-01-11 Einsprüche bis 2019-03-04 Gegenüber DIN ISO 12308: 1998-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Aktualisierung des Anwendungsbereiches; c) Aktualisierung der normativen Verweisungen; d) Aufnahme der Abschnitte 3 und 7; e) Überarbeitung der Tabelle 1. Das Dokument definiert Musterarten von Gleitlagern, sowie diese zwischen Käufer und Hersteller zur Anwendung kommen. Z DIN EN 13103-1: 2018-03 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsleitfaden für außengelagerte Radsatzwellen; Deutsche Fassung EN 13103-1: 2017 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 13103-1: 2019- 02 DIN EN 13103-1: 2019-02 Print: 136,20 EUR/ Download: 125,30 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsleitfaden für außengelagerte Radsatz- T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 wellen; Deutsche Fassung EN 13103-1: 2017 Railway applications - Wheelsets and bogies - Part 1: Design method for axles with external journals; German version EN 13103-1: 2017 Ersatz für DIN EN 13103-1: 2018-03 Gegenüber DIN EN 13103: 2012-10 und DIN EN 13104: 2013-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normen zusammengefasst; b) Abschnitt 3 Begriffe neu eingefügt. Gegenüber DIN EN 13103-1: 2018-03 wurden folgende Korrekturen vorgenommen: a) Korrektur der Formel in 6.2; b) Korrektur der Werte in 6.2; c) Korrektur der Übersetzungsfehler im gesamten Dokument. Diese Europäische Norm: - gibt Kräfte und Momente an, die aufgrund der Massenwirkungen sowie der Antriebs und Bremsbedingungen zu berücksichtigen sind; - gibt das Verfahren zur Spannungsberechnung außengelagerter Radsatzwellen an; - legt die höchstzulässigen Spannungen für die Stahlgüten EA1N, EAT1T und EA4T nach EN 13261 fest, die in die Berechnung einzusetzen sind; - beschreibt die Vorgehensweise zur Ermittlung der höchstzulässigen Spannungen für andere Stähle; - ermöglicht die Berechnung der Durchmesser der verschiedenen Wellenabschnitte und definiert die bevorzugten Formen und Übergänge, um ein sicheres Betriebsverhalten zu erreichen. Diese Europäische Norm gilt für: - Radsätze nach EN 13261; - Treibrad und Laufradsatzwellen; - alle Spurweiten. E DIN ISO 13778: 2019-02 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Gleitlager - Qualitätssicherung von dünnwandigen Lagerschalen - Zusammenbau von Lagern mit dem Ziel, engere Lagerspiele zu erreichen (ISO 13778: 2017); Text Deutsch und Englisch Plain bearings - Quality assurance of thin-walled half bearings - Selective assembly of bearings to achieve a narrow clearance range (ISO 13778: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 13778: 2000-06 Erscheinungsdatum: 2019-01-25 Einsprüche bis 2019-03-18 Gegenüber DIN ISO 13778: 2000-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an ISO-Regularien; b) Aktualisierung der Abschnitte 3, 5 und 6. Das Dokument legt die ausgewählte Montage von Kurbelwellenanlagen für Kurbelwellen (mit Lagern nach ISO 3548-1) fest. 2.1.1.1 Übersetzungen DIN EN ISO 6413: 2018-12 Print: 102,60 EUR/ Download: 94,40 EUR Technical product documentation - Representation of splines and serrations (ISO 6413: 2018) Technische Produktdokumentation - Darstellungen von Keilwellen und Kerbverzahnungen (ISO 6413: 2018) 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen E prEN ISO 4491-4: 2018-12 Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 4: Total oxygen by reductionextraction (ISO/ DIS 4491-4: 2018) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 4491-4: 2013-05 Einsprüche bis 2019-03-07 ZE FprEN 13001-3-4: 2018-04 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-4: Grenzzustände und Sicherheitsnachweise für Maschinenbauteile - Lager EN 13001-3-4: 2018-12 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-4: Grenzzustände und Sicherheitsnachweise für Maschinenbauteile - Lager Cranes - General design - Part 3-4: Limit states and proof of competence of machinery - Bearings 2.2.2 ISO-Normen ZE ISO/ DIS 2710-2: 2018-06 Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary - Part 2: Terms for engine maintenance Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 2710-2: 2018- 12 E ISO/ FDIS 2710-2: 2018-12 102,00 EUR Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary - Part 2: Terms for engine maintenance Vorgesehen als Ersatz für ISO 2710-2: 1999-12; Ersatz für ISO/ DIS 2710-2: 2018-06 ZE ISO 3601-3 DAM 1: 2017-08 Fluid power systems - O-rings - Part 3: Quality acceptance criteria; Amendment 1 ISO 3601-3 AMD 1: 2018-12 18,60 EUR luid power systems - O-rings - Part 3: Quality acceptance criteria; Amendment 1 Änderung von ISO 3601-3: 2005-11 E ISO/ FDIS 4384-1: 2018-12 44,10 EUR Gleitlager - Härteprüfung an Lagermetallen - Teil 1: Verbundwerkstoffe Plain bearings - Hardness testing of bearing metals - Part 1: Multilayer bearings materials Vorgesehen als Ersatz für ISO 4384-1: 2012-10 E ISO/ FDIS 4491-4: 2018-12 44,10 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffgehaltes T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 72 Normen 73 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 durch Reduktionsverfahren - Teil 4: Gesamt-Sauerstoffgehalt durch Reduktionsextraktion Metallic powders - Determination of oxygen content reduction-extraction Vorgesehen als Ersatz für ISO 4491-4: 2013-05 Z ISO 5289: 1992-06 Landwirtschaftliche Maschinen; Endlose Hexagonalriemen und Rillenprofile der zugehörigen Scheiben Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 5289: 2018-11 E ISO/ DIS 6336-1: 2018-12 136,70 EUR Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 1: Grundnorm, Einführung und allgemeine Einflussfaktoren Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors Vorgesehen als Ersatz für ISO 6336-1: 2006-09 und ISO 6336-1 Technical Corrigendum 1: 2008-06 Einsprüche bis 2019-02-25 E ISO/ DIS 6336-2: 2018-12 67,20 EUR Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 2: Berechnung der Oberflächentragfähigkeit (Grübchenbildung) Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 2: Calculation of surface durability (pitting) Vorgesehen als Ersatz für ISO 6336-2: 2006-09 und ISO 6336-2 Technical Corrigendum 1: 2008-06 Einsprüche bis 2019-02-25 E ISO/ DIS 6336-3: 2018-12 67,20 EUR Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 3: Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 3: Calculation of tooth bending strength Vorgesehen als Ersatz für ISO 6336-3: 2006-09 und ISO 6336-3 Technical Corrigendum 1: 2008-06 Einsprüche bis 2019-02-25 E ISO/ DIS 6336-6: 2018-12 67,20 EUR Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 6: Calculation of service life under variable load Vorgesehen als Ersatz für ISO 6336-6: 2006-08 und ISO 6336-6 Technical Corrigendum 1: 2007-08 Einsprüche bis 2019-02-25 ZE ISO/ DIS 12129-1: 2018-07 Gleitlager - Toleranzen - Teil 1: Passungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 12129-1: 2019- 01 E ISO/ FDIS 12129-1: 2019-01 67,20 EUR Gleitlager - Toleranzen - Teil 1: Passungen Plain bearings - Tolerances - Part 1: Fits Vorgesehen als Ersatz für ISO 12129-1: 1995-04; Ersatz für ISO/ DIS 12129-1: 2018-07 Z ISO 13012-1: 2009-02 Wälzlager - Zubehör für Linearlager mit Kugelumlauf und Hülse - Teil 1: Grenzabmaße und Toleranzen für die Serien 1 und 3 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13012-1: 2018-12 ZE ISO/ DIS 13012-1: 2018-04 Wälzlager - Zubehör für Linearkugellager in Hülsenform - Teil 1: Hauptmaße und Toleranzen für Reihe 1 und 3 ISO 13012-1: 2018-12 136,70 EUR Wälzlager - Zubehör für Linearkugellager in Hülsenform - Teil 1: Hauptmaße und Toleranzen für Reihe 1 und 3 Rolling bearings - Accessories for sleeve type linear ball bearings - Part 1: Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerances for series 1 and 3 Ersatz für ISO 13012-1: 2009-02 Z ISO 13012-2: 2009-02 Wälzlager - Zubehör für Linearlager mit Kugelumlauf und Hülse - Teil 2: Grenzabmaße und Toleranzen für die Serie 5 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13012-2: 2018-12 ZE ISO/ DIS 13012-2: 2018-04 Wälzlager - Zubehör für Linearkugellager in Hülsenform - Teil 2: Hauptmaße, geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen für Reihe 5 ISO 13012-2: 2018-12 102,00 EUR Wälzlager - Zubehör für Linearkugellager in Hülsenform - Teil 2: Hauptmaße, geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen für Reihe 5 Rolling bearings - Accessories for sleeve type linear ball bearings - Part 2: Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerances for series 5 Ersatz für ISO 13012-2: 2009-02 ZE ISO 16589-1 DAM 1: 2017-08 Rotary shaft lip-type seals incorporating thermoplastic sealing elements - Part 1: Nominal dimensions and tolerances; Amendment 1 ISO 16589-1 AMD 1: 2018-11 18,60 EUR Rotary shaft lip-type seals incorporating thermoplastic sealing elements - Part 1: Nominal dimensions and tolerances; Amendment 1 Änderung von ISO 16589-1: 2011-04 ZE ISO 16889 DAM 1: 2018-05 Hydraulic fluid power - Filters - Multi-pass method for evaluating filtration performance of a filter element; Amendment 1 ISO 16889 AMD 1: 2018-11 18,60 EUR Fluidtechnik - Filter - Prüfverfahren mit Mehrfach- T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 durchgang zur Bestimmung der Filterleistung eines Filterelementes; Änderung 1 Hydraulic fluid power - Filters - Multi-pass method for evaluating filtration performance of a filter element; Amendment 1 Änderung von ISO 16889: 2008-06 EN ISO 21012: 2018-12 Kryo-Behälter - Schlauchleitungen (ISO 21012: 2018) Cryogenic vessels - Hoses (ISO 21012: 2018) Ersatz für EN 12434: 2000-08 und EN 12434/ AC: 2001- 02 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Mineralölerzeugnisse - Gaschromatographische Bestimmung des Siedeverlaufes - Teil 3: Rohöle; (DIN EN 15199-3: 2008-09); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-14 AA <06235511> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Siedeverlaufes in Mineralölerzeugnissen mit Hilfe der Kapillar-Gaschromatographie mit einem Flammenionisationsdetektor (FID) fest. Die Norm ist anwendbar auf Rohöle. Die Bestimmung von Siedeverteilung und Wiederfindung kann bis zu C 100 oder bis zu C 120 vorgenommen werden. Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung im Shell-Vierkugel-Apparat - Teil 6: Bestimmung der Scherstabilität von polymerhaltigen Schmierölen; (DIN 51350-6: 1996- 08); NA 062-06-61 AA <06235513> Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung der Scherstabilität von polymerhaltigen Schmierölen im Shell-Vierkugel-Apparat fest. Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der scheinbaren Viskosität von Getriebeölen bei niedriger Temperatur mit dem Brookfield-Viskosimeter (Flüssigkeitsbadmethode); (DIN 51398: 1983-07); NA 062-06-61 AA <06235515> Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung der scheinbaren Viskosität von Getriebeölen bei niedriger Temperatur mit dem Brookfield-Viskosimeter (Flüssigkeitsbadmethode) fest. Prüfung von Mineralölen und anderen brennbaren Flüssigkeiten - Bestimmung des Flammpunktes im geschlossenen Tiegel, nach Abel-Pensky; (DIN 51755: 1974-03); NA 062-06-42 AA <06235516> Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung des Flammpunktes von Mineralölen und anderen brennbaren Flüssigkeiten im geschlossenen Tiegel, nach Abel-Pensky fest. Prüfung von Schmierstoffen; Bestimmung des Alterungsverhaltens von Schmierölen; Koksrückstand, nach Conradson, nach Alterung mit Durchleiten von Luft in Gegenwart von Eisen(III)-oxid; (DIN 51352-2: 1985- 08); NA 062-06-61 AA <06235524> Die Festlegungen gelten für Schmieröle auf Mineralölbasis Gruppe VDL nach DIN 51506 von denen während der Prüfung nicht mehr als 20 % Massenanteile Öl verdampfen. Prüfung von Schmierstoffen und verwandten Erzeugnissen - Bestimmung des Wasserabscheidevermögens nach Dampfbehandlung - Prüfung von Schmierölen und schwerentflammbaren Flüssigkeiten; (DIN 51589- 1: 1991-03); NA 062-06-61 AA <06235525> Das in dem Dokument festgelegte Verfahren dient der Bestimmung des Wasserabscheidevermögens nach Dampfbehandlung von Schmierölen und schwerentflammbaren Flüssigkeiten. Prüfung von Isolierölen - Prüfung auf korrosiven Schwefel - Silberstreifenprüfung; (DIN 51353: 1985- 12); NA 062-06-61 AA <06235526> In diesem Dokument festgelegte Silberstreifenprüfung dient der Bestimmung des korrosiven Schwefels in Isolierölen. Zu diesem Zweck wird ein Silberstreifen 18 h bei 100 °C in der Isolierölprobe gelagert und anschließend auf Verfärbung der Oberfläche geprüft. Prüfung von Mineralölen und verwandten Erzeugnissen - Bestimmung der Thermostabilität von ungebrauchten Wärmeträgermedien; (DIN 51528: 1998-07); NA 062- 06-61 AA <06235527> Das in dem Dokument festgelegte Verfahren dient der Bestimmung der Thermostabilität von ungebrauchten Wärmeträgerflüssigkeiten. 3.1.1 Zurückziehung DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Gleitlager; Metallische dünnwandige Lagerschalen; Bestimmung der σ 0,01 <(hoch)*>-Grenze; Identisch mit ISO 6282, Ausgabe 1983; (DIN ISO 6282: 1985-06); NA 118-02-02 AA <11800481> Laufversuch an Radialgleitlagern; Allgemeines; (DIN 50280: 1975-10); NA 118-02-02 AA <11800480> Wälzlager - Begriffe und Definitionen (ISO 5593: 1997); (DIN ISO 5593: 1999-09); NA 118-01-01 AA <11800485> Wälzlager - Kombinierte Nadellager - Teil 1: Nadel- Axialzylinderrollenlager, Nadel-Axialkugellager; (DIN 5429-1: 2005-08); NA 118-01-05 AA <11800486> T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 74 Normen 75 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 Wälzlager - Kombinierte Nadellager - Teil 2: Nadel- Schrägkugellager; (DIN 5429-2: 2005-08); NA 118-01- 05 AA <11800487> Wälzlager - Zylinderrollenlager - Teil 4: Zweireihig, mit Käfig, erhöhte Genauigkeit; (DIN 5412-4: 2000-04); NA 118-01-05 AA <11800492> 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 Nor- T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 3/ 2019 menwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC- Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC-Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC- Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 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 T+S_3_2019.qxp_T+S_2018 13.06.19 11: 31 Seite 76