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ISSN 0724-3472 Aus Wissenschaft und Forschung Science and Research www.expertverlag.de TuS 5-6/ 2022 Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie und Schmierungstechnik HERAUSGEGEBEN VON ADRIAN RIENÄCKER UND MANFRED JUNGK 5-6 _ 22 69. JAHRGANG Martin Rank, Dominik Meffert, Manuel Oehler, Oliver Koch Einfluss von Beschichtungen zur triboaktiven Transferschichtbildung auf die Reibung in Kettengelenken Amos Merkel, Felix Schlegel, Katharina Schmitz Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Verschleißverhaltens des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts Benjamin Bergmann, Berend Denkena, Gerhard Poll, Florian Pape, Haichao Liu, Lars Ellersiek Reibkoeffizientenermittlung in der Zerspanung auf Basis von Hochgeschwindigkeitsaufnahmen Christian Orgeldinger, Armin Seynstahl, Tobias Rosnitschek, Anna Zimmermann, Stephan Tremmel Einfluss fertigungsbedingter Effekte auf das tribologische Verhalten im ADAM-Verfahren gedruckter Bauteile Martin Tockner, Archim Wolfberger, Youping Huang, Gerald Pinter, Andreas Hausberger Tribological Method Development of Abrasive Resistant Polymer Coatings for Industrial Applications Patrick Strobl, Maria-Lena Trapp, Katharina Völkel, Hermann Pflaum, Karsten Stahl Einfluss der Stillstandszeit auf das Losreißmoment nasslaufender Lamellenkupplungen Sven Wirsching, Marcel Bartz Using exact macroscopic geometry in elastohydrodynamic simulations of point and elliptical contacts Niklas Bauer, Katharina Schmitz Influence of Manufacturing Tolerances on the Behavior of Pneumatic Seals using EHL Simulations Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Heft 5-6 | Dezember 2022 69. Jahrgang Herausgeber: Dr. Manfred Jungk Tel.: +49 (0)6722 500836 eMail: manfred.jungk@mj-tribology.com www.mj-tribology.com Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner Tel.: +49 (0)2289 616136 / eMail: esantner@arcor.de Ulrich Sandten-Ma Tel.: +49 (0)7071 97 556 56 / eMail: sandten@verlag.expert Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Alle Informationen in dieser Zeitschrift wurden mit großer Sorgfalt erstellt. Fehler können dennoch nicht völlig ausgeschlossen werden. Weder Verlag noch Autoren oder Herausgeber übernehmen deshalb eine Gewährleistung für die Korrektheit des Inhaltes und haften nicht für fehlerhafte Angaben und deren Folgen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg expert verlag Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5, 72070 Tübingen Tel. +49 (0)7071 97 556 0, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 eMail: info@verlag.expert Kreissparkasse Tübingen IBAN DE53 6415 0020 0002 9961 98 | BIC SOLADES1TUB USt.-IdNr. DE 234182960 Anzeigen: eMail: anzeigen@narr.de Tel.: +49 (0) 7071 97 97 10, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 Informationen und Mediadaten senden wir Ihnen gerne zu. Abo-Service: eMail: abo@narr.de Tel.: +49 (0)7071 97 97 10, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet im Abonnement print EUR 205,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 156,-. Abonnementspreis print + online access: EUR 450,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 168,- (alle Preise inkl. MwSt.). Abonnementspreis e-only: EUR 420,- (inkl. MwSt.), Vorzugspreis für private Leser EUR 160,- (inkl. MwSt.). Versandkosten: Inland EUR 9,- p.a., Ausland EUR 17,- p.a. Persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Tübingen. ISSN 0724-3472 ISBN 978-3-8169-4004-3 Für eine Veröffentlichung bitten wir Sie, uns die Daten als Word- Dokument und als PDF sowie die Original-Bilddaten zur Verfügung zu stellen. Hilfreich ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Checkliste auf der hinteren Umschlagseite). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Impressum Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Checkliste Autorenangaben Federführender Autor: F Postanschrift F Telefon- und Faxnummer F eMail-Adresse Alle Autoren: F Akademische Grade, Titel F Vor- und Zunamen F Orcid-ID F Institut/ Firma F Ortsangabe mit PLZ Umfang/ Form F bis ca. 3500 Wörter F neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden oder Englisch nach Oxford English Dictionary Daten F Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.) F Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi/ ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) Vektordaten als eps Manuskript F kurzer, prägnanter Titel F deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter F Schlüsselwörter, 6 bis 8 Begriffe F englisches Abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen) F Keywords, 6 bis 8 Begriffe F Bilder/ Diagramme/ Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen) F Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften F Literaturangaben Manuskript und Daten bitte an Dr. Manfred Jungk eMail: manfred.jungk@mj-tribology.com Tel.: +49 (0)6722 500836 Fax: +49 (0)6722 7506685 Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Open Access Der freie Zugang zum Wissen ist uns ein wichtiges Anliegen. Deshalb haben Sie selbstverständlich auch die Möglichkeit, Ihren Beitrag in der Tribologie und Schmierungstechnik sofort allen Interessenten digital zugänglich zu machen. Davon profitieren nicht nur Sie mit einer erhöhten Reichweite, sondern Forscherinnen und Forscher weltweit. Um die hohe Qualität und umfangreiche Indexierung zu garantieren, können wir diesen Service leider nicht kostenlos anbieten. Den vollen OpenAccess-Service erhalten Sie bei uns für eine einmalige Article Processing Charge von 1.850,00 € netto (zzgl. MwSt.). Herausgeber Dr. Manfred Jungk Verlag expert verlag Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5 D-72070 Tübingen Tel.: +49 (0)7071 97 556 0 Fax: +49 (0)7071 97 97 11 eMail: info@verlag.expert www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner eMail: esantner@arcor.de Tel.: +49 (0)2289 616136 Ulrich Sandten-Ma eMail: sandten@verlag.expert Tel.: +49 (0)7071 97 556 56 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Editorial 1 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0038 Liebe Leserinnen und Leser, das am 13.12. gesendete (ZDF Heute Journal) Interview mit Bundesbildungsministerin Bettina Stark-Watzinger machte mich als gelernten Chemiker neugierig, ob der ausgestrahlte Optimismus meinen eigenen Plausibilitätsfragen standhält. Das Lawrence Livermore National Laboratory gab bekannt, dass in ihrer National Ignition Facility nach Laserpulsen mittels 2,05 Megajoule aus einem mit den Wasserstoffisotopen Deuterium und Tritium gefüllten Pellet die Fusionsenergie von 3,15 Megajoule freigesetzt wurde - laut Frau Stark-Watzinger der Durchbruch zur Lösung aller weltweiten Energieprobleme. Professor Häfner, Leiter des Fraunhofer-Instituts für Lasertechnik ILT in Aachen, verriet in seiner Presseerklärung mehr Details. Demnach erhitzt der Laser ein etwa 2 Millimeter großes Kügelchen mit den Wasserstoffisotopen auf mehr als 120 Millionen Grad Celsius, was die Fusion zu Helium auslöst und dabei pro Reaktion 17,6 Megaelektronenvolt in Form von Neutronen und Alphateilchen freisetzt. Nach meiner Überschlagsrechnung reagierten bei der Freisetzung von 3,15 10 18 Megajoule Deuterium-Tritium Paare zu etwa 0,67 Gramm Helium. Die Kernspaltung eines Uran Atoms liefert ca. 200 Megaelektronenvolt und je nach Kernkraftwerkstyp werden aus einem Kilogramm Uran 36 -56 Megawattstunden erzeugt. 2016 lag der Weltverbrauch an Uran bei 64.000 Tonnen. Bei einer Molmasse von 238 Gramm pro Mol werden jährlich ca.2,7 x 10 8 Mol Uran gespalten, was 3,1 10 9 Mol oder 12.400 Tonnen Wasserstoffgemisch entspräche, um die gleiche Menge Energie zu erzeugen. Bei dieser Überschlagsrechnung wurden die Effizienz von Kernspaltung und Kernfusion gleichgesetzt. Über die Probleme der Entsorgung von jährlich 64.000 Tonnen Uran wird sehr viel berichtet und diskutiert, weshalb ich an dieser Stelle nur gegenüberstelle, dass die Verwertung von jährlich 15.500 Tonnen Helium unproblematisch sein dürfte. 2020 lag die jährliche Erzeugung von Helium bei 160 Millionen Kubikmetern oder ca. 3.600 Tonnen. Als weiteren Vorteil nennt Professor Häfner die Sicherheit der Kernfusion. „Die Alphateilchen werden sofort wieder vom Plasma absorbiert, wodurch es sich weiter aufheizt und eine sich selbst erhaltende Verbrennungswelle ausgelöst wird. Nach weniger als 100 Pikosekunden führen die hohe Temperatur und der enorme Druck dazu, dass sich der verbleibende Brennstoff ausdehnt und die Parameter unter den Schwellenwert für die Fusion, das so genannte Lawson-Kriterium, fallen. Dieser Effekt macht die Fusionsreaktion auch sicher, da keine kritische Kettenreaktion auftreten kann.“ Als Tribologen tun wir uns schwer mit Aussagen wie „Laser haben einen Mini-Stern auf der Erde gezündet“, trotzdem sollten wir dies zum Anlass nehmen, nach all den Schwierigkeiten der letzten Jahre optimistisch ins neue Jahr zu gehen und der Tribologie gewogen zu bleiben, Ihr Manfred Jungk Herausgeber Kern-(Kon-)fusion? TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung ► 18.04. - 19.04.23 Düsseldorf 1 st International Conference on Tribology and Sustainable Lubrication - nextlub www.nextlub.com ► 29.04. - 02.05.23 Amsterdam, Niederlande ELGI 33 rd Annual General Meeting www.elgi.org ► 09.05. - 11.05.23 Rosenheim OilDoc Conference & Exhibition www.conference.oildoc.com ► 21.05. - 25.05.23 Long Beach, CA, USA 77 th STLE Annual Meeting & Exhibition www.stle.org3 ► 25.09. - 27.09.23 Göttingen 64. Tribologie-Fachtagung www.gft-ev.de ► 13.11. - 15.11.23 Cleveland, USA Tribology Frontiers Conference https: / / www.stle.org/ tribologyfrontiers TuS PLUS: Tribologie und Schmierungstechnik jetzt mit noch mehr Fachinformation online Ab diesem Jahr erscheinen von der „Tribologie und Schmierungstechnik“ zwei zusätzliche Ausgaben jährlich. Dieses PLUS an Inhalt wird exklusiv digital verfügbar sein, so dass die Printausgabe weiterhin sechs Ausgaben, die Online-Ausgabe zukünftig acht Ausgaben jährlich umfasst. Der Zugriff auf die Online-Inhalte ist über unsere verlagseigene eLibrary möglich, die Ihnen einen qualitativ hochwertigen und benutzerfreundlichen Zugang zu allen digitalen Publikationen unserer Verlagsgruppe bietet. Stellen Sie jetzt Ihr Printabonnement um auf ein Abonnement mit Onlineanteil - eOnly oder print+online - und profitieren Sie von noch mehr Fachinformation. Abo-Service: Tel: +49 (0)7071 97 97 10 eMail: abo@narr.de TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 2 Inhalt 3 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 21 Benjamin Bergmann, Berend Denkena, Gerhard Poll, Florian Pape, Haichao Liu, Lars Ellersiek Reibkoeffizientenermittlung in der Zerspanung auf Basis von Hochgeschwindigkeitsaufnahmen High-speed image based identification of the friction coefficient in metal cutting 28 Christian Orgeldinger, Armin Seynstahl, Tobias Rosnitschek, Anna Zimmermann, Stephan Tremmel Einfluss fertigungsbedingter Effekte auf das tribologische Verhalten im ADAM- Verfahren gedruckter Bauteile Influence of manufacturing-related effects on the tribological behavior of printed components in the ADAM process 34 Martin Tockner, Archim Wolfberger, Youping Huang, Gerald Pinter, Andreas Hausberger Tribological Method Development of Abrasive Resistant Polymer Coatings for Industrial Applications 43 Patrick Strobl, Maria-Lena Trapp, Katharina Völkel, Hermann Pflaum, Karsten Stahl Einfluss der Stillstandszeit auf das Losreißmoment nasslaufender Lamellenkupplungen Influence of the Time of Standstill on the Breakaway Torque of Wet Disk Clutches 54 Sven Wirsching, Marcel Bartz Using exact macroscopic geometry in elastohydrodynamic simulations of point and elliptical contacts 62 Niklas Bauer, Katharina Schmitz Influence of Manufacturing Tolerances on the Behavior of Pneumatic Seals using EHL Simulations 71 Laudatio von Dr. Markus Grebe Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Prof. Dr.-Ing. Paul Feinle 73 Nachrichten GfT-Förderpreise 79 Patentumschau 81 Normen Hinweise für Autoren / Checkliste (siehe Umschlag) Rubriken Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 69. Jahrgang, Heft 5-6 Dezember 2022 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 inside back cover for formatting guidelines). 5 Martin Rank, Dominik Meffert, Manuel Oehler, Oliver Koch Einfluss von Beschichtungen zur triboaktiven Transferschichtbildung auf die Reibung in Kettengelenken Influence of coatings for triboactive transfer layer formation on friction in chain joints 14 Amos Merkel, Felix Schlegel, Katharina Schmitz Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Verschleißverhaltens des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts Model test for the experimental investigation of the wear behavior of the sliding shoe-slanted disk contact 1 Editorial Kern-(Kon-)fusion? 2 Veranstaltungen Aus Wissenschaft und Forschung Vorab TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 3 Anzeige 4 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwissenschaf Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtschaft \ Tourismus \ VWL \ Maschinenbau \ Politikwissenschaft \ Elektrotechnik \ Mathematik & Statistik \ Management \ Altphilologie \ Sp \ Gesundheit \ Romanistik \ Theologie \ Kulturwissenschaften \ Soziologie \ Theaterwissenschaft \ Geschichte \ Spracherwerb \ Philosophie \ Medien- und Kommunikationswisse chaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwisse chaft \ Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtschaft \ Tourismus \ VWL \ Maschinenbau \ Politikwissenschaft \ Elektrotechnik \ Mathematik & Statistik \ Management \ Altphilolo \ Sport \ Gesundheit \ Romanistik \ Theologie \ Kulturwissenschaften \ Soziologie \ Theaterwissenschaft \ Geschichte \ Spracherwerb \ Philosophie \ Medien- und Kommunikatio wissenschaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Spra wissenschaft \ Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtschaft \ Tourismus \ VWL \ Maschinenbau \ Politikwissenschaft \ Elektrotechnik \ Mathematik & Statistik \ Management \ A philologie \ Sport \ Gesundheit \ Romanistik \ Theologie \ Kulturwissenschaften \ Soziologie \ Theaterwissenschaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwissenschaft \ Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtschaft \ Tourism \ VWL \ Maschinenbau \ Politikwissenschaft \ Elektrotechnik \ Mathematik & Statistik \ Management \ Altphilologie \ Sport \ Gesundheit \ Romanistik \ Theologie \ Kulturwisse chaften \ Soziologie \ Theaterwissenschaft \ Geschichte \ Spracherwerb \ Philosophie \ Medien- und Kommunikationswissenschaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglisti Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwissenschaft \ Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtsch BUCHTIPP Markus Grebe Tribometrie Anwendungsnahe tribologische Prüftechnik als Mittel zur erfolgreichen Produktentwicklung Tribologie - Schmierung, Reibung, Verschleiß 1. Auflage 2021, 252 Seiten €[D] 49,90 ISBN 978-3-8169-3521-6 eISBN 978-3-8169-8521-1 expert verlag - Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto GmbH + Co. KG Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Germany Tel. +49 (0)7071 97 97 0 \ Fax +49 (0)7071 97 97 11 \ info@narr.de \ www.narr.de Dieses Buch soll den interessierten Lesern aufzeigen, welche Potenziale in der anwendungsnahen tribologischen Prüftechnik (Tribometrie) stecken. Basierend auf der tribologischen Systemanalyse und der darauf aufbauenden Prüfstrategie können durch den Einsatz sinnvoller Laborprüfungen die Potenziale verschiedener Optimierungsansätze in einem sowohl zeitals auch kostentechnisch akzeptablen Rahmen gefunden werden. Im Buch wird der Unterschied zwischen einfacher Modellprüftechnik (z. B. Stift-/ Scheibe-Tests) und speziell geplanten Simulationsprüfungen auf Tribometern erläutert. Es wird aufgezeigt, wie ein anwendungsnaher Tribometerversuch und eine sinnvolle tribologische Prüfkette aufbauend auf der Systemanalyse entwickelt werden können und was dabei zu beachten ist. Dr. Markus Grebe ist seit mehr als 25 Jahren in der Tribologie tätig. Am Kompetenzzentrum Tribologie an der Hochschule Mannheim ist er als Laborbetriebsleiter und Leiter der industriellen Forschung für ein Team von 20 technischen und wissenschaftlichen Mitarbeiterinnen und Mitarbeitern sowie mehr als 50 Spezialprüfstände verantwortlich. Er ist Mitglied in zahlreichen DIN, ASTM und SAE-Arbeitskreisen. Sein fundiertes Fachwissen auf dem Gebiet der tribologischen Prüftechnik gibt er u. a. als Lehrgangsleiter im jährlichen Fachseminar „Tribometrie“ an der Technischen Akademie Esslingen weiter. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 4 1 Einleitung Die Effizienz technischer Systeme wird maßgeblich durch Reibung bestimmt [1]. Daher spielt die Reibungsreduktion in mechanischen Kontakten eine wichtige Rolle bei der Entwicklung von Maschinenelementen. Besonders der Einsatz additivierter Schmierstoffe stellt eine kostengünstige Möglichkeit zur Reibungsreduktion in tribologischen Systemen dar [2]. Allerdings ist die Konfektionierung eines Schmierstoffes komplex und geringe Änderungen der Additivierung können starke Auswirkungen auf das tribologische Verhalten im Kontakt bewirken. Daher werden Schmierstoffe in der Regel auf das entsprechende Einsatzgebiet abgestimmt [3]. Vor allem in Kombination mit geeigneten Beschichtungen der Kontaktpartner kann das Reibungs- und Verschleißverhalten in Kontakten, speziell unter hohen tribologischen Lasten, stark verbessert werden [4]. Besonders nitridische Hartstoffschichten, die mittels Physical Vapour Aus Wissenschaft und Forschung 5 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 rachwissenschaft \ ltphilologie \ Sport munikationswissenche Sprachwissenment \ Altphilologie d Kommunikations- Historische Sprach- Management \ Altstik \ Bauwesen \ tschaft \ Tourismus gie \ Kulturwissenhichte \ Anglistik \ \ BWL \ Wirtschaft Einfluss von Beschichtungen zur triboaktiven Transferschichtbildung auf die Reibung in Kettengelenken Martin Rank, Dominik Meffert, Manuel Oehler, Oliver Koch* Eingereicht: 7.9.2022 Nach Begutachtung angenommen: 22.12.2022 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. In dieser Arbeit wurde das Reibungsverhalten von Kettengelenken mit triboaktiv beschichteten Bolzen analysiert. Dafür wurde die nitridische Hartstoffbeschichtung (Cr,Al)N+Mo, hergestellt mittels PVD Verfahren, untersucht. Zur Schmierung kam ein mit Schwefel additiviertes Modelfett zum Einsatz. So sollen tribochemische Transferschichten erzeugt werden, die unter tribologischer Beanspruchung vom Kettenbolzen auf die Hülse übertragen werden. Als Referenz wurden außerdem Messungen an einem (Cr,Al)N-Schichtsystem sowie an unbeschichteten Proben durchgeführt. Als weitere Einflussgrößen wurden zudem verschiedene Normalkräfte, Gleitgeschwindigkeiten und Temperaturen betrachtet. Die Ermittlung der Reibmomente erfolgte mit dem am Lehrstuhl für Maschinenelemente, Getriebe und Tribologie (MEGT) entwickelten Kettengelenktribometer. Schlüsselwörter Ketten, Kettengetriebe, Kettengelenk, Reibung, triboaktive Transferschichten, Tribometer, Triboreaktion, Transverschichtbildung Influence of coatings for triboactive transfer layer formation on friction in chain joints In this work, the friction behavior of chain joints with triboactively coated pins was analyzed. For this purpose, the nitride hard coating (Cr,Al)N+Mo, produced by means of a PVD process, was investigated. A sulfur-added model grease was used for lubrication. This is to produce tribochemical transfer coatings that are transferred from the chain pin to the sleeve under tribological loading. As a reference, measurements were also carried out on a (Cr,Al)N coating system and on uncoated samples. Various normal forces, sliding speeds and temperatures were also considered as further influencing variables. The frictional torques were determined using the chain joint tribometer developed at the Chair of Machine Elements, Gears and Tribology (MEGT). Keywords Chain, Chain drives, chain joint, friction, triboactive transfer layer, tribometer, triboreaction, transfer layer formation Kurzfassung Abstract * Dipl.-Ing. Martin Rank (federführender Autor) Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-9366-4142 Dipl.-Ing. Dominik Meffert Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-9148-7966 Jun. Prof. Dr.-Ing. Manuel Oehler Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-8251-0896 Prof. Dr.-Ing. Oliver Koch Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-5967-0242 Technische Universität Kaiserslautern Lehrstuhl für Maschinenelemente, Getriebe und Tribologie 67663 Kaiserslautern, Gottlieb-Daimler-Str. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 5 teten Kettenbolzen auf die Hülse übertragen. Eine wissenschaftliche Untersuchung dieses Ansatzes im System Kette wurde bisher nicht durchgeführt. Daher werden im Rahmen dieses Beitrags experimentelle Untersuchungen zur Reibung im Hülsen-Bolzen-Kontakt von Rollenketten unter Verwendung einer triboaktiven (Cr,Al,Mo)N Beschichtung der Bolzen vorgestellt. Dafür werden Reibungsmessungen mit Hilfe des am Lehrstuhl für Maschinenelemente, Getriebe und Tribologie (MEGT) entwickelten Kettengelenktribometers [13] durchgeführt. Dieses bietet die Möglichkeit der Betrachtung eines einzelnen Kettengelenks und damit die Analyse der Reibung im Gelenkkontakt. 2 Methoden Konventionelle Kettenprüfstande bilden komplette Kettengetriebe ab (Bild 2). Die Prüfketten werden in der Regel elektrisch oder mechanisch verspannt. Diese Art der Experimente erfordert daher den Einsatz vollständiger Ketten sowie entsprechenden bauformabhängigen Triebbauteilen wie Kettenrädern. Für Verschleißmessungen ist häufig eine Demontage der Prüfkette erforderlich. Reibungsmessungen sind technisch schwierig, weshalb in der Regel nur Gesamtwirkungsgrade der Getriebe zur Analyse der Systemverluste genutzt werden können. Im Kettengelenktribometer hingegen werden Experimente an Einzelgelenken von Ketten durchgeführt (Bild 3). Dies ermöglicht die detaillierte Betrachtung der verschiedenen Kontakte im System Kette. Verschleiß kann in Echtzeit gemessen werden, ohne dass eine De- und Wiedermontage der Komponenten erforderlich ist. Außerdem erlaubt der Aufbau des Tribometers die Reibungsmessung im Einzelkontakt. So können Daten erhoben werden, die in einem kompletten Kettengetriebe nur schwer und in der Regel ausschließlich mittels sekundärer Messgrößen zu erfassen sind. Zudem erlaubt das Kettengelenktribometer die Einordnung der Reibungsverluste aus den Einzelkontakten in das Gesamtsystem. Aus Wissenschaft und Forschung 6 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 Deposition (PVD) Verfahren hergestellt werden, bieten sich aufgrund der geringen Schichtdicken und damit guter Form- und Maßtoleranz bei gleichzeitig hoher Härte an [5]. Diese Schichten können bereits bei Prozesstemperaturen unter 200 °C abgeschieden werden. Thermische Gefügeveränderungen im Grundkörper während des Beschichtungsprozess können so unterbunden werden. Durch die Einbettung triboaktiver Elemente wie Molybdän und gezielter Additivierung von Schmierstoffen mit Schwefel konnten in Modelversuchen mittels Stift-Scheibe-Tribometer eine signifikante Reibungsreduktion bei hohen Belastungen in tribologischen Systemen nachgewiesen werden [6]. Dies wird auf tribochemische Reaktionen zurückgeführt. Zunehmender Verschleiß sorgt dafür, dass das eingebettete Molybdän freigelegt und über längere Zeit für Reaktionen bereitgestellt wird. Durch Reibungsenergie im Kontakt und die Bereitstellung von Schwefel im Schmierstoff werden chemische Reaktionen angeregt und es kommt zu Bildung von Molybdändisulfid [7]. Auch konnte gezeigt werden, dass sowohl (Cr,Al)N-Beschichtungen wie auch triboaktive (Cr,Al,Mo)N-Beschichtungen das Verschleißverhalten von Ketten stark verbessern. Allerdings wurden bisher keine wissenschaftlichen Analysen zum Reibungsverhalten an Ketten mit diesen Schichtsystemen durchgeführt. Das günstigere Verschleißverhalten zeigt jedoch, dass der Einsatz geeigneter tribologischer Systeme auch in Kettengetrieben eine Optimierungsmöglichkeit darstellt [8]. Dort treten vor allem im Kontakt zwischen Kettenbolzen und -Hülse hohe Kontaktkräfte unter oszillierenden Relativbewegungen beim Ein- und Auslauf auf die Kettenräder sowie durch Schwingungen im Leertrum auf (Bild 1) [9]. Vor allem in den Randbereichen des Kontakts werden starke lokale Pressungsüberhöhungen beobachtet [10]. Zwischen 28 % und 45 % der gesamten Verlustleistung von Kettengetrieben sind auf den Hülsen-Bolzen-Kontakt im Kettengelenk zurückzuführen [11]. Neben Führungs- und Spannelementen wird die Verlustleistung von Kettengetrieben daher maßgeblich durch die Reibung im Kettengelenk bestimmt [12]. Eine Optimierung dieses Kontakts führt folglich zur Effizienzsteigerung von Ketten. Da sich die Beschichtung der Hülseninnenkontur jedoch als technisch-wirtschaftlich schwierig darstellt, ist ein Ansatz zur Reduktion der Reibung im Kontakt die Erzeugung einer tribochemischen Transferschicht. Diese wird unter tribologischer Beanspruchung vom beschich- Bild 1: Schematische Darstellung der Kontaktsituation im Kettengelenk Bild 2: Elektrischer Kettenverspannprüfstand des MEGT [13] TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 6 Eine gezielte Optimierung der verschiedenen Kontaktstellen wird möglich. Durch den Einsatz einzelner Gelenke reduziert sich zudem der Materialaufwand im Vergleich zu konventionellen Aggregatsversuchen an Kettengetrieben signifikant. Der Aufbau kompletter Ketten ist nicht notwendig, wodurch besonders prototypische Experimente kosten- und zeiteffizient realisiert werden können. Die Menge der zu fertigenden Komponenten reduziert sich von einigen hundert auf einzelne Kettenglieder. Dennoch werden reale Komponenten verwendet. Die Untersuchungen sind folglich deutlich praxisnäher als typische Modellversuche wie beispielsweise mittels Stift-Scheibe-Tribometer. Der modulare Aufbau erlaubt den Verbau verschiedener Kettenbaugrößen ohne einen Mehraufwand durch die Montage baugrößenspezifischer Komponenten wie Kettenräder. Die maximal montierbare Kettenteilung p, die auf dem Kettengelenktribometer untersucht werden kann, liegt bei p = 1 “. Auch bei der Belastung des Gelenks ergeben sich neue Freiheitsgerade verglichen mit klassischen Kettenprüfständen. Mithilfe von Mehrkörpersimulationen können realistische Lasten, die auf ein Gelenk während des Umlaufs im Kettengetriebe wirken, berechnet werden. Dies ermöglicht den direkten Vergleich zwischen konventionellen Kettenprüfstanden bzw. realen Getrieben und dem Kettengelenktribometer. Darüber hinaus ist aber auch die Abbildung fiktiver Lastkollektive, wie beispielsweise symmetrischer Schwenkbewegungen bei dauerhaft konstanten Zugkräften, möglich. Die Auflösung der kinematischen Randbedingungen, die vom Trieblayout und damit dem Gesamtsystem des Kettengetriebes bestimmt werden, erlaubt eine vollständig freie Definition von Lastkollektiven. Komplexe Relativbewegungen und wechselnde Belastungen, wie sie in Kettengetrieben mit mehreren Kettenrädern zu beobachten sind können, genauso wie vereinfachte Bedingungen, aufgebracht werden. Anhand parametrischer Untersuchungen verschiedener Einflussgrößen, die in kompletten Kettengetrieben nicht direkt abbildbar sind, kann ein größeres Verständnis für die tribologischen Bedingungen im Kontakt gewonnen werden. Zudem wurde der Prüf- Aus Wissenschaft und Forschung 7 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 Bild 3: Aufbau einer Drehmomentmesszelle des Kettengelenktribometers inklusive Heizgerät zur Reibmomentmessung in Kettengelenken Drehmoment M L a g e r 1 L a g e r 2 P rü fg e le n k L a g e r 3 L a g e r 4 Δ M Reib Bild 4: Schematische Darstellung der Sensorkonfiguration zur Drehmomentmessung TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 7 Dadurch stellen sich zwischen den Umkehrpunkten der Schwenkbewegung konstante Gleitgeschwindigkeiten im Gelenk ein. Zudem wird eine konstante Zugkraft aufgebracht, um eine definierte Berechnung des Reibwerts zu gewährleisten. Anhand des gemessenen Reibmomentes M reib , der Normalkraft F N und dem Bolzenradius r berechnet sich der Reibkoeffizient μ: (I) Der oszillierende Schwenkwinkel führt zu einer Richtungsumkehr des Reibmomentes. Dabei bildet sich bei jedem Abwinkelvorgang über dessen Dauer t Gleit ein Plateau des Reibmomentes aus (Bild 6). Dieses baut sich zu Beginn des Abwinkelvorgangs auf und konvergiert gegen einen quasi-konstanten Wert, der nach etwa der halben Schwenkbewegung erreicht wird. Eine Auswertung des Reibkoeffizienten über die zweite Hälfte einer Schwenkbewegung bietet sich daher an. Die Auswertung der gesamten Messstrecke über die einzelnen Zeitsegmente t i bietet die Möglichkeit der statistischen Ab- Aus Wissenschaft und Forschung 8 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 aufbau um eine Heizapparatur erweitert, die eine Erwärmung des Kettengelenks im Trockenlauf, aber auch unter Fett- oder Feststoffschmierung auf bis zu 90 °C ermöglicht. Der Aufbau des Kettengelenktribometers erlaubt die unmittelbare Messung des am Kettengelenk abfallenden Reibmomentes. Die direkte Messung des Reibmoments führt dazu, dass sonstige Systemverluste, wie sie z.B. aus der Lagerreibung resultieren, vollständig kompensiert werden. Das Drehmoment wird mit Messwellen, die sich zwischen den Lagern und dem Kettengelenk befinden, erfasst (Bild 4). Die Differenz der gemessen Drehmomente beider Sensoren entspricht dem im Kettengelenk abfallenden Reibmoment. Der Abwinkelvorgang im Kettengelenk beim Auf- und Ablauf auf die Kettenräder ist ein dynamischer Prozess. Die Gleitgeschwindigkeiten sind daher nicht konstant. Um die Reibung im Kettengelenk dennoch zu bewerten, wird ein vereinfachtes Lastkollektiv angewendet. Als Schwenkwinkel α wird ein Dreieckverlauf vorgegeben (Bild 5). Bild 6: Auswertungsbereich der Reibungsmessung Bild 5: Zeitlicher Verlauf von Schwenkwinkel und Reibkoeffizient bei Reibungsmessung bildung der Gelenkreibung. Zur Ermittlung der Gelenkreibung erfolgt zunächst eine Abschnittsweite Berechnung der Reibkoeffizienten: (II) Um die Richtungsabhängigkeit des Reibmomentes zu eliminieren, wird der mittlere Reibkoeffizient über die Beträge der Reibung in den Segmenten berechnet: (III) Alle Messungen wurden mit einer Dauer von t = 30 s durchgeführt. Abhängig von der betrachteten Schwenkfrequenz entspricht dies 15 bis 45 Dreieckszyklen. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 8 3 Versuchsdurchführung Die Reibungsanalysen werden an drei Bolzenvarianten durchgeführt. Alle Bolzen stammen aus der gleichen Fertigungscharge. Das Grundmaterial der Bolzen ist ein gehärter und angelassener Stahl des Typs 58CrV4 (1.8161). Die Bolzen, die zur Beschichtung bestimmt sind, durchlaufen zusätzlichen einen Gleitschleifprozess für eine Optimierung der Verbundhaftung der Beschichtung. Bei den eingesetzten Beschichtungen handelt es sich um die nidtrische Hartstoffschicht (Cr,Al)N sowie eine um Molybdän ergänzte Variante dieser ((Cr,Al,Mo)N). Bei den Prüfgelenken handelt es sich um Kettenbauteile der Bauform 10-B1 nach DIN ISO 606 [14] mit einer Teilung von p = 15,875 mm bzw. 5/ 8 “. Bei allen Versuchen wird ein Modelfett der NLGI-Klasse 1 nach DIN 51818 [15] auf teilsynthetischer Ölbasis mit einem organischen Verdicker zur Schmierung verwendet. Um tribochemische Reaktionen zu begünstigen, wurde neben Antioxidantien, Extreme Pressure und Anti-Wear Additiven zusätzlich gezielt Schwefel beigefügt. Die Reibungsmessung erfolgte, wie in Tabelle 1 beschrieben, unter Variation der Gleitgeschwindigkeit, Zugkraft und Temperatur. Außerdem wurde untersucht, ob sich Einlaufvorgänge auf die Reibung in den Gelenken auswirken. Dafür wurde ein Teil der Proben für 24 h mit einem Lastkollektiv, das einem simulierten Kettengetriebe entspricht, auf einen eingelaufenen Zustand konditioniert (Bild 7). Das Trieblayout, dass der Berechnung des Lastkollektives zugrunde liegt, entspricht einem 10 B-1 Kettengetriebe mit Zähnezahlen von 17 am Antrieb und 45 am Abtrieb. Die Antriebsdrehzahl beträgt 500 1/ min bei einem Bremsmoment von 40 Nm. Für jede Parameterkonfiguration wurden drei Einzelversuche durchgeführt. 4 Versuchsergebnisse und Diskussion Bei Untersuchungen an Kettenelementen sind häufig signifikante Messabweichungen, die maßgeblich durch fertigungsbedingte Toleranzen bedingt werden, zu beobachten [16]. So sind auch im Rahmen der hier durchgeführten Messungen gewisse Streuungen festzustellen. Der Direktvergleich der drei Einzelmessungen zeigt jedoch, dass die Wiederholgenauigkeit der Messungen hoch ist (Bild 8). Steigende Zugkräfte führen zu geringeren Reibkoeffizienten und einer höheren Reproduzierbarkeit der Einzelversuche. Der Vergleich der verschiedenen Beschichtungszustände zeigt eine signifikante Reibungsreduktion Aus Wissenschaft und Forschung 9 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 Bild 8: Aus Einzelversuchen ermittelte Reibkoeffizienten bei verschiedenen Zugkräften (Gelenknummer: ID1, ID2 und ID3 - Unbeschichtete Bolzen, Neuzustand, Versuchstemperatur: 70 °C, Schwenkfrequenz: 0,5 Hz) Bild 7: Verschleißlängung nach L ENAUER [17] über Zeit eines 10-B1 Kettengelenks unter Verwendung eines (Cr,Al,Mo)N-beschichteten Bolzens und einem mit Schwefel additiviertem Grundfett, belastet mit einem Lastkollektiv gemäß eines simulierten Getriebes mit Zähnezahlen 17 und 45 bei einer Antriebsdrehzahl von 500 1/ min und einem Bremsmoment von 40 Nm Parameter Beschichtung Unbeschichtet; (Cr,Al)N; (Cr,Al,Mo)N Amplitude ±10 ° Frequenz 0,5 Hz; 1 Hz; 1,5 Hz Kontaktgeschwindigkeit 0,27 mm/ s; 0,55 mm/ s; 0,83 mm/ s Zugkraft 200 N; 400 N; 600 N; 800 N; 1000 N Temperatur ~21 °C; 35 °C; 70 °C; 90 °C Probenzustand Neu; Eingelaufen Tabelle 1: Versuchsparameter Reibungsmessung TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 9 der Kontaktgeschwindigkeit auf die Reibung zu beobachten (Bild 10). Bei allen Varianten führen höhere Schwenkfrequenzen und somit höhere Kontaktgeschwindigkeiten zu niedrigeren Reibkoeffizienten. Abgesehen von den unterschiedlichen Reibungsniveaus weisen alle Beschichtungen dieselbe Charakteristik innerhalb der Versuchsreihen auf. Die Reibwertdifferenzen zwischen den verschiedenen Geschwindigkeiten verhalten sich normalkraftunabhängig. Außerdem bewegen sich die Standardabweichungen innerhalb der Versuchsreihen in denselben Größenordnungen. Die Schwenkfrequenz hat folglich keinen Einfluss auf die Stabilität der Messung. Temperaturerhöhungen im Prüfgelenk führen ebenfalls zu einer geringen Reduktion der Reibung (Bild 11). Diese ist jedoch nicht signifikant. Lediglich bei den unbeschichteten Bolzen bewirkt eine Temperaturerhöhung von 35 °C auf 70 °C eine erkennbare Reibungsreduktion. Bei den beiden Versuchsreihen mit beschichteten Bolzen ist dieser Effekt deutlich schwächer ausgeprägt. Die Standardabweichungen innerhalb der einzelnen Versuchsreihen übersteigen die Differenz der Reibkoeffizienten bei verschiedenen Temperaturen. Signifikante Änderungen des Reibungsverhalten sind durch Einlaufvorgänge zu beobachten (Bild 12). Alle Beschichtungsvarianten zeigen einen Reibungsanstieg nach der in Kapitel 3 beschriebenen Konditionierung. Die Paarung mit der (Cr,Al)N Referenzbeschichtung der Bolzen weist allerdings ein wesentlich stabileres Verhalten als die beiden anderen Varianten auf. Bei diesen ist nur ein minimaler Reibungsanstieg zu beobachten. Bei den unbeschichteten und den mit (Cr,Al,Mo)N beschichteten Bolzen steigen die Reibwerte vor allem bei niedrigen Zugkräften und Schwenkfrequenzen deutlich an. Bei hohen Lasten scheinen sich die Reibwerte beim Aus Wissenschaft und Forschung 10 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 bei den Versuchen mit beschichteten Bolzen (Bild 9). Vor allem bei niedrigen Normalkräften liegt die Reibung der (Cr,Al,)N-Referenzbeschichtung bis zu 25 % unterhalb der Reibung im unbeschichteten Kettengelenk. Mit Einsatz der (Cr,Al,Mo)N Beschichtung stellt sich sogar eine Reduktion von bis zu 35 % ein. Mit steigender Normalkraft nimmt die Reibung in den unbeschichteten Gelenken stark ab, sodass diese bei 1000 N geringer ausfällt als bei den beiden beschichteten Varianten. Bei den beiden Versuchsreihen mit beschichteten Bolzen stellt sich eine vergleichbare Charakteristik ein. Die Reibungsunterschiede zwischen den beiden Varianten scheinen sich konstant über den gesamten untersuchten Normalkraftbereich zu verhalten. Bis 800 N ist eine Abnahme der Reibkoeffizienten zu beobachten, die für höhere Normalkräfte wieder ansteigen. Auch ist ein Einfluss Bild 9: Reibkoeffizienten der verschiedenen Beschichtungen bei zunehmender Normalkraft (Proben im Neuzustand, Versuchstemperatur: ~ 21 °C, Schwenkfrequenz: 0,5 Hz) 0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 Reibkoeffizient μ 0,5 Hz 1,0 Hz 1,5 Hz Normalkraft F / N a) b) c) z 2 5 3 Bild 10: Reibkoeffizienten bei verschiedenen Schwenkfrequenzen und zunehmender Normalkraft der Gelenke mit Bolzen a) ohne Beschichtung, b) (Cr,Al)N Referenzbeschichtung und c) (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung (Proben im Neuzustand, Versuchstemperatur: ~ 21 °C) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 10 Einlauf den Werten im Neuzustand jedoch leicht anzunähren. Die niedrigsten Reibwerte nach dem Einlauf werden bei den Referenzbeschichtungen beobachtet. Der starke Reibungsanstieg bei den Gelenken mit (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung könnte auf eine eher geringe Verschleißfestigkeit der Beschichtung zurückzuführen sein. Das Reibungsverhalten scheint sich dem der unbeschichteten Gelenke anzugleichen. Möglicherweise beinflusst Verschleiß die tribologischen Eigenschaften des Kontaktes negativ. Auch könnte ein Additivverbrauch des Schmierstoffs negative Einflüsse auf die Reibung bewirken. Durch tribochemische Reaktion von Aus Wissenschaft und Forschung 11 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0039 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 Reibkoeffizient μ Normalkraft F / N 21 °C 35 °C 70 °C 90 °C 0 a) b) c) Bild 11: Reibkoeffizienten bei verschiedenen Versuchstemperaturen und zunehmender Normalkraft der Gelenke mit Bolzen a) ohne Beschichtung, b) (Cr,Al)N-Referenzbeschichtung und c) (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung (Proben im Neuzustand, Schwenkfrequenz: 1,5Hz) Bild 12: Vergleich der Reibkoeffizienten von eingelaufenen und neuwertigen Proben bei verschiedenen Schwenkfrequenzen und Normalkräften der Gelenke mit Bolzen a) ohne Beschichtung, b) (Cr,Al)N-Referenzbeschichtung und c) (Cr,Al,Mo)N Beschichtung (Versuchstemperatur: ~ 21 °C) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 11 Literatur [1] K. Holmberg, R. Siilasto, T. Laitinen, P. Andersson und A. Jäsberg, „Global energy consumption due to friction in paper machines,“ Tribology International, Bd. 62, p. 58- 77, 2013. [2] R. I. 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Um fundierte Aussagen über mögliche Verschleißeinflüsse treffen zu können, sind weitere chemische Analysen und Untersuchungen der Oberflächeneigenschaften der Kontaktpartner notwendig. 5 Zusammenfassung In diesem Beitrag wurden die Einflüsse der triboaktiven (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung in Wechselwirkung mit einem mit Schwefel additivierten Modelfett auf die Reibung in Kettengelnken untersucht. Es wurde eine Messmethodik vorgestellt, mit der Reibwerte, trotz hoher Bauteiltoleranzen, stabil ermittelt werden. Es wurde gezeigt, dass sich sowohl eine (Cr,Al)Nals auch die (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung der Bolzen positiv auf die Reibung im Kettengelenk auswirkt. Die niedrigsten Reibwerte werden bei den Proben mit (Cr,Al,Mo)N- Beschichtungen im Neuzustand beobachtet. Die Referenzbeschichtung weist jedoch nach dem Einlauf eine stabileres Reibungsverhalten als die (Cr,Al,Mo)N-Beschichtung und die unbeschichtete Paarung auf. Dies könnte ein Indiz für eine höhere Verschleißbeständigkeit des Gelenks mit Referenzbeschichtung sein. Zur Bestätigung dieser These sind jedoch weitere Untersuchungen notwendig. Bei allen Varianten führen höhere Normallasten zu einer Reduktion der Reibung. Allerdings steigt die Gelenkreibung bei den beiden beschichteten Paarungen ab 800 N wieder leicht an. Im Rahmen der gemessenen Grenzen bewirken höhere Gleitgeschwindigkeiten eine Reibungsreduktion bei allen drei Gelenkvarianten. Auch eine Temperaturerhöhung führt, vor allem im unbeschichteten Kontakt, zu leicht abfallenden Reibwerten. Die beobachteten Temperatureinflüsse weisen jedoch keine signifikante Ausprägung auf. Danksagung Die Autoren danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die Förderung im Rahmen des Projekts „Analyse der Transferschichtbildung in initialgeschmierten, beschichteten Antriebsketten“ (SA 898/ 31-1). Zudem bedanken sich die Autoren bei der Firma Fuchs Lubricants Germany für die Herstellung des verwendeten Schmierstoffs sowie bei der Firma Wippermann jr. GmbH für die Bereitstellung der Ketten. Weiterer Dank gilt dem Lehrstuhl und Institut für Oberflächentechnik im Maschinenbau (IOT) der RWTH Aachen für die Beschichtung der Prüfkörper. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 12 Aus Wissenschaft und Forschung 13 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Eine Zeitschrift des Verband Schmierstoff-Industrie e. V. SCHMIERSTOFF SCHMIERUNG www.sus.expert Hier können Sie die Zeitschrift kostenlos abonnieren. E R S C H E I N T V I E R M A L I M J A H R TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 13 versorgt. Die einzelnen Aktoren des Systems werden in diesem Fall über Ventile gesteuert. Diese Systeme sind gut erprobt und Erlauben das Erreichen hoher Dynamiken und Kraftdichten, jedoch weisen sie prinzipbedingt vergleichsweise schlechte Wirkungsgrade auf. Diese entstehen vor allem durch Drosselverluste an den Ventilen, sowie aufgrund der Notwendigkeit an den jeweiligen Aktoren den hohen Systemdruck auf den aktuell benötigten Arbeitsdruck abzudrosseln. / Sch18/ / Fin15/ Systemische Ansätze, wie die in Baumaschinen verbreiteten Load-Sensing Systeme und Mehrdrucksysteme erlauben Aus Wissenschaft und Forschung 14 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 Einleitung Konventionelle Hydrauliksysteme sind typischerweise zentralisierte Systeme bei denen eine Hauptpumpe ein größeres hydraulisches System mit konstantem Druck Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Verschleißverhaltens des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts Amos Merkel, Felix Schlegel, Katharina Schmitz* Eingereicht: 6.9.2022 Nach Begutachtung angenommen: 10.1.2023 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. In Axialkolbenpumpen kommen hydrostatisch teilentlastete Kontakte zum Einsatz. Der Einsatz dieser Pumpen im drehzahlvariablen Betrieb hat sich hinsichtlich der Robustheit als sehr herausfordernd erwiesen. Besonders betroffen ist hierbei der Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakt, über den die Kolbenlasten abgestützt werden. Die hierbei auftretenden Verschleißvorgänge und treibenden Effekte sind im aktuellen Stand der Forschung noch nicht aufgearbeitet. Im Rahmen dieser Veröffentlichung soll daher ein Modellversuch vorgestellt werden, der die gezielte Untersuchung des Verschleißverhaltens des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts unter kontrollierten und reproduzierbaren Bedingungen erlaubt. Ziele des Modellversuchs sind zum einen die rein empirische Untersuchung der Wechselwirkungen im drehzahlvariablen Betrieb und zum anderen die Validierung simulativer Betrachtungen. Schlüsselwörter Verschleiß, drehzahlvariabel, Gleitschuh, Axialkolbenmaschine, Hydraulik, Prüfstand Model test for the experimental investigation of the wear behavior of the sliding shoe-slanted disk contact In axial piston pumps, hydrostatically partially balanced contacts are predominantly used. The use of these pumps in variable-speed configurations, such as in electro-hydrostatic axes, has proven to be very challenging in terms of robustness. Particularly affected here is the slipper-swashplate contact, via which the piston loads are supported. The wear processes and driving effects occurring here have not yet been sufficiently addressed in the current state of research. Within the scope of this publication, a model experiment is therefore to be presented which allows the targeted investigation of the wear behaviour of the slipper-swashplate contact under controlled and reproducible conditions. The objectives of the model experiment are, on the one hand, the empirical investigation of the interactions in variable-speed operation and, on the other hand, the validation of simulative considerations. Keywords wear, variable-speed, slipper, axial piston pump, hydraulic, test rig Kurzfassung Abstract * Amos Merkel Felix Schlegel Univ.-Prof. Dr.-Ing. Katharina Schmitz RWTH Aachen University, Institut für fluidtechnische Antriebe und Systeme (ifas), Campus-Boulevard 30, 52074 Aachen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 14 hier zwar signifikante Verbesserungen, können jedoch konzeptionell nicht die Wirkungsgrade vergleichbarer mechanischer oder elektrischer Systeme erreichen / Vuk16/ . In einer alternativen Systemarchitektur wird das zentralisierte Hydrauliksystem komplett durch verteilte Antriebe ersetzt. Hierbei erhält jeder hydraulische Aktor eine eigene Volumenstromversorgung über eine verstellbare Motor-Pumpeneinheit, die immer exakt den Volumenstrom liefert die für die jeweilige Aktoraktion erforderlich ist. Diese Konfiguration wird üblicherweise als elektro-hydrostatischer Antrieb (EHA) bezeichnet. Diese Systemarchitektur bietet gegenüber dem konventionellen zentralisierten System mehrere Vorteile. Zunächst können signifikante Wirkungsgradsteigerungen erreicht werden, da nahezu alle Drosselverluste entfallen und volle Rekuperation möglich wird. Da Hydrauliksysteme häufig in Anwendungen mit hohen bis sehr hohen Energieströmen eingesetzt werden, können so sehr große Energiemengen eingespart werden. Gerade vor dem Hintergrund der Elektrifizierung von beispielsweise Baumaschinen und Flugzeugen schlägt sich dies direkt in erhöhten Batterielaufzeiten nieder. Neben den Effizienzsteigerungen, ermöglicht die dezentrale Systemarchitektur eine wesentlich vereinfachte Wartung und Handhabung durch die Maschinenhersteller und Endnutzer, da bei Wartungsarbeiten eines dezentralen Aktors dieser modular getauscht werden kann, ohne dabei das Gesamtsystem zu beeinflussen. / Hel16/ / Mar11/ / Gai16/ Einem flächendeckenden Einsatz der EHA Systeme steht bisher neben hohen initialen Investitionskosten anwendungsabhängig auch Limitierungen in der Robustheit gegenüber. Besonders betroffen sind die Pumpen im drehzahlvariablen Betrieb. / Cha19a/ / Röb20/ Für die Erklärung ist zunächst ein Grundverständnis für deren Funktionsweise erforderlich. Bild 1 zeigt den grundlegenden Aufbau einer Axialkolbenpumpe. In einer rotierenden Kolbentrommel laufen Kolben, die sich über den sogenannten Gleitschuhkontakt an einer stillstehenden Schrägscheibe abstützten. Über den Schrägungswinkel vollführen die Kolben eine Pumpbewegung in der Kolbentrommel. Auf der Rückseite der Kolbentrommel befindet sich die Steuerscheibe, an der die Umsteuerung zwischen Hoch- und Niederdruck erfolgt. Die Drucklasten werden dabei trommelseitig über die Steuerscheibe, kolbenseitig über die Gleitschuhe an der Schrägscheibe abgestützt. Bei diesen Kontakten handelt es sich somit um hochbelastete Gleitkontakte. Bild 2 zeigt exemplarisch den Gleitschuhkontakt. Um nicht die volle Drucklast über einen Festkörperkontakt zu stützen, sind in den Gleitschuhen Drucktaschen vorgesehen. Diese Drucktaschen werden über eine Drosselbohrung aus dem Kolbendruck gespeist. Der so aufgeprägte Taschendruck kompensiert einen Großteil der Anpresskräfte des Kolbens. Zusätzlich zu diesem statischen Traganteil entsteht durch eine Anstellung der Gleitschuhe bei Rotation ein dynamisches Druckprofil, das den Gleitschuhkontakt weiter entlastet. In Summe kann so eine vollständige Entlastung erzielt werden und der Kontakt kann theoretisch verschleißfrei laufen. Ähnlich dem Schrägscheibe-Gleitschuhkontakt ist auch der Kolbentrommel-Steuerspiegelkontakt entlastet. / Man13/ / Iva01/ / Weg21/ Die Abstimmung der Kompensation ist aufgrund der wirkenden dynamischen Druck- und Trägheitskräfte stark arbeitspunktabhängig. In herkömmlichen Zentralsystemen wird die Pumpe in aller Regel bei konstanter Drehzahl von typischerweise ca. 1500 oder 3000 U/ min Aus Wissenschaft und Forschung 15 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 Bild 2: Lasten am Gleitschuh-Schrägscheibenkontakt Bild 1: Grundaufbau einer Axialkolbenpumpe TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 15 matik und -geometrie ausreichend genau abgebildet werden um die Einflüsse des drehzahlvariablen Betriebs auch entsprechend abbilden zu können. Prüfstand - Konstruktion Experimentelle Untersuchungen des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts sind bereits mehrfach für verschiedene Zwecke durchgeführt worden. Ein aktueller Überblick über verschiedene Testaufbauten und Experimente findet sich in / Cha19b/ . Es kann zwischen vier grundlegenden Prüfstandskinematiken unterschieden werden. Bild 3 zeigt die möglichen Konfigurationen. Bild 3 (a) stellt hierbei die höchste Abstraktionsstufe dar. Hier wird der rein stationäre Zustand untersucht. Geeignet ist ein solcher Versuchsaufbau für die Untersuchung des stationären Druckfeldes und der wirkenden stationären Lasten. Bild 3 (d) entspricht der korrekten Pumpenkinematik mit rotierender Kolbentrommel und Hubfunktion über eine stillstehende Schrägscheibe. Dieser Aufbau beschreibt am exaktesten die realen Vorgänge in der Pumpe. Die umlaufende Trommel sowie die asymmetrischen Lasten aufgrund der Schrägscheibe erschweren jedoch die messtechnische Erfassung sowie die Anforderungen an den Prüfstandsaufbau massiv. Bild 3 (b) und (c) stellen entsprechende Zwischenstufen mit inverser Pumpenkinematik dar. Hierbei steht die Trommel still und die Laufscheibe rotiert. Dies ermöglicht eine einfacher realisierbare messtechnische Betrachtung auf Kosten der Abbildungsgenauigkeit der Bedingungen in der realen Pumpe. Für die gesetzte Zielstellung kommt Kinematik (a) aufgrund nicht vorhandener Relativbewegungen nicht in Frage, hiermit kann kein drehzahlvariabler Betrieb dargestellt werden. Die Kinematiken (b) - (d) kommen grundsätzlich für die Untersuchung von drehzahlvariablem Betrieb in Frage. Mit zunehmender Komplexität der Kinematik wird sowohl die messtechnische Erfassung sowie die Widerholbarkeit und Definierbarkeit der Betriebszustände herausfordernder. Speziell Kinematik (d) Aus Wissenschaft und Forschung 16 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 betrieben. Die Optimierung typischer Axialkolbenpumpen erfolgt folgerichtig auf genau diesen Drehzahlbereich / Man13/ / Iva01/ . Im drehzahlvariablen Betrieb hat sich diese Abstimmung jedoch als nicht ausreichend erwiesen, sodass hier ein lebensdauerlimitierender Verschleiß auftreten kann. / Cha19a/ / Röb20/ Gut untersucht sind die Verschleißeffekte im Langsamlauf. Hier kann noch kein dynamisches Druckprofil aufgebaut werden und die Gleitkontakte befindet sich noch im Mischreibungsgebiet. Entsprechend tritt auch verstärkter Verschleiß auf. / Ach18/ Dieser Effekt allein kann jedoch die Verschleißeffekte im drehzahlvariablen Betrieb nicht vollständig erklären / Röb20/ . Eine Untersuchung der verschleißtreibenden Effekte im drehzahlvariablen Betrieb wurde bisher noch nicht abschließend durchgeführt. Prüfstand - Motivation und Anforderungen Genau hier setzt die vorliegende Forschungsarbeit an. Die vorliegende Veröffentlichung stellt einen Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Gleitschuhkontakts im drehzahlvariablen Betrieb vor. Ziel der Untersuchungen ist der Nachweis und die Erklärung der Verschleißeffekte im drehzahlvariablen Betrieb, sowie die experimentelle Validierung theoretischer Berechnungen. Die Untersuchungen werden an Kolben-Gleitschuh Baugruppen einer realen EHA Pumpe durchgeführt. Bei der Pumpe handelt es sich um eine, aus Downsizing Gründen, Hochdrehzahl optimierte Axialkolbenpumpe für Luftfahrt-EHAs. Ziel der Versuchsauslegung ist ein möglichst großes Spektrum der Betriebsbedingungen der Originalpumpe auch im Modellversuch abbilden zu können. Für die Erklärung der Verschleißeffekte sowie Validierung theoretischer Berechnungen ist weiter eine umfassende messtechnische Erfassung mit guter Wiederholbarkeit erforderlich. Gleichzeitig muss die Kontaktkine- Bild 3: Arten von Gleitschuhprüfständen nach Chao et al. / Cha19b/ TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 16 würde aufgrund der rotierenden Trommel und Gleitschuhe nur die Erfassung sehr weniger Messgrößen im Betrieb erlauben und wird daher für die vorliegende Messaufgabe als ungeeignet betrachtet. Um eine möglichst gute messtechnische Beobachtbarkeit sowie zuverlässige Wiederholbarkeit gewährleisten zu können wird daher Kinematik (b) gewählt. Bild 4 zeigt das Konzept des Prüfaufbaus. Drei Kolben mit Gleitschuhen sitzen in einem Träger und werden von einer Pumpe mit Konstantdruck versorgt. Durch die Verwendung von drei Kolben kann eine gleichmäßige, ausbalancierte Krafteinleitung sichergestellt werden. Außerdem können so Reibmoment und Leckage von drei Gleitschuhen summiert gemessen werden, was die Absolutwerte in messtechnisch besser erfassbare Größen hebt. Das Ölbad ist aktiv temperiert, und die Drehzahl frei regelbar. Der komplette Versuchsaufbau wurde als Adaption eines bestehenden Scheibe-Scheibe Tribometers entwickelt. Der Prüfstand erlaubt die kontinuierliche Messung von Reibmoment, Leckagevolumenstrom, Druck und Temperatur, sowie die Ermittlung von volumetrischen und gravimetrischem Verschleiß nach den jeweiligen Messungen. Die Messung des Leckagevolumenstroms erlaubt dabei Rückschlüsse auf die mittlere Schmierfilmdicke im Betrieb. Um die Leckage über die Gleitschuhe messen zu können, werden die Kolben-Buchse Kontakte im Unterschied zu einer realen Pumpe mit O-Ringen gedichtet. Aufgrund des fehlenden Kolbenhubs kann davon ausgegangen werden, dass die Dichtungsreibung einen vernachlässigbaren Einfluss darstellt. Hierbei kann aufgrund von schwer messbarer Leckage über das Kugelgelenk zwischen Gleitschuh und Kolben ein geringer Messfehler nicht ausgeschlossen werden. Dieser äußert sich als Offset gegenüber theoretischen Berechnungen in den Messdaten. Die Leckage über das Kugelgelenk ist jedoch typischerweise um Größenordnungen kleiner als die Leckage am Gleitschuh / Ber12/ und hat somit einen vernachlässigbaren Einfluss. Die Reibmomentmessung erfordert eine Lagerung des Prüfaufbaus möglichst ohne Momentnebenschlüsse. Die mechanische Lagerung ist in Bild 5 dargestellt. Schubstangen mit Kugelgelenken positionieren den Prüfaufbau momentfrei. Eine seitliche große Stützlänge unterdrückt dabei Schwingungen in Längsrichtung. Der Kraftsensor nimmt das volle Moment auf. Um Momentnebenschlüsse über die Druckversorgung zu minimieren, wurde im Prüfaufbau eine eigene Motor-Pumpeneinheit samt Volumenstromsensor integriert, die bei niedrigem bis mittleren Volumenstrombedarf die Ver- Aus Wissenschaft und Forschung 17 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 Bild 4: Prüfstandskonzept Bild 5: Lagerung des Prüfaufbaus TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 17 schiebung des Punktes minimaler Reibmomente mit zunehmender Belastung. Der rechte Graph in Bild 6 zeigt die gemessenen Leckagevolumenströme in Abhängigkeit von Druck und Drehzahl. Da trotz aktiver Temperierung während der Kennfeldversuche die Öltemperatur nicht perfekt konstant gehalten werden kann, sind die Daten anhand des bekannten Viskositäts-Temperaturverhaltens analytisch temperaturkompensiert auf 40 °C. Erkennbar ist ein generell nichtlineares Verhalten. Tendenziell steigt zu hohen Drücken die Leckage. Gleichzeitig wird die Drehzahlabhängigkeit der Leckageraten mit zunehmenden Drücken geringer. Im Hochdruckbereich dominieren demnach druckabhängige Leckagen. Im Niederdruckbereich ist hingegen eine ausgeprägte Drehzahlabhängigkeit zu erkennen. Gerade bei hohen Drehzahlen treten hier die größten Leckagen auf. Eine Ausnahme von diesem generellen Verhalten bildet der extreme Niederdrehzahlbereich unter 200 U/ min. Hier ist im Bereich mittlerer Drücke von ca. 60 - 110 bar ein lokales Maximum der Leckagen zu erkennen. Dieses ist auf einen, in den Zeitverläufen gut erkennbaren, instabilen Betriebspunkt zurückzuführen. Besonders in den Leckagevolumenströmen äußert sich dies in einer kontinuierlichen Schwingung. Die Vermessung von Kennfeldern erlaubt es, das allgemeine Kontaktverhalten zu charakterisieren und anhand dessen Berechnungen zu validieren und kritische Betriebspunkte zu identifizieren. Bezogen auf die Leckagemessung sind beispielsweise Betriebspunkte mit sehr niedrigen Leckagen Hinweise auf kleine Spaltweiten und somit hohem Festkörpertraganteil, während instationäre Betriebspunkte aufgrund der kontinuierlichen Bewegung des Gleitschuhs ebenfalls auf einen zeitlich gemittelt hohen Festkörperkontaktanteil schließen lassen. Aus Wissenschaft und Forschung 18 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 sorgung decken kann und so eine präzise Momentmessung erlaubt. Für den stabilen Betrieb des Prüfstandes ist es wünschenswert die Drehzahlen möglichst niedrig zu halten. Um trotzdem bei zu der realen Pumpe vergleichbaren Reibgeschwindigkeiten messen zu können, muss dafür der Reibradius im Prüfstand gegenüber der Pumpe entsprechend vergrößert werden. Weiter können so die resultierenden Reibmomente erhöht und entsprechend messtechnisch präziser erfasst werden. Im Prüfstand wurde der Reibradius der Gleitschuhe daher zu 55 mm gewählt. Messung des allgemeinen Verschleißverhaltens Der vorgestellte Prüfstand erlaubt eine Vielzahl experimenteller Untersuchungen. Vorgesehen sind die allgemeine Charakterisierung anhand von Kennfeldversuchen, Einlaufversuche, die es erlauben den Einlaufverschleiß in bestimmten Betriebspunkten zu charakterisieren, sowie Dauerversuche, die den Einfluss regelmäßiger Betriebspunktwechsel identifizieren sollen. Das allgemeine Kontaktverhalten kann gut in Form von Kennfeldern untersucht werden. Dabei wird jeweils das stationäre Verhalten in konkreten Arbeitspunkten ermittelt. Anhand der zeitlichen Schwankung der Messgrößen sind dabei auch instabile Betriebspunkte gut ermittelbar. Bild 6 zeigt exemplarisch die Ergebnisse einer solchen Kennfeldmessung. Der linke Graph in Bild 6 stellt die gemessenen Reibmomentverläufe dar. Gut erkennbar ist das generelle Verhalten in Form von Stribeck-Kurven, sowie die Ver- Bild 6: Kennfeldmessungen von Reibmoment (links) und Leckagevolumenstrom (rechts), temperaturkompensiert auf 40 °C TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 18 Das Verschleißverhalten ist anhand zweier Methodiken messbar. Die Vermessung des gravimetrischen Verschleißes erlaubt die Quantifizierung des absoluten Verschleißbetrags. Hiermit lassen sich sehr gut der in Bild 7 links gezeigte Einlaufverschleiß vermessen. Nach einem initialen Einlaufverschleiß bis etwa 0,5 kJ Reibarbeit verläuft der weitere Verschleiß kontinuierlich. Für den linearen kontinuierlichen Verschleißbereich lässt sich so der Verschleiß quantifizieren, bspw. nach Archard oder Fleischer. / Arc53/ / Fle72/ / Kön20/ Anhand von optischen Profilometermessungen lässt sich zusätzlich der volumetrische Verschleiß lokalisieren. Bild 7 zeigt rechts eine entsprechende Messung. Hier wurde überwiegend Material im Bereich der äußeren Stützstege abgetragen (dunkelblau) während im Bereich des Dichtstegs außer einiger größerer Kratzer kaum Materialabtrag erkennbar ist (grün). Die genauen Zusammenhänge unter welchen Bedingungen, wie und wo Verschleiß stattfindet, werden Gegenstand zukünftiger Untersuchungen sein. Messung des Verschleißes im drehzahlvariablen Betrieb Motivation des vorgestellten Prüfstands ist die Untersuchung des Verschleißverhaltens im drehzahlvariablen Betrieb. In einer initialen Untersuchung wurden dafür die oben beschriebenen Einlaufversuche mit dem gleichen Kontakt mehrfach in unterschiedlichen aufeinanderfolgenden Betriebspunkten wiederholt. So kann zum einen gezeigt werden, inwieweit nach einem Einlaufen in einem Betriebspunkt es zu erneutem Einlaufen nach einem Betriebspunktwechsel kommt. Des Weiteren kann anhand des sich einstellenden linearen Verschleißes ein eventueller Einfluss der Belastungshistorie nachgewiesen werden. Bild 8 zeigt die Messergebnisse einer solchen Versuchsreihe für drei Gleitschuhe. Während die drei Gleitschuhe quantitativ leicht variierenden absoluten Verschleiß aufweisen, ist in den qualitativen Verläufen klar ein erneutes Einlaufen nach jedem Betriebspunktwechsel erkennbar. Aus Wissenschaft und Forschung 19 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 Bild 7: Gravimetrischer - (rechts) und volumetrischer Verschleiß (links) eines Gleitschuhs bei 150 bar und 1000 U/ min Bild 8: Gravimetrischer Verschleiß bei Betriebspunktwechseln TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 19 / Arc53/ Archard, JF. Contact and Rubbing of flat Surfaces Journal of Applied Physics, Vol. 24, No. 8, 1953 / Ber12/ Bergada, J.M., Kumar, S., Davies, D.L., Watton, J. 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Fluid Power Pumps and Motors: Analysis, Design and Control McGraw Hill Professional, 2013, ISBN: 9780071812214 / Mar11/ Mare, J.C. Combining Hydraulics and Electrics for Innovation and Performance Improvement in Aerospace Actuation In Proceedings of the 12th Scandinavian International Conference on Fluid Power, Tampere, 2011 / Röb20/ Röben, T., Viennet, E., Wider, H. Robustness of the LIEBHERR-AEROSPACE EHA Technology for Future Flight Control Application In Proceedings of 12th International Fluid Power Conference IFK20, Dresden, 2020, Seiten: 233-241 / Sch18/ Schmitz, K., Murrenhoff, H. Grundlagen der Fluidtechnik Teil 1: Hydraulik Shaker Verlag, Aachen, 2018, ISBN: 978-3-8440-6246-5 / Vuk16/ Vukovic, M., Leifeld, R., Murrenhoff, H. STEAM - a hydraulic hybrid architecture for excavators In Proceedings of: 10th International Fluid Power Conference IFK16, Dresden, 2016. Seiten: 151-162 / Weg21/ Wegner, S. Experimental and simulative investigation of the cylinder block/ valve plate contact in axial piston machines Shaker Verlag, Düren, Reihe der Fluidtechnik, 2021, ISBN: 978-3-8440-7957-9 Aus Wissenschaft und Forschung 20 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0040 Zusammenfassung und Ausblick In dieser Veröffentlichung wurde ein Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Gleitschuh- Schrägscheibekontakts vorgestellt und die Messmöglichkeiten mit dem Aufbau nachgewiesen. Es wurde gezeigt, dass mit dem vorgestellten Prüfaufbau trotz hohen Abstraktionsgrades betriebspunktabhängiger Einlaufverschleiß auftritt und untersucht werden kann. Da im Prüfstand keine Beschleunigungs- und Zentripetalkräfte auf die Gleitschuhe wirken, kann damit besonders auch geschlossen werden, dass die drehzahlabhängigen Verschleißvorgänge nicht rein auf Basis dynamischer Kräfte auftreten. Es konnte gezeigt werden, dass die tribologischen Vorgängen den Verschleiß im drehzahlvariablen Betrieb wesentlich beeinflussen. Für die Identifikation der konkreten Wechselwirkungen ist eine vollständige Untersuchung mit größerer Messmatrix geplant. Für die wissenschaftliche Erklärung ist weiter eine elasto-hydrodynamische Verschleiß Simulation im Stil von / Kön20/ und / Iva20/ in Arbeit, anhand derer die Phänomene numerisch untersucht werden können. Die Ergänzung der hier vorgestellten experimentellen Untersuchungen um die entsprechenden theoretischen Betrachtungen wird Gegenstand zukünftiger Arbeiten sein. Die generelle Existenz des Einlaufverschleißes bei Betriebspunktwechsel wird als sehr kritisch für den Gleitschuhkontakt im drehzahlvariablen Betrieb angesehen, da auf Basis der bisherigen Erkenntnisse davon ausgegangen werden muss, dass im drehzahlvariablen Betrieb kein kontinuierlich eingelaufenes Profil erreicht werden kann. Stattdessen wird aufgrund der neuen Einlaufvorgänge bei jedem Drehzahlwechsel ein kontinuierlich hoher Verschleiß auftreten. Ziel der Forschung muss es somit sein, diesen Prozess besser zu verstehen und entsprechende Gegenmaßnahmen zu finden. Danksagung Dieses Forschungs- und Entwicklungsprojekt wird mit Mitteln des Bundesministeriums für Wirtschaft und Klimaschutz (BMWK) innerhalb des Rahmenkonzeptes „LuFo VI-1“ gefördert und vom Projektträger DLR betreut. Ein besonderer Dank gilt an dieser Stelle unserem Projektpartner Liebherr- Aerospace Lindenberg GmbH. Literatur / Ach18/ Achten, P., Potma, J., Achten, J. Low Speed Performance of Axial Piston Machines In Proceedings of Bath/ ASME Symposium on Fluid Power and Motion Control FPMC2018, Bath, 2018 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 20 1 Einleitung Die Reibung zwischen Span, Werkstück und Werkzeug beeinflusst sowohl die thermischen als auch die mechanischen Belastungen. Damit hat die Reibung einen signifikanten Einfluss auf die resultierenden Verschleißmechanismen und -formen [1]. Zur gezielten Auslegung des Zerspanungsprozesses ist die Kenntnis über das lokale Reibverhalten notwendig, um beispielsweise die Werkzeuge und Stellgrößen, wie den Kühlschmierstoff (KSS), anzupassen. Die Ermittlung der Reibung an Zerspanwerkzeugen erfolgt über die Messung der Prozesskräfte. Unter der Annahme einer ideal scharfen Schneide wird die mittlere Reibung an der Spanfläche über das Verhältnis von Aus Wissenschaft und Forschung 21 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 Reibkoeffizientenermittlung in der Zerspanung auf Basis von Hochgeschwindigkeitsaufnahmen Benjamin Bergmann, Berend Denkena, Gerhard Poll, Florian Pape, Haichao Liu, Lars Ellersiek* Eingereicht: 5.9.2022 Nach Begutachtung angenommen: 9.1.2023 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Die Reibung am Schneidkeil beeinflusst maßgeblich das Verschleißverhalten in der Zerspanung. Aufgrund der starken örtlichen Varianz von Temperaturen und Spannungen am Schneidkeil unterscheiden sich die Reibverhältnisse lokal signifikant. In dieser Arbeit wird eine Methode vorgestellt, mit der Normalspannungen, Tangentialspannungen und lokale Reibkoeffizienten am Schneidkeil auf Basis experimenteller Untersuchungen bestimmt werden können. Zu diesem Zweck werden Hochgeschwindigkeitsaufnahmen und Kraftmessungen an einem Hobelprüfstand erstellt. Neben trockenen Zerspanprozessen werden an dem Prüfstand Untersuchungen mit Emulsion und Öl als Kühlschmierstoff durchgeführt. Die Ergebnisse zeigen einen Abfall der Reibkoeffizienten beim Einsatz von Öl als Kühlschmierstoff. Beim Einsatz von Emulsion als Kühlschmierstoff verändert sich der Reibkoeffizient gegenüber der trockenen Zerspanung jedoch nur geringfügig. Dies kann auf geringe Fähigkeit der Emulsion zur Filmbildung zurückgeführt werden. Schlüsselwörter Zerspanung, Lastspannungen, Kühlschmierstoff, Tribometrie, Reibkoeffizient, Emulsion High-speed image based identification of the friction coefficient in metal cutting The friction at the cutting wedge has a significant influence on tool wear. Due to the strong local variance of temperatures and stresses at the cutting wedge, the friction conditions differ significantly locally. In this work, a method is presented with which normal stresses, tangential stresses and local friction coefficients at the cutting wedge can be determined based on experimental investigations. For this purpose, high-speed recordings and force measurements are conducted on a planing test rig. In addition to dry cutting processes, investigations are carried out on the test rig using emulsion and oil as metal working fluid. The results show a reduction of the coefficients of friction when oil is used as metal working fluid. However, when emulsion is used as metal working fluid, the coefficient of friction changes only slightly compared to dry machining. This can be attributed to low film-forming ability of the emulsion. Keywords Machining, load stresses, cooling lubricant, tribometry, coefficient of friction, emulsion Kurzfassung Abstract * Dr.-Ing. Benjamin Bergmann Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0003-0075-7719 Prof. Dr.-Ing. Berend Denkena Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-9763-6248 Prof. Dr.-Ing. Gerhard Poll Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-3084-201X Dr.-Ing. Florian Pape Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-2834-1929 Dr.-Ing. Haichao Liu Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-5887-1891 Lars Ellersiek (federführender Autor) Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-1269-0980 Institut für Fertigungstechnik und Werkzeugmaschinen, Leibniz Universität Hannover, 30823 Garbsen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 21 belprüfstand verwendet. Der Prüfstand ist in Bild 1 dargestellt. In den Untersuchungen wurde eine TiAlN-beschichtete Hartmetall-Wendeschneidplatte (Spanwinkel γ = 1°, Freiwinkel α = 14°, symmetrische Schneidkantenmikrogeometrie S¯ = 35 µm) eingesetzt. Um die Anwendung von KSS an dem Prüfstand zu ermöglichen, wird ein in [14] vorgestelltes KSS-Zufuhrsystem verwendet. In den Untersuchungen wird dem Prozess spanflächenseitig KSS mit 10, 30 und 70 bar KSS-Druck zugeführt. Es werden Untersuchungen mit einer 10 %-igen Emulsion des Kühlschmierstoffs Zubora 67H Extra der Fa. Zeller + Gmelin und mit reinem Schneidöl Vascomill CSF35 der Fa. Blaser durchgeführt. Der Durchmesser der KSS-Düse beträgt 1 mm. Zerspant wird der Vergütungsstahl 42CrMo4+QT. Die Geometrie des Werkstücks führt dabei zu einem kontinuierlichen Anstieg der Spanungsdicke von h = 0 mm bis 0,1 mm (Bild 1, unten). Die Spanungsbreite beträgt in allen Untersuchungen b = 2 mm. Zudem wurde in allen Untersuchungen eine Schnittgeschwindigkeit v c = 120 m/ min verwendet. Durch die kontinuierlich ansteigende Spanungsdicke h lassen sich die Lastspannungen in den drei unterschiedlichen Bereichen des Schneidkeils nach der Methode von Bergmann ermitteln [12, 13]. Die Bereiche sind in Bild 2 dargestellt. Der erste Bereich beschreibt den Abschnitt der Materialrückfederung an der Freifläche. In diesem Bereich findet ein linearer Anstieg der Spannungen im Bereich der Freifläche statt. Die Spannungen in diesem Bereich werden auf Basis von Prozesskraftmessungen beim Erreichen der Mindestspanungsdicke mit zwei unterschiedlichen Werkzeugen berechnet. Zum einen wird ein konventionelles Werkzeug verwendet und zum anderen ein Werkzeug mit einer zurückgesetzten Freifläche. Die Freifläche wurde mittels Laser zurückgesetzt und ist somit in Bereich 1 nicht in Kontakt mit dem Werkstück. Die an der Freifläche wirkenden Kräfte Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 Tangentialzu Normalkraft berechnet [2]. Allerdings ist bekannt, dass lokal unterschiedliche Belastungen am Schneidkeil existieren und somit auch die Reibung entlang des Schneidkeils nicht konstant ist. Zudem ist die Reibung und auch die Reibmodellierung von den lokalen mechanischen Belastungen abhängig [3]. Aus diesem Grund ist die Ermittlung der mechanischen Lastspannungen am Schneidkeil notwendig, um daraus die Reibung am Schneidkeil abzuleiten. Bekannte Ansätze zur Berechnung der Lastspannungen am Schneidkeil umfassen den Einsatz geteilter Werkzeuge [4, 5], künstlich verkürzte Kontaktlängen [6, 7] oder die Anwendung spannungsoptischer Materialien [8, 9]. Alle Methoden haben jedoch gemeinsam, dass die Bestimmung der Lastspannungen mit einer Änderung der Werkzeuggeometrie oder der Schneidstoffeigenschaften einhergeht und somit den Zerspanprozess nicht hinreichend genau abbilden. Darüber hinaus können Reibkoeffizienten an Tribometerprüfständen ermittelt werden [10, 11]. Die Kinematik und Unterschiede reibungsrelevanter Randbedingungen (Spannung, Temperatur, Relativgeschwindigkeit) können jedoch zu Abweichungen zwischen Tribometer-Ergebnissen und den Reibverhältnissen in der Zerspanung führen. Im Rahmen dieser Arbeit wird ein neuartiger Ansatz der Spannungsberechnung zur Bestimmung lokal aufgelöster Reibkoeffizienten am Schneidkeil verwendet. Die Berechnung der Spannungen basiert dabei auf der Arbeit von Bergmann [12]. In dieser Arbeit wird zusätzlich der Einfluss von KSS auf die Lastspannungen und resultierenden Reibkoeffizienten untersucht. 2 Versuchsmethodik Zur Umsetzung der Spannungsberechnung am Schneidkeil werden Kraftmessungen und Hochgeschwindigkeitsaufnahmen im orthogonalen Schnitt an einem Ho- Bild 1: Hobelprüfstand [12] TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 22 lassen sich berechnen, indem die Kräfte des Werkzeugs mit zurückgesetzter Freifläche von den Kräften des konventionellen Werkzeugs abgezogen werden. Der zweite Bereich beschreibt den Abschnitt vom untersten Punkt des Schneidkeils zum Punkt der Mindestspanungsdicke. Die Spannungen werden in diesem Bereich als konstant angenommen und können ebenfalls anhand der Prozesskraftmessungen beim Erreichen der Mindestspanungsdicke berechnet werden. Der dritte Bereich ist die sekundäre Scherzone an der Spanfläche. Die Spannungen werden in diesem Bereich berechnet, indem inkrementelle Prozesskräfte für einen Anstieg der Spanungsdicke Δh = h i-1 - h i = 0,001 mm auf die Fläche zwischen der Spanungsdicke h i-1 und der mit h i korrespondierende Kontaktlänge KL i bezogen werden. Die daraus resultierenden inkrementellen Spannungen werden anschließend aufsummiert [12, 13]. 3 Analyse der Spannungen und lokalen Reibkoeffizienten Exemplarische Prozesskraftmessungen, Kontaktlängenmessungen und Hochgeschwindigkeitsaufnahmen in Abhängigkeit der Kühlschmierstoffstrategie sind in Bild 3 dargestellt. Hierbei wurde das Werkzeug, der Werkstoff und die Prozesseinstellgrößen konstant gehalten. Bis zum Erreichen der Mindestspanungsdicke steigt die Schnittnormalkraft F cN deutlich stärker an als die Schnittkraft F c , da der Prozess durch Pflügeeffekte und die elastische Rückfederung des Werkstoffs gekenn- Aus Wissenschaft und Forschung 23 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 Bild 2: Methode zur Berechnung der Spannungen am Schneidkeil gemäß [12, 13] Bild 3: a. Exemplarische Prozesskraftmessungen, b. Kontaktlängenmessungen in Abhängigkeit der Kühlschmierstrategie nach [15], c. Hochgeschwindigkeitsaufnahmen in Abhängigkeit der Kühlschmierstrategie TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 23 Werkstoffrückfederung, die Prozesskräfte maßgeblich in Richtung der Schnittnormalkraft wirken. Weiterhin beträgt die Relativgeschwindigkeit in diesem Bereich gleich der Schnittgeschwindigkeit und ist somit größer ist als die Relativgeschwindigkeit zwischen Span und Spanfläche. Dieses führt dazu, dass letztendlich der Reibkoeffizient in diesem Bereich deutlich geringe Werte als im Bereich der Spanfläche aufweist. Aufgrund des hohen Freiwinkels von α = 14° ergeben sich an der Freifläche zudem sehr geringe Lastspannungen. Die Ergebnisse der Untersuchungen mit Emulsion als KSS und einem KSS-Druck von 30 bar sind in Bild 5 dargestellt. In der sekundären Scherzone der Spanfläche kann eine deutliche Steigerung der Normalspannungen festgestellt werden. Dies kann mit einer reduzierten Kontaktlänge des Spans an der Spanfläche begründet werden. Die Prozesskräfte verteilen sich somit auf eine reduzierte Fläche und haben erhöhte Spannungen zur Folge. Zudem weist der Reibkoeffizient am Ende der Kontaktlänge einen deutlich höheren Wert auf als in der trockenen Zerspanung. Eine mögliche Ursache ist der verwendete experimentelle Ansatz, die Spanungsdicke h und somit auch die Kontaktlänge während des Prozesses kontinuierlich zu erhöhen. Bei geringen Spanungsdicken findet möglicherweise eine Schmierung des Span-Werkzeug-Kontakts nahe der Schneidkante statt, der bei der Berechnung der Spannungen in Bereich 3 berücksichtigt wird (Bild 6, links). Wird die Spanungsdicke gesteigert, verändert sich auch die Eindringtiefe des KSS (Bild 6, rechts). Dies wird jedoch nicht bei der Berechnung der Spannungen berücksichtigt, sodass die Reibkoeffizienten schneidkantennah unterschätzt und die Reibkoeffizienten in einem größeren Abstand zur Schneidkante überschätzt werden könnten. Aufgrund der sehr geringen Spannungen am Ende der Kontaktlänge ist dieser Bereich besonders anfällig bei der Berechnung. Aus Wissenschaft und Forschung 24 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 zeichnet ist. Nachdem die Mindestspanungsdicke h min erreicht worden ist, ergibt sich ein deutlich geringerer Anstieg der Schnittnormalkraft. Die Prozesskräfte resultieren durch den Anstieg der Spanungsdicke h und somit der einsetzenden Werkstofftrennung und der Interaktion zwischen Span und Spanfläche. Für die Kontaktlänge ergibt sich ein annähernd linearer Anstieg mit steigender Spanungsdicke [15]. Bei einem KSS-Druck von 70 bar ergibt sich durch das dynamische Verhalten des KSS eine zeitlich schwankende Kontaktlänge, sodass keine direkte Korrelation zwischen Spanungsdicke und Kontaktlänge durchgeführt werden kann. Anhand der Hochgeschwindigkeitsaufnahmen in Bild 3c ist dabei erkennbar, dass die Kontaktlänge durch den Einsatz von Kühlschmierstoff deutlich abnimmt. Dies kann auf die mechanischen Kräfte des KSS zurückgeführt werden, die auf den Span wirken. Zudem ist das Verhalten des Kühlschmierstoffs bei hohen KSS-Drücken durch turbulente Strömungen gekennzeichnet. Auf Basis der Prozesskraft- und Kontaktlängenmessungen wurden die Tangential- und Normalspannungen sowie lokal aufgelöste Reibkoeffizienten ermittelt. Die Ergebnisse des trockenen Zerspanungsprozesses sind in Bild 4 dargestellt. Die höchsten Normalspannungen wurden im Bereich der Schneidkantenverrundung ermittelt. Die Spannungen an der Spanfläche reduzieren sich mit dem Abstand zur Schneidkante deutlich. Ein Absinken der Spannungen auf 0 MPa findet im dargestellten Bereich jedoch nicht statt. Die Tangentialspannungen sinken am Punkt der Mindestspanungsdicke auf 0 MPa, da es an diesem Punkt zur Werkstofftrennung kommt und die Relativgeschwindigkeit v rel = 0 m/ min beträgt. Der Reibkoeffizient ist ebenfalls nahe der Schneidkantenverrundung am größten und sinkt entlang der Kontaktlänge ab. Diese Effekte können auf erhöhte Relativgeschwindigkeiten und Temperaturen zurückgeführt werden. Dies ist darauf zurückzuführen, dass hier, bedingt durch die Bild 4: Normalspannungen, Tangentialspannungen und lokal aufgelöste Reibkoeffizienten in der trockenen Zerspanung TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 24 Um die Schmierfähigkeit der Kühlschmierstoffe abschätzen zu können, wurden daher in weiterführenden Untersuchungen die mittleren Reibkoeffizienten an der Spanfläche µ av für verschiedene Prozesse berechnet. Um den Einfluss von Pflügeeffekten auszuschließen, wurden zur Berechnung des Reibkoeffizienten die Prozesskräfte beim Erreichen der Mindestspanungsdicke von den Prozesskräften bei einer konstanten Spanungsdicke h = 0,1 mm abgezogen [14]. Die Ergebnisse sind in Bild 7 dargestellt. Bei den dargestellten Werten handelt Aus Wissenschaft und Forschung 25 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 Bild 5: Normalspannungen, Tangentialspannungen und lokal aufgelöste Reibkoeffizienten in der Zerspanung mit Kühlschmierstoff Bild 6: Einfluss eines potenziellen KSS-Films auf die Spannungsberechnung nach [12, 13] Bild 7: Einfluss der Kühlschmierstrategie auf den mittleren Reibkoeffizienten an der Spanfläche µ av TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 25 5 Zusammenfassung und Ausblick Im Rahmen dieser Arbeit wurden Normalspannungen, Tangentialspannungen und lokale Reibkoeffizienten bei der Zerspanung mit und ohne Kühlschmierstoff ermittelt. Durch den Einsatz von Kühlschmierstoff ergeben sich höhere Normal- und Tangentialspannungen, da die Kontaktlänge an der Spanfläche durch den KSS reduziert wird. Die Betrachtung des gemittelten Reibkoeffizienten unterschiedlicher Kühlschmierstrategien ergibt, dass sich beim Einsatz von Öl als KSS deutlich geringere Reibkoeffizienten ergeben als beim Einsatz einer Emulsion. Als eine mögliche Ursache konnte in weiterführenden Untersuchungen am Ball-on-Disc Tribometer die hohe Stabilität der Emulsion und die damit verbundene geringe Fähigkeit, einen Schmierfilm auszubilden, ermittelt werden. In zukünftigen Untersuchungen soll die Methode zur lokalen Berechnung der Lastspannungen für die Anwendung auf Zerspanungsprozesse mit KSS angepasst werden. Hierzu ist es notwendig, die Eindringtiefe des KSS zu ermitteln, beispielsweise durch fluiddynamische Simulationen. Darüber hinaus ist geplant, auf Basis der ermittelten Reibkoeffizienten Reibmodelle zu entwickeln. Die Reibmodelle können anschließend in Finite Elemente (FE) Spanbildungssimulationen eingesetzt werden, um beispielsweise reibungsmindernde Schichtsysteme auszulegen. Danksagung Die Autoren dieses Beitrags danken der Deutschen Forschungsgemeinschaft (DFG) für die Förderung des Projekts „Kopplung experimenteller und numerischer Methoden zur mehrskaligen Analyse der Wirkmechanismen von Kühlschmierstrategien in Zerspanprozessen“ (Projektnummer 439904924) im Rahmen des Schwerpunktprogramms (SPP) 2231. Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 es sich um die Mittelwerte aus zwei Versuchen. Es wird deutlich, dass eine Reduktion des Reibkoeffizienten insbesondere durch den Einsatz von Öl als KSS erreicht werden kann. Beim Einsatz von Emulsion als KSS ist dagegen lediglich bei hohen KSS-Drücken eine geringfügige Reduktion des Reibkoeffizienten nachweisbar. 4 Analyse der Filmbildungsmechanismen Um den geringen Einfluss der Emulsion auf den Reibkoeffizienten im Detail zu untersuchen, wurden die Filmbildungsmechanismen der Emulsion näher analysiert. Hierzu wurden Untersuchungen zum Nachweis von Schmierfilmen an einem Ball-on-Disc Tribometer [16] (Bild 8, links) mit der verwendeten Emulsion und einer weiteren kurzeitig stabilen Modell-Emulsion durchgeführt. Auf Basis interferometrischer Messungen lässt sich auf das Vorhandensein einer Schmierschicht im Kontakt schließen. Die Ergebnisse der Untersuchungen sind in Bild 8 rechts abgebildet. Ist die Kontaktzone rot dargestellt, existiert kein Schmierfilm. Die grüne Farbe ist dagegen der Indikator für das Vorhandensein eines Schmierfilms. Im statischen Fall bildet sich kein Schmierfilm. Durch eine Relativbewegung mit Geschwindigkeiten von 0,03 bis 1 m/ s wird das Schmiermittel in die Kontaktzone geleitet. Bei der kurzzeitig stabilen Emulsion bildet sich hierdurch ein Schmierfilm im Kontakt aus. Der Kontaktdruck von 0,5 MPa führt jedoch dazu, dass bei der verwendeten KSS-Emulsion kein Schmierfilm entsteht. Dies kann auf die hohe Stabilität der KSS-Emulsion zurückgeführt werden, sodass sich das Öl nicht aus der Emulsion herauslöst und einen Schmierfilm bildet. Die hohe Stabilität der KSS-Emulsion stellt somit eine mögliche Ursache für die geringe Schmierfähigkeit im Zerspanungsprozess da. Weitere Gründe, die eine verbesserte Schmierfähigkeit von Öl gegenüber Emulsion als KSS begründen könnten, sind unterschiedliche Randbedingungen (Temperaturen, Normalspannungen) durch unterschiedliche Kühlwirkungen der KSS sowie die potenzielle Bildung chemischer Schichten auf dem Werkzeug beim Einsatz von Öl. Bild 8: Analyse der Filmbildungsmechanismen mittels Ball-on-Disc Tribometer (links) sowie Ergebnisse der Tribometer-Untersuchungen (rechts) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 26 Literatur [1] Klocke, F.: Fertigungsverfahren 1, Springer Verlag, 2018 [2] Merchant, M. E.: Mechanics of the Metal Cutting Process. I. Orthogonal cutting and a type 2 chip, Journal of Applied Physics 16 (5), 1945, S. 267-275 [3] Denkena, B.; Krödel, A.; Beblein, S.: A novel approach to determine the velocity dependency of the friction behavior during machining by means of digital particle image velocimetry (DPIV). CIRP J Manuf Sci Technol 32, 2022, S. 81-90 [4] Childs, T. H. C.; Mahdi, M. 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Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0041 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 27 Einleitung Im Kontext einer nachhaltigen und zunehmend individualisierten Produktentwicklung verbreiten sich additive Fertigungsverfahren zunehmend als Alternative zu konventionellen Fertigungstechniken. Als „physischer Arm der Digitalisierung“ lassen sie dem Entwickler durch Computer Aided Engineering viele gestalterische Freiheiten für die Entwicklung von Prototypen, Kleinserien, Ersatzteilen und Individualprodukten sowie in Anwendungen des Vorrichtungs- und Werkzeugbaus. Weitere positive Aspekte sind beispielsweise die mögliche Fer- Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0042 Einfluss fertigungsbedingter Effekte auf das tribologische Verhalten im ADAM-Verfahren gedruckter Bauteile Christian Orgeldinger, Armin Seynstahl, Tobias Rosnitschek, Anna Zimmermann, Stephan Tremmel* Eingereicht: 6.9.2022 Nach Begutachtung angenommen: 22.12.2022 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Additive Fertigungsverfahren haben in den letzten Jahren immer weiter an Bedeutung gewonnen. Allerdings ist der Einsatz so hergestellter Bauteile in tribologischen Anwendungen - insbesondere für metallische Bauteile - nach wie vor nur wenig untersucht. Im Rahmen dieser Arbeit wird analysiert, inwiefern sich im Atomic Diffusion Additive Manufacturing (ADAM)-Verfahren gedruckte Bauteile für den Einsatz in tribomechanischen Systemen eignen. Der Fokus liegt dabei auf dem tribologischen Verhalten des Werkzeugstahls D2 gegenüber 100Cr6 bei Schmierung mit Tiefziehöl unter Berücksichtigung richtungsabhängiger Fertigungseffekte. Die ersten tribologischen Untersuchungen mit dem ADAM-Verfahren zeigen großes Optimierungspotential für mögliche Anwendungen im Bereich der Umformtechnik. Die Oberflächenbehandlung der Proben hat sich in den Untersuchungen als notwendig herausgestellt. Schlüsselwörter Additive Fertigung, Atomic Diffusion Additive Manufacturing (ADAM), Tribologie, Kugel-Scheibe- Tribometer, Reibung. Influence of manufacturing-related effects on the tribological behavior of printed components in the ADAM process Additive manufacturing processes have become increasingly important in recent years. However, the use of additive manufactured components in tribological applications - especially for metallic components - has still been little investigated. This work analyzes the extent to which components printed with the Atomic Diffusion Additive Manufacturing (ADAM) process are suitable for use in tribomechanical systems. The focus is on the tribological behavior of the tool steel D2 against 100Cr6 counterparts under lubrication with deep drawing oil, taking direction-dependent manufacturing effects into account. The first tribological investigations with the ADAM process show great optimization potential for possible applications in the field of forming technology. The surface treatment of the samples has proven to be mandatory in the investigations. Keywords Additive manufacturing, Atomic Diffusion Additive Manufacturing (ADAM), tribology, ball-on-disk tribometer, friction. Kurzfassung Abstract * Christian Orgeldinger, M.Sc. (federführender Autor) Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-8693-8838 Armin Seynstahl, M.Eng. Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-8456-7124 Tobias Rosnitschek, M.Sc. Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4876-2536 Anna Zimmermann Prof. Dr.-Ing. Stephan Tremmel, Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0003-1644-563X Lehrstuhl für Konstruktionslehre und CAD Universität Bayreuth, Universitätsstraße 30, 95447 Bayreuth TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 28 tigung innenliegender Strukturen, eine - theoretisch - abfallfreie Fertigung sowie eine exzellente Skalierbarkeit [1]. Da die meist rauen und je nach Fertigungsverfahren unterschiedlich strukturierten Oberflächen jedoch als tribologisch ungünstig bewertet werden, spielen additiv gefertigte Bauteile in tribomechanischen Systemen bisher kaum eine Rolle. Daher existieren bislang auch nur wenige Untersuchungen zu deren tribologischem Verhalten. Unter den vielzähligen additiven Fertigungsverfahren ist im Bereich der Kunststoffverarbeitung vor allem das Fused Filament Fabrication Verfahren weit verbreitet, weshalb hier bereits einige Arbeiten vorhanden sind [2,3]. Im Bereich der additiven Fertigung von Metallen existieren hingegen deutlich weniger Untersuchungen, wobei diese meist pulverbasierte Verfahren zum Gegenstand haben [4,5]. Speziell im Bereich der additiven Fertigung metallischer Werkstoffe bleibt somit das volle Potential dieser neuen Fertigungstechnologie oft ungenutzt, beispielsweise in der Umformtechnik für die Herstellung von Stempeln und Matrizen, bei welchen das tribologische Verhalten von entscheidender Bedeutung für die industrielle Anwendung ist. Ebenso ist die Anwendung in der Ersatzteilproduktion und in der Kraftwerks- oder Bahntechnik vielversprechend, da in diesen Branchen die vorwiegend konventionell gefertigten Ersatzteile über lange Zeiträume lieferbar bleiben müssen. Im Rahmen dieser Arbeit soll untersucht werden, inwiefern sich im Atomic Diffusion Additive Manufacturing (ADAM)-Verfahren gedruckte Bauteile für den Einsatz in tribomechanischen Systemen eignen. Die Vorteile im Vergleich zu den am Markt vorherrschenden pulverbasierten Verfahren bestehen dabei insbesondere im deutlich einfacheren Materialhandling, den geringeren Fertigungszeiten und einer vergleichsweise kostengünstigen Anlagentechnik. Methodik Im Hinblick auf die Umformtechnik als mögliches Anwendungsfeld wird im Rahmen der Arbeit das tribologische Verhalten von Probekörpern aus dem Werkzeugstahl D2 (X153CrMoV12, 1.2379) der Firma Markforged ® in Abhängigkeit von Druckorientierung und Nachbehandlung untersucht. Das verwendete ADAM-Verfahren ist dem Fused Layer Modelling nach VDI 3405 zuzuordnen. Dabei können durch nachgelagerte Prozesse vollmetallische Bauteile auf Basis hochgefüllter Polymerfilamente gefertigt werden. Das ADAM-Verfahren besteht aus drei Schritten: Formgebung, Entbindern und Sintern. Wie in Bild 1 dargestellt, verläuft die Verfahrensroute nach der Formgebung analog zum Prozess des Metallpulverspritzgusses. Entsprechend wird im Anschluss an die Formgebung während des Entbinderprozesses der Hauptbestandteil des organischen Bindemittels entfernt. Dieser Schritt führt zu einem hochporösen sogenannten Braunling. Im abschließenden Sinterprozess wird durch eine thermische Behandlung das restliche Bindemittel nach Bildung der Sinterhälse aufgrund von Umlagerungs- und Diffusionseffekten entfernt, was zu einer Verdichtung des Bauteils führt. Nach dem Sintern weisen die Teile eine richtungsabhängige Volumenschwindung auf, die mit dem Bindemittelgehalt des Filaments von 35 - 60 vol.-% korreliert [7-10]. Der dreistufige Fertigungsprozess des ADAM-Verfahrens erfolgte mithilfe des Markforged ® Metal X TM Systems. Dabei wurden zunächst vollgefüllte runde Probekörper (Ø 30 mm, h = 5 mm) in 0°, 45° und 90° Orientierung gedruckt, wobei die 0° Orientierung den im Druckbett liegenden Proben entspricht. Zum Vergleich wurden Probekörper mit dreieckiger Strukturfüllung gedruckt. Sämtliche Proben entstanden mit einer Schichthöhe von 150 µm. Anschließend erfolgte das Entbindern der gedruckten Grünteile für 12 Stunden mithilfe des Lösungsmittels Novec 73 DE und das Sintern nach dem von Markforged ® vorgegebenen Profil. Es folgte eine gestufte Wärmebehandlung bei 740 °C und 1040 °C für 30 min beziehungsweise 40 min. Die Proben wurden abschließend im Wasserbad abgeschreckt und bei 200 °C für 30 min angelassen. Um den Einfluss einer möglichen, abschließenden Oberflächenbehandlung zu untersuchen, fand eine mechani- Aus Wissenschaft und Forschung 29 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0042 Bild 1: Schematische Darstellung des Fused Layer Modelling für metallische Bauteile. Die Prozessschritte Entbindern und Sintern entsprechen dem Prozess des konventionellen Metallpulverspritzgusses. Während des Sinterns findet eine richtungsabhängige Volumenschwindung der Bauteile um bis zu 60 vol.-% statt [6]. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 29 gemittelte Verschleißvolumen durch den zurückgelegten Gleitweg und die aufgebrachte Normalkraft dividiert wird. Ergebnisse und Diskussion In Tabelle 1 sind die Ergebnisse der Härtemessungen dargestellt. Die Härte der vollgefüllten Proben lag dabei in allen durchgeführten Messungen zwischen 50 HRC und 54 HRC und somit unterhalb des von Markforged ® angegebenen Werts von 55 HRC. Ein möglicher Grund hierfür ist, dass die effektive Dichte der gedruckten Probekörper bei nur ca. 95 % liegt. Die maximal erreichbare Dichte und damit auch Härte der Bauteile setzt das vollständige Entfernen des Bindemittels im frühen Sinterstadium voraus. Befinden sich noch Einschlüsse im Bauteil führt dies unweigerlich zu Porosität. Folglich ist bei Optimierung der Entbinder- und Sinterparameter zu erwarten, dass Härtewerte von mehr als 55 HRC zukünftig erreicht werden können. Weiterhin kann durch heiß-isostatisches Pressen die Dichte der Probekörper verbessert werden, dies bringt jedoch Restriktionen hinsichtlich der geometrischen Gestaltungsfreiheit mit sich. Eine Druckrichtungsabhängigkeit der Härtewerte konnte nicht festgestellt werden. Bei den strukturgefüllten Proben ist die Auswertung der Härte nach Rockwell Methode C nicht beziehungsweise nur sehr eingeschränkt zulässig. Für den Fall, dass keine Strukturfüllung unterhalb der Prüfstelle liegt ist die Prüfkraft so hoch, dass die drei metallischen Deckschichten vom Diamantkegel durchbrochen werden. Die in den Tribometerversuchen ermittelten mittleren Reibungszahlen sind in Bild 2 dargestellt. Erwartungsgemäß lagen diese bei den unbehandelten Oberflächen deutlich über denen der polierten Proben, wobei die Druckorientierung nur im unbehandelten Zustand einen Einfluss auf das Reibungsverhalten zeigte. Die geringeren Reibungszahlen der in 0° Orientierung gedruckten unbehandelten Proben lassen sich auf die geringere Rillenhöhe der Oberfläche zurückführen. Die im Druckprozess auf der Druckplatte aufliegende Oberfläche führte im Tribometerversuch trotz der gleichmäßigeren Struktur zu den höchsten Reibungszahlen. Der in Bild 3 dargestellte Reibungszahlverlauf über 500 m Gleitweg ist bei den unbehandelten Proben auf- Aus Wissenschaft und Forschung 30 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0042 sche Endbearbeitung einiger Proben statt. Dabei erfolgte zunächst ein zweistufiger (250 Körnung, 800 Körnung), wassergeschmierter Schleifprozess auf einer Nassschleifmaschine. Nachfolgend wurde ein Polierschritt (Saphir 550.3, ATM Qness GmbH, Deutschland) unter Verwendung einer 9 μm Diamantsuspension durchgeführt. Die tribologisch nicht zu charakterisierende Seite wurde bei allen Proben plan geschliffen (320 Körnung), um ein planparalleles Einspannen in den folgenden Tribometerversuchen zu gewährleisten. Abschließend folgte eine 15-minütige Reinigung der Proben im Ultraschallbad in Isopropanol. An den gereinigten und oberflächenbehandelten Proben erfolgte zunächst eine Härtemessung nach Rockwell Methode C (DIA-TESTOR 2, Wolpert Instruments, Deutschland). Zudem wurde die effektive Materialdichte nach dem Sinterprozess durch Volumen- und Gewichtsmessung ermittelt. Die Anzahl der polierten Proben beträgt n = 3 und der unbehandelten Proben n = 2. Die Charakterisierung des tribologischen Verhaltens erfolgte auf einem Kugel-Scheibe-Tribometer (SST-1, KTmfk, Deutschland). Als Gegenkörper fungierten 100Cr6 (1.3505) Wälzlagerstahlkugeln (Güteklasse G10, DIN 5401, R a ≤ 0,02 µm, Härte ≥ 61 HRC) mit einem Durchmesser von 3,969 mm. Über eine Normalkraftbelastung von F N = 10 N wurde eine konstante H ERTZ sche Pressung von p = 1861 MPa eingestellt. Alle Versuche liefen über 500 m Gleitweg mit einer Gleitgeschwindigkeit von 0,1 m/ s, bei einer Temperatur von 20 °C ± 1 °C und einer relativen Luftfeuchte von 45 % ± 3 %. Als Zwischenmedium wurden zu Versuchsbeginn 10 µl des Tiefziehöls CLF-65 E (RAZIOL, Deutschland) mit einer Mikroliterpipette in Tropfenform (Menge 1 µl) gleichmäßig punktuell auf der späteren Verschleißspur appliziert. Im Anschluss an die Tribometerversuche wurde zur Beurteilung des Verschleißverhaltens der volumetrische Verschleiß anhand der Verschleißspur auf der Substratoberfläche gemäß DIN EN 1071-13 [11] ermittelt. Zur Ermittlung des Verschleißvolumens wurde die Topographie an vier um 90° versetzten Positionen mittels Laserrastermikroskopie (VK-X-200, Keyence, Japan) gemessen. Mithilfe von 50 benachbarten Scanlinien pro Messposition konnte der durchschnittliche Verschleißquerschnitt abgeleitet und aus den vier Positionen ein Mittelwert gebildet werden. Anschließend lässt sich der Verschleißkoeffizient nach A RCHARD [12] berechnen, indem das Vollmaterial Dreiecks-Strukturfüllung 0° 45° 90° 0° 45° 90° 51,3 53,0 52,0 47,0 47,7 47,0 52,7 50,7 51,7 39,5 30,5 48,3 53,7 51,3 52,0 - 28,0 47,7 Tabelle 1: Arithmetischer Mittelwert der Härte nach Rockwell (HRC) mit n = 3 Wiederholmessungen. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 30 grund der geriffelten Oberfläche starken Schwankungen ausgesetzt, was auch daraus resultiert, dass die Rillen abwechselnd parallel und senkrecht zur Bewegungsrichtung liegen. Während die polierten Proben kein auffälliges Einlaufverhalten zeigten, war dieses bei den unbehandelten Proben je nach Druckorientierung deutlich feststellbar, insbesondere bei einer Orientierung von 0°. In dieser Orientierung waren die mittleren Reibungszahlen gleichzeitig am niedrigsten. Die in dieser Arbeit vorgestellten Ergebnisse sind die ersten tribologischen Untersuchungen zum Reibungsverhalten von im ADAM- Verfahren gefertigten Probekörpern aus dem Werkzeugstahl D2, eine Einordnung zu Literaturreferenzwerten der Reibungszahlen kann daher nicht erfolgen. Zur weiteren Charakterisierung des tribologischen Verhaltens der unterschiedlichen Proben sind die Verschleißkoeffizienten berechnet worden und in Tabelle 2 dargestellt. Bei den vollgefüllten Proben waren die Verschleißkoeffizienten bei einer Druckorientierung von 45° - entgegen der Erwartungen - am geringsten und wiesen gleichzeitig die geringste Abweichung auf, wohingegen die höchsten Verschleißkoeffizienten bei Proben mit 90° Orientierung zu verzeichnen waren. Des Weiteren lässt sich feststellen, dass die Schwankungen des Verschleißes bei Druckorientierungen von 0° und 90° hoch waren, was vermutlich ein allgemeiner fertigungsbedingter Effekt des Druckverfahrens ist. Bezüglich des Verschleißverhaltens lieferte die Druckorientierung von 45° eine bessere Reproduzierbarkeit der Messergebnisse. Eine Korrelation zwischen der Reibungszahl und dem Verschleißkoeffizienten besteht nicht, da die mittleren Reibungszahlen aller Druckorientierungen kaum einen Unterschied aufweisen (siehe Bild 2). Erwartungsgemäß lagen die Verschleißkoeffizienten der strukturgefüllten Proben bei jeweils gleicher Druckorientierung (0°, 45° und 90°) über denen der vollgefüllten Proben. Die Beanspruchbarkeit der strukturgefüllten Proben ist aufgrund geringerer Härtewerte deutlich niedriger im Gegensatz zu den vollgefüllten Proben, weswegen der Gegenkörper im Tribometerversuch tiefer in die Oberfläche eindringen kann. Daraus resultieren größere Verschleißvolumina und damit Aus Wissenschaft und Forschung 31 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0042 Vollmaterial Dreiecks- Strukturfüllung 0° 45° 90° 0° 45° 90° Verschleißkoeffizient in 10 -6 mm³/ Nm 0,40 ± 0,26 0,11 ± 0,04 0,44 ± 0,37 0,60 0,54 0,74 Tabelle 2: Nach A RCHARD ermittelte Verschleißkoeffizienten (arithmetischer Mittelwerte und Standardabweichung) der vollgefüllten, polierten Proben mit n = 3 Wiederholmessungen sowie der strukturgefüllten Proben (n = 1). Für die unbehandelten Proben ist die Auswertung des Verschleißquerschnitts und damit die Berechnung des Verschleißkoeffizienten nicht möglich. Bild 2: Mittlere Reibungszahlen der unterschiedlichen Proben im polierten und im unbehandelten Zustand auf dem Kugel-Scheibe-Tribometer (Gegenkörper: 100Cr6; Schmierstoff: Tiefziehöl CLF-65 E; Umgebungsmedium: Luft). Bild 3: Reibungszahlverlauf über 500 m Gleitweg der vollgefüllten 90° Proben (Kugel-Scheibe-Tribometer; Gegenkörper: 100Cr6; Schmierstoff: Tiefziehöl CLF-65 E; Umgebungsmedium: Luft). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 31 Zusammenfassung Am Beispiel des ADAM-Verfahrens wurde das Fused Layer Modelling metallischer Bauteile für die Eignung in tribomechanischen Systemen, etwa für den Einsatz in Umformwerkzeugen, untersucht. Mit diesem Verfahren werden in der Regel strukturgefüllte Bauteile gefertigt, wodurch sich - ausreichende Härte vorausgesetzt - Materialeinsparungen realisieren lassen. Die durchgeführten Versuche haben gezeigt, dass der vom Hersteller Markforged ® vorgegebene Härtewert von 55 HRC nicht erreicht werden konnte. Der Anzahl der Deckschichten bei strukturgefüllten Bauteilen muss besonderes Augenmerk geschenkt werden, da hierdurch die Härte stark beeinflusst wird. Bei den verwendeten drei Deckschichten durchstieß bei der Härteprüfung der Diamantkegel diese, sofern die Prüfstelle freitragend war, was eine normgerechte Härteprüfung bei strukturgefüllten Bauteilen erschwert. Die Anpassung der Deckschichten kann nichtsdestotrotz verwendet werden, um die Härte - perspektivisch - gezielt einzustellen, weshalb hierin großes Optimierungspotential für mögliche Anwendungen im Bereich der Umformtechnik liegt. Die Oberflächenbehandlung der Proben hat sich in den Untersuchungen als zwingend notwendig herausgestellt. Während in der vorliegenden Arbeit die Probenoberflächen im gesinterten Zustand mechanisch geschliffen und poliert wurden, sind Untersuchungen mit Grünkörpern, deren Oberfläche chemisch geglättet wird, ein vielversprechender Ansatz, für geometrisch komplexe Bauteile. In laufenden Arbeiten wird zudem derzeit untersucht, inwieweit sich ADAM-Probekörper mit (wasserstoffhaltigen, dotierten) amorphen Kohlenstoffschichten beschichten lassen Aus Wissenschaft und Forschung 32 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0042 höhere Verschleißkoeffizienten. Eine Erweiterung der Deckschichtenanzahl (> 3) könnte zu höherer Beanspruchbarkeit der Probekörper führen, indem die Verschleißbeständigkeit gesteigert und gleichzeitig eine Materialeinsparung durch die Strukturfüllung beibehalten wird. Hierin liegt das größte Optimierungspotenzial für weitere Untersuchungen. Wegen der unebenen und durch eine Rillenstruktur definierte Topographie der unbehandelten Probenoberflächen, konnte kein Verschleißquerschnitt einer Verschleißspur ausgewertet werden, weshalb kein Verschleißkoeffizient angegeben werden kann. Auf einer repräsentativen Mikroskopie-Aufnahme der unbehandelten 90° Probe ist eine dunkle Oberfläche mit hellen Stellen (Bild 4a) ersichtlich, die auf Verschleiß hindeuten. Das Höhenprofil der Verschleißspur (dargestellt im Schnitt A-A, Bild 4a) beweist die Rillenstruktur der Oberfläche. Zusätzlich ist deutlich erkennbar, dass äquivalent zu den hellen Stellen die höchstgelegenen Rillen im Kontakt standen und tribologisch beansprucht wurden. Dies äußert sich durch abgerundete Spitzen in Folge von Abtragungsvorgängen. Die Abrundung der Spitzen ist in Bild 4a mit Pfeilen gekennzeichnet. Die repräsentative Oberflächenaufnahme sowie das Höhenprofil im Schnitt A-A (siehe Bild 4b) der polierten 90° Probe zeigen erwartungsgemäße Ergebnisse. Während die Oberfläche durch die Politur hell erscheint, ist die dunkle Verschleißspur in der Bildmitte zu sehen. Dem Höhenprofil ist eine maximale Verschleißtiefe von 0,5 µm und eine schmale Form der Verschleißspur zu entnehmen. Folglich ergeben sich geringe Verschleißquerschnitte und damit ein geringer Verschleißkoeffizient. Bild 4: Repräsentative laserrastermikroskopische Oberflächenaufnahme der Verschleißspur sowie das abgeleitete Höhenprofil im Schnitt A-A der vollgefüllten, mit 90° Orientierung gedruckten Proben. a) unbehandelte Oberfläche, b) polierte Oberfläche. Die Pfeile in Bild 4a kennzeichnen den Abtrag der fertigungsbedingten Rillenstruktur. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 32 und inwiefern man hierdurch das tribologische Verhalten beeinflussen kann. Zusätzlich wird untersucht, ob sich die Rillenstruktur der Oberfläche positiv auf die Schmierfilmbildung auswirkt und gezielt genutzt werden kann. Literatur [1] Tofail, S. A. M., Koumoulos, E. P., Bandyopadhyay, A., Bose, S., O’Donoghue, L., Charitidis, C.: Additive Manufacturing: Scientific and Technological Challenges, Market Uptake and Opportunities. Materials Today 2018, 21, 22-37. doi: 10.1016/ j.mattod.2017.07.001. 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Power plants and waste incineration plants produce CO 2 as well as sulfur oxides (SO x ) through the combustion of fossil fuels. The latter can be removed from exhaust gases by means of a desulfurization process. These processes produce byproducts (slurry) that largely contain abrasive particles such as gypsum [1]. To ensure the effectiveness of the process, these operations take place in an aqueous solu- Aus Wissenschaft und Forschung 34 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 Tribological Method Development of Abrasive Resistant Polymer Coatings for Industrial Applications Martin Tockner, Archim Wolfberger, Youping Huang, Gerald Pinter, Andreas Hausberger* Eingereicht: 8.11.2022 Nach Begutachtung angenommen: 20.1.2023 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Maschinenhersteller stehen vor der Herausforderung, dass Bauteile, die mit aggressiven Medien in Kontakt stehen, extreme Anforderungen an Korrosions- und Verschleißbeständigkeit erfüllen müssen. Ausreichenden Schutz bieten in vielen Fällen gefüllte Beschichtungen auf Polymerbasis. Im Zuge dieser Arbeit wurden derartige Coatings im labormaßstab hergestellt und hinsichtlich ihrer tribologischen Performance auf modellbis hin zu einem bauteilähnlichen Niveau tribologisch geprüft. Um Informationen über die auftretenden tribologischen Einflüsse hinsichtlich Harz oder Partikelgröße zu erhalten, wurden, rotatorische Ballon-Disk-Prüfungen durchgeführt. Auf Basis dieser Erkenntnisse wurde die vielversprechendste Beschichtung ausgewählt und mit weiteren, anwendungsnahen Testmethoden geprüft. Die Ergebnisse, die anhand der Prüfkette produziert wurden, zeigten eine generell gute Verschleißresistenz der Beschichtungen gegenüber metallischer Gegenkörper im geschmierten Zustand. Darüber hinaus konnte auch durch die Weiterentwicklung der Modellversuche, hin zu anwendungsorientierten Versuchen, die Grundlagen zur Übertragbarkeit der Ergebnisse geschaffen werden. Schlüsselwörter Verschleißbeständigkeit, Ball-on-Disk, Beschichtungen, metallische Gegenkörper, aggressive Medien Machine manufacturers face the challenge that components in contact with aggressive media must fulfill extreme requirements in terms of corrosion and wear resistance. In many cases, filled polymer-based coatings provide sufficient protection. In the course of this work, such coatings were produced and tribologically tested with respect to their tribological performance from model to component-like levels. To obtain information on the occurring tribological influences with regard to used resin or particle size, rotational ball-on-disk tests were carried out. Based on these findings, the most promising coating was selected and tested using application-oriented test methods. The obtained results showed a generally good wear resistance of the coatings against metallic counterparts in lubricated states. In addition, the further development of the model tests, towards applicationoriented tests, also provided the basis for the transferability of the results. Keywords wear resistance, ball-on-disk, coatings, metallic counterparts, aggressive media Kurzfassung Abstract * DI Martin Tockner 1 DI Dr. Archim Wolfberger 1 DI Youping Huang 2 Doc. DI Dr. Andreas Hausberger 1 Univ.-Prof. DI Dr. Gerald Pinter 3 1 Polymer Competence Center Leoben GmbH Roseggerstraße 12, 8700 Leoben, Österreich 2 Andritz AG, Stattegger Straße 18, 8045 Graz, Österreich 3 Lehrstuhl für Werkstoffkunde und Prüfung der Kunststoffe, Montanuniversität Leoben Otto Glöckel-Straße 2, 8700 Leoben, Österreich TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 34 tion and at elevated temperatures. Thus, machine elements like pumps are exposed to an aggressive and abrasive environment due to the continuous circulation of slurry [2]. To prevent high costs for maintenance and premature failure polymer-based coatings filled with ceramic particles became more relevant in recent years. The reinforcement of a relatively soft polymer coating with an extremely hard phase (ceramic fillers) has many benefits from a tribological point of view. Hard phases increase protection against scratching from counterface or debris [3]. The matrix holds the hard phase in place and takes over a supporting (protective) function of the substrate as well as the fillers. The role of a protective shield is performed by the fillers, which thus bear the majority of tribological loads [4]. The focus of this work is the assessment of the tribological properties (friction behavior and wear resistance) for self-developed coatings. For this purpose, the tribological performance was tested simultaneously in a laboratory study with a Ball-on-Disk (BoD) model setup. This test setup was subsequently further developed into a Ball-on-Tube (BoT) and a Ball-on-Wheel (BoW) in order to form the basis for the transferability of the results to the application case. Materials In the present work, three different resin/ hardener systems were used as matrices (systems 1 - 3, see Table 1). Systems 1 and 3 need higher temperatures for full curing (hot-curing systems) and, system 2 cures at room temperature (cold-curing). Additionally, there are disparities between the different systems concerning mix viscosity, glass transition temperature (T g ), a chemical resistance. Table 1 provides a short overview of the characteristic properties of the used resin systems. To enhance the abrasion resistance ceramic fillers were incorporated into the resin matrix. Due to the brittleness of ceramics only a handful of engineering ceramics, like silicon carbide (SiC), zirconium oxide (ZrO 2 ), or aluminum oxide (Al 2 O 3 ), are suitable for tribological applications [5]. Silicon carbides (SiC) are used in this study due to their chemical resistance, outstanding hardness, and low costs [6,7]. To test the influence of the incorporated fillers three different grain sizes of SiC were used (Table 2). In the subsequent course of this work, aluminum oxide (Al 2 O 3 ) was added as well to improve the adhesion of the coating to the substrate and enhance the mechanical and tribological properties [8]. Within the frame of this work, three test methods were used to evaluate the tribological performance. Figure 1 illustrates schematically these setups and the load configuration. First, Ball-on-Disk (BoD) tests were carried out to get an impression of the tribological performance and the influences of the essential coating components (Figure 1a). Therefore, SiC/ epoxy samples were cast into aluminum shells. The bottom side of the cast sample was tested to ensure proper surface quality and comparable conditions for all tests. Next, the coating was spread on a metallic surface for a Ball-on-Tube (BoT) setup (Figure 1b). The metallic substrate has a circular recess with a depth of 2 mm where the coating was Aus Wissenschaft und Forschung 35 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 System 1 System 2 System 3 Curing type hot curing cold curing hot curing Mix viscosity ~ 1000 mPas ~ 400 mPas ~ 700 mPas Pot life ~ 2 h ~ 1 h < 1 h Glass transition temperature, T g ~ 90 °C ~ 30 °C ~ 70 °C Tensile strength good medium good Chemical resistance very good medium good Advantages resistance viscosity adhesion Table 1: Data sheet of used resin systems. Filler material Grain size SiC small 24 - 50 μm SiC medium 242 - 300 μm SiC large 600 - 850 μm Table 2: Used silicon carbide (SiC) fillers and range of grain size distri bution. (a) (b) (c) Figure 1: Schematic illustration of used test setups and the load situation. (a) Ball-on-Disk (BoD), (b) Ball-on-Tube (BoT) and (c) Ball-on-Wheel (BoW). The grey area marks the epoxy/ SiC specimen. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 35 Results & Discussion In this paragraph the approach for the developed testing methods is described. In the primary part, influences of the individual components (e.g. resin system, grain sizes, etc.) and boundary conditions are examined in more detail. These investigations were done by the BoD setup. Based on the results a specific coating was selected for further tests with more application-oriented test configurations. Therefore, the BoT and hereafter the BoW configuration was used to test the coating and compare the results. The next subsections present the results of the tribological examination with the BoD setup. The following parameters were varied to be able to give a prediction about the influence of each parameter and the final coating: • influence of the used resin system and lubrication state, • influence of the particle size (SiC grain size), • influence of additional aluminum oxide Al 2 O 3 . Influence Resin System & Lubrication State The impact of the lubrication state was determined for all three resin systems. For the investigations, resins with SiC medium and with a filler content of 0.7 were prepared and tested in dry as well as water-lubricated conditions. The resulting temporal courses of the tribological examinations for both lubrication states are depicted in Figure 3. System 1 and system 3 show similarities in terms of running-in and long-term behavior in dry environments. By the same token, both resins exhibit a drop in the COF to a comparable level within the running-in phase. During the running-in, excessive resin at the surface was removed from the running surface and exposed SiC particles. The tribological load is mainly carried by these particles which results in higher COFs because of higher friction resistance owing to abrasive wear of the counterpart and SiC asperities. Since SiC possesses high hardness the counter body gets mainly grinded during this stage (Figure 6b) Aus Wissenschaft und Forschung 36 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 applied. The metallic surface was degreased with acetone and pretreated by sandblasting to guarantee sufficient adhesion between the coating and the substrate surface. In contrast to the BoD tests, the spread surface was tested. Lastly, a Ball-on-Wheel (BoW) test method was chosen (Figure 1c). In this case, the coating was applied on a cylinder with a circumferential groove. The BoW setup simulates the coating on a curved surface. While the BoW is the closest to the real application and was also the most sophisticated setup in terms of sample preparation. The tests were carried out on a Universal-Mechanical- Tester (UMT-2) manufactured by Bruker Corp. (USA). In Figure 2 the used setup is depicted. To simulate wet or moist environments a constant supply of water was implemented. Drop-by-drop lubrication was used for the BoD and BoT configuration because of simple practicability and satisfactory lubrication film formation ((5) in Figure 2). The water supply consists of a reservoir and a pipette tip, which drizzled the sample surface with dist. water constantly. This kind of lubrication was used for the BoD and BoT tests. BoW tests were conducted with immersion lubrication because the BoW test setup has the equipment for permanent lubrication. Finally, Table 3 provides an overview of the used test parameters. As a counterpart, a polished stainless steel (100Cr6) ball with a diameter of 6 mm was used. Parameter Value Vertical force 5 N Circumferential speed 0.125 m/ s Test duration 4 h Lubrication Dry or drop/ splash lubrication with dist. water Figure 2: Universal-Mechanical-Tester (UMT-2) with implemented water supply for Ball on Disk and Ball on Tube tests. The blue arrows indicate the applied load and the movement of the samples. Table 3: Test parameters of the tribological investigations. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 36 and producees wear debris. High tribological stresses support the transfer of material on the sample surface. This happens because wear particles dwell in the tribological contact and form a tight, consistent layer (transfer film) on the sample surface. The layer covers rough SiC asperities and acts as a load-bearing interface which results in a smoother running-surface and lower COFs. As depicted in Figure 3a, instabilities for system 2 (red line) were observed until approximately 10 000 s. It can be assumed that these instabilities are caused by repeated peeling off and rebuilding of a transfer film. Resin systems 1 and 3 are hot curing systems and cure at evaluated temperatures, whereas system 2 cures at room temperature. Due to the dissimilar curing mechanisms variations in the mechanical properties are obvious. As mentioned in Table 1, system 2 has the lowest mechanical properties and the lowest glass transition temperature. The glass transition temperature of a polymer (T g ) is the temperature at which the mobility of the polymer backbone chains in amorphous areas changes. Consequently, the mechanical properties of a resin decrease when the temperature exceeds the glass transition temperature [9,10]. In tribological contacts, the glass transition temperature of the polymer can be exceeded due to the dissipation of frictional energy. This leads to local deterioration of the mechanical properties (e.g. Young’s modulus). Determination of the Shore D hardness offers that system 2 is the softest material (41 ± 1), followed by system 1 (78 ± 1) and system 3 (82 ± 1.3). Besides Shore D values, the T g also indicates that system 2 may lose mechanical stability because of local softening during testing as a result of frictional heat up. This leads to fluctuations in the COF and the poor formation of a stable transfer film which were observed for tests with system 2. Systems 1 and 3 have comparable mechanical properties and Shore D hardness levels which lead to an analogical COF and tribological behavior after runningin. Figure 3b exhibits the COFs for lubricated conditions. Since water act as a lubricant, in this case, fluctuations in the COF are less pronounced compared to dry conditions. However, the results reveal that the fluid has an impact on the tribological performance of the coating. In general, cold-curing epoxy resins possess lower mechanical properties and are less chemically stable. Lapique and Redford [11] found that water acts as a plasticizer for cold-curing systems. Hence, the material gets softer and the matrix has issues providing enough support for the SiC particles. Due to the cooling effects of the permanent drop lubrication mechanical instabilities caused by exceeding the glass transition temperature were not observed. Figure 4 shows the damage analysis of the worn sample surfaces. The appearance of the wear tracks of system 1 and system 3 are comparable for dry conditions. Both show a uniform and shiny surface appearance whereas the surface of system 2 exhibits a more particle-structured surface. This suggests that system 1 and system 3 form a uniform transfer film during tribological loading. In general, the formation of a transfer film decreases friction and gives the tribological system more stability during the application [12,13]. System 2 lacks of a continuous transfer film, which results in higher friction forces and volatile measurement curves. An energy-dispersive X-ray (EDX) analysis of the wear track revealed that the transfer film mainly consists of iron (Fe) and other elements which can be assigned to the counterpart as well as silicon (Si) from the filler. The image of the EDX analysis is depicted in Figure 5. Since Si is also present beside Fe it can be concluded that the transfer layer mainly consists of a mixture of crushed SiC filler particles, debris from the counterpart, and epoxy resin. System 1 and system 3 show similar results for lubricated conditions (Figure 4e & f). The constant water supply ensures that the specimen surface remains free of any wear particles. Thus, the running-in phases, as seen Aus Wissenschaft und Forschung 37 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 Figure 3: Temporal courses of the COFs tested with a BoD setup for system 1, 2 and 3 in (a) dry and (b) lubricated conditions. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 37 Influence of the particle size Another investigated factor within this work was the influence of the SiC grain size on the tribological behavior. Based on the promising results in the previous section the investigations were exclusively done with system 1 Aus Wissenschaft und Forschung 38 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 in Figure 3, distinguish clearly from dry (a) to lubricated conditions (b). The wear debris remains easier between the counterpart and the sample surface if no lubricant is present. Thus, the formation of a transfer film was prevented because water impeded the adhesion of the material. However, lubricated tests reveal that system 2 has issues binding the filler to the matrix due to softening and swelling. Figure 6 displays an overview of a heavily worn sample (system 2). SiC particles were torn out and increased the wear of the samples as well as the counterpart drastically. This pattern was only observed for system 2. This implies that due to the lower mechanical strengths and softening effects, system 2 has an insufficient filler-matrix bonding if water is present. System 1 System 2 System 3 Dry Lubricated (d) (e) (f) (a) (b) (c) holes SiC particles running track Figure 4: Damage analysis of the running surface of (a) system 1 dry, (b) system 2 dry, (c) system 3 dry, (d) system 1 lubricated, (e) system 2 lubricated, (f) system 3 lubricated. (a) (b) (c) Si Fe Figure 5: (a) SEM image of the running surface, (b) EDX spectrum of iron (Fe), and (c) EDX spectrum of silicon (Si) of an exemplary test of system 1. Red areas flag the respective element. (a) (b) Figure 6: (a) Heavily worn sample and (b) counterpart due to the tribological load (system 2). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 38 and a degree of filling of 0.7. Figure 7 shows the COFs and the mean values of the measured COFs. As indicated above, the running-in and the formation of the load-bearing interface or the transfer film are linked to the distribution of the fillers at the sample surface. In this case, the formation of the running surface needs longer for medium-sized particles as seen in Figure 3a. Nonetheless, the diagram in Figure 7 indicates no clear tendency for different particle sizes concerning friction performance. Small as well as large particles exhibit low and comparable COF levels. Figure 8 displays the damage analysis of the worn samples. All samples show a transfer film of the counterpart to the sample surface. The formation of the transfer film plays an important role in terms of resulting COF. As can be seen from Figure 7 the formation of the transfer film took longer for medium-sized particles (red line). This sample exhibits more scattering and a volatile course, especially in the first half of the test. Thus, it can be deduced that the formation is a dynamic process of reduction and renewal of the transfer layer until stable conditions are reached. Samples with small and large particles exhibit a comparable appearance of the wear tracks which was expected from measured COFs. Both formed a uniform transfer film resulting in lower friction and less wear. Based on the results obtained with the BoD tests, a coating was defined for further tests. The selected coating consists of system 1 filled with small SiC particles and a filling degree of 0.7. Due to better processability and handling, small particles were used instead of large particles. Furthermore, small particles create smoother surfaces which cause less hydrodynamic drag in the final application. Further investigations reveal that system 1 and system 3 perform on a comparable level concerning friction and wear. Due to better processability and a higher T g , system 1 was chosen as the basis resin system over system 3. System 2 exhibits unsatisfying results regarding filler/ resin adhesion. Moreover, the low T g and mechanical properties have been pointed out as limitations for the performance of the coating. Addition of Aluminum Oxide (Al 2 O 3 ) Although the mixture was previously defined, the effects of additional aluminum oxide were investigated as well. Al 2 O 3 is widely used in coatings to enhance the corrosive resistance and adhesion strength to metallic surfaces Aus Wissenschaft und Forschung 39 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 Figure 7: (a) Presentation of the COFs for system 1 with small, medium and large SiC particles, and (b) mean COFs of the particular particle size. (a) (b) (c) Transfer film Transfer film Transfer film Figure 8: Worn sample surfaces filled with (a) small, (b) medium, and (c) large SiC particles. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 30 Seite 39 of Al 2 O 3 being about 3 times smaller compared to SiC (10 µm vs. approx. 30 µm), it is obvious that smaller particles occupy the interspaces between bigger SiC particles. This leads, in general, to improvements in mechanical properties (e.g. fracture stress), especially when particles with smaller grain sizes are added [17]. Thus, it has turned out that the most promising coating consists of system 1 with a degree of filling of 0.7 and a SiC/ Al 2 O 3 ratio of 90/ 10 wt.%. Application Oriented Test Methods This section covers the assessment of the BoT and the BoW test method compared to the results observed with the BoD setup. With the variety of sample preparation (spreading) and geometry (curved surface), steps were taken regarding the actual use case. For this purpose, the above-defined coating mixture was selected and tested with all three setups. Figure 10 presents the resulting Aus Wissenschaft und Forschung 40 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 [8,14]. Since Al 2 O 3 possesses high hardness it is also a proper choice as filler for coatings in high abrasive environments [15,16]. For these investigations, system 1 was used as matrix material and the amount of added Al 2 O 3 varied between 5 wt.%, 10 wt.%, and 20 wt.% whereby the amount of Al 2 O 3 refers to the total SiC/ Al 2 O 3 ratio. This test series was carried out with a BoD configuration and in lubed conditions. Figure 9 shows the COF against the test duration and the mean values of each test. From the table in Figure 9a, it can be seen that the added Al 2 O 3 has little impact on the tribological behavior. Likewise, the COFs show similar COF levels for different SiC/ Al 2 O 3 ratios. However, a multimodal particle distribution shows promising results in terms of enhancing mechanical properties and adhesion of the coating to the substrate [8,17]. Thus, a hybrid particle composition was selected for further evaluation of the test chain. Due to the grain size Figure 10: (a) COF vs. test duration for a BoD, BoT, and BoW configuration. (b) Obtained COFs of the individual tests and mean COFs for each test setup. Figure 9: (a) COFs against test duration for SiC samples filled with 5 wt.%, 10 wt.% and 20 wt.% Al 2 O 3 , and small SiC particles. (b) average COFs for each test configuration. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 40 COFs of each test setup as well as the temporal courses of the COFs. The resulting COFs in Figure 10b reveal a drop of friction by around 15 - 20 %. The average COFs for BoT and BoW are on a comparable level. The reason for the higher COF of may be related to the method of sample preparation. BoD specimens were cast, whereas BoT and BoW specimens were applied via a coating process. In Figure 10a, the temporal progressions of the friction coefficients are shown to get a better understanding of how friction develops over the test duration. The BoD and the BoT setup exhibit similar characteristics but the BoT setup has a lower friction level over the whole test duration. For the BoW setup, a sharp decrease in friction force was detected at the beginning of the test. The COF remains at a relatively high level but decreases after about 4 000 s to around 0.2. The worn surfaces of each test configuration are illustrated in Figure 11. BoD (Figure 11a) exhibits a transfer film at the sample surface. Although the test was performed in wet conditions a smooth surface with a transfer film was formed. BoT gives similar results but a higher amount of epoxy resin remained at the surface which results in a smoother surface appearance of the wear track (white circles in Figure 11b). The transfer film was not as incisive as it was in the BoD tests. Nevertheless, wear tracks and the formation of a transfer film were visible for BoW test samples as well (Figure 11c). However, due to slight irregularities in the thickness of the coating, wear and the formation of the transfer film were partially more pronounced in areas with higher loads. Summary & Outlook In the course of this work, in-house developed coating samples were prepared and tribological characterized concerning the influence of the grain size, the resin system, and the lubrication state. Subsequently, the enhancement effect of Al 2 O 3 on the tribological properties was studied. Furthermore, the initial BoD test method and sample preparation were extended by developing a BoT and a BoW test setup to be more application-oriented. Promising results were shown in the comparison of BoD and BoT. The COFs of the BoD and BoT tests showed similarities in the course as well as in the observed wear patterns. The findings for the BoW tests show parallels to the previous test methods concerning friction. However, differences in the wear pattern were observed which is most likely related to sample preparation. A multi-modal particle size distribution of the fillers has proved to be a promising approach to increase the wear performance of a coating for further investigations [17]. Furthermore, there is still space for enhancements of the coating by using grafted particles to increase the matrixparticle adhesion. It should be noted that the sample preparation turned out as a crucial step for reliable and comparable results. Therefore, the applicability and processability of the coating should also be revised in the future, so that even more complex specimen geometries can be coated and tested. References [1] X. Li, Y. Mao, and X. Liu, “Flue gas desulfurization gypsum application for enhancing the desalination of reclaimed tidal lands,” Ecological Engineering, vol. 82, pp. 566- 570, 2015. 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Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 (a) (b) (c) epoxy resin Figure 11: Damage analysis of the samples tested with (a) BoD, (b) BoT, and (c) BoW configuration. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 41 and frictional properties of epoxy resin,” SN Applied Sciences, vol. 2, no. 3, 2020. [14] L. Zhai, G. Ling, J. Li et al., “The effect of nanoparticles on the adhesion of epoxy adhesive,” Materials Letters, vol. 60, 25-26, pp. 3031-3033, 2006. [15] L. Rama Krishna, K. Somaraju, and G. Sundararajan, “The tribological performance of ultra-hard ceramic composite coatings obtained through microarc oxidation,” Surface and Coatings Technology, 163-164, pp. 484-490, 2003. [16] D. Bazrgari, F. Moztarzadeh, A. A. Sabbagh-Alvani et al., “Mechanical properties and tribological performance of epoxy/ Al 2 O 3 nanocomposite,” Ceramics International, vol. 44, no. 1, pp. 1220-1224, 2018. [17] R. Prehn, Tribologisch optimierte polymere Hochleistungsverbundwerkstoffe für den Einsatz unter abrasiven Bedingungen, PhD Thesis, Technischen Universität Kaiserslautern, 2006. Aus Wissenschaft und Forschung 42 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0043 [8] J. D. Oliveira, R. C. Rocha, and A. G. d. S. Galdino, “Effect of Al 2 O 3 particles on the adhesion, wear, and corrosion performance of epoxy coatings for protection of umbilical cables accessories for subsea oil and gas production systems,” Journal of Materials Research and Technology, vol. 8, no. 2, pp. 1729-1736, 2019. [9] G. W. Ehrenstein, Polymer-Werkstoffe: Struktur - Eigenschaften - Anwendung, Hanser, München, 2011. [10] W. Grellmann and S. Seidler, Polymer testing, Hanser Publishers, Cincinnati, 2013. [11] F. Lapique and K. 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Eine detaillierte Kenntnis der Einflüsse auf das Reibungsverhalten ist für den zuverlässigen Betrieb von sicherheitsrelevanten, nasslaufenden Lamellenkupplungen von höchster Bedeutung. Dabei ist das Losreißmoment insbesondere für sicherheitskritische Anwendungen wie Sicherheitsbremsen und -kupplungen von Interesse. Während Einflüsse des tribologischen Systems durch Variation von Reibpartnern, Schmierstoff und Betriebsbedingungen meist Fokus aktueller Untersuchungen sind, wird der Einfluss der Stillstandszeit zwischen einer vorangegangenen tribologischen Belastung und einem nachfolgenden Losreißen der Lamellenkupplung nicht betrachtet. Zur Bestimmung dieses Einflusses erfolgen experimentelle Untersuchungen am Komponentenprüfstand. Dazu wird die Stillstandszeit der Kupplung nach vorangegangener Lastschaltung systematisch variiert und die Kupplung anschließend aufgerissen. Im Rahmen dieser Untersuchungen wird gezeigt, dass die Stillstandszeit bei Lamellenkupplungen mit Sinterreibbelag einen erheblichen Einfluss auf das Reibungsver- Kurzfassung * Patrick Strobl, M.Sc. (federführender Autor) Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-5204-330X Maria-Lena Trapp, B.Sc. Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0003-1398-5534 Dr.-Ing. Katharina Völkel Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4380-109X Dr.-Ing. Hermann Pflaum Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4788-8006 Prof. Dr.-Ing. Karsten Stahl1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-7177-5207 Technische Universität München (TUM) School of Engineering & Design Department of Mechanical Engineering Lehrstuhl für Maschinenelemente (FZG) Boltzmannstr. 15 85748 Garching b. München halten in den ersten Schaltungen nach Inbetriebnahme zeigt. Ein Einfluss ist dabei bereits bei einer Stillstandszeit von ca. 15 min deutlich erkennbar. Es konnte eine Erhöhung der zu Beginn der Schlupfschaltung maximal auftretenden Reibungszahl gegenüber anschließenden Schlupfschaltungen beobachtet werden, die auf die Stillstandszeit nach definierter Vorbelastung zurückzuführen ist. Einflüsse der Lamellentemperatur werden hierbei durch Messung der Außenlamellentemperatur berücksichtigt. Der Einfluss wird auf die Veränderung der Grenzschicht während des Stillstands zurückgeführt. Die Ergebnisse liefern einen Beitrag zur Übertragbarkeit von Untersuchungen des Reibungsverhaltens von Komponentenprüfständen auf reale Anwendungen, bei denen das Reibsystem relevanten Stillstandszeiten ausgesetzt ist, und erweitern die bestehende Kenntnisbasis zu Versuchsmethoden. Schlüsselwörter Reibungsverhalten, nasslaufende Lamellenkupplung, Statische Reibung, Stillstandszeit Influence of the Time of Standstill on the Breakaway Torque of Wet Disk Clutches Detailed knowledge of the influences on the frictional behavior is crucial for reliable operation of safety-relevant, wet-running multi-plate clutches. The breakaway torque is of particular interest for safety-critical appli- Abstract cations such as safety brakes and clutches. While influences of the tribological system by variation of friction partners, lubricant and operating conditions are usually the focus of current investigations, the influence of the time of standstill between a preceding tribological load and a subsequent breakaway of the wet disk clutch is not considered. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 43 auf das Losreißmoment in Verbindung mit der Temperatur der Lamellenkupplung untersucht. Die Temperatur des Reibsystems ist sowohl für Gleitals auch für Haftreibung ein sehr wichtiger Einflussfaktor auf das Reibungsverhalten. In [Mei17] wird der Einfluss der Öleinspritztemperatur auf das Reibungsverhalten von Reibsystemen sowohl mit Sinterals auch Papierreibbelägen in allen Gleitgeschwindigkeitsbereichen nachgewiesen. Der Einfluss der Temperatur auf das Reibungsverhalten wird darüber hinaus in zahlreichen Quellen (z. B. [Mäk07, Mäk06, Mar07a, Mar07b]) erwähnt. Auch die spezifische Flächenpressung zeigt einen Einfluss auf das Reibungsverhalten nasslaufender Lamellenkupplungen. Allerdings ist dieser bei gleichzeitiger Berücksichtigung der Lamellentemperatur meist den Einflüssen der Temperatur und der Gleitgeschwindigkeit untergeordnet. Neben den genannten spezifischen Belastungen des Reibsystems trägt auch der Reibbelag (z. B. [Dev04, Ito98, Kat19]), Schmierstoff (z. B. [Dev04, Ing10, Mäk07, Mäk06]) und die Stahllamellenendbearbeitung (z. B. [Bäs16, Sit07, Völ20]) zum Reibungsverhalten der Lamellenkupplung bei. Die genannten Untersuchungen finden meist an Komponenten- oder Modellprüfständen unter möglichst idealen Umgebungsbedingungen statt und umfassen in der Regel einen eingelaufenen bzw. stationären Zustand frei von Startbedingungen oder ähnlichem. Dies kann insbesondere bei dem Übergang zwischen Haft- und Gleitreibung zu Diskrepanzen zwischen dem Drehmomentübertragungsverhalten am Modellprüfstand und im industriellen Einsatz führen. In der Praxis spielen dabei auch Stillstandszeiten im gelüfteten und geschlossenen Zustand eine Rolle, die aufgrund der notwendigen, zeitintensiven Versuche meist nicht betrachtet werden. In der Literatur finden sich allgemeine Arbeiten zur Zeitabhängigkeit von statischer und dynamischer Reibung Aus Wissenschaft und Forschung 44 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Einleitung Das Reibungsverhalten nasslaufender Lamellenkupplungen ist für die sicherheitsgerechte Auslegung eines Antriebs von Interesse. Insbesondere bei Sicherheits- und Haltekupplungen ist die Kenntnis über das Losreißverhalten relevant, da ein definiertes Drehmoment ohne relevanten Schlupf übertragen werden soll. Die Forderung nach hohen übertragbaren Drehmomenten steht dabei im Zielkonflikt mit einer guten Regelbarkeit der Kupplung, wofür ein Anstieg der Reibungszahl über der Gleitgeschwindigkeit notwendig ist. Moderne Untersuchungen [Völ21] zeigen, dass die übertragbare Reibungszahl praxisrelevanter Reibsysteme ohne Auftreten von Kriechvorgängen geringer liegt als die unter Zwangsschlupf oder Lastschaltungen vorliegenden Gleitreibungszahlen. Ein deutlicher Einfluss der Gleitgeschwindigkeit auf das Reibungsverhalten nasslaufender Lamellenkupplungen wird ebenfalls in zahlreichen Forschungsarbeiten dokumentiert (z. B. [Bäs16, Ing10, Ito98, Ost01]). Dabei kann das Reibungsverhalten in unterschiedlichen Betriebsmodi untersucht werden, deren thermischen und mechanischen Randbedingungen z. T. sehr unterschiedlich sind. Die zuverlässige Ermittlung von Haftreibungszahlen bzw. statischer Reibungszahlen und Einflussgrößen auf das Haftreibungsverhalten nasslaufender Lamellenkupplung ist noch immer Gegenstand der Forschung. Die Ermittlung ist nicht genormt und wird z. T. unter sehr unterschiedlichen Randbedingungen vorgenommen. Lloyd, Reffett et al. [Llo94] beschreiben drei Möglichkeiten zur Bestimmung statischer Reibungszahlen zur Charakterisierung der statischen Drehmomentkapazität einer nasslaufenden Lamellenkupplung. Es wird zwischen der Reibungszahl am Ende einer dynamischen Schaltung („Endpoint“), beim Losreißen („Breakaway“) und bei stationärem Schlupf („Steady-State“) unterschieden. Dabei werden zwischen dynamischer Schaltung und erneutem Losreißen der Lamellenkupplung zwei Verweilzeiten (2 s und 75 s) im geschlossenen Zustand und deren Einfluss To determine this influence, experimental investigations are carried out on a component test rig. For this purpose, the time of standstill of the clutch is systematically varied after preceding load shifts and the clutch is then broken away. During these investigations, it is shown that the downtime of multi-plate clutches with sinter friction lining has considerable influence on the frictional behavior in the first switching operations after actuation. An influence can already be clearly seen at a standstill time of approximately 15 minutes. An increase in the maximum friction coefficient occurring at the start of the slip switching operation compared with subsequent slip switching operations was observed, which can be attributed to the downtime after a defined preload. Influences of the disk temperature are considered by measuring the outer disk temperature. The influence is attributed to the change of the boundary layer during the standstill. The results provide a contribution to the transferability of investigations of the friction behavior of component test rigs to real applications in which the friction system is exposed to relevant times of standstill and expand the existing knowledge base on test methods. Keywords Friction Behavior, Wet Disk Clutch, Static Friction, Standstill TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 44 [Bau99, Ber99, Ric83, Ric93, Rui83]. Hierbei wird eine logarithmische Erhöhung der Reibungszahl mit steigender Stillstandszeit festgestellt. Der bisherige Forschungsstand zeigt, dass ein Einfluss relevanter Stillstandszeiten auf das Losreißmoment bisher nicht untersucht wurde. Der vorliegende Beitrag beschreibt den Einfluss von technisch relevanten Stillstandszeiten und deren Einfluss auf das übertragbare Drehmoment bei Differenzdrehzahlen < 1 m/ s unter Zwangsschlupf. Es kommt je ein Reibsystem mit Sinter- und Papierreibbelag zum Einsatz. Material und Methoden Zur Untersuchung des Einflusses der Stillstandszeit auf das Losreißverhalten wird der Komponentenprüfstand ZF/ FZG KLP-260 (s. Bild 1) verwendet. Dieser ermöglicht u. a. die Untersuchung des Reibungsverhaltens nasslaufender Lamellenkupplungen in den Betriebsmodi Lastschaltung und Stationärschlupf. Bei einem Betrieb von Lastschaltungen wird der Innenmitnehmer über den Hauptantrieb auf eine definierte Drehzahl beschleunigt, welche über ein Tachometer gemessen wird. Im Stationärschlupf erfolgt der Antrieb des Innenmitnehmers über einen Kriechantrieb. Die Drehzahl wird hierbei über einen Inkrementalgeber erfasst. Der Außenmitnehmer ist auf einer gelagerten Platte über eine Kraftmessdose verbunden, wodurch eine Messung des Reibmoments T R realisiert wird. Zur Einstellung der Massenträgheit sind Schwungmassen an die Welle des Innenmitnehmers zuschaltbar. Zum Schließen der Kupplung wird über einen Hydraulikzylinder eine definierte Axialkraft auf das Kupplungspaket aufgebracht. Die Axialkraft F ax wird über eine Kraftmessdose gemessen. Die Beölung der Kupplung erfolgt über eine Innenbeölung mittels einer Öldüse sowie einer Beölung von oben, wobei Öleinspritztemperatur und Ölvolumenstrom regelbar sind. Eine detaillierte Beschreibung des Komponentenprüfstandes ZF/ FZG KLP-260 ist in [Mei15] zu finden. Alle Versuche erfolgen mit sechs Reibflächen (n Rf = 6). Die Reibungszahl berechnet sich unter Berücksichtigung des mittleren Reibradius r m gem. Formel 1. (1) Die Untersuchungen erfolgen an jeweils einem Reibsystem mit Sinterreibbelag (RS-S) und mit Papierreibbelag (RS-P). Alle Daten zu Geometrie und Schmierstoff sowie eine Abbildung der Versuchsteile finden sich in Bild 2. Das Sinter-Reibsystem kommt in industriellen und maritimen Anwendungen zum Einsatz. Es wird eine Belagvariante mit Waffelnutung sowie eine Serien- Stahllamellenvariante verwendet. Das Papier-Reibsystem wird in Automat- und Doppelkupplungsgetrieben eingesetzt. Es wird eine Belagvariante, bei welcher der Belag gruppenparallel, multisegmentiert mit Waffelnutung ausgeführt ist, sowie eine Stahllamellenvariante aus Serienanwendung verwendet. Die Reibsysteme wurden vor den Untersuchungen vollständig eingelaufen. Über ein Thermoelement des Typs K (NiCr-Ni) wird die Temperatur einer mittleren Außenlamelle auf Höhe des mittleren Reibradius in Lamellenmitte gemessen. Bei dem Reibsystem mit Papierreibbelag erfolgt die Messung in der Stahllamelle (gem. Bild 3), bei dem Reibsystem mit Sinterreibbelag im Belagträger der mittleren Belaglamelle. μ = T R F ax ∙ n Rf ∙ r m Aus Wissenschaft und Forschung 45 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Bild 1: Schemazeichnung des Komponentenprüfstands ZF/ FZG KLP-260 gem. [Mei15] TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 45 sucht. Das Reibsystem wird während Betrieb und Stillstand bei der Öleinspritztemperatur ϑ Ö = 40 °C und dem spezifischen Ölvolumenstrom v˙ Öl = 0,8 mm 3 / mm 2 s betrieben. In einer Versuchsreihe werden sieben Stillstandszeiten untersucht (30 s, 1 min, 2 min, 5 min, 15 min, 1 h, ca. 10 h), die Messreihe wird unabhängig voneinander dreimal durchgeführt. Aufgrund der unterschiedlichen Baugrößen der Reibsysteme ergeben sich teils unterschiedliche spezifische Belastungen, welche in den nachfolgenden Tabellen angegeben sind. In jedem Durchlauf des Versuchs erfolgt die Belastung des Reibsystems durch die in Tabelle 1 spezifizierten Lastschaltungen. Zur Charakterisierung der Lastschaltungen werden die Reibungszahlkennwerte μ mit und μ 5 gem. [Hen14] herangezogen (Bild 4). Der Kennwert μ mit beschreibt den arithmetischen Mittelwert der Reibungszahl μ zwischen 0 und 60 % der max. Gleitgeschwindigkeit v g,max . Der Kennwert μ 5 bezeichnet den max. Wert der Reibungszahl im Bereich zwischen 0 und 10 % der maximalen Gleitgeschwindigkeit v g,max . Aus Wissenschaft und Forschung 46 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Der Versuchsablauf ist für beide Reibsysteme identisch. Das jeweilige Reibsystem wird in jedem Durchlauf zunächst einer definierten tribologischen Belastung durch Lastschaltungen unterzogen. Anschließend wird nach definierten Stillstandszeiten das Reibungs- und Losreißverhalten im Betriebsmodus Stationärschlupf unter- Bild 2: Überblick über die Reibsysteme RS-S und RS-P Reibsystem automobile Anwendung (organischer Reibbelag, RS-P) Geometrische Daten: Anzahl Reibflächen n Rf : 6 Bruttoreibfläche A brutto: 6553 mm² Mittlerer Reibradius r m : 77 mm Schmierstoffdaten: Dichte bei 15 °C: 846 kg/ m 3 Viskosität bei 40 °C: 26 mm 2 / s Viskosität bei 100 °C: 5,6 mm 2 / s Automatgetriebeschmierstoff 20 mm 20 mm Reibsystem Industrieanwendung (sintermetallischer Reibbelag, RS-S) Geometrische Daten: Anzahl Reibflächen n Rf : 6 Bruttoreibfläche A brutto : 7357 mm² Mittlerer Reibradius r m : 81 mm Schmierstoffdaten: Dichte bei 15 °C: 891 kg/ m 3 Viskosität bei 40 °C: 100 mm 2 / s Viskosität bei 100 °C: 40 mm 2 / s Allgemeine Industrieanwendung 20 mm 20 mm r m Andrückung Thermoelement Abstützung Innenlamellen A ußenlamellen Bild 3: Schemazeichnung zur Lamellentemperaturmessung Geometrische Daten: Anzahl Reibflächen n Rf : 6 Bruttoreibfläche A brutto: 6553 mm² Mittlerer Reibradius r m : 77 mm Schmierstoffdaten: Dichte bei 15 °C: 846 kg/ m 3 Viskosität bei 40 °C: 26 mm 2 / s Viskosität bei 100 °C: 5,6 mm 2 / s Automatgetriebeschmierstoff Geometrische Daten: Anzahl Reibflächen n Rf : 6 Bruttoreibfläche A brutto : 7357 mm² Mittlerer Reibradius r m : 81 mm Schmierstoffdaten: Dichte bei 15 °C: 891 kg/ m 3 Viskosität bei 40 °C: 100 mm 2 / s Viskosität bei 100 °C: 40 mm 2 / s Allgemeine Industrieanwendung TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 46 Betriebsmodus Reibsystem Anzahl Schaltungen Schlupfzeit t S Zykluszeit t Z Flächenpressung p Gleitgeschwindigkeit v g spez. Reibarbeit q A in s in s in N/ mm² in m/ s in J/ mm² Kühlphase RS-P RS-S 2 10 15 0,02 0,040 0,042 < 0,001 Stationärschlupf RS-P RS-S 3 30 35 0,5 0,005 0,008 0,010 Nach einer variablen Stillstandszeit werden gem. Tabelle 2 drei Stationärschlupf-Schaltungen mit dazwischenliegenden Kühlphasen bei angelegter Kupplung durchgeführt. Zur Charakterisierung des Reibungsverhaltens im Stationärschlupf werden die Reibungszahlkennwerte μ stat nach [Mei17] und μ max verwendet (Bild 5). Der Kennwert μ stat bezeichnet den arithmetischen Mittelwert der Reibungszahl μ im stationären Bereich der Schaltung, dafür wird hier bei einer Schlupfzeit von 30 s der Bereich zwischen 8 und 28 s gewählt. Zusätzlich wird zur Charakterisierung des Losreißverhaltens der Kennwert μ max definiert. Dieser definiert den maximalen Wert der Reibungszahl μ in den ersten 5 s des Stationärschlupfs. Nachfolgend werden die Kennwerte aus Stationärschlupf in Abhängigkeit von der Stillstandszeit nach der Aus Wissenschaft und Forschung 47 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Reibsystem Anzahl Schaltungen Druckzeit t D Zykluszeit t Z Flächenpressung p max. Gleitgeschwindigkeit v g spez. Reibarbeit q A Tabelle 1: Spezifikationen der Lastschaltungen Tabelle 2: Spezifikationen der Schaltungen im Betriebsmodus Stationärschlupf 50 60 100 0 10 μ Gleitges c hwindigk eit in % v g,max μ mit : Mittelwert 0...60% v g,max μ 5 : max . 0...10% v g,max S tart E nde Bild 4: Lastschaltungskennwerte nach [Hen14] anhand zweier Reibcharakteristiken unterschiedlichen Verhaltens zu Schaltungsende 8 24 32 16 μ μ stat : Mittelw ert 8...28 s μ max : max . 0...5 s Mes s z eit in s m x 0 Bild 5: Kennwerte im Stationärschlupf vorangegangenen Belastung durch Lastschaltungen betrachtet. Ebenfalls erfolgt eine Betrachtung der Kennwerte in Abhängigkeit von der Lamellentemperatur. Ergebnisse Einfluss der Stillstandszeit auf das Losreißmoment (Industrieanwendung) Bei der Untersuchung des Losreißverhaltens des Reibsystems aus Industrieanwendung zeigen sich deutliche Unterschiede abhängig von der Stillstandszeit. Bild 6 zeigt ausschnittsweise den Verlauf der Messdaten Axialkraft, Drehzahl und Reibungszahl bei der kürzesten und längsten untersuchten Stillstandszeit zu Bein s in s in N/ mm² in m/ s in J/ mm² RS-P 10 0,24 10 5 15 0,5 RS-S 10,1 0,20 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 47 Am Ende der Schaltung fällt die Reibungszahl bei sämtlichen untersuchten Stillstandszeiten monoton mit der sinkenden Drehzahl ab, hierbei tritt im Gegensatz zum Aufreißen keine Erhöhung der Reibungszahl ggü. des stationären Werts auf (Bild 6, rechts). Es ist davon auszugehen, dass die untersuchten Reibsysteme bei den vorliegenden Drehzahlen < 0,6 m/ s eine ansteigende Reibcharakteristik besitzen. Bei der Drehzahl des Innenmitnehmers (s. Bild 6) zeigen sich durch die Regelung bedingte Schwankungen. Im stationären Bereich der Schaltung weicht die Drehzahl maximal 0,05 min -1 (etwa 8 %) von ihrem Mittelwert ab. Zu Beginn der Schaltung zeigen sich Abweichungen von einem ideal linearen Anstieg auf den Sollwert, insbesondere geht die starke Überhöhung der Reibungszahl beim Aufreißen der Kupplung nach langen Stillstandszeiten (s. Bild 6, unten links) mit einer leicht niedrigeren Drehzahl einher. Aus Wissenschaft und Forschung 48 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 ginn, während (10 - 12,5 s) und am Ende einer exemplarisch betrachteten 30 s langen Stationärschlupf-Schaltung. Bei allen untersuchten Stillstandszeiten steigt die Reibungszahl beim ersten Losreißen der Kupplung direkt auf ihren Maximalwert, welcher durch den Kennwert μ max erfasst wird, ehe sie zu einem stationären Wert abfällt. Dieser Effekt ist bei kurzen Stillstandszeiten (Bild 6, oben links) schwach ausgeprägt, bei langen Stillstandszeiten (Bild 6, unten links) hingegen zeigt sich zu Beginn eine deutliche Überhöhung ggü. des stationären Reibungszahlwerts. Im stationären Bereich der Schaltung (Bild 6, mittig) weist die Reibungszahl geringe Schwankungen um ihren durch μ stat charakterisierten Mittelwert auf. Dieser liegt bei langen Stillstandszeiten etwas höher als bei kurzen Stillstandszeiten. Bild 6: Ausschnitte des Verlaufs der Axialkraft F ax , Drehzahl n und Reibungszahl µ über der Versuchslaufzeit zu Beginn des Stationärschlupfs (links), während (mittig) und am Ende (rechts) bei einer Stillstandszeit von 30 s (oben) und 10 h (unten) bei Reibsystem RS-S a) nach 30 s Stillstandszeit b) nach 10 h Stillstandszeit TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 48 Die ermittelten Reibungszahlkennwerte der Last- und Schlupfschaltungen sind in Bild 7 dargestellt. Auffällig ist hierbei, dass die Werte µ stat auf ähnlichem Niveau wie µ 5 der Lastschaltungen liegen, was eine gute Übereinstimmung des Reibungsverhaltens am Ende der Lastschaltung mit dem Stationärschlupf zeigt. Die Reibungszahlkennwerte µ 5 sind stets deutlich höher als die korrespondierenden Kennwerte µ mit , was einen negativen Reibungszahlgradient und somit auf eine erhöhte Reibschwingneigung hinweisen. Kennwerte der zweiten und dritten Stationärschlupf- Schaltung zeigen gem. Bild 7 keinen erkennbaren Anstieg in Abhängigkeit der Stillstandszeit. Im Folgenden wird daher die erste Stationärschlupf-Schaltung nach Belastung betrachtet. Der Verlauf der Reibungszahl in der ersten Stationärschlupf-Schaltung unterscheidet sich abhängig von der vorgegebenen Stillstandszeit nach Belastung. Dies äußert sich in einem Anstieg von µ max mit längeren Stillstandszeiten (s. Bild 8). Der Reibungszahlkennwert μ stat der ersten Schlupfschaltung steigt bei kurzen Stillstandszeiten bis etwa 5 min an und bleibt bei längeren Stillstandszeiten näherungsweise konstant. Es lässt sich feststellen, dass bereits Stillstandszeiten ab ca. 15 min eine deutliche Überhöhung von µ max ggü. µ stat aufweisen. Die Lamellen erwärmen sich während der Lastschaltungen und kühlen während der Stillstandszeit ab, womit eine niedrigere über die erste folgende Schlupfschaltung gemittelte Lamellentemperatur bei längeren Stillstandszeiten einhergeht. Es kann eine näherungsweise lineare Abhängigkeit des Kennwerts μ stat von der Lamellentemperatur angenommen werden. Ab einer Stillstandszeit von 15 min ist die Lamellentemperatur in etwa konstant, der Kennwert µ max steigt jedoch weiterhin mit zunehmender Stillstandszeit logarithmisch an (s. Bild 9). Bei Reibsystem RS-S lässt sich demnach ein Einfluss der Stillstandszeit auf das Reibungsverhalten ab 15 min Stillstandszeit erkennen, der nicht über die Lamellentemperatur begründet ist. Aus Wissenschaft und Forschung 49 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Bild 8: Kennwerte der ersten Schlupfschaltung abh. von Stillstandszeit (RS-S) Bild 9: Kennwerte der ersten Schlupf-schaltung abh. von Lamellentemperatur (RS-S) Bild 7: Trend der Reibungszahlkennwerte des Reibsystems RS-S TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 49 aus der regelungsbedingten Schwankung der Schlupfdrehzahl resultieren. Der Kennwert μ stat liegt bei langen Stillstandszeiten etwas höher als bei kurzen Stillstandszeiten, außerdem lässt sich bei langen Stillstandszeiten ein Abfall der Reibungszahl auch im stationären Bereich feststellen (s. Bild 10). Am Ende der Schaltung fällt die Reibungszahl auch hier ohne eine Erhöhung der Reibungszahl gegenüber dem stationären Wert mit sinkender Schlupfdrehzahl ab (s. Bild 10). Die ermittelten Reibungszahlkennwerte der drei durchgeführten Versuchsreihen sind für das Reibsystem RS-P in Bild 11 dargestellt. Der Reibungszahlverlauf aller Lastschaltungen kann in den Versuchsblöcken als identisch angenommen werden. Die Kennwerte der zweiten und dritten Stationär- Aus Wissenschaft und Forschung 50 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Einfluss der Stillstandszeit auf das Losreißmoment (automobile Anwendung) Auch bei Reibsystem RS-P steigt die Reibungszahl (s. Bild 10) nach sämtlichen untersuchten Stillstandszeiten beim ersten Losreißen der Kupplung direkt auf ihren Maximalwert, ehe sie langsam zu einem stationären Wert abfällt. Hier zeigt sich bereits nach kurzen Stillstandszeiten (s. Bild 10, links oben) eine ausgeprägte Überhöhung der Reibungszahl, wodurch die Unterschiede im Reibungszahlverlauf zwischen kurzen und langen Stillstandszeiten geringer ausfallen als bei Reibsystem RS-S. Die starke Überhöhung der Reibungszahl beim Aufreißen der Kupplung geht zudem meist mit einer niedrigeren Schlupfdrehzahl im Moment des Losreißens einher. Die Reibungszahl weist beim Reibsystem RS-P ebenfalls leichte Schwankungen um ihren Mittelwert auf, die Bild 10: Ausschnitte des Verlaufs der Axialkraft F ax , Drehzahl n und Reibungszahl µ über der Versuchslaufzeit zu Beginn des Stationärschlupfs (links), während (mittig) und am Ende (rechts) bei einer Stillstandszeit von 30 s (oben) und 10 h (unten) bei Reibsystem RS-P a) nach 30 s Stillstandszeit b) nach 10 h Stillstandszeit TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 50 schlupf-Schaltung nach der Belastung zeigen lediglich einen sehr geringen Anstieg mit längeren Stillstandszeiten, weshalb im Folgenden wie auch beim Reibsystem RS-S die erste Schlupfschaltung nach Belastung durch Lastschaltungen betrachtet wird. Der Reibungszahlkennwert μ stat der ersten Stationärschlupf-Schaltung steigt ab Stillstandszeiten von etwa 5 min leicht an, bei kürzeren Stillstandszeiten zeigt μ stat keine eindeutige Abhängigkeit von der Stillstandszeit. Der Kennwert μ max steigt zu längeren Stillstandszeiten hin an (Bild 12), dieser Anstieg ist weniger stark ausgeprägt als beim Reibsystem RS-S. Es kann eine näherungsweise lineare Abhängigkeit des Kennwerts μ stat von der Lamellentemperatur angenommen werden, allerdings zeigen sich beim Reibsystem RS-P größere Abweichungen von der Ausgleichsgeraden als beim Reibsystem RS-S. Für den Kennwert μ max lässt sich keine eindeutige Abhängigkeit von der Lamellentemperatur feststellen (Bild 13). Hierbei ist zu beachten, dass die Lamellen bei dem Reibsystem RS-P schneller abkühlen und somit ein kleinerer Temperaturbereich vorliegt als bei Reibsystem RS-S. Insgesamt ist auch bei diesem Reibsystem eine Tendenz zur logarithmischen Erhöhung des Kennwerts µ max mit steigenden Stillstandszeiten zu erkennen, welcher allerdings nicht eindeutig von einem Einfluss der Lamellentemperatur unterschieden werden kann. Diskussion Die Ergebnisse beider Reibsysteme zeigen einen Einfluss der Stillstandszeit auf das Reibungsverhalten der Lamellenkupplung. Auffällig ist, dass trotz einer fallenden Reibcharakteristik am Ende des Stationärschlupfs stets eine Überhöhung der Reibungszahl zu Beginn des Stationärschlupfs (µ max > µ stat ) vorliegt. Diese ist insbesondere bei der ersten Stationärschlupf-Schaltung nach Stillstand deutlich ausgeprägt und zeigt einen Einfluss Aus Wissenschaft und Forschung 51 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0044 Bild 12: Kennwerte der ersten Schlupfschaltung abh. von Stillstandszeit (RS-P) Bild 13: Kennwerte der ersten Schlupfschaltung abh. von Lamellentemperatur (RS-P) Bild 11: Trend der Reibungszahlkennwerte des Reibsystems RS-P TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 51 gelüftet. Versuche zum Einfluss der Stillstandszeit bei geschlossener Lamellenkupplungen sind ebenfalls von Interesse, wurden jedoch bislang nicht untersucht. Zusammenfassung Die Vorgehensweise zeigt einen Einfluss der Stillstandszeit im gelüfteten Zustand auf das Losreißverhalten nasslaufender Lamellenkupplungen, der insbesondere bei dem untersuchten Reibsystem mit Sinterreibbelag nicht allein durch thermische Einflüsse erklärt werden kann. Es zeigt sich, dass sich das übertragene Losreißmoment mit steigender Stillstandszeit sowohl bei einem Reibsystem mit Sinterals auch Papierbelag erhöht. Ein Einfluss am Ende des stationären Zwangsschlupfs ist dagegen nicht erkennbar. Hierbei ist lediglich der Einfluss der Lamellentemperatur erkennbar, die insbesondere bei sehr geringen Stillstandszeiten durch die vorangegangenen Lastschaltungen im Versuchsablauf beeinflusst werden kann. Die Ergebnisse erweitern die aktuelle Kenntnisbasis zum Reibungsverhalten nasslaufender Lamellenkupplungen um den Einfluss von Stillstandszeiten und verbessern so die Übertragbarkeit von Versuchsreihen aus Komponentenprüfständen zu realen, technischen Reibsystemen, die in der Praxis meist relevanten Stillstandszeiten ausgesetzt sind. Danksagung Die Autoren bedanken sich bei den Mitgliedsfirmen der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. (FVA), die diese Arbeit durch Sachbeistellungen unterstützt haben. Literatur [Bäs16] Bäse, M. U.; Dzimko, M.; Deters, L.: Empirische Bewertung von Zusammenhängen zwischen Endbearbeitungsparametern und Reibungsverhalten von Lamellenreibpaarungen im Mikroschlupfbetrieb. 57. Tribologie-Fachtagung, Göttingen. Gesellschaft für Tribologie e.V. (2016). [Bau99] Baumberger, T.; Berthoud, P.; Caroli, C.: Physical analysis of the stateand rate-dependent friction law. II. Dynamic friction. Physical Review B 60. Heft: 6, S. 3928-3939 (1999). 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Ein logarithmischer Zusammenhang zwischen µ max und der Stillstandszeit kann für die untersuchten Reibsysteme festgestellt werden und bestätigt Untersuchungen gem. Stand der Technik [Bau99, Ber99, Ric83, Ric93, Rui83]. Eine Ableitung einer Modellvorstellung gemäß Stand der Technik ist somit denkbar, sollte allerdings über weitere Versuche mit unterschiedlichen Reibsystemen abgesichert werden. Bei der Untersuchung des Reibsystems mit Papierreibbelag fällt auf, dass bereits bei sehr kurzen Stillstandszeiten eine deutliche Überhöhung des Losreißmoments gegenüber dem übertragbaren Drehmoment bei stationären Schlupfdrehzahlen ermittelt werden kann. Der Einfluss der Stillstandszeit ist dagegen weniger stark ausgeprägt. Der Stand der Technik [Völ21] zeigt, dass die ermittelten Haftreibungszahlen sowie Gleitreibungszahlen bei sehr kleinen Differenzdrehzahlen deutlich niedriger liegen als die hier ermittelten maximalen Reibungszahlen beim Losreißen der Lamellenkupplungen. Eine gute Übereinstimmung kann dagegen bei den jeweils fallenden Drehzahlgradienten ermittelt werden. Hier fallen die Reibungszahlen sowohl bei Sinterals auch bei Papierreibsystemen hin zu kleineren Drehzahlen ab. Das Losreißen muss demnach separat betrachtet werden. Möglich ist eine Veränderung der Grenzschichten während der Stillstandszeit, die in Folge des Kontakts mit Umgebungsluft oder Schmierstoff einsetzen kann. Ein Nachweis dieser Änderung ist allerdings schwer nachzubilden, da die Grenzschichtzusammensetzung im Betrieb nicht messbar ist. Die Übertragbarkeit zwischen Messungen am Komponentenprüfstand und realen technischen Systemen, bei denen relevante Stillstandszeiten auftreten, kann durch das Verständnis des Einflusses dieser Stillstandszeiten verbessert werden. Eine etwaige Konditionierung des Reibsystems muss demnach in Betracht gezogen werden. Von Interesse sind zudem weiterführende Untersuchungen im Mikroschlupf gem. [Völ21] zur Identifikation des Einflusses der Stillstandszeit auf das Reibungsverhalten bei Mikroschlupf und Haften, da dieser Effekt insbesondere für Halte- und Sicherheitsbremsen von Interesse ist. Bei den durchgeführten Versuchen war die Lamellenkupplungen während der Stillstandszeit stets TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 52 [Hen14] Hensel, M.: Thermische Beanspruchbarkeit und Lebensdauerverhalten von nasslaufenden Lamellenkupplungen, Dissertation, Technische Universität München (2014). [Ing10] Ingram, M.; Noles, J.; Watts, R.; Harris, S.; Spikes, H. A.: Frictional Properties of Automatic Transmission Fluids: Part I - Measurement of Friction-Sliding Speed Behavior. Tribology Transactions. Heft: 54, S. 145-153 (2010). [Ito98] Ito, K.; Barker, K. A.; Kubota, M.; Yoshida, S.: Designing Paper Type Wet Friction Material for High Strength and Durability. SAE Technical Paper Nr. 982034 (1998). 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Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 Using exact macroscopic geometry in elastohydrodynamic simulations of point and elliptical contacts Sven Wirsching, Marcel Bartz* Eingereicht: 25.8.2022 Nach Begutachtung angenommen: 25.1.2023 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. * Sven Wirsching, M.Sc. Dr.-Ing. Marcel Bartz Lehrstuhl für Konstruktionstechnik KTmfk, Friedrich- Alexander-Universität Erlangen-Nürnberg, 91058 Erlangen Bei bordgeführten Rollenlagern existiert eine Vielzahl von unterschiedlichen tribologischen Kontaktformen. So sind nicht nur Linienkontakte an den Laufbahnen, dem Käfig sowie den Wälzkörpern, sondern auch Punkt- und Ellipsenkontakte zwischen Wälzkörperstirnfläche und Ringbord vorhanden. Die Kraftübertragung erfolgt über diese geschmierten, konzentrierten Wälz- und Wälz-Gleit-Kontakte. Abhängig von der Belastungssituation tragen diese Kontakte unterschiedlich zum Betriebsverhalten des Rollenlagers bei. Axiale Lasten auf bordgeführte Rollenlager werden vorwiegend über die Punkt- und Ellipsenkontakte zwischen Rollenstirn und Ringbord übertragen. Diese ölgeschmierten Punkt- und Ellipsenkontakte können mit Hilfe von Thermo-Elastohydrodynamik (TEHD) Simulationen berechnet und ausgelegt werden. Bei bestehenden Methoden der TEHD Berechnung von Punkt- und Ellipsenkontakten werden die makroskopischen Geometrien der Kontaktpartner vereinfacht, ähnlich der Theorie nach H ERTZ , über Ellipsoide beschrieben. Kontakte realer, komplexer Geometriepaarungen von Wälzkörper und Ringbord, wie sie zur Optimierung der axialen Belastbarkeit oder des Reibungsmomentes von Rollenlager eingesetzt werden, lassen sich damit allerdings nur ungenau ermitteln. Im Vergleich Kurzfassung zur exakten Berücksichtigung der makroskopischen Geometrie sind größere Diskrepanzen in der Schmierfilmhöhe, des Kontaktdrucks und der Reibung zu verzeichnen. Aus diesem Grund wird in diesem Beitrag eine TEHD Simulation vorgestellt, welche die exakte makroskopische Geometrie des Punktbzw. Ellipsenkontaktes berücksichtigt. Die makroskopische Geometrie wird mit Hilfe von mathematischen Funktionen erzeugt und über ein Ray-Tracing Verfahren der Ersatzkörper für die TEHD Simulation generiert. Verschiedene Geometriepaarungen aus Kugel, Ebene, Kegel und Torus werden untersucht. Die Ergebnisse für Schmierfilmhöhe, Kontaktdruck und Reibung werden mit den Ergebnissen aus herkömmlichen TEHD Simulationen, welche eine Geometriebeschreibung über Ellipsoide verwendet, verglichen. Durch den Vergleich der berechneten Geometriepaarungen werden die Möglichkeiten und Grenzen der veränderten Geometriebeschreibung beurteilt. Schlüsselwörter Elastohydrodynamik, Kontakt, Reibsysteme, Berechnungs- und Simulationsmethoden In rib-guided roller bearings, there are a large number of different tribological contact forms. These include not only line contacts on the raceways, the cage and the rolling elements, but also point and elliptical contacts between the rolling element end face and the ring rib. Load is transmitted via these lubricated, concentrated rolling and rolling-sliding contacts. Depending on the Abstract load situation, these contacts contribute differently to the operating behavior of the roller bearing. Axial loads on rib-guided roller bearings are mainly transmitted via the point and elliptical contacts between the roller end and the ring rib. These oil-lubricated point and elliptical contacts can be calculated and designed using thermo-elastohydrodynamic (TEHD) simulations. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 54 1 Introduction In view of dwindling resources, increasing environmental awareness and stricter legal requirements regarding climate protection, the energy-efficient design of tribological contacts is becoming increasingly important. In many machine elements, friction and wear occur in tribological contacts, which contributes significantly to the energy consumption of technical systems [5]. Recent investigations show that in highly loaded contacts the hydrodynamic lubricating film formation has to be considered together with the superimposed elastic deformation and therefore the theory of hydrodynamic (HD) lubrication alone is not sufficient [1], which is why the numerical modeling of thermo-elastohydrodynamic (TEHD) contacts is of high importance. Basically, TEHD contacts differ in geometry, kinematics, and lubrication condition, and especially the effects due to geometric pairing have to be considered [10]. In existing methods for the TEHD calculation of point and elliptical contacts, the macroscopic geometries of the contact partners are described in a simplified manner, similar to the theory according to H ERTZ , using ellipsoids. In order to successfully minimize friction, an accurate representation of the geometry pairing is necessary. A typical machine element that can benefit from the potential minimization of friction through a more accurate description of the geometry is, for example, the roller bearing. The secondary frictional sliding contacts between the roller end face and ring rib in roller bearings significantly influence the operational behavior and friction. This contact generates high frictional forces. Therefore, the use of an exact geometry description due to the so called P IM P [14] in TEHD simulations using T RIBO FEM [12] - both developed by the Institute of Engineering Design (KTmfk) - is investigated in this paper for rib contacts in a tapered roller bearing. By extending the geometry description to complex geometry pairings, these frictional secondary contacts can be calculated more accurate. In the following, the physical and mathematical relationships as well as the mode of operation of the TEHD simulation are first presented (section 2), in order to subsequently show the application in rolling bearing technology, using the example of a tapered roller bearing (section 3). Afterwards, the results of these simulations are discussed and summed up in section 4. Finally, an outlook is given in section 5 2 Materials and Methods In the following section, the used TEHD model and the underlying formulas as well as the simulation are explained at first. Subsequently, the calculation of friction and the generation of the geometry and the velocity field is described. At the end, the material and lubricant parameters are specified and the investigated load cases are presented. 2.1 Thermo-Elastohydrodynamic Simulation Within T RIBO FEM, the TEHD simulation is implemented based on an approach by H ABCHI [3] using the commercial FEM software COMSOL M ULTIPHYSICS . Here, the R EYNOLDS differential equation (1) Aus Wissenschaft und Forschung 55 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 In existing methods for the TEHD calculation of point and elliptical contacts, the macroscopic geometries of the contact partners are described in a simplified manner, similar to the theory according to H ERTZ , using ellipsoids. However, contacts of real, complex geometry pairings of rolling elements and ribs, as used to optimize the axial load capacity or the frictional torque of roller bearings, can only be determined inaccurately with this method. Compared to the exact consideration of the macroscopic geometry, larger discrepancies in the lubricant film height, contact pressure and friction can be observed. For this reason, this paper presents a TEHD simulation that considers the exact macroscopic geometry of point or elliptical contacts. The macroscopic geometry is generated using mathematical functions and a ray-tracing method is used to generate the equivalent body for the TEHD simulation. Different geometry pairings of sphere, plane, cone and torus are investigated. The results for lubricant film height, contact pressure and friction are compared with the results from conventional TEHD simulations, which use a geometry description via ellipsoids. By comparing the calculated geometry pairings, the possibilities and limitations of the modified geometry description are assessed. Keywords elastohydrodynamics, contact, friction systems, calculation and simulation methods, bearings pressure term ( ) ( , ) 12 ( ) + ( ) ( , ) 12 ( ) = ( ) ( , ) + 2 + ( ) ( , ) + 2 velocity term TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 55 The numerical solution scheme of the TEHD simulation is shown in Figure 1 (a). After reading in all the required input variables and functions, initial values are determined on the basis of H ERTZ ian theory. These are used as initial solutions for the calculation of the deformation and the lubrication gap. In the next step, the fully coupled, stationary, isothermal N EWTON ’s model is solved in the FE domain (P, H). For this purpose, a tetrahedral mesh with refinement in the contact center is used, see Figure 1 (b). [9] Without thermal or non-N EWTON ian effects, the calculation would be completed at this point. Taking these effects into account, a sequential solver calculates the integral terms of the generalized R EYNOLDS equation, followed by the fully coupled system of pressure and deformation in the FE domain (P, H) and the velocity distribution in the FE domain (U), see Figure 1 (c). For the latter, a triangular mesh with regular distribution in the gap direction is used. If thermal effects are considered, the last step of the sequential solver is the calculation Aus Wissenschaft und Forschung 56 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 together with the lubricant film height equation (2) is applied while satisfying the equilibrium of forces (3) and taking into account the pressure and temperature dependence of lubricant density and viscosity due to the C ARREAU model. A mass-conserving cavitation model is used. The temperature distribution within the lubricant film is described using the energy equations. In these equations, heat sources due to shear and compression of the lubricant are taken into account: (4) ( , ) = + ( , ) + ( , ) = ( , ) + + + + = 0 Figure 1: Numerical solution scheme of the TEHD simulation T RIBO FEM in COMSOL M ULTIPHYSICS (a) with the computational domains for elastic deformation (b), fluid velocity (c) and temperature (d) according to [8, 9] TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 56 of the temperature distribution in the FE domain (ϑ) using a tetrahedral mesh, see Figure 1 (d). These steps are repeated until the solution converges for all solution variables. Further basic aspects on FEM for TEHD contacts can be found in H ABCHI [3] and for more information on the implementation in COMSOL M ULTIPHYSICS software, the reader is referred to TAN et al [11] and L OHNER et al [7]. 2.2 Friction Calculation Depending on the lubrication condition of the contact, the friction is composed of the fluid friction and solid friction components. In this model, a fully flooded lubrication gap, which completely separates the two bodies, is assumed. Thus, only fluid friction is present. The fluid friction force according to H ABCHI [2] is determined via the integral of the shear stresses on the center plane of the area Ω u . (5) 2.3 Geometry and Velocity Calculation While the geometry of the roller face can be described by the face radius r R and the eccentricity e, the ring rib is described by the rib angle γ between the raceway and the ring rib as well as the rib radius r B , as shown in Figure 2 (a, b). The location of the contact point is another boundary condition. In the further investigations, the assumption is made that the contact point is ideally centered on the ring rib due to the axis of rotation of the rolling bearing. By varying the radii and the eccentricity, different rib angles can be obtained. Based on the parameters mentioned above, both bodies can be created using the P IM P method developed at KTmfk by W IRSCHING et al [14] and transferred to the TEHD simulation. The P IM P method generates a substitute geometry using a ray-tracing procedure. This method first requires the relative positions of the two bodies in contact and their local coordinate system within the global coordinate system. Using = | . position vectors q(x, y, z) and normal vectors n(x, y, z), as given in Figure 2 (a), both geometries are generated on a projection plane and then a substitute geometry g 0 is calculated by subtraction. The surface speeds of the secondary contact of the roller face and ring rib are determined with the help of rolling bearing kinematics. Assuming a static outer ring, the rolling element speed can be calculated according to [4] (6) using the pitch diameter D pw , the mean diameter of the rolling element d w and the operating contact angle β. The rolling element speed can be determined by (7) according to [4]. With the help of the rib angle γ, the speeds and the position of the contact point to the axis of rotation D KP , the surface velocities in xand y-direction of the inner ring rib (8) and the roller face (9) can then be determined. The velocity components in xand y-direction of both contacting bodies can be calculated at each node of the FE area Ωu. = with = 2 + , = 2 1 cos = 2 2 + cos , = 2 = 2 + cos and = 2 ( ) Aus Wissenschaft und Forschung 57 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 Figure 2: Exemplary tapered roller bearing with its dimension and the position as well as the normal vectors of the rib contact (a), parameters describing the rib geometry (b), and the calculation of the velocity field (c) according to [13] with and TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 57 3 Results of the TEHD Simulation In the following section, the results of the investigations of the two geometry pairings torus-cone and torus-torus are shown. For each of the two cases, TEHD simulations were performed using geometry generation via ellipsoids similar to H ERTZ as well as geometry generation using the P IM P method with the parameters from Sections 2.4 and 2.5. First, the results for the pressure distribution and lubricant film thickness distribution in the xz-section plane are shown. As can be seen in Figure 3 (a) and (c), the pressure as well as the P ETRUSEVICH peak decreases with increasing radius and the distribution flattens. Additionally, there are major differences in the pressure distribution. The geometry generation similar to H ERTZ leads to higher pressures compared to the P IM P method. This can be observed for both cases and all contact radii. In case 2, see Figure 3 (c), greater deviation can be investigated compared to case 1, see Figure 3 (a). The results of the lubricant film thickness distribution show higher lubricant films for larger radii and small deviations for both cases, as can be seen in Figure 3 (b) and (d). Here, the geometry generation similar to H ERTZ results in slightly thicker lubricant films compared to the P IM P method. In case 2, see Figure 3 (d), there is a greater difference in the lubricant film thickness distributions of the two geometry generations compared to case 1, see Figure 3 (b). Furthermore, a larger deviation in the pressures compared to the lubricant film heights can be observed. In the next step, the reference result variables maximum pressure, minimum lubrication gap and the coefficient of friction are evaluated for the two cases toruscone and torus-torus. The behavior of the maximum pressure is similar to the previously observed pressure distribution in the xz-section plane, as can be seen in Figure 4 (b) and (e). In both cases the maximum pressure decreases with an increase of the radii and it is lower for the geometry generation by the P IM P method compared to H ERTZ . For both cases, the difference of the geometry generations is similar. The reverse is true for the minimum lubrication gap. As can be seen Aus Wissenschaft und Forschung 58 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 2.4 Material and Lubrication Properties Knowledge of the material and lubricant properties is still required to set up the simulation. A standard tapered roller bearing of the type 30207 with rolling bearing steel (100Cr6) is studied and for the lubricant a mineral oil with no additives is used. The data for the material and lubrication properties can be taken according to Table 1. Exemplary, a harm operation condition of the tapered roller bearing with the rotation speed of the inner ring of 500 rpm is set to be constant. The rib contact is loaded with a normal force of 100 N. The outer ring of the tapered roller bearing is fixed and it is supplied with sufficient lubricant to guarantee full lubrication. 2.5 Investigated Geometry Cases Since the influence of geometry generation on the results of TEHD simulations is investigated in this work, two different cases with complex geometry pairings of the secondary rib contact in the tapered roller bearing are studied. First, a torus-cone and second, a torus-torus pairing is used. In the first case, a torus is maped on the roller end face (radius with eccentricity) and a cone on the ring rib (no radius). In the second case, a torus geometry is present on the roller end face (radius with eccentricity) and the ring rib (radius), respectively. In addition, the radii are varied for both cases and all other geometry parameters are obtained. The exact data can be taken from Table 2. On the one hand, the geometries are described with the help of ellipsoids, similar to the method according to H ERTZ . On the other hand, the geometries are generated with the P IM P method according to W IRSCHING [14]. parameter unit value Y OUNG ’s Modulus E N/ mm 2 210 000 P OISSON ratio - 0.3 density solid S kg/ m 3 7 850 thermal conductivity solid k S W/ (m K) 46 heat capacity solid c S J/ kg K 470 viscosity Pa s 0.1 density lubricant L kg/ m 3 750 density temperature coefficient 1/ K 0.00075 thermal conductivity lubricant k L W/ (m K) 0.1 heat capacity lubricant c L J/ (kg K) 1 500 temperature viscosity coefficient p 1/ Pa 15.0 pressure viscosity coefficient p - 0.05 parameter unit case 1 (torus-cone) case 2 (torus-torus) roller radius r R mm 25 50 75 50 75 100 eccentricity e mm 1.5 rib radius r B mm 0 0 0 75 50 50 pitch diameter D pw mm 82.0 mean roller diameter d w mm 8.1 Table 1: Material and lubricant properties for all simulations Table 2: Geometry parameters for the two different cases torus-cone and torus-torus TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 58 in Figure 4 (c) and (f), smaller minimum lubrication gaps result for the geometry generation similar to H ERTZ compared to the P IM P method. This behavior is opposite to the previously shown behavior of the lubricant film height distribution in the xz-section plane. Tendentially, the difference in minimum lubrication gap is more significant in case 2, see Figure 4 (f). But one can observe the same behavior for an increasing lubricant gap with an increase of the radii. When calculating the coefficient of friction, it is noticeable that it decreases with an increase of the radii in both cases, as can be seen in Figure 4 (a) and (d). The geometry generation similar to H ERTZ produces larger coef- Aus Wissenschaft und Forschung 59 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 Figure 3: Comparison of the results for the pressure distribution and the lubricant film thickness distribution in the xz-section plane for case 1 torus-cone (a), (b) and case 2 torus-torus (c), (d) Figure 4: Comparison of the calculation results of friction coefficient (a), maximum pressure (b) and minimum lubricant gap (c) for case 1 torus-cone and (d), (e), (f) for case 2 torus-torus TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 59 bricant film lead to larger coefficients of friction in the fluid friction, resulting in the deviations of the coefficient of friction in Figure 4 (a) and (d). In summary, it was shown that the generation of the geometry has an impact on the results of the TEHD simulation. For this purpose, two cases with complex torus geometries for different radii were considered. The geometries have been generated with the simplified method according to H ERTZ and with the P IM P method and the results for pressure, lubricant film thickness and coefficients of friction have been analyzed. The deviations were addressed. In conclusion, the geometry generation with ellipsoids leads to an overestimation of the pressure and the coefficient of friction and an underestimation of the lubricant film thickness. For more accurate TEHD simulations a more accurate geometry generation like the P IM P method should be used. 5 Outlook The presented TEHD calculations for secondary contacts shall be used in further steps for the design of rolling bearings. By the use of machine learning methods, an optimization of the contacts is possible, as shown in the work of M ARIAN and W IRSCHING [8, 13]. Thus, secondary contacts can be optimized with respect to load capacity as well as friction. This allows to support the design of frictionand load-optimized machine elements and to develop energy-efficient technical drive systems, which is becoming more and more important especially against the background of current challenges, such as the scarcity of resources as well as environmental and climate protection. Aus Wissenschaft und Forschung 60 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 ficients of friction in both cases and for all radii. In addition, a larger difference in the coefficient of friction can be seen in case 2. In case 2, see Figure 4 (d), the difference is much larger for small radii. 4 Conclusion and Summary The results of the two considered cases, torus-cone and torus-torus from Figure 3, show plausible and expected relationships for all the investigated radii. Larger radii result in a larger contact area, which reduces the pressure in the contact and allows the lubricant to remain longer in the contact, which increases the lubricant film thickness, as can be observed in Figure 5. The deviations in the pressure distribution result due to the different accuracy of the used geometry description. With the method similar to H ERTZ , the contact pairing is mapped using an ellipsoid, resulting in a symmetrical, elliptical contact surface. The use of the P IM P method generates the real geometries, resulting in curved, non-symmetric ellipses, as already shown by K ELLEY and W IRSCHING in [6, 14]. The contact area thus differs in shape and size for the two geometry generation methods used, as can be seen in Figure 5. As seen in Figure 5, there is a greater difference in the shape and size of the contact surface when an additional torus geometry is used. The real geometry thus deviates more strongly from the simplified description using ellipsoids similar to H ERTZ , which in turn affects the calculation of the reference result variables maximum pressure and minimum lubrication gap. The greater the deviation of the contact area, the greater the deviation in the maximum pressure as well as in the minimum lubrication gap, as can be seen in Figure 4 (b, c, e, f) in comparison with Figure 5. A higher pressure and a lower lu- Figure 5: Comparison of exemplary pressure surface distribution of the different geometry generations (H ERTZ , P IM P) for case 1 torus-cone with the radius of 75 mm (a, c) as well as case 2 torus-torus with the radius 50 mm (b, d) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 60 References [1] A RAMAKI , H., C HENG , H. S. u. Z HU , D.: Film Thickness, Friction, and Scuffing Failure of Rib/ Roller End Contacts in Cylindrical Roller Bearings. Journal of Tribology 114 (1992) 2, 311-316. 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Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0045 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 61 the contact are largely affected by the interference between seal and counter surface. In practice, seal and counter-surface are subject to manufacturing tolerances ultimately leading to deviations from the designed geometry. For example, deviations in the bore diameter of a pneumatic valve can strongly affect the normal stresses in the contact and thus the behavior of the valve. Therefore, an intricate and timeconsuming design process is necessary to define the geometry and tolerances which strike the optimal balance between tightness, low friction and manufacturing cost. In addition to the macroscopic geometry deviations, the manufacturing process also introduces roughness on the micro-scale. The roughness, in turn, affects the frictional Aus Wissenschaft und Forschung 62 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 Introduction The behavior of seals depends on various parameters. Besides the operating conditions and the properties of the sealing-material and the lubricant, the stresses within the sealing contact play an important role. To achieve tightness, the normal contact pressure between seal and counter surface needs to be sufficiently high. However, higher contact pressures lead to an undesired increase in friction and ultimately wear. These normal stresses in Influence of Manufacturing Tolerances on the Behavior of Pneumatic Seals using EHL Simulations Niklas Bauer, Katharina Schmitz* Eingereicht: 6.9.2022 Nach Begutachtung angenommen: 26.1.2023 Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 63. Tribologie-Fachtagung 2022 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Die Dichtungsreibung in pneumatischen Schieberventilen hängt von einer Vielzahl von Einflussgrößen ab. Dazu zählen beispielsweise die Schmierstoff- und Dichtungswerkstoffeigenschaften, die Oberflächen der Kontaktpartner sowie auch die Geometrie. In der Praxis unterliegen Oberflächenrauheit und Geometrie Fertigungstoleranzen. Diese Veröffentlichung stellt eine simulative Untersuchung vor, wie sich diese Toleranzen auf den Dichtkontakt auswirken. Dazu werden Reibkraft und Leckage für verschiedene Bohrungsdurchmesser und Oberflächenrauheiten berechnet. Eine Vergrößerung des Bohrungsdurchmessers führt zu einer fast linearen Abnahme der Reibung und einer Zunahme der erwarteten Leckage. Höhere Amplituden der Oberflächenrauheit erhöhen sowohl die Reibung als auch die erwartete Leckage. Schlüsselwörter EHD-Simulation, Pneumatikventil, Reibung, Toleranz, Translatorische Dichtung, Transiente Simulation The sealing friction in pneumatic spool valves is influenced by several factors, like the lubricant and sealing material properties, the topography of the contacting surfaces and the geometry. In practice, surface roughness and geometry are subject to manufacturing tolerances. This publication presents a simulative investigation on how these tolerances affect the sealing contact. For that, friction force and leakage are calculated for different bore diameters and surface roughness. An increase in bore diameter leads to an almost linear decrease in friction and an increase in expected leakage. Higher surface roughness amplitudes are predicted to increase both friction and expected leakage. Keywords EHL Simulation, Friction, Pneumatic Valve, Reciprocating Seal, Tolerance, Transient Simulation Kurzfassung Abstract *Niklas Bauer Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-5520-0611 Univ.-Prof. Dr.-Ing. Katharina Schmitz Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-1454-8267 RWTH Aachen University, Institute for Fluid Power Drives and Systems (ifas), Campus-Boulevard 30, 52074 Aachen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 62 behavior of the valve, too, since both solid contact mechanics and lubricant flow are affected by height and structure of the roughness. Extending an elasto-hydrodynamic lubrication (EHL) simulation tool developed for calculating the friction in reciprocating sealing contacts, this contribution presents an estimation of how manufacturing tolerances of surface roughness and macroscopic geometrical deviation affect the tribological behavior of a sealing contact using the example of a pneumatic spool valve. It is investigated, to what extend deviations of inner diameter and roughness affect the sealing contact by comparing the predictions of the simulation model. It shall be answered, how friction force and leakage are affected by the two investigated parameters and how strong the respective influence of the two parameters is. Pneumatic Spool Valve The investigated spool valve is shown in Figure 1. Its purpose is to guide the flow of pressurized air in a pneumatic system. The valve consists of a housing with five ports and a spool which is pneumatically moved in axial direction by a pilot valve. Depending on the position of the spool within the housing, the ports are connected to or disconnected from each other. In order to prevent losses by leakage, two kinds of seals are used in the valve. The inner seals (1) prevent unwanted airflow between disconnected ports. They make or lose contact with the counter surface when the valve is switched by moving over a chamfer (control edge). The outer seals are used to prevent leakage to the environment. Simulation Model The dynamic sealing simulation model ifas-DDS was originally developed to describe the dynamic friction behavior of reciprocating seals in hydraulic systems / Ang20/ . The EHL simulation model considers the deformation of the seal using the commercial FEM-software Abaqus / Das21/ and extends the calculation by contact mechanics and surface structure / Ang17/ as well as the Reynolds equation to describe the hydrodynamic pressure buildup. The structure of the simulation model is shown in Figure 2. Aus Wissenschaft und Forschung 63 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 Figure 2: Structure of the dynamic sealing simulation ifas-DDS. Figure 1: Pneumatic spool valve. Picture provided by courtesy of Festo / Fes18/ . TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 63 constant velocity, the counter face is decelerated using the same acceleration followed by the same pattern in opposite direction. This cycle is repeated multiple times. The total distance between both end points is s max . Influence of Inner Diameter With decreasing bore diameter, higher interference and thus higher normal stresses are expected to occur in the contact. For small deviations of inner diameter, a linear relation of friction force and bore diameter is expected. Therefore, the investigated tolerances were purposefully chosen with a value considerably larger than in the actual application to check if the expected linear tendency also occurs for large deviations of the bore diameter. The investigated values for the diameter deviation Δd i were chosen in a range from -40 µm to +40 µm. According to the standard DIN EN ISO 286-1, this range of diameter values is within the tolerance designation JS11 for the bore diameter of more than 6 mm / DIN19/ . Figure 4 (left) shows the results for the friction force for one stroke plotted against the position of the spool s using different bore diameters. All forces have been normalized Aus Wissenschaft und Forschung 64 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 Simulation Setup For this contribution, the inner seal ring is investigated. To eliminate effects caused by moving over the control edge, a countersurface with a constant diameter is considered. The geometry of the seal and the housing matches the geometry in the real valve. Since the exact geometry provided by the manufacturer is confidential, a simplified geometry of comparable size and with similar geometric features is shown in Figure 3 for illustration purposes. Figure 3 (right) shows a threedimensional graphic of the seal. This only serves illustration purposes, since the simulation was conducted as a two dimensional axisymmetric model. The model was built as a nonlinear axisymmetric model in Abaqus, using incompressible hyperelastic material properties for the seal. The non-Newtonian fluid behavior of the grease was obtained as described in / Bau21/ . The contact mechanics parameters such as normal contact pressure, real area of contact and the flow factors as introduced by Patir and Cheng / Pat78/ , / Pat79/ were calculated using the commercially available software TriboX / Tri21/ . The values used for the calculation in this contribution are presented in / Bau23/ . For determining the influence of deviations of the bore diameter Δd i , the simulation was conducted with five different constant inner diameters. In addition, nine different values for the surface roughness were investigated. The influence of surface roughness was only considered for the contact properties and the hydrodynamic pressure buildup. The influence of large scale roughness whose magnitude is so high that it affects the macroscopic shape of the counter surface was not considered. Thus, the shape of the counter surface was ideally cylindrical in the FEM model for all investigated values of surface roughness. The other parameters were chosen in accordance with the study presented in / Bau22/ and are presented in Table 1. A constant solid shear stress of τ c was assumed to act on the real area of contact. The counter face moves in a reciprocating pattern, in which the seal is accelerated with constant acceleration a const until the constant velocity v max is reached. After a phase of Parameter Symbol Unit Value Acceleration ! "# $ %% & ' * -/ 3 Mooney-Rivlin Coefficient 4 56 7 89: ; 3 Mooney-Rivlin Coefficient 4 65 7 89: ; <>/ ? Consistency Index (Viscosity model) @ AA 7 9: B& " CC ; -<>/ DE Number of Nodes for the Reynolds eq. F GHI 7 J ; DD- Number of FEM-Elements F KLKMK" # 7 J ; E3 - Number of FEM-Nodes F "! NK# 7 J ; E3>O Flow Index (Viscosity model) F AA 7 J ; 3<-ED> Total Distance of Spool Movement P MQR 7 %% ; </ Maximum Velocity of Spool movement S MQR B$ %% & * EO Base Oil Viscosity (Viscosity model) T U AA 7 9: B& ; VO<>>V W 3 XY Friction Coefficient (Seal - Spool) Z [KQLX[\! ! L 7 J ; 3< ? Density of Seal Material ] #KQL ^ _ %% Y ` <D W 3 Xa Yield Stress (Viscosity model) b 6 AA 7 9: ; ? E3<V- Solid Shear Stress b 789: ; <? Table 1: Parameters used for the simulation runs presented in this publication Figure 3: Simplified geometry for illustration purposes. The interference before assembly is indicated on the left part of the figure. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 64 by the maximum value of the friction force for the case without geometrical deviations F 0,max . The qualitative behavior is very similar for all investigated bore diameters despite the comparably large quantitative deviations. Figure 4 (right) shows the maximum of friction and normal force as well. In addition, the minimum peak values of the contact pressure during operation (cont. pressure) as well as the contact pressure during static conditions, i.e., without any lubrication (stat. pressure) are depicted. When comparing the respective maximum values of the friction force for different diameter deviations, an almost linear tendency can be observed. The maximum friction and normal force follow the same decreasing tendency. The same can also be observed for the maximum value of the static solid contact pressure without lubrication. However, the influence of diameter deviation on the maximum of the solid contact pressure during operation is considerably smaller than on the other compared values. This can be explained by the influence of hydrodynamics. Figure 5 shows the solid contact pressure plotted against the axial coordinate x in the sealing gap. All values have been normalized to the maximum of the static solid contact pressure of the reference case p c,0 . The left part of the figure shows the distribution of solid contact pressure during static conditions without hydrodynamics. All curves have a similar shape and decrease with increasing bore diameter. This can be attributed to a reduced interference. The right part of the figure shows the solid contact pressure during movement with the maximum velocity. With increasing interference, mainly the contact width rather than the peak value increases. This explains Aus Wissenschaft und Forschung 65 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 Figure 4: Friction force and refence force (green) depending on the axial position for different diameter deviations (left). Maximum of friction force, normal force, dynamic and static contact pressure depending on the diameter deviation Δd i (right). Figure 5: Contact pressure for different deviations of inner diameter Δd i without hydrodynamic (left) and during movement with v rel = 34 mm/ s (right). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 65 surface roughness has an almost negligible effect on both height and shape of the solid contact pressure distribution in this case. The only change is that the area where stresses occur becomes slightly wider. This, in turn, leads to a slightly lower maximum value as already shown in Figure 6. In contrast to the static case, when moving with the maximum relative velocity the solid contact pressure is strongly affected by the surface roughness which is depicted in Figure 7 (right). A higher surface roughness leads to an overall higher value of the solid contact pressure during movement. The reason for the different influence of the surface roughness on the solid contact pressure is caused by the presence or absence of hydrodynamic. If there is no relative velocity and thus no hydrodynamics, the solid contact pressure entirely depends on the macroscopic deformation of the seal. When the magnitude of surface roughness changes, the deformation of the seal is also affected in an order of magnitude similar to the roughness. The roughness assumed in this publication is, as typical for most technical surfaces, in the micrometer range. Since the deformation of the seal is in the order of magnitude of millimeter, the macroscopic deformation of the seal as well as the resulting distribution of solid contact pressure is almost unaffected by roughness changes even by factor 2, as shown in Figure 7 (left). However, during movement, hydrodynamic effects occur, which change the influence of roughness on the contact pressure. The hydrodynamic pressure acts in the same direction as the normal contact pressure and thus increases the separation between seal and counter surface. This, in turn, leads to overall lower solid contact pressures. When the magnitude of roughness increases, more separation is necessary to reduce the solid contact Aus Wissenschaft und Forschung 66 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 why the normal force changes more drastically than the peak value of the solid contact pressure as shown in Figure 4 (right). Influence of Surface Roughness For investigating the impact of different surface topographies, it was assumed that the qualitative shape of the counter surface roughness does not change with changing roughness magnitude. For that, the values of contact pressure, real area of contact and flow factors as determined in / Bau23/ were adjusted for different values of the arithmetic average roughness R a . Since these parameters are given as functions of the ratio h/ R a , i.e., the ratio of mean separation h and R a , the adjustment to different values of R a corresponds to a rescaling of the contact pressure curve. The investigated values of R a range from 0.5 · R a,0 to 2 · R a,0 , where R a,0 denotes the arithmetic average roughness of the measured counter surface. Since all wavelengths of roughness are assumed to change proportional to one another, the other roughness parameters such as R z and R q change by the same factor. The results of the simulation are depicted in Figure 6. Similar to the previously discussed diameter deviation, the relation between roughness amplitude and friction force is also almost linear and shows the same qualitative behavior at each spool position s. Again, friction and normal force increase by roughly the same factor. In contrast to the diameter variation, the static contact pressure is almost constant, whereas the other three considered quantities, friction, normal force and maximum of solid contact pressure vary almost similarly. Figure 7 (left) shows the distribution of solid contact pressure in the static case. It can be seen that increasing Figure 6: Friction force and refence force (green) depending on the axial position for different values of surface roughness R a (left). Maximum of friction force, normal force, dynamic and static contact pressure depending on surface roughness R a (right). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 66 pressure of the larger asperities by the same amount. For that, a higher hydrodynamic force would be necessary. However, the hydrodynamic pressure does not increase for higher values of surface roughness. Therefore, the hydrodynamic pressure is not high enough to sufficiently separate the seal from the increased surface roughness so that the contact pressure during movement increases, as shown in Figure 7 (right). Expected Effect on Leakage The effect of bore diameter and surface roughness on the leakage has been assessed by comparing the pressure flow at the narrowest gap according to / Fis20/ . Since the minimal separation changes during operation due to hydrodynamic effects, the maximum of the minimal separation has been chosen for comparison. This ensures that the most critical operating conditions in terms of leakage are compared. For estimating the leakage Q˙ leak , the following formula has been used: Q˙ leak [ h min 3 · Φ p (h min ) (1) The estimated leakage Q˙ leak is given as a function of the narrowest gap height h min and the pressure flow factor at this position Φ p (h min ). It must be noted that this approximation does not consider the effects of starved lubrication or the complex phenomena of air leakage through a grease-lubricated sealing contact. Thus, this estimation is merely meant to give a rough comparison of the likelihood of leakage to occur during operation. The results are presented in Figure 8. Aus Wissenschaft und Forschung 67 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 Figure 8: Change of estimated leakage and highest minimal separation both with respect to the reference case for different bore diameter deviations Δd i (left) and different values of roughness R a (right). Figure 7: Contact pressure for different values of surface roughness R a without hydrodynamic (left) and during movement with v rel = 34 mm/ s (right). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 67 that both friction and expected leakage increase with increasing surface roughness. However, the simplified generation of surface characteristics does not take into account that the frictional solid shear stress acting on the real area of contact is affected by the surface topography / Per01/ . In addition, the applied scaling of the surface parameters might not correspond to actual surfaces with different values of R a . This is because the different length scales of surface roughness might each be affected in a different way when another manufacturing process is used for producing a rougher or smoother surface. If the found relations stay valid for starved conditions or applications where the seal is affected by air pressure will be subject of future investigations. Especially for starved conditions with limited lubricant supply it is expected that the surface roughness strongly affects the available amount of lubricant and thus the friction force and separation. 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Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 For the case of the varying surface diameter, it can be seen, that even though only comparatively small changes of the highest minimal separation h min occur, the estimated leakage increases drastically for higher bore diameters. This can be attributed to the proportionality of the leak rate Q˙ leak and the third power of minimal separation h min 3 . As for the variation of roughness, the changes of both quantities are even more drastic, with the leakage probability being almost proportional to the roughness. However, the change of the estimated leakage compared to the highest minimal separation is still rather small given the aforementioned proportionality. This can be explained by the change of the flow factor Φ p which is also affected by the change of roughness. Here, a higher surface roughness hampers the flow stronger for higher gap heights, ultimately causing a less steep increase in estimated leakage. The leak rate in static conditions cannot be assessed this way, because the flow factors were not calculated for the small gap heights occurring in static conditions. To qualitatively compare the leakage during static conditions, the static solid contact pressure as depicted in Figure 4 and Figure 6 can be used. For the case of varying diameter, the static contact pressure sharply decreases for increasing bore diameter. Thus, the minimal separation and also the leakage are expected to increase for higher bore diameters. As for the changing roughness, the static distribution of solid contact pressure is almost similar. Since the solid contact pressure p c is given as a function of the ratio of separation and average roughness h/ R a , the separation h increases with an increasing value of R a . Again, given the proportionality of the leak rate Q˙ leak and the third power of minimal separation h min 3 , the probability for leakage to occur is expected to be considerably higher for higher surface roughness. Conclusion The two parameter sensitivity studies presented in this contribution aim to bring a better understanding of how friction force and leakage in pneumatic spool valves are affected by a variation of the bore diameter and the surface roughness. It has been found that the EHL simulation model predicts lower friction and higher leakage for an increasing bore diameter. This is in line with the expectations, since with decreasing interference, lower normal contact stresses occur. Interestingly, the increase in friction force follows an almost linear tendency, even for comparatively high deviations from the original diameter. Thus, the impact of diameter deviations on the friction of the investigated sealing contact can be simply taken into account by scaling the resulting friction force. For a diameter deviation of +20 µm a change in friction force of about 15 % is expected to occur. Care should be taken with the interpretation of the presented results for surface roughness. It has been found, TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 68 / Fes18/ Festo SE & Co. KG: Info Valve and valve terminal series VG, https: / / www.festo.com/ net/ SupportPortal/ Files/ 381028/ PSIplus_VTUG_en_V05_M.pdf, 2018. / Fis20/ Fischer, F. J., Schmitz, K., Tiwari, A., Persson, B. N. J. Fluid Leakage in Metallic Seals, Tribology Letters, Vol. 68, Nr. 4, 2020. DOI: 10.1007/ s11249-020- 01358-x. / Pat78/ Patir, N., Cheng, H. S. An Average Flow Model for Determining Effects of Three-Dimensional Roughness on Partial Hydrodynamic Lubrication, Journal of Lubrication Technology, Vol. 100, Nr. 1, S. 12-17, 1978. DOI: 10.1115/ 1.3453103. / Pat79/ Patir, N., Cheng, H. S. Application of Average Flow Model to Lubrication Between Rough Sliding Surfaces, Journal of Lubrication Technology, Vol. 101, Nr. 2, S. 220-229, 1979. DOI: 10.1115/ 1.3453329. / Per01/ Persson, B. N. J. Theory of rubber friction and contact mechanics, The Journal of chemical physics, Vol. 115, Nr. 8, S. 3840-3861, 2001. DOI: 10.1063/ 1.1388626. / Tri21/ Tribo Technologies: Tribo-X, https: / / www.tribotechnologies.com/ de/ tribo-x, 2021. Aus Wissenschaft und Forschung 69 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DOI 10.24053/ TuS-2022-0046 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 69 Aus Wissenschaft und Forschung 70 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 BUCHTIPP expert verlag - Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Germany Tel. +49 (0)7071 97 97 0 \ Fax +49 (0)7071 97 97 11 \ info@narr.de \ www.narr.de Dieter Brendt, Olaf Mackowiak Führung in der Technik 1. Auflage 2021, 177 Seiten €[D] 34,90 ISBN 978-3-8169-3467-7 eISBN 978-3-8169-8467-2 Mitarbeitende zielgerichtet und effektiv führen zu können, ist ein Schlüssel für nachhaltigen Unternehmenserfolg. In diesem Buch werden den Leser: innen durch die direkte Ansprache und die Praxisbeispiele von Kolleg: innen in vergleichbaren Situationen Denkanstöße und Tipps geboten, um ihren Führungsstil zu analysieren und darauf aufbauend zu optimieren. Es werden bewährte Maßnahmen und Techniken zur effizienten Gestaltung und Beherrschung der vielfältigen Anforderungen im sich schnell verändernden technischen wie gesellschaftlichen Umfeld vorgeschlagen, die praxisgerecht im Führungsalltag eingesetzt werden können. Dieter Brendt: Vielseitige Berufserfahrungen als Techniker in leitenden Positionen, Studium der Arbeits-, Betriebs- und Organisationspsychologie, Supervisor BDP, seit 1989 freiberuflicher Trainer, Berater und Coach Olaf Mackowiak: Betriebsleitung in der Metallverarbeitenden Industrie, Führungsverantwortung für 170 Mitarbeiter: innen, 25 Jahre Führungserfahrung auf unterschiedlichen Hierarchieebenen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 70 Laudatio 71 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Paul Feinle wurde am 23. Januar 1950 in Steinheim (Albuch) geboren. Nach Besuch einer sogenannten Einklassenschule, der Volkschule Steinheim-Sontheim, begann er 1964 eine Lehre als Maschineschlosser bei der Firma J.M. Voith in Heidenheim, die er 1967 abschloss. Nach kurzer Tätigkeit im Getriebebau besuchte er die Berufsaufbauschule zur Erlangung der Fachschulreife. Parallel leistete er mehrere Praktika bei der Firma Voith in den Bereichen Gießerei, Konstruktion und Werkstoffprüfung ab. Im Jahr 1969 begann Feinle das Studium an der Ingenieurschule Aalen (Württemberg) im Fachbereich Metallveredlung / Werkstoffkunde. Nach erfolgreichem Abschluss als Ing.(grad) folgte im Zeitraum 1972 bis 1975 das Studium der Werkstoffwissenschaften an der Technischen Universität Berlin. Im Folgejahr begann Feinle seine Promotion an der TU Berlin im Bereich Metallforschung / Metallphysik, die er 1979 erfolgreich abschloss. In der Zeit von 1979 bis 1985 arbeitet Feinle als wissenschaftlicher Angestellter an der Bundesanstalt für Materialprüfung (BAM) in der Abteilung „Sondergebiete der Materialprüfung“ unter Prof. Dr. Horst Czichos im Laboratorium „Verschleißschutz, Tribometrie und Tribophysik“ unter Prof. Dr. Karl-Heinz Habig. 1986 begann Prof. Feinle seine Industrietätigkeit bei der Firma MAN Technologie GmbH als Entwicklungsingenieur für die Themen Auftragen von Verschleißschutzschichten und zur Oberflächenbehandlung von Werkzeugen und Motorkomponenten unter Einsatz von Laserstrahlen. Ein Highlight seiner jungen Berufskarriere war die Laserbehandlung der Kolben für das Kreuzfahrtschiff Queen Elisabeth 2 und die anschließenden Inbetriebnahmeversuche der neun Neun-Zylindermotoren mit jeweils 10.625 kW Leistung. Daneben erstellte Feinle eine wichtige Studie zur Einführung der physikalischen Dünnschichttechnologie bei MAN. Im Jahr 1989 wechselte Feinle zum Elektroschmelzwerk Kempten GmbH, wo er als Entwicklungsingenieur und später Gruppenleiter für die anwendungstechnische Betreuung keramischer Produkte auf dem Gebiet der Strahl- und Verschleißtechnik (insbes. Borcarbid und Siliziumcarbid) verantwortlich war. Parallel hielt Herr Feinle als Lehrbeauftragter Vorlesungen im Bereich der Werkstoffkunde an der Fachhochschule Kempten. Daraus entstand die Motivation, sich 1993 auf die an der Fachhochschule Mannheim ausgeschriebene Stiftungsprofessur „Tribologie“ zu bewerben. Die Firmen Fuchs, Klüber Lubrication, Heidelberger Druckmaschinen und Vögele hatten erkannt, dass es den Studierenden im Maschinenbau häufig an tribologischem Grundwissen mangelt. Außerdem sollte das zu gründende Institut neue Forschungsmöglichkeiten in diesem Bereich eröffnen. Nach der Berufung startete das Institut 1995 mit der Einstellung eines Assistenten und dem Bezug eines alten Chemieraums seine Arbeit. Das Fach Tribologie wurde erstmals an einer deutschen Hochschule als Pflichtfach in das Maschinenbau- Grundstudium aufgenommen. Im Jahr 1997 konnten neue moderne Laborräume bezogen werden, was das Wachstum weiter unterstützte. Ein wichtiger Baustein des Erfolgs war auch immer die enge Zusammenarbeit mit der Industrie. Mit ca. 20 Mitarbeitenden, über 50 Spezialprüfständen zur Untersuchung von Reibung und Verschleiß und der dazugehörigen notwendigen Analytik gehört das Kompetenzzentrum Tribologie Mannheim heute zu den führenden Forschungsinstituten auf dem Gebiet der anwendungsnahen Tribologie. Ein wichtiges Anliegen war es Professor Feinle, den Studierenden früh Einblicke in die Industrie zu geben. So organisierte er regelmäßig Exkursionen zu Firmen. Neben der Forschung und Lehre war Professor Feinle in zahlreichen Arbeitskreisen und Gremien tätig u. a. als Leiter des GfT-Arbeitskreises „Rhein-Neckar“, Mitglied im wissenschaftlichen Beirat und später Vorstand der GfT, Mitglied im Arbeitskreis „Oberflächen, Werkstoffe, Tribologie“ der Fachhochschulen in Baden-Württemberg sowie im Baden-Württemberg Center of Applied Research (BW-CAR). Sein umfangreiches Fachwissen gab er zudem in zahlreichen Lehrgängen an der Technischen Akademie Ess- Verleihung des Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichens an Herrn Prof. Dr.-Ing. Paul Feinle Laudatio von Dr. Markus Grebe Prof. Dr.-Ing. Paul Feinle TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 71 Laudatio 72 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Im Jahr 2016 verabschiedete sich Professor Feinle in den wohlverdienten Ruhestand. Die Gesellschaft für Tribologie würdigte 2022 seine Verdienste um die Tribologie mit der Verleihung Ihrer höchsten Auszeichnung, dem Georg-Vogelpohl-Ehrenzeichen. lingen (TAE) weiter. Hier hielt er die Lehrgänge „Grundlagen der Tribologie“, „Tribologie der Kunststoffe“ und „Praktische Tribologie“ im Zertifikatslehrgang. Während seines Berufslebens entstanden mehr als 100 Veröffentlichungen und Fachvorträge zu verschiedensten Themen der Tribologie. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 72 Nachrichten 73 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 * B. Sc. Philip Köch, M. Sc. Fabian Forsbach, Dr.-Ing. Markus Heß (federführender Autor) Technische Universität Berlin Fachgebiet Systemdynamik und Reibungsphysik Straße des 17. Juni 135, 10623 Berlin B. Sc. Philip Köch: Herr Köch hat im WS 21/ 22 seinen Bachelor im Studiengang Physikalische Ingenieurwissenschaften an der Technischen Universität Berlin mit Auszeichnung abgeschlossen. Aufgrund herausragender Leistungen in den Grundlagenmodulen zur Technischen Mechanik war er bis 2020 als Tutor am Institut für Mechanik angestellt. Seine Bachelorarbeit hat er am Fachgebiet Systemdynamik und Reibungsphysik unter Betreuung von M.Sc. Fabian Forsbach und Dr. Markus Heß geschrieben. A Hybrid-Scale Two-Dimensional Finite Element Approach for Finger Pad Contact Under Electroadhesion Philip Köch, Fabian Forsbach, Markus Heß* In seiner Bachelorarbeit [1] mit obigem Titel hat Philip Köch ein zweidimensionales FE-Modell für den elektroadhäsiven Normalkontakt zwischen Zeigefinger und kapazitivem Touchscreen entwickelt, das sowohl die physikalische Nichtlinearität der mehrschichtigen Haut geeignet berücksichtigt als auch die Geometrie auf der makroskopischen Ebene der Papillarleisten präzise abbildet. Als Grundlage dienten experimentelle Daten aktueller Literaturbeiträge und eigener Messungen mit einem 3D Laserscanning-Mikroskop. Für einen Zustand im reinen Normalkontakt ohne Elektroadhäsion ist das FE-Modell exemplarisch in Bild 1 gezeigt. Die Interdependenz zwischen mechanischer und elektrischer Domäne wurde über externe Kräfte an den Knoten der Oberfläche realisiert, deren Berechnung iterativ über eine Subroutine erfolgt. Da die Größe der elektrostatischen Anziehungskraft maßgeblich vom mikroskopisch rauen Grenzflächenspalt zwischen den Oberflächen abhängt, wurde die Berechnungsformel der Knotenkräfte des geometrisch makroskopischen Modells künstlich mit einer stochastisch verteilten, mikroskopischen Luftlücke beaufschlagt. Dazu wurden die aus der optischen Profilometrie gewonnenen Parameter der 3D-Rauigkeit auf den Papillarleisten als Eingangsgrößen zur Generierung eines 2D selbstaffin fraktalen Höhenprofils in Form einer Weierstraß-Funktion verwendet. Auch ein vereinfachter Ansatz über eine mehr empirisch definierte äquivalente Luftlücke wurde untersucht [2]. In Bild 2 ist der Einbau der Knotenkräfte zur Abbildung der elektrostatischen Anziehung anhand zweier (unterschiedlich stark) vergrößerter Ausschnitte des oberflächennahen Kontaktbereiches schematisch dargestellt. Als Grundlage der Berechnung dient das ebenfalls gezeigte Netzwerk bestehend aus den kapazitiven Widerständen der obersten Hautschicht (Stratum Corneum) C sc , des Grenzflächenluftspaltes C a und der dielektrischen Schicht des Touchscreens C i . Mit Hilfe des FE-Modells hat Herr Köch unter anderem den elektrostatischen Beitrag zur Normalkontaktkraft für verschiedene extern aufgebrachte Normalkräfte und angelegte elektrische Spannungen im Detail analysiert. Dabei ist er von einem kraftgesteuerten Versuch ausgegangen und hat zwischen Andruck- und Abziehvorgang differenziert. Bild 3 greift demonstrativ eines der Ergebnisse heraus. Bei vier verschiedenen Spannungen GfT-Förderpreis Bachelorarbeit Bild 1: FE-Modell im Zustand des Normalkontaktes ohne Elektroadhäsion einschließlich Farbverlauf der Vergleichsspannung nach von Mises Bild 2: Schematische Darstellung der Implementierung von Elektroadhäsion anhand vergrößerter Modellausschnitte im oberflächennahen Bereich einschließlich kapazitivem Netzwerk TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 73 Nachrichten 74 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 U 0 = 50 V, 100 V, 150 V, 200 V wurde zunächst die extern aufgebrachte Normalkraft je Einheitslänge inkrementell von Null bis zu einem Wert von 0,2 N/ mm gesteigert und im Anschluss wieder inkrementell reduziert. Es ist ersichtlich, dass die elektrostatischen Anziehungskräfte zwischen Belastungs- und Entlastungskurve mit größer werdender elektrischer Spannung markant voneinander abweichen. Bei gleicher extern aufgebrachter Normalkraft stellt sich bei Entlastung eine größere Kontaktlänge ein. Zyklische Be- und Entlastungskurven führen zu elektroadhäsiver Hysterese, die mit Energieverlusten einhergeht. Für Adhäsion aufgrund von Vander-Waals-Kräften ist diese in der Rauheit begründete adhäsive Hysterese Gegenstand aktueller Forschung (siehe z. B. [3],[4]). Die hier vorgestellte Übertragung auf Elektroadhäsion ist insbesondere in der Softrobotik von Relevanz, in welcher elektrostatische Anziehungskräfte zur Steuerung von Greif- und Haltevorgängen beitragen können. Von fundamentaler Bedeutung ist das Modell aber für die Abbildung von Elektrovibration in der Oberflächenhaptik. Im Rahmen dieser energieeffizienten, leicht zu integrierenden Technologie wird mittels Änderung der Amplitude, Frequenz und Form der Wechselspannung die Reibung zwischen Finger und Touchscreen so angesteuert, dass der Benutzer definierte taktile Reize wahrnimmt. Aufbauend auf der Arbeit von Herrn Köch wird aktuell an der Entwicklung einer komplexeren Modellierung für den Reibkontakt unter Elektrovibration gearbeitet. Die Zielsetzung beinhaltet neben einer adäquaten Abbildung experimentell erfasster Zusammenhänge makroskopischer Kontaktgrößen auch eine Untersuchung des Einflusses der elektrostatischen Anziehung auf den Spannungszustand im Bereich der Mechanorezeptoren der Haut [5],[6]. Letzterer bestimmt im Wesentlichen die Aktivierung der Sensoren, gleichbedeutend mit dem Aussenden neuronaler Impulse, die nach Übersetzung die taktile Wahrnehmung ausmachen. Literatur: [1] Köch, P. “A Hybrid-Scale Two-Dimensional Finite Element Approach for Finger Pad Contact Under Electroadhesion,” Bachelor-Thesis, Technische Universität Berlin, Berlin, 2021. [2] Heß, M., & Popov, V. L. (2019). Voltage-Induced Friction with Application to Electrovibration, Lubricants, vol. 7, no. 12, p. 102. [3] Deng, W., & Kesari, H. (2019). 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Saskia Heermant 1 *(federführende Autorin) Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-8528-9664 M.Sc. Christian Beckmann 1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-5866-370X M.Sc. Adrian Wittrock 1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0003-3915-7139 Prof. Dr.-Ing. Markus A. Wimmer 2 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-6169-3873 Prof. Dr.-Ing. Alfons Fischer 3 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0003-0407-2813 Dr. rer. nat. Jörg Debus 1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-8678-4402 1 Fakultät Physik, TU Dortmund, Otto-Hahn-Str. 4a, 44227 Dortmund 2 Department of Orthopedic Surgery, Rush University Medical Center, 1611 W. Harrison St., 606012 Chicago, USA 3 Abteilung Mikrostrukturphysik und Legierungsdesign, Max-Planck-Institut für Eisenforschung GmbH, Max-Planck-Str. 1, 40237 Düsseldorf Nachrichten Organisch-anorganische Interaktionen in der Stift-Konus-Verbindung künstlicher Kegelhüftgelenke Saskia Heermant, Christian Beckmann, Adrian Wittrock, Markus A. Wimmer, Alfons Fischer, Jörg Debus* Schlüsselwörter: Stift-Konus-Verbindung, Fretting, Metall-Serum-Wechselwirkung, Raman-Streuung 1 Einleitung Die Hüfttotalendoprothese (HTEP) ist bei starker Hüft- Arthrose eine häufige und erfolgreiche Lösung. Allein in Deutschland hat sich die Anzahl der durchgeführten endoprothetischen Hüftoperationen in den letzten 10 Jahren mehr als verzehnfacht, mit einem leichten COVID- 19-pandemiebedingten Rückgang im Jahr 2021 [1]. Drei Viertel aller HTEP erreichen heute eine Lebensdauer von 15 bis 20 Jahren [2]. Jedoch steigt auch die Lebenserwartung der Menschen und das Bedürfnis nach einem mobilen Leben im Alter [3]. Das Hauptziel der Forschung an neuen HTEP ist daher die Verlängerung von deren Lebensdauer [4]. Um dies zu erreichten, muss Wissen über die Interaktion des menschlichen Körpers mit den Materialien gewonnen werden. Bei Revisionen werden z. B. oft lokale Gewebeveränderungen beobachtet. Diese werden durch die Freisetzung von Abriebpartikeln und Metallionen aus dem Implantat, bedingt durch Fretting und Korrosion an der Verbindung zwischen Femurkopf und -hals, ausgelöst [5]. Über die grundlegenden chemischen und physikalischen Mechanismen des Verschleißes und das entsprechende Verhalten der gebildeten Verschleißpartikel ist jedoch wenig bekannt. Um das Verschleißverhalten von Modellen und Materialien zu untersuchen, werden Tribometer verwendet [4]. Dabei ist eine biologische Flüssigkeit als Umgebung von großer Wichtigkeit, um realitätsnahe Resultate zu erzielen [6]. Untersucht wurden besonders Albumin (größtenteils gefaltet in α-Helices) und Globuline (β-Faltblattstrukturen), da sie den Hauptanteil der Proteine im menschlichen Serum ausmachen [4]. Viele Studien behandeln die Proteinsorten einzeln. Die Adsorption von Lipiden in Bezug auf künstliche Hüftgelenke wurde noch nicht im Detail untersucht, obwohl diese ebenfalls in Seren präsent sind [7, 8]. Da die Adsorption organischer Moleküle stark vom adsorbierenden Material abhängt [9], sind Unterschiede bei den adsorbierten Molekülen für verschiedene Materialkombinationen zu erwarten. Daher konzentriert sich diese Arbeit auf die tribologisch bedingten Wechselwirkungen zwischen der Körperflüssigkeit, simuliert durch Rinderkalbserum (RKS), und den anorganischen Oberflächen der künstlichen Hüftkomponenten. Stifte aus TiAlV und Konen aus CoCrMo oder FeCrMnMoN simulieren den Femurhals und -kopf und werden Frettingtests unterschiedlicher Dauer unterzogen. Das Tribomaterial wird inner- und außerhalb der Kratzspur mittels ortsaufgelöster Raman-Spektroskopie analysiert. Raman-Streuung beruht im Wesentlichen auf der Anregung oder Annihilation von quantisierten Gitter- oder Molekülschwingungen (Phononen). Die Energie dieser Phononen ist charakteristisch für die zugrundeliegende chemische Bindung. Damit ermöglicht Raman- Spektroskopie deren zerstörungsfreie Analyse [10, 11]. 2 Materialien und Methoden 2.1 Proben Wie in Bild 1 dargestellt besteht jeder Probensatz aus zwei Konen (Ø 12 mm x 7 mm) und einem Stift (Ø 13 mm). Die Konen, entweder gefertigt aus der kohlenstoffarmen (0,034 Gew-%) Co-Basis-Legierung CoCr29Mo6 oder dem rostfreiem Stahl X13CrMnMoN18-14-3 mit hohem Stickstoffgehalt (0,9 Gew.-%), werden so poliert, dass deren Oberflächen einen arithmetischen Mittenrauwert R a = (0,006 ± 0,001) μm und eine Krümmung mit Radien zwischen 8 und 10 m aufweisen. Alle Stifte sind aus TiAl6V4 gefertigt. Ihre Oberflächen sind feinbearbeitet [R a = (0,24 ± 0,02) μm] mit umlaufenden Rillen senkrecht zur Bewegungsachse. GfT-Förderpreis Masterarbeit TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 75 Nachrichten 76 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 2.2 Methoden 2.2.1 Frettingtests Die Frettingtests werden in einem selbst angefertigten Tribometer durchgeführt, siehe [12]. Die Konen werden in einer Umgebung aus RKS mit einer Normalkraft von (17,3 ± 0,4) N gegen einen Stift gedrückt, der sich bei (37,5 ± 0,4) °C mit einer Amplitude von (50 ± 1) μm und einer Frequenz von 4 Hz bewegt. Der Proteingehalt des RKS wird auf 30 g/ l eingestellt (588 ml Serum von neugeborenen Kälbern, 3,7 g NaCl, 82,4 mg EDTA, 11,12 g Trisaminomethan, 412 ml entionisiertes Wasser, 7,6 pH). Um die tribologischen Veränderungen in Abhängigkeit von der Belastungsdauer zu analysieren, werden Tests mit 50, 500, 5 k und 40 k bzw. 50 k Zyklen durchgeführt. 2.2.2 Raman-Spektroskopie Nach den Frettingtests werden die Proben für 10 min in 70 % Wasser/ 30 % Ethanol in einem Ultraschallbad (Branson 5800, Branson 166 Ultrasonics, Brookfiled CT, USA) gereinigt. Das Tribomaterial inklusive der adsorbierten organischen Moleküle wird nicht gelöst. Die Konen und Stifte werden bei Raumtemperatur mit konfokaler Raman-Spektroskopie (MonoVistaCRS, Spectroscopy&Imaging GmbH, Warstein, 184 Germany; LabRAM HR Evolution, Horiba Scientific, Chicago, USA) untersucht. Die optische Anregung erfolgt jeweils mit einem 532 nm-Laser. Seine Ausgangsleistung wird auf die Messzeit (min bis h) abgestimmt und auf Werte zwischen 1,5 mW und 3 mW eingestellt, so dass laserinduzierte Veränderungen/ Schäden vermieden werden. Das linear polarisierte Laserlicht wird mit Mikroskopen (BX51W1, L-BXFM-HR, Olympus, Shinjuku, Japan) auf die Proben fokussiert, entweder mit einem Objektiv mit 20- oder 50-facher Vergrößerung. Das gestreute Licht wird mit Spektrometern erfasst, die mit Si-basierten charged-coupled device-Kameras ausgestattet sind. 3 Ergebnisse und Diskussion Die in Bild 2 dargestellten Raman-Spektren der CoCrMo-Konen (blau, gelb) zeigen, dass sich die Intensitäten der symmetrischen CH 3 - und asymmetrischen CH 2 -Moden bei ca. 2878 cm -1 bzw. 2934 cm -1 [13] mit der Anzahl der Fretting-Zyklen (50 vs. 40 k) stark verändern. Aus ihrem Intensitätsverhältnis lässt sich das Verhältnis zwischen Kettenenden (CH 3 ) und Kettengliedern (CH 2 ) bestimmen. Die Änderung des Verhältnisses deutet darauf hin, dass hier kurzkettige Moleküle, wie Lipide (vermutl. freie Fettsäuren), adsorbiert werden, bevor sich langkettige Moleküle anlagern. Die anschließende Verdrängung der Lipide durch Proteine zeigt sich durch das Verschwinden des Markers für Lipide um 1064 cm -1 [14]. Die Analyse des Proteinrückgrats auf der Grundlage der Amid I-Bande zeigt bei den CoCrMo-Konen eine Verschiebung von ca. 1655 cm -1 auf ca. 1665 cm -1 . Dies deutet darauf hin, dass sich die Konformation eines Proteins (hauptsächlich Albumin), sobald es an die Oberfläche gebunden ist, von einer α-Helix zu einer zufälligen oder β-Faltblattstruktur ändert [15]. Weitere Peakverschiebungen und -verbreitungen nach 40 k Zyklen weisen auf eine allgemeine Denaturierung der Proteine während der gesamten Dauer der Frettingtests hin. Im Gegensatz dazu wird auf den FeCrMnMoN-Konen (Bild 2: grün, lila) ein konstant bleibendes Intensitätsverhältnis von den symmetrischen CH 3 - und asymmetrischen CH 2 -Moden und auch nach 50 k Zyklen ein Raman-Signal bei ca. 1084 cm -1 als Anzeichen von Phospholipiden beobachtet [13]. Das Maximum der Amid I-Banden liegt zunächst bei ca. 1665 cm -1 und nach 50 k Zyklen bei ca. 1658 cm -1 . Somit kann daraus und unter Einbezug weiterer Peakveränderungen geschlossen werden, dass erst zufällig gefaltete oder β-Faltblattstruktur Bild 1: Schema des Stift-Konus-Kontaktmodells und der Kontaktsituation zwischen Femurhals und -kopf bei künstlichen Kegelhüftgelenken Bild 2: Raman-Spektren gemessen für angesammelte Abriebpartikel auf CoCrMo- und FeCrMnMoN-Konen nach verschiedenen Zyklenzahlen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 76 Nachrichten 77 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 (Globuline) adsorbiert werden und im Verlauf des Frettingprozesses eine darüber liegende Schicht von α-Helix-Strukturen (Albumin) aufgebaut wird. In den Kratzspuren werden Spektren mit intensitätsreduzierten Amid-Banden sowie D- und G-Peaks bei 1362 cm -1 bzw. 1568 cm -1 mit zunehmender Zyklenzahl häufiger gemessen. Dies deutet auf die Zerteilung der Proteinrückgrate und die Bildung von sp2-hybridisierten amorphen Kohlenstoff aus den Proteinresten hin [16]. 4 Schlussfolgerungen Dieses unterschiedliche Verhalten wird auf den hydrophoberen Charakter von CoCrMo zurückgeführt. Auf hydrophoben Oberflächen ist eine Denaturierung und damit ein Ausbreiten der Proteine wahrscheinlicher. Auch die in dem Fall schwachen Abstoßungskräfte zwischen den Proteinen ermöglichen eine dichte Bedeckung [9, 17]. Es wird die Freisetzung von Metallionen reduziert und die CoCrMo-Oberflächen weniger abgenutzt als die aus FeCrMnMoN. Denaturierte Proteine können jedoch immunologische Abwehrreaktionen auslösen [4]. Daher könnte eine hydrophile Oberfläche wie FeCrMnMoN dieses Risiko minimieren. Weitere Vorteile bieten hier die Phospholipide, die aufgrund ihrer lamellaren Anordnung die Reibung verringern [18] und die Mehrfachbeschichtung aus nativen Globulinen und Albumin, da Globuline den Verschleiß und Albumin die Reibung vermindern [19]. Beobachtungen aus In-vivo- Experimenten, wie die Bildung von freien Kohlenstoffen [3], wurden hier repliziert.. Da amorphe Kohlenstoffe als Festschmierstoffe bekannt sind [16], könnte die Zerstörung der Proteine als Verschleißschutz dienen. Insgesamt haben beide Konus-Materialien sowohl Vorals auch Nachteile hinsichtlich tribologischer und biokompatibler Aspekte. Jedoch zeigt diese Arbeit, dass bei der Auswahl der Hüftgelenkmaterialien Phänomene auf molekularer Ebene bedacht und genutzt werden können. Literatur [1] A. Grimberg, V. Jansson, J. Lützner, O. Melsheimer, M. Morlock, A. Steinbrück. Jahresbericht 2021. EPRD Deutsche Endoprothesenregister gGmbH, (2021). [2] N. Siegmund-Schultze. 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Journal of Biomedical Materials Research Part B: Applied Biomaterials 68B, 45 (2004). [7] L. Abarca-Cabrera, P. Fraga-García, S. Berensmeier. Bionano interactions: binding proteins, polysaccharides, lipids and nucleic acids onto magnetic nanoparticles. Biomaterials Research 25, 1 (2021). [8] R. I. Freshney. Defined Media and Supplements. Culture of Animal Cells. 6 th ed. John Wiley & Sons, Ltd, (2010). [9] H. Felgueiras, J. Antunes, M. Martins, M. Barbosa. Fundamentals of protein and cell interactions in biomaterials. Peptides and Proteins as Biomaterials for Tissue Regeneration and Repair. Woodhead Publishing, (2018). [10] T. Dieing, O. Hollricher, J. Toporski, Confocal Raman Microscopy, Springer Berlin Heidelberg, (2011). [11] W. H. Weber, R. Merlin, Raman Scattering in Materials Science, Springer Berlin Heidelberg, (2000). [12] A. Fischer, D. Janssen, M. Wimmer. The Influence of Molybdenum on the Fretting Corrosion Behavior of CoCr/ Ti- AlV Couples. Biotribology 11, 8 (2017). [13] G. Socrates. Infrared and Raman Characteristic Group Frequencies. Tables and Charts. John Wiley & Sons Ltd, (2001). [14] K. Czamara, K. Majzner, M. Z. Pacia, K. Kochan, A. Kaczor, M. Baranska. Raman spectroscopy of lipids: a review. Journal of Raman Spectroscopy 46, 4 (2015). [15] N. Kuhar, S. Umapathy. Probing the Stepwise Unfolding of Bovine Serum Albumin Using 2D Correlation Raman Spectroscopic Analysis. Analytical Chemistry 92, 13509 (2020). [16] W. Tillmann, D. Stangier, P. Roese, K. Shamout, U. Berges, C. Westphal, J. Debus. Structural and mechanical properties of carbon incorporation in DC/ HiPIMS CrAlN coatings. Surface and Coatings Technology 374, 774 (2019). [17] C. Myant, R. Underwood, J. Fan, P. Cann. Lubrication of metalon-metal hip joints: The effect of protein content and load on film formation and wear. Journal of the Mechanical Behavior of Biomedical Materials 6, 30 (2012). [18] A. Petelska, K. Kazimierska-Drobny, K. Janicka, T. Majewski, W. Urbaniak. Understanding the Unique Role of Phospholipids in the Lubrication of Natural Joints: An Interfacial Tension Study. Coatings 9, 264 (2019). [19] K. Nakashima, Y. Sawae, T. Murakami. Study on Wear Reduction Mechanisms of Artificial Cartilage by Synergistic Protein Boundary Film Formation. JSME International Journal Series C Mechanical Systems, Machine Elements and Manufacturing 48, 555 (2005). TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 77 78 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 BUCHTIPP expert verlag - Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Germany Tel. +49 (0)7071 97 97 0 \ Fax +49 (0)7071 97 97 11 \ info@narr.de \ www.narr.de Otto Eberhardt, Michael Erbsland Die EU-Maschinenrichtlinie Praktische Anleitung zur Anwendung der europäischen Richtlinien zur Maschinensicherheit - Mit allen Richtlinientexten 7., überarbeitete Auflage 2022, 184 Seiten €[D] 54,90 ISBN 978-3-8169-3476-9 eISBN 978-3-8169-8476-4 Am 01.01.1995 wurde für alle Maschinen in der EU das CE-Zeichen und die Konformitätserklärung der Maschinenhersteller und -händler zur Pflicht. Seit dem 01.01.1999 müssen die Maschinen auch den Schutzanforderungen der EMV-Richtlinie und der Richtlinie für elektrische Betriebsmittel genügen. Spätestens seit dem gleichen Datum sind alle Maschinenbetreiber durch die Arbeitsmittelbenutzungsrichtlinie gesetzlich verpflichtet, nur noch CE-gekennzeichnete Maschinen aufzustellen und alte Maschinen entsprechend nachzurüsten. Am 29.07.2006 trat die überarbeitete Maschinenrichtlinie 2006/ 42/ EG in Kraft, in der insbesondere die Risikobeurteilung und die Baumusterprüfung neu geregelt wurden. Das Buch ist von einem Praktiker für Praktiker geschrieben. Es informiert umfassend über die Anwendung der Richtlinien zur Maschinensicherheit und schöpft dabei aus einem Erfahrungsschatz von vielen Entwicklungs- und Konstruktionsprojekten. Dr. Otto Eberhardt ist promovierter Physiker und war Geschäftsführer des Ingenieurunternehmens Seeber + Partner. Michael Erbsland arbeitet seit seinem Studium des Maschinenbaus und der Mechatronik als Sicherheitsingenieur in einem mittelständischen Unternehmen. Er ist zuständig für das CE-Konformitätsverfahren und die Dokumentation in der Automatisierung. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 78 Patentumschau 79 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 EP000003524837B1 F16c 19/ 26 Klein Olaf, DE; Lukic Darko, DE; Westholt Stefan, DE Maxon Int AG, CH Käfigloses Vollrolliges Wälzlager und Planetengetriebe mit einem derartigen Wälzlager Die vorliegende Erfindung betrifft ein vollrolliges Wälzlager gemäß Anspruch 1 sowie ein Planetengetriebe mit einem derartigen Wälzlager. Die Erfindung geht von einem vollrolligen Wälzlager aus, das mehrere Wälzkörper, einen inneren Lagerkörper in Form einer Welle oder Achse mit zylindrischem Außendurchmesser, sowie einen konzentrisch dazu angeordneten äußeren Lagerkörper mit einer Innenbohrung aufweist. Alle Wälzkörper weisen denselben Außendurchmesser auf und sind derart zwischen dem inneren Lagerkörper und dem äußeren Lagerkörper angeordnet, dass die Wälzkörper auf dem Außendurchmesser des inneren Lagerkörpers und auf der Innenbohrung des äußeren Lagerkörpers abrollen, wodurch der äußere Lagerkörper relativ zum inneren Lagerkörper drehbar gelagert ist. Ein gattungsgemäßes vollrollige Wälzlager ist zudem käfiglos ausgeführt. EP000003650703B1 F04d 19/ 04 Oberbeck Sebastian, DE Pfeiffer Vacuum Gmbh, DE Vakuumpumpe und Verfahren zur Schmierung einer Solchen Die vorliegende Erfindung betrifft eine Vakuumpumpe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 sowie ein Verfahren nach dem Oberbegriff des Anspruchs 14. Derartige Vakuumpumpen und Verfahren sind in der EP 0 451 708 A2, DE 10 2014 106 315 A1, US 4,652,214 A und WO 2018/ 177249 A1 offenbart. Bei gängigen Vakuumpumpen, insbesondere einstufigen Drehschiebervakuumpumpen, führt eine Ölversorgung zwecks Schmierung vom Öltank über Bohrungen in die Lagerschilde, die in axialer Richtung den Pumpraum begrenzen. In diesen Lagerschilden sind Gleitlager für eine Rotorwelle eines Pumpkörpers eingebracht. Diese Gleitlager werden über Bohrungen aufgrund des im Pumpraum während des Pumpbetriebes entstehenden Unterdrucks mit Schmiermittel versorgt. Die Welle wird mit einem Radialwellendichtring zum Motor hin abgedichtet. Dabei ist nachteilig, dass ein solcher Radialwellendichtring mit der Zeit verschleißt und seine Dichtheit einbüßt. In der Folge kann zum Beispiel Schmieröl aus einem Schmiermittelkreislauf verloren gehen. Dies gefährdet die zuverlässige Schmierung der Pumpe und bedeutet ein nichtunerhebliches Verschmutzungsbzw. Kontaminationsrisiko für die Umwelt. Es ist eine Aufgabe der Erfindung, eine Vakuumpumpe der eingangs genannten Art mit guter Betriebssicherheit und/ oder verbesserter Schmierung bereitzustellen. EP000003574223B1 F16c 17/ 08 Meyer Thomas, DE Flender Gmbh, DE Lagerung einer Zwischenwelle insbesondere eines Windgetriebes Windgetriebe mit einer Lagerung einer Zwischenwelle. Die Erfindung betrifft ein Windgetriebe mit einer Lagerung einer Zwischenwelle, also eines Getriebes für eine Windkraftanlage und ein Betriebsverfahren. Getriebe können in verschiedenen Anwendungen eingesetzt werden. So kommen Getriebe beispielsweise bei Schiffsantrieben, aber auch in Windkraftanlagen oder in anderen industriellen Einsatzgebieten zum Einsatz. Das Getriebe ist beispielsweise ein Stirnradgetriebe, welches insbesondere eine Schrägverzahnung aufweist. Ein Getriebe weist insbesondere eine Zwischenwelle auf, wobei diese Welle z.B. ein zweistufiges Stirnradteil betrifft. Auch Planetengetriebe können beispielsweise bei Windkraftanlagen eingesetzt werden. Bei Windkraftanlagen, wie auch bei Antrieben in Fahrzeugen (z.B. Schiffe, Loks, LKWs, etc.), ist oft der Bauraum beschränkt. EP000003743641B1 F16h 3/ 00 Hedman Anders, SE Volvo Truck Corp, SE Vorrichtung zur Steuerung der Schmierung in einem Stufengetriebe mit einem Verzweigungsabschnitt Zahnradgetriebe zum Übertragen einer Drehbewegung mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis oder zum Umsteuern der Drehbewegung (Wechselgetriebe oder Wendegetriebe). EP000003468826B1 B60k 17/ 35 Möhlmann Reinhard, DE GKN Automotive Ltd, GB Hydraulisches Kupplungsbetätigungssystem mit On-Demand Kupplungsbeölung Die Erfindung betrifft eine kupplungsgesteuerte Ausgleichseinheit eines Kraftfahrzeugs mit einem hydraulischen Kupplungsbetätigungssystem zur Steuerung der kupplungsgesteuerten Ausgleichseinheit innerhalb eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs, wobei das Kupplungsbetätigungssystem zur Betätigung wenigstens einer Reibkupplung der Ausgleichseinheit eine fahrzustandsunabhängig betreibbare, insbesondere elektromotorisch betriebene Hydraulikpumpe zur Erzeugung von Patentumschau TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 79 Patentumschau 80 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Hydraulikdruck in einer Hydraulikflüssigkeit umfasst, wobei wenigstens eine Kupplungsbetätigungseinrichtung zur Betätigung der wenigstens einen Reibkupplung vorgesehen ist, auf die von der Hydraulikpumpe erzeugter Hydraulikdruck als Kupplungsbetätigungsdruck über eine Kupplungsdruckleitung zu wirken vermag, und wobei die Ausgleichseinheit Baugruppenkomponenten, zum Beispiel Reibglieder der Reibkupplung aufweist, die zur Schmierung und/ oder Kühlung über eine Beölungsleitung, zum Beispiel über eine Kupplungsbeölungsleitung, mit Kühlund/ oder Schmieröl zu beölen sind. Die Erfindung betrifft ferner ein Verfahren zum Betrieb einer derartigen Ausgleichseinheit. EP000003337879B1 C10M 105/ 54 Fisic Bernard, DE; Grechin Alexander, DE; Hensel Karl-Heinz, DE; Kling Rachel, FR Setral Chemie GmbH, DE Schmierfettzusammensetzungen Die vorliegende Erfindung betrifft Schmierfettzusammensetzungen, die insbesondere als Hochtemperaturschmierfette geeignet sind und für Schmierungen in Ofensystemen, Trocknern, Geschirrspülern, Elektromotoren oder Ventilatoren Anwendung finden. Schmierfette enthalten im Allgemeinen ein Verdickungsmittel, das in einem Grundöl gelöst oder dispergiert ist, wobei häufig Dispergiermittel zur besseren und stabileren Verteilung des Verdickungsmittels zur Anwendung kommen. Das Verdickungsmittel dient zur Einstellung der gewünschten Konsistenz, wobei eine Vielzahl anorganischer und organischer Verbindungen eingesetzt wird. Als Grundöldienen Mineralöleund synthetische Öle. Häufigverwendet manperfluorierte Polyalkylether (PFPE), d.h. fluorierte synthetische Öle mit guten Schmiereigenschaften, die chemisch nicht reaktiv, hochtemperaturstabil und daher nicht toxisch sind (siehe z.B. „Synthetics, Mineral Oils and Bio-Based Lubricants“, Leslie R. Rudnick Ed., Taylor & Francis, CRC Press, 2006). So beschreibt die WO 97/ 47710 Schmierfettzusammensetzungen, die als Grundöl ein Gemisch aus einem Kohlenwasserstofföl und einem perfluorierten Polyalkyletheröl (PFPE) und ein Verdickungsmittel auf Basis einer Diharnstoffverbindung enthalten. Die Zusammensetzung kann auch Polytetrafluorethylen (PTFE) und übliche Additive enthalten. DE102020205290B4 B61K 3/ 00 Haecker, Patrick, 74360, Ilsfeld, DE Robert Bosch Gesellschaft mit beschränkter Haftung, 70469, Stuttgart, DE Verfahren zum Durchführen einer Spurkranzschmierung Verfahren zum Durchführen einer Spurkranzschmierung in einem Schienenfahrzeug, bei dem ein Drehzahlsignal mindestens eines Drehzahlsensors (30), der einen Verlauf einer Drehzahl wenigstens eines Rads (10) erfasst, ausgewertet wird und in Abhängigkeit des erfassten Drehzahlverlaufs ein Zeitpunkt ermittelt wird, zu dem die Spurkranzschmierung ausgelöst wird. DE102020116522A1 F16H 57/ 04 Gorenz, Paul, 15827, Blankenfelde-Mahlow, DE Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co KG, 15827, Blankenfelde-Mahlow, DE Planetengetriebe Die Erfindung betrifft ein Planetengetriebe, das ein Sonnenrad (28), eine Mehrzahl von Planetenrädern (32), ein Hohlrad (38), eine Mehrzahl von Planetenstiften (6) sowie eine axial vordere Trägerplatte (81) und eine axial hintere Trägerplatte (82) aufweist. Es ist vorgesehen, dass der Planetenstift (6) mindestens eine axiale Aussparung (41) aufweist, die dazu ausgebildet und geeignet ist, Öl aufzunehmen, und der Planetenstift (6) mindestens eine radiale Bohrung (5) aufweist, die sich von der axialen Aussparung (41) zur Außenfläche (620) des Planetenstifts (6) erstreckt. Dabei sind die axiale Aussparung (41) und die mindestens eine radiale Bohrung (5) derart angeordnet und ausgebildet, dass bei Rotation der Trägerplatten (81, 82) Öl durch die mindestens eine radiale Bohrung (5) von der axialen Aussparung (41) zur Außenfläche (620) des Planetenstifts transportiert wird. DE202020004907U1 F16J 15/ 324 SEW-EURODRIVE GmbH & Co. KG, 76646, Bruchsal, DE Wellendichtring mit Lippen, Getriebe mit Wellendichtring und Vorrichtung, geeignet zur Durchführung eines Verfahrens zur Schmierung eines Wellendichtrings Wellendichtring mit Lippen,wobei axial, insbesondere in axialer Richtung, zwischen einer ersten Lippe und einer zweiten Lippe ein ringförmiger Raumbereich ausgebildet ist,insbesondere wobei die axiale Richtung parallel zur Richtung der Ringachse des Wellendichtrings ausgerichtet ist,insbesondere wobei der Raumbereich durch den Wellendichtring und einen gedachten, den Innendurchmesser des Wellendichtrings als Außendurchmesser aufweisenden Zylinder begrenzt ist,dadurch gekennzeichnet, dassan der dem Raumbereich zugewandten Seite der ersten Lippe erste Fettpunkte aufgebracht sindund dassan der dem Raumbereich zugewandten Seite der zweiten Lippe zweite Fettpunkte aufgebracht sind. Erklärung Für jedes veröffentlichte Patent ist der Informationstext nach folgender Reihenfolge gegliedert: Veröffentlichungs-Nummer (fett); IPC - Hauptklasse; Erfinder (kursiv); Anmelder / Inhaber; Titel der Erfindung (fett) / des Patents; Abstract. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 80 Normen 81 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen Z DIN EN 15427: 2011-01 Bahnanwendungen - Behandlung der Reibung zwischen Rad und Schiene - Spurkranzschmierung; Deutsche Fassung EN 15427: 2008+A1: 2010 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 15427-1-1: 2022- 06 DIN EN 15427-1-1: 2022-06 Print: 118,80 EUR/ Download: 98,30 EUR Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe; Deutsche Fassung EN 15427-1-1: 2022 Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 1-1: Equipment and Application - Flange Lubricants; German version EN 15427-1-1: 2022 Ersatz für DIN EN 15427: 2011-01 Gegenüber DIN EN 15427: 2011-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) vollständige Überarbeitung der Norm; b) Anpassung an aktuelle Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt die Anforderungen für Vorrichtungen zum Auftragen von Schmierstoff auf die Kontaktfläche zwischen Spurkranz und Schienenflanke sowie die Kontaktfläche zwischen Radlenker und Rückseite des Rades (aktive Kontaktfläche), entweder direkt oder indirekt auf den Spurkranz oder die Schiene, fest und umfasst sowohl fahrzeugseitige als auch gleisseitige Lösungen. Dieses Dokument legt Folgendes fest: — die Merkmale, die Schmierungssysteme der aktiven Kontaktfläche erfüllen sollten, zusammen mit geeigneten Inspektions- und Prüfverfahren, die zur Wirksamkeitsprüfung durchzuführen sind, - alle relevanten Begriffe, die spezifisch für die Spurkranzschmierung der aktiven Kontaktfläche sind. Dieses Dokument ist für Vollbahnen anzuwenden. ANMERKUNG Dieses Dokument kann auch für andere Schienennetze verwendet werden, z. B. städtische Schienenbahnen. DIN EN 15427-2-1: 2022-07 Print: 169,70 EUR/ Download: 140,50 EUR Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 2-1: Eigenschaften und Merkmale - Spurkranzschmierstoffe; Deutsche Fassung EN 15427-2-1: 2022 Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 2-1: Properties and Characteristics - Flange lubricants; German version EN 15427-2-1: 2022 Ersatz für DIN EN 16028: 2012-10 und DIN EN 16028 Berichtigung 1: 2013-02 Gegenüber DIN EN 16028: 2012-10 und DIN EN 16028 Berichtigung 1: 2013-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) vollständige Überarbeitung der Norm; b) Anpassung an aktuelle Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt die Eigenschaften und Merkmale von Schmierstoffen fest, die auf die Kontaktfläche zwischen Spurkranz und Schienenflanke sowie die Kontaktfläche zwischen Radlenker und Rückseite des Rades entweder direkt oder indirekt auf den Spurkranz oder die Schiene aufgetragen werden, und umfasst sowohl fahrzeugseitige als auch gleisseitige Lösungen Es beschreibt die erforderlichen Informationen für die meisten Genehmigungsverfahren, das Prüfverfahren und die regelmäßige Kontrolle/ Überwachung des Schmierstoffs. E DIN EN 15522-1: 2022-06 Print: 118,80 EUR/ Download: 98,30 EUR Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse - Teil 1: Probenahme; Deutsche und Englische Fassung prEN 15522-1: 2022 Oil spill identification - Petroleum and petroleum related products - Part 1: Sampling; German and English version prEN 15522-1: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN-Fachbericht CEN/ TR 15522-1: 2007-01; Ersatz für E DIN EN 15522-1: 2021- 01 Erscheinungsdatum: 2022-05-13 Einsprüche bis 2022-07-06 Gegenüber DIN-Fachbericht CEN/ TR 15522-1: 2007-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) ein weiteres Design für ein Hubschrauber-Probenahmegerät wurde hinzugefügt; b) Designs für Schiffe wurden entfernt, da diese nur für erfahrene Probennehmer relevant sind, die wissen sollten, wo auf einem Schiff Proben genommen werden sollen. Dieses Dokument enthält Anleitungen zur Entnahme und Handhabung von Proben, die im Rahmen einer Untersuchung der wahrscheinlichen Quelle der Verschmutzung von Rohöl oder Erdölprodukten in eine Meeres- oder Wasserumgebung entnommen werden. Es werden Hinweise zur Entnahme von Proben sowohl aus der Verschmutzung als auch aus ihrer potenziellen Quelle gegeben. E DIN EN 15522-2: 2022-06 Print: 385,50 EUR/ Download: 319,00 EUR Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse aus dem Wasser - Teil 2: Analytische Methodik und Interpretation der Ergebnisse, basierend auf GC-FID- und GC-MS-Analysen bei niedriger Auflösung; Deutsche und Englische Fassung prEN 15522-2: 2022 Normen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 81 Normen 82 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Oil spill identification - Petroleum and Petroleum related products - Part 2: Analytical methodology and interpretation of results based on GC-FID and GC-low resolution-MS analyses; German and English version prEN 15522-2: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN CEN/ TR 15522-2 (DIN SPEC 19269): 2012-12; Ersatz für E DIN EN 15522- 2: 2021-01 Erscheinungsdatum: 2022-05-27 Einsprüche bis 2022-07-20 Gegenüber DIN CEN/ TR 15522-2 (DIN SPEC 19269): 2012-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) zu analysierende Verbindungen hinzugefügt, um leichte Produkte in den Dieselbereich aufzunehmen; b) weitere Informationen zum biologischen Abbau hinzugefügt; c) Abschnitt zur Berichterstattung und Qualitätssicherung hinzugefügt; d) Anhang C mit Präzisionsdaten hinzugefügt; e) Anhang D mit Schlussfolgerungen zur Wahrscheinlichkeitsstufe hinzugefügt; f) Einführung der Charakterisierung von FAME in Anhang I; g) Überarbeitung von Anhang H, Anhang I, Anhang J und Anhang K mit neuen Bildern und Chromatogrammen. Dieses Dokument beschreibt ein Verfahren, um zum einen die spezifische Beschaffenheit von in die Umwelt freigesetzten Ölen zu identifizieren und zum anderen die chemische Zusammensetzung von Proben aus freigesetztem Öl mit denen von mutmaßlichen Quellen zu vergleichen. Das Dokument beschreibt insbesondere die ausführlichen Festlegungen von Analyseverfahren und Datenverarbeitung zur Identifizierung der spezifischen Beschaffenheit von Ölverschmutzungen und zur Ermittlung ihrer Korrelation mit mutmaßlichen Quellen. Z DIN EN 16028: 2012-10 Bahnanwendungen - Spurkranzschmierung - Prüfung der Schmierstoffe; Deutsche Fassung EN 16028: 2012 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 15427-2-1: 2022-07 Z DIN EN 16028 Berichtigung 1: 2013-02 Bahnanwendungen - Spurkranzschmierung - Prüfung der Schmierstoffe; Deutsche Fassung EN 16028: 2012, Berichtigung zu DIN EN 16028: 2012-10 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 15427-2-1: 2022-07 B DIN 51390-2: 1997-11 Prüfung von Mineralölerzeugnissen - Bestimmung des Siliciumgehaltes - Teil 2: Wellenlängendispersive Röntgenfluoreszenz-Analyse (RFA) Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2022-06-30 Z DIN 51380: 2019-04 Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der leichtsiedenden Anteile in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Historisch; kein Bedarf mehr. Z DIN 51454: 2015-10 Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51454: 2022-06 DIN 51454: 2022-06 Print: 86,90 EUR/ Download: 72,00 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Testing of lubricants - Determination of fuel content in used engine oils - Gas chromatography method Ersatz für DIN 51454: 2015-10 Gegenüber DIN 51454: 2015-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anwendungsbereich um B10, B20 und B30 sowie paraffinischen Dieselkraftstoff erweitert; b) Begriffe „Dieselkraftstoff-Anteil“ und „FAME-Anteil“ aktualisiert; c) Begriffe „Hochsieder-Anteil“ und „Integrationsende“ neu aufgenommen; d) Octan dem Beispiel einer Kalibrierlösung hinzugefügt; e) Beispiel-Chromatogramme aktualisiert; f) Prüfbericht ergänzt; g) Verweisungen aktualisiert und Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von Kraftstoffanteilen in gebrauchten Motorenölen fest. Z DIN 51813: 2016-03 Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen in Schmierfetten - Teilchengrößen über 25 μm Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51813: 2022-08 DIN 51813: 2022-08 Print: 71,10 EUR/ Download: 58,90 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen in Schmierfetten - Teilchengrößen über 25 μm Testing of lubricants - Determination of the content of foreign solid matters in lubricating greases - Particle sizes above 25 μm Ersatz für DIN 51813: 2016-03 Gegenüber DIN 51813: 2016-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen sowie schematische Darstellungen aktualisiert; b) Anwendungsbereich um ergänzende Hinweise angepasst; c) Fußnote zu Lösemittelgemisch aus Abschnitt 6 entfernt; d) Abschnitt 9 komplett überarbeitet und um ergänzende Hinweise erweitert; e) Korrektur der Berechnungsgleichung in Abschnitt 10; f) Inhalte zwischen Angabe der Ergebnisse und Prüfbe- TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 82 Normen 83 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 richt getrennt, daher Ergänzung eines neuen Abschnittes; g) Präzision nach neuer statistischer Auswertung aktualisiert; h) Ergänzung eines Abschnittes zum Prüfbericht; i) Anhang A zwecks Darstellung der geschlossenen Apparatur ergänzt; j) Norm redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen mit Teilchengrößen über 25 μm in Schmierfetten fest. BE DIN 51828-1: 2020-07 Prüfung von Schmierstoffen und verwandten Erzeugnissen - Bestimmung der biologischen Abbaubarkeit - Teil 1: Allgemeines Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2022-08-31 1.1.1.1 Übersetzugen DIN EN 15427-1-1: 2022-06 Print: 148,80 EUR/ Download: 122,90 EUR Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 1-1: Equipment and Application - Flange Lubricants Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe DIN EN 15427-2-1: 2022-07 Print: 212,40 EUR/ Download: 175,50 EUR Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 2-1: Properties and Characteristics - Flange lubricants Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 2-1: Eigenschaften und Merkmale - Spurkranzschmierstoffe DIN 51455: 2020-12 Print: 119,00 EUR/ Download: 98,40 EUR Liquid petroleum products - Determination of particle number and particle size in oils Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Partikelanzahl und Partikelgröße in Ölen 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL 9140-0003: 2018-06 Technische Lieferbedingungen - Dieselkraftstoff; NATO-Kode: F-75; Bw-Kode: FY0050 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9140- 0003: 2022-06 BAAINBw TL 9140-0003: 2022-06 Technische Lieferbedingungen - Dieselkraftstoff; NATO-Kode: F-75; Bw-Kode: FY0050 Ersatz für BAAINBw TL 9140-0003: 2018-06 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen ZE FprEN ISO 4259-4: 2021-09 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 4: Verwendung von Kontrollkarten zur Validierung des Status der statistischen Kontrolle der Durchführung von genormten Prüfverfahren in einem einzelnen Labor (ISO/ FDIS 4259-4: 2021) EN ISO 4259-4: 2022-06 Mineralölerzeugnisse - Präzision von Messverfahren und Ergebnissen - Teil 4: Verwendung von Kontrollkarten zur Validierung des Status der statistischen Kontrolle bei der Durchführung von genormten Prüfverfahren in einem einzelnen Labor (ISO 4259-4: 2021) Petroleum and related products - Precision of measurement methods and results - Part 4: Use of statistical control charts to validate ‘in-statistical-control’ status for the execution of a standard test method in a single laboratory (ISO 4259-4: 2021) ZE FprEN ISO 13503-3: 2021-12 Erdöl- und Erdgasindustrie - Komplettierungsflüssigkeiten und -materialien - Teil 3: Prüfung von schweren Solen (ISO/ FDIS 13503-3: 2021) EN ISO 13503-3: 2022-05 Erdöl- und Erdgasindustrie - Komplettierungsflüssigkeiten und -materialien - Teil 3: Prüfung von schweren Solen (ISO 13503-3: 2022) Petroleum and natural gas industries - Completion fluids and materials - Part 3: Testing of heavy brines (ISO 13503-3: 2022) Ersatz für EN ISO 13503-3: 2005-12 und EN ISO 13503- 3/ AC: 2007-07 Z EN 15427+A1: 2010-10 Bahnanwendungen - Behandlung der Reibung zwischen Rad und Schiene - Spurkranzschmierung Zurückgezogen, ersetzt durch EN 15427-1-1: 2022-03 ZE FprEN 15427-1-1: 2021-10 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe EN 15427-1-1: 2022-03 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 1-1: Equipment and Application - Flange Lubricants Ersatz für EN 15427+A1: 2010-10 ZE FprEN 15427-2-1: 2021-10 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 83 Normen 84 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Rad und Schiene - Teil 2-1: Eigenschaften und Merkmale - Spurkranzschmierung Z EN 16028: 2012-07 Bahnanwendungen - Spurkranzschmierung - Prüfung der Schmierstoffe Zurückgezogen, ersetzt durch EN 15427-2-1: 2022-05 1.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 3679: 2022-03 72,00 EUR Bestimmung des Flammpunkts - Verfahren zur Bestimmung des Flammpunkts und des Nicht-Flammpunkts mit einem kleinen geschlossenen Tiegelprüfgerät Determination of flash point - Method for flash no-flash and flash point by small scale closed cup tester Vorgesehen als Ersatz für ISO 3679: 2015-03 Einsprüche bis 2022-06-22 E ISO/ DIS 4548-13: 2022-06 72,00 EUR Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 13: Static burst pressure test for composite filter housings Vorgesehen als Ersatz für ISO 4548-13: 2013-09 Einsprüche bis 2022-09-20 E ISO/ DIS 12924: 2022-06 72,00 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie X (Fette) - Anforderungen Lubricants, industrial oils and related products (Class L) - Family X (Greases) - Specifications Vorgesehen als Ersatz für ISO 12924: 2010-05 und ISO 12924 Technical Corrigendum 1: 2012-06 Einsprüche bis 2022-08-29 ZE ISO/ FDIS 13503-3: 2021-12 Erdöl- und Erdgasindustrie - Komplettierungsflüssigkeiten und -materialien - Teil 3: Prüfung von schweren Solen ISO 13503-3: 2022-04 109,30 EUR Erdöl- und Erdgasindustrie - Komplettierungsflüssigkeiten und -materialien - Teil 3: Prüfung von schweren Solen Petroleum and natural gas industries - Completion fluids and materials - Part 3: Testing of heavy brines Ersatz für ISO 13503-3: 2005-12 und ISO 13503-3 Technical Corrigendum 1: 2006-04 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN EN ISO 3252: 2022-05 Print: 144,50 EUR/ Download: 119,50 EUR Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO/ DIS 3252: 2022); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 3252: 2022 Powder metallurgy - Vocabulary (ISO/ DIS 3252: 2022); German and English version prEN ISO 3252: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN ISO 3252: 2019-12 Erscheinungsdatum: 2022-04-22 Einsprüche bis 2022-06-15 Gegenüber DIN EN ISO 3252: 2019-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) in Abschnitt 3.2 Begriffe neu aufgenommen, überarbeitet und gestrichen; b) Bild 11 überarbeitet; c) Bild 12 und Bild 13 neu aufgenommen, darauffolgende Bilder entsprechend neu nummeriert; d) Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument definiert die Begriffe aus dem Gebiet Pulvermetallurgie. Die Pulvermetallurgie ist ein Zweig der Metallurgie, der sich mit der Herstellung metallischer Pulver oder der Herstellung von Teilen, die aus solchen Pulvern mit oder ohne Zusätze nichtmetallischer Pulver durch Formen und Sintern erzeugt werden, beschäftigt. E DIN EN ISO 3995: 2022-08 Print: 71,10 EUR/ Download: 58,90 EUR Metallpulver - Bestimmung der Presskörperfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt unter Biegebeanspruchung (ISO/ DIS 3995: 2022); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 3995: 2022 Metallic powders - Determination of green strength by transverse rupture of rectangular compacts (ISO/ DIS 3995: 2022); German and English version prEN ISO 3995: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 3995: 1991-05 Erscheinungsdatum: 2022-07-29 Einsprüche bis 2022-09-22 Gegenüber DIN ISO 3995: 1991-05 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 2 „Normative Verweisungen“ aufgenommen; b) Abschnitt 3 „Begriffe“ aufgenommen; c) Zulassung automatisierter Presssequenzen in Unterabschnitt 7.4; d) Hinzufügung einer zweiten Pressdruckoption und einer engeren Toleranz in Unterabschnitt 7.5; e) obligatorische Aufzeichnung des Schmierungsverfahrens und Einzelheiten zur Schmierung in Abschnitt 9; f) Stearinsäure wird durch synthetisches Wachs ersetzt; g) die Verwendung von Lösemitteln wurde entfernt. Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren fest zur Bestimmung der Presskörperfestigkeit durch Messung der Biegebruchfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt. Z DIN ISO 4386-1: 2015-12 Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 1: Zerstörungsfreie Ultraschallprüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 0,5 mm (ISO 4386-1: 2012) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 4386-1: 2022-08 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 84 Normen 85 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 DIN ISO 4386-1: 2022-08 Print: 71,10 EUR/ Download: 58,90 EUR Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 1: Zerstörungsfreie Ultraschallprüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 0,5 mm (ISO 4386-1: 2019) Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 1: Non-destructive ultrasonic testing of bond of thickness ≥ 0,5 mm (ISO 4386-1: 2019) Ersatz für DIN ISO 4386-1: 2015-12 Gegenüber DIN ISO 4386-1: 2015-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an aktuelle Gestaltungsrichtlinien; b) Hinzufügen von Abschnitt 3 „Begriffe“. Dieses Dokument legt ein Ultraschall-Prüfverfahren zur Ermittlung von Bindungsfehlern zwischen Lagermetall und Stützkörper fest. Die diesem Dokument zugrunde liegende ISO 4386-1 wurde vom Unterkomitee SC 2 „Materials and lubricants, their properties, characteristics, test methods and testing conditions“ des ISO/ TC 123 „Plain bearings“ erarbeitet. Für die deutsche Mitarbeit und diese Übersetzung ist der Arbeitsausschuss NA 118-02-02 AA „Werkstoffe, Schmierung, Prüfung“ im DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) zuständig. Z DIN ISO 4386-2: 2015-12 Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 2: Zerstörende Prüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2012) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 4386-2: 2022-08 DIN ISO 4386-2: 2022-08 Print: 79,00 EUR/ Download: 65,20 EUR Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 2: Zerstörende Prüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2019) Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 2: Destructive testing of bond for bearing metal layer thicknesses ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2019) Ersatz für DIN ISO 4386-2: 2015-12 Gegenüber DIN ISO 4386-2: 2015-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anpassung an aktuelle Gestaltungsrichtlinien; b) Hinzufügen von Abschnitt 3 „Begriffe“. Dieses Dokument legt einen Zugversuch zur Ermittlung der Bindungsfestigkeit zwischen Lagermetall und Stützkörper fest. Dieser Versuch kann für Verbundgleitlager aus Lagermetallen auf der Basis von Blei, Zinn, Kupfer oder Aluminium angewendet werden. Zur Prüfung von Lagermetall Schichtdicken ≥ 2 mm ist eine zusätzliche Schichtdicke des unbearbeiteten Ausgussmaterials von mindestens 1 mm notwendig. Der beschriebene Zugversuch zur Ermittlung der Bindungsfestigkeit ist auf Stützkörper aus Stahl, Stahlguss oder Kupferlegierungen anwendbar. Er ist nicht auf Lager mit Gusseisenstützkörper anwendbar. Der Versuch ist auf alle Axial Gleitlager und auf Radial-Gleitlager mit einem Innendurchmesser des Stützkörpers ≥ 90 mm anwendbar. Der Versuch kann für vergleichende Untersuchungen zur Feststellung des Einflusses verschiedener Werkstoff- und Verfahrensvarianten auf die Bindungsfestigkeit angewendet werden. Außerdem ist dieser Zugversuch auch zur Produktionsüberwachung und zur Ermittlung der Prozessqualifizierung für die Lagerherstellung geeignet. Eine mit Ultraschall durchgeführte zerstörungsfreie Prüfung der Bindung zwischen Lagermetall und Stützkörper für Lagermetall Schichtdicken ≥ 2 mm, siehe ISO 4386 1. E DIN EN ISO 4491-2: 2022-06 Print: 79,00 EUR/ Download: 65,20 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch Reduktionsverfahren - Teil 2: Masseverlust durch Reduktion mit Wasserstoff (ISO/ DIS 4491-2: 2022); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 4491-2: 2022 Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 2: Loss of mass on hydrogen reduction (hydrogen loss) (ISO/ DIS 4491-2: 2022); German and English version prEN ISO 4491-2: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 4491-2: 1998-07 Erscheinungsdatum: 2022-05-20 Einsprüche bis 2022-07-13 Gegenüber DIN ISO 4491-2: 1998-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 3 „Begriffe“ aufgenommen; b) Abschnitt 9 „Genauigkeit“ aufgenommen; c) Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt ein Verfahren fest zur Bestimmung des relativen Masseverlustes bei einem Metallpulver, das in reinem, trockenem Wasserstoff unter festgelegten Bedingungen erhitzt wird. B DIN ISO 6195: 2018-10 Fluidtechnik - Einbauräume für Abstreifer für hin- und hergehende Anwendungen in Zylindern - Maße und Grenzabmaße (ISO 6195: 2013) Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2022-08-31 Z DIN ISO 6282: 1985-06 Gleitlager; Metallische dünnwandige Lagerschalen; Bestimmung der σ 0,01 <(hoch)*>-Grenze; Identisch mit ISO 6282, Ausgabe 1983 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 6282: 2022-08 DIN ISO 6282: 2022-08 Print: 54,90 EUR/ Download: 45,50 EUR Gleitlager - Metallische dünnwandige Lagerschalen - Bestimmung der σ 0,01 *-Grenze (ISO 6282: 2018) Plain bearings - Metallic thin-walled half bearings - Determination of the the σ 0,01 *-limit (ISO 6282: 2018) Ersatz für DIN ISO 6282: 1985-06 Gegenüber DIN ISO 6282: 1985-06 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Anwendungsbereich überarbeitet; b) Abschnitte 3, 4, 5 und 6 überarbeitet; c) Bild 1 überarbeitet; d) Norm redaktionell überarbeitet. TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 85 Normen 86 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der σ 0,01 *-Grenze des Stahlstützkörpers dünnwandiger Lagerschalen aus Schichtverbundwerkstoff für Lagerdurchmesser bis 80 mm fest. Es ist auch für Lager mit einem Durchmesser bis zu 160 mm anwendbar. B DIN ISO 7425-1: 1990-04 Fluidtechnik, Hydraulik; Einbauräume für gummivorgespannte Kunststoffdichtungen; Maße und Toleranzen; Kolbeneinbauräume; Identisch mit ISO 7425-1: 1988 Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr Einsprüche bis 2022-08-31 B DIN ISO 7425-2: 1990-11 Fluidtechnik; Einbauräume für gummivorgespannte Kunststoffdichtungen; Maße und Toleranzen; Stangeneinbauräume; Identisch mit ISO 7425-2: 1989 Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2022-08-31 E DIN ISO 10100: 2022-05 Print: 79,00 EUR/ Download: 65,20 EUR Fluidtechnik - Hydrozylinder - Abnahmeprüfung (ISO 10100: 2020); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Cylinders - Acceptance tests (ISO 10100: 2020); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 10100: 2013-07 Erscheinungsdatum: 2022-04-22 Einsprüche bis 2022-08-15 Gegenüber DIN ISO 10100: 2013-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Normativen Verweisungen wurden aktualisiert (Abschnitt 2); b) ein neuer Abschnitt „Symbole und Einheiten“ (Abschnitt 4) wurde hinzugefügt; c) die Prüfflüssigkeiten wurden aktualisiert (6.1); d) neue Zeichnungen zur Kennzeichnung eines Gleichlaufzylinders und eines Differenzialzylinders wurden hinzugefügt; e) die Verschmutzungsgrade wurden aktualisiert (6.2.2); f) die Anforderungen an die Temperatur der Prüfflüssigkeit wurden geändert (6.2.3); g) eine optionale Prüfung der Kolbendichtungsleckage (Abschnitt 9) und eine optionale Prüfung der Reibungskraft (Abschnitt 10) wurden hinzugefügt. Dieses Dokument legt Abnahme- und Funktionsprüfungen für Hydrozylinder fest. In Hydraulikanlagen wird Energie durch eine unter Druck stehende Flüssigkeit innerhalb eines Kreislaufes übertragen und der Energiefluss gesteuert oder geregelt. Ein Bauteil einer solchen Anlage ist der Hydrozylinder, der die Energie in lineare mechanische Kraft und Bewegung umwandelt. Er besteht aus einem beweglichen Bauteil, d. h. einem Kolben und einer Kolbenstange, die sich in einer zylindrischen Bohrung hin- und herbewegen. ZE DIN EN 13001-3-7: 2019-05 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-7: Grenzzustände und Sicherheitsnachweise für Maschinenbauteile - Verzahnungen und Getriebe; Deutsche und Englische Fassung prEN 13001-3-7: 2019 Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Projekt wurde auf CEN-Ebene zurückgezogen E DIN EN 15313: 2022-05 Print: 241,60 EUR/ Download: 199,80 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsatzinstandhaltung; Deutsche und Englische Fassung prEN 15313: 2022 Railway applications - In-service wheelset operation requirements - In-service and off-vehicle wheelset maintenance; German and English version prEN 15313: 2022 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 15313: 2016-09 Erscheinungsdatum: 2022-04-15 Einsprüche bis 2022-06-08 Gegenüber DIN EN 15313: 2016-09 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) deutlichere Definition der Anzeichen für die Erkennung einer thermischen Überbeanspruchung der Räder und dazugehörige Bilder; b) Schilderung der Instandhaltungsanforderungen, die zu befolgen sind, wenn thermische Überbeanspruchung eines Rades erkannt wird. Um Sicherheit und Interoperabilität sicherzustellen, legt diese Norm Folgendes fest: - die Grenzwerte für eingebaute und ausgebaute Radsätze; - die durchzuführenden Maßnahmen, für welche besondere Werte (und/ oder Kriterien) im Instandhaltungsplan festzulegen sind. Dieses Dokument gilt für Radsätze und Radsatzlager, die die folgenden Europäischen Normen erfüllen: - EN 13103 1: 2017; - EN 13260: 2020, EN 13261: 2020, EN 13262: 2020; - EN 13979 1: 2020; - EN 13715: 2020; - EN 13749: 2021. die Folgendes einschließen: - Radsätze mit Raddurchmessern größer oder gleich 330 mm; - Radsatzlagergehäuse mit Wälzlagern und Schmierfett. Die vorliegende Europäische Norm ist auch auf Radsätze anwendbar, die - gegebenenfalls mit Bremsscheiben, Achsantrieb, Getriebe oder Schallabsorber ausgerüstet sind, - nicht die oben genannten Europäischen Normen erfüllen, jedoch die geltenden internationalen Anforderungen, z. B. der UIC-Merkblätter, vor Inkrafttreten dieser Normen erfüllen, - mit bereiften Rädern ausgestattet sind und - mit elastomergefederten Rädern ausgestattet sind. Diese Europäische Norm kann auch für Fahrzeuge angewendet werden, die nicht der Richtlinie 2016/ 797/ EG unterliegen, wobei auf die Anwendung eventuell abweichender Werte hingewiesen wird. Alle Maße in diesem Dokument werden in Millimetern (mm) angegeben. Es ist notwendig, die durchzuführenden Maßnahmen zum Einhalten der definierten Grenzwerte für Radsätze in einem besonderen Dokument zu beschreiben. ANMERKUNG Die Werte und besonderen Kriterien sind im entsprechenden Instandhaltungsplan festgelegt. Z DIN EN 15427: 2011-01 Bahnanwendungen - Behandlung der Reibung zwischen Rad und Schiene - Spurkranzschmierung; Deutsche Fassung EN 15427: 2008+A1: 2010 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 86 Normen 87 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 15427-1-1: 2022- 06 DIN EN 15427-1-1: 2022-06 Print: 118,80 EUR/ Download: 98,30 EUR Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe; Deutsche Fassung EN 15427-1-1: 2022 Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 1-1: Equipment and Application - Flange Lubricants; German version EN 15427-1-1: 2022 Ersatz für DIN EN 15427: 2011-01 Gegenüber DIN EN 15427: 2011-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) vollständige Überarbeitung der Norm; b) Anpassung an aktuelle Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt die Anforderungen für Vorrichtungen zum Auftragen von Schmierstoff auf die Kontaktfläche zwischen Spurkranz und Schienenflanke sowie die Kontaktfläche zwischen Radlenker und Rückseite des Rades (aktive Kontaktfläche), entweder direkt oder indirekt auf den Spurkranz oder die Schiene, fest und umfasst sowohl fahrzeugseitige als auch gleisseitige Lösungen. Dieses Dokument legt Folgendes fest: — die Merkmale, die Schmierungssysteme der aktiven Kontaktfläche erfüllen sollten, zusammen mit geeigneten Inspektions- und Prüfverfahren, die zur Wirksamkeitsprüfung durchzuführen sind, — alle relevanten Begriffe, die spezifisch für die Spurkranzschmierung der aktiven Kontaktfläche sind. Dieses Dokument ist für Vollbahnen anzuwenden. ANMERKUNG Dieses Dokument kann auch für andere Schienennetze verwendet werden, z. B. städtische Schienenbahnen. Z DIN 24550-7: 2006-09 Fluidtechnik - Hydraulikfilter - Teil 7: Wechselfilter; Beurteilungskriterien, Anforderungen Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. 2.1.1.1 Übersetzungen DIN 3990-16: 2020-05 Print: 204,50 EUR/ Download: 169,10 EUR Calculation of load capacity of cylindrical gears - Part 16: Determination of the micro-pitting load-carrying capacity of lubricants using FZG-test-method GT-C/ 8,3/ 90 Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern - Teil 16: Bestimmung der Graufleckentragfähigkeit von Schmierstoffen im FZG-Prüfverfahren GT-C/ 8,3/ 90 DIN ISO 4386-2: 2022-08 Print: 98,60 EUR/ Download: 81,60 EUR Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 2: Destructive testing of bond for bearing metal layer thicknesses ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2019) Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil 2: Zerstörende Prüfung der Bindung für Lagermetall-Schichtdicken ≥ 2 mm (ISO 4386-2: 2019) DIN ISO 6282: 2022-08 Print: 68,90 EUR/ Download: 56,90 EUR Plain bearings - Metallic thin-walled half bearings - Determination of the σ 0,01 *-limit (ISO 6282: 2018) Gleitlager - Metallische dünnwandige Lagerschalen - Bestimmung der σ 0,01 *-Grenze (ISO 6282: 2018) DIN EN 15427-2-1: 2022-07 Print: 212,40 EUR/ Download: 175,50 EUR Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 2-1: Properties and Characteristics - Flange lubricants Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 2-1: Eigenschaften und Merkmale - Spurkranzschmierstoffe 2.1.2 VDI-Richtlinien VDI/ VDE 2612 Blatt 6: 2022-05 132,80 EUR Messen und Prüfen von Verzahnungen - Prüfung und Überwachung von Geräten zur Verzahnungsmessung Measurement and testing of gears - Testing and monitoring of devices for gear measurement Z VDI/ VDE 3684: 1997-09 Herstellerneutrale Konfiguration von Antriebssystemen - Beschreibung ereignisgesteuerter Bewegungsabläufe mit Funktionsplänen E VDI 5020: 2022-06 59,10 EUR Berechnung von Seiltrieben in Hebezeugen Dimensioning of rope drives in lifting equipments Einsprüche bis 2022-11-30 2.1.3 VDA-Empfehlungen, -Prüfblätter, -Richtlinien Z VDA 235-101: 2009-11 VDA-Prüfblatt - Reibungszahleinstellung von mechanischen Verbindungselementen mit metrischem Gewinde Zurückgezogen, ersetzt durch VDA 235-101: 2021-11 VDA 235-101: 2021-11 Reibungszahleinstellung von mechanischen Verbindungselementen mit metrischem Gewinde Ersatz für VDA 235-101: 2009-11 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen E prEN ISO 683-17: 2022-04 Für eine Wärmebehandlung bestimmte Stähle, legierte Stähle und Automatenstähle - Teil 17: Wälzlagerstähle (ISO/ DIS 683-17: 2022) Heat-treated steels, alloy steels and free-cutting steels - Part 17: Ball and roller bearing steels (ISO/ DIS 683-17: 2022) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 683-17: 2014-10 Einsprüche bis 2022-07-19 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 87 Normen 88 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 E prEN ISO 3252: 2022-04 Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO/ DIS 3252: 2022) Powder metallurgy - Vocabulary (ISO/ DIS 3252: 2022) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 3252: 2019-09 Einsprüche bis 2022-07-12 E prEN ISO 4491-2: 2022-05 Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch Reduktionsverfahren - Teil 2: Masseverlust durch Reduktion mit Wasserstoff (ISO/ DIS 4491-2: 2022) Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 2: Loss of mass on hydrogen reduction (hydrogen loss) (ISO/ DIS 4491-2: 2022) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 4491-2: 1999-07 Einsprüche bis 2022-08-15 ZE EN 12080/ prA1: 2021-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Zurückgezogen, ersetzt durch EN 12080/ FprA1: 2022- 03 E EN 12080/ FprA1: 2022-03 Bahnanwendungen - Radsatzlager - Wälzlager Railway applications - Axleboxes - Rolling bearings Ersatz für EN 12080/ prA1: 2021-03; vorgesehen als Änderung von EN 12080: 2017-09 ZE prEN 13001-3-7: 2019-03 Krane - Konstruktion allgemein - Teil 3-7: Grenzzustände und Sicherheitsnachweise für Maschinenbauteile - Verzahnungen und Getriebe E EN 13103-1/ FprA1: 2022-06 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsleitfaden für außengelagerte Radsatzwellen Railway applications - Wheelsets and bogies - Part 1: Design method for axles with external journals Ersatz für EN 13103-1/ FprA1: 2021-12; vorgesehen als Änderung von EN 13103-1: 2017-12 Z EN 15427+A1: 2010-10 Bahnanwendungen - Behandlung der Reibung zwischen Rad und Schiene - Spurkranzschmierung Zurückgezogen, ersetzt durch EN 15427-1-1: 2022-03 ZE FprEN 15427-1-1: 2021-10 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe EN 15427-1-1: 2022-03 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-1: Vorrichtungen und Anwendung - Spurkranzschmierstoffe Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 1-1: Equipment and Application - Flange Lubricants Ersatz für EN 15427+A1: 2010-10 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 255: 2022-05 72,00 EUR Riementriebe - Riemenscheiben für Keilriemen - Überprüfung der Rillengeometrie Belt drives - Pulleys for V-belts (system based on datum width) - Geometrical inspection of grooves V orgesehen als Ersatz für ISO 255: 1990-11 Einsprüche bis 2022-08-17 E ISO/ DIS 683-17: 2022-04 72,00 EUR Für eine Wärmebehandlung bestimmte Stähle, legierte Stähle und Automatenstähle - Teil 17: Wälzlagerstähle Heat-treatable steels, alloy steels and free-cutting steels - Part 17: Ball and roller bearing steels Vorgesehen als Ersatz für ISO 683-17: 2014-10 Einsprüche bis 2022-07-19 ZE ISO 1206 DAM 1: 2021-06 Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen; Änderung 1: Mess- und Prüfverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 1206 FDAM 1: 2022- 05 E ISO 1206 FDAM 1: 2022-05 19,90 EUR Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen - Änderung 1: Mess- und Prüfverfahren Rolling bearings - Needle roller bearings with machined rings - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values - Amendment 1: Measuring and verification methods Ersatz für ISO 1206 DAM 1: 2021-06; vorgesehen als Änderung von ISO 1206: 2018-02 Z ISO 3030: 2011-10 Nadellager - Radial-Nadelkränze - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3030: 2022-03 ZE ISO/ FDIS 3030: 2021-10 Nadellager - Radial-Nadelkränze - Maße, geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen ISO 3030: 2022-03 72,00 EUR Nadellager - Radial-Nadelkränze - Maße, geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Radial needle roller and cage assemblies - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 3030: 2011-10 ZE ISO 3245 DAM 1: 2021-06 Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen; Änderung 1: Mess- und Prüfverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3245 FDAM 1: 2022- 03 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 88 Normen 89 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 E ISO 3245 FDAM 1: 2022-03 19,90 EUR Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen; Änderung 1: Mess- und Prüfverfahren Rolling bearings - Needle roller bearings with drawn cup and without inner ring - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values - Amendment 1: Measuring and verification methods Ersatz für ISO 3245 DAM 1: 2021-06; vorgesehen als Änderung von ISO 3245: 2015-12 E ISO/ DIS 3252: 2022-04 47,30 EUR Pulvermetallurgie - Begriffe Powder metallurgy - Vocabulary Vorgesehen als Ersatz für ISO 3252: 2019-08 Einsprüche bis 2022-07-12 ZE ISO/ DIS 3548-1: 2021-01 Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 1: Toleranzen, Konstruktionsmerkmale und Prüfverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3548-1: 2022-05 E ISO/ FDIS 3548-1: 2022-05 146,50 EUR Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 1: Toleranzen, Konstruktionsmerkmale und Prüfverfahren Plain bearings - Thin-walled half bearings with or without flange - Part 1: Tolerances, design features and methods of test Vorgesehen als Ersatz für ISO 3548-1: 2014-06; Ersatz für ISO/ DIS 3548-1: 2021-01 E ISO/ DIS 4491-2: 2022-05 72,00 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch Reduktionsverfahren - Teil 2: Masseverlust durch Reduktion mit Wasserstoff Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 2: Loss of mass on hydrogen reduction (hydrogen loss) Vorgesehen als Ersatz für ISO 4491-2: 1997-04 Einsprüche bis 2022-08-15 E ISO/ DIS 4548-14: 2022-04 72,00 EUR Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 14: Cold start simulation and hydraulic pulse durability for composite filter housings Vorgesehen als Ersatz für ISO 4548-14: 2016-02 Einsprüche bis 2022-07-21 ZE ISO/ FDIS 4821: 2022-02 Gleitlager - Verfahren zur Prüfung der dynamischen Adhäsion von DLC-beschichteten Teilen unter geschmierten Bedingungen ISO 4821: 2022-05 109,30 EUR Gleitlager - Verfahren zur Prüfung der dynamischen Adhäsion von DLC-beschichteten Teilen unter geschmierten Bedingungen Plain bearings - Dynamic adhesion test method for DLC coated parts under lubricated condition Z ISO 5292: 1995-03 Riemengetriebe - Keilriemen und Keilrippenriemen - Berechnung der Leistungswerte ZV ISO/ TS 6336-20: 2017-11 Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 20: Fresstragfähigkeitsberechnung (auch für Kegelrad- und Hypoidverzahnungen anwendbar) - Blitztemperaturverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TS 6336-20: 2022-05 V ISO/ TS 6336-20: 2022-05 171,30 EUR Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 20: Fresstragfähigkeitsberechnung - Blitztemperaturverfahren Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 20: Calculation of scuffing load capacity - Flash temperature method Ersatz für ISO/ TS 6336-20: 2017-11 ZV ISO/ TS 6336-21: 2017-11 Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 21: Fresstragfähigkeitsberechnung (auch für Kegelrad- und Hypoidverzahnungen anwendbar) - Integraltemperaturverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TS 6336-21: 2022-05 V ISO/ TS 6336-21: 2022-05 196,20 EUR Tragfähigkeitsberechnung von gerad- und schrägverzahnten Stirnrädern - Teil 21: Fresstragfähigkeitsberechnung - Integraltemperaturverfahren Calculation of load capacity of spur and helical gears - Part 21: Calculation of scuffing load capacity - Integral temperature method Ersatz für ISO/ TS 6336-21: 2017-11 E ISO/ DIS 6626-2: 2022-03 72,00 EUR Verbrennungsmotoren - Kolbenringe - Teil 2: Ölabstreifringe mit Schlauchfeder mit geringer Breite aus Gusseisen Internal combustion engines - Piston rings - Part 2: Coilspring-loaded oil control rings of narrow width made of cast iron Vorgesehen als Ersatz für ISO 6626-2: 2013-08 Einsprüche bis 2022-06-22 E ISO/ DIS 7148-1: 2022-04 72,00 EUR Gleitlager - Prüfung des tribologischen Verhaltens von Gleitlagerwerkstoffen - Teil 1: Prüfung von Lagermetallen Plain bearings - Testing of the tribological behaviour of bearing materials - Part 1: Testing of bearing metals Vorgesehen als Ersatz für ISO 7148-1: 2012-10 Einsprüche bis 2022-07-20 TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 89 Normen 90 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 E ISO/ DIS 7148-2: 2022-04 72,00 EUR Gleitlager - Prüfung des tribologischen Verhaltens von Gleitlagerwerkstoffen - Teil 2: Prüfung von polymeren Gleitlagerwerkstoffen Plain bearings - Testing of the tribological behaviour of bearing materials - Part 2: Testing of polymer-based bearing materials Vorgesehen als Ersatz für ISO 7148-2: 2012-10 Einsprüche bis 2022-07-20 Z ISO 7905-4: 1995-02 Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 4: Prüfung an Lagerschalen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff (ISO 7905-4: 1996) Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 7905-4: 2022-06 ZE ISO/ DIS 7905-4: 2021-10 Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 4: Prüfung an Lagerschalen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 7905-4: 2022- 03 E ISO/ FDIS 7905-4: 2022-03 72,00 EUR Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 4: Prüfung an Lagerschalen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff Plain bearings - Bearing fatigue - Part 4: Tests on halfbearings of a metallic multilayer bearing material Vorgesehen als Ersatz für ISO 7905-4: 1995-02; Ersatz für ISO/ DIS 7905-4: 2021-10 ISO 7905-4: 2022-06 72,00 EUR Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 4: Prüfung an Lagerschalen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff Plain bearings - Bearing fatigue - Part 4: Tests on halfbearings of a metallic multilayer bearing material Ersatz für ISO 7905-4: 1995-02 Z ISO 7967-6: 2005-06 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Benennungen der Teile und Systeme - Teil 6: Schmierölsysteme Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 7967-6: 2022-04 ZE ISO/ DIS 7967-6: 2021-06 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 6: Schmiersysteme ISO 7967-6: 2022-04 47,30 EUR Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 6: Schmiersysteme Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary of components and systems - Part 6: Lubricating systems Ersatz für ISO 7967-6: 2005-06 Z ISO 7967-10: 2014-12 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 10: Zündsysteme Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 7967-10: 2022-04 ZE ISO/ DIS 7967-10: 2021-07 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 10: Zündsysteme ISO 7967-10: 2022-04 47,30 EUR Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 10: Zündsysteme Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary of components and systems - Part 10: Ignition systems Ersatz für ISO 7967-10: 2014-12 ZE ISO/ DIS 7967-11: 2021-08 Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary of components and systems - Part 11: Fuel systems Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 7967-11: 2022-04 E ISO/ FDIS 7967-11: 2022-04 47,30 EUR Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary of components and systems - Part 11: Liquid fuel systems Vorgesehen als Ersatz für ISO 7967-11: 2014-12; Ersatz für ISO/ DIS 7967-11: 2021-08 ZE ISO/ DIS 7967-12: 2021-07 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 12: Abgasreinigungssysteme Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 7967-12: 2022- 03 E ISO/ FDIS 7967-12: 2022-03 47,30 EUR Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Begriffe für Bauteile und Systeme - Teil 12: Abgasreinigungssysteme Reciprocating internal combustion engines - Vocabulary of components and systems - Part 12: Exhaust emission control systems Vorgesehen als Ersatz für ISO 7967-12: 2014-12; Ersatz für ISO/ DIS 7967-12: 2021-07 Z ISO 8133: 2014-11 Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozylindern mit einseitiger Kolbenstange, kompakte 16-MPa- (160-bar-)Reihe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 8133: 2022-05 ZE ISO/ DIS 8133: 2021-06 Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) compact series Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 8133: 2022-03 E ISO/ FDIS 8133: 2022-03 109,30 EUR Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) compact series Vorgesehen als Ersatz für ISO 8133: 2014-11; Ersatz für ISO/ DIS 8133: 2021-06 ISO 8133: 2022-05 109,30 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozy- TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 90 Normen 91 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 lindern mit einseitiger Kolbenstange, kompakte 16-MPa- (160-bar-)Reihe Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) compact series Ersatz für ISO 8133: 2014-11 ZE ISO/ DIS 8443: 2021-12 Wälzlager - Radiallager mit Flansch am Außenring - Flansch - Abmessungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 8443: 2022-04 E ISO/ FDIS 8443: 2022-04 47,30 EUR Wälzlager - Radiallager mit Flansch am Außenring - Flansch - Abmessungen Rolling bearings - Radial ball bearings with flanged outer ring - Flange dimensions Vorgesehen als Ersatz für ISO 8443: 2010-07; Ersatz für ISO/ DIS 8443: 2021-12 Z ISO 9608: 1994-08 Keilriemen - Gleichförmigkeit der Riemen - Prüfverfahren zur Bestimmung der Achsabstandsschwankungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 9608: 2022-05 ZE ISO/ DIS 9608: 2021-11 Keilriemen - Gleichförmigkeit der Riemen - Prüfverfahren zur Bestimmung der Achsabstandsschwankungen ISO 9608: 2022-05 47,30 EUR Keilriemen - Gleichförmigkeit der Riemen - Prüfverfahren zur Bestimmung der Achsabstandsschwankungen V-belts and V-ribbed belts - Uniformity of belts - Test method for determination of centre distance variation Ersatz für ISO 9608: 1994-08 ZE ISO/ FDIS 10825-1: 2022-02 Zahnräder - Verschleiß und Schäden an Zahnradzähnen - Teil 1: Terminologie und Merkmale ISO 10825-1: 2022-05 221,00 EUR Zahnräder - Verschleiß und Schäden an Zahnradzähnen - Teil 1: Terminologie Gears - Wear and damage to gear teeth - Part 1: Nomenclature and characteristics Teilweiser Ersatz für ISO 10825: 1995-08 Z ISO 13050: 2014-12 Synchronriemen - metrischer Abstand, Krummlinige Profilsysteme G, H, R und S, Riemen und Riemenscheiben Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 13050: 2022-03 ZE ISO/ DIS 13050: 2021-08 Synchronriemen - metrischer Abstand, Krummlinige Profilsysteme G, H, R und S, Riemen und Riemenscheiben ISO 13050: 2022-03 221,00 EUR Synchronriemen - metrischer Abstand, Krummlinige Profilsysteme G, H, R und S, Riemen und Riemenscheiben Synchronous belt drives - Metric pitch, curvilinear profile systems G, H, R and S, belts and pulleys Ersatz für ISO 13050: 2014-12 Z ISO 20054: 2016-09 Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 20054: 2022-06 E ISO/ FDIS 20054: 2022-03 72,00 EUR Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffen Plain bearings - Bearings containing dispersed solid lubricants Vorgesehen als Ersatz für ISO 20054: 2016-09 ISO 20054: 2022-06 72,00 EUR Gleitlager - Lager mit dispergierten Festschmierstoffen Plain bearings - Bearings containing dispersed solid lubricants Ersatz für ISO 20054: 2016-09 Z ISO 22507: 2018-09 Gleitlager - Fluidfilmlager Materialien für Fahrzeug- Turbolader Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 22507: 2022-04 ZE ISO/ FDIS 22507: 2021-12 Gleitlager - Fluidfilmlager Materialien für Fahrzeug- Turbolader ISO 22507: 2022-04 72,00 EUR Gleitlager - Fluidfilmlager Materialien für Fahrzeug- Turbolader Plain bearings - Fluid film bearing materials for vehicular turbocharger Ersatz für ISO 22507: 2018-09 ZE ISO/ DIS 22872: 2021-10 Wälzlager - Geometrische Produktspezifikationen (GPS) - Symbole und Begriffe im Zusammenhang mit GPS E ISO/ DIS 24652: 2022-05 72,00 EUR Gelenklager - Gelenklager-Gelenkköpfe für Hydraulikzylinder der Fluidtechnik Spherical plain bearings - Spherical plain bearings rod ends for hydraulic fluid power cylinders Einsprüche bis 2022-08-23 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Fahrweg und Schienenfahrzeuge (FSF) Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsatzwellen - Produktanforderungen; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 087-00-02-01 UA <08701555> Nachdem die ersten Ausgaben des vorliegenden Dokuments (EN 13261: 2003 und EN 12361: 2009) mehrere TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 91 Normen 92 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Jahre Anwendung gefunden haben, beinhaltet diese neue Ausgabe Verbesserungen und zusätzliche Daten wie z. B. Ergebnisse europäischer Projekte. Die Produktanforderungen wurden in den drei Normen, die Radsätze, Räder und Radsatzwellen betreffen, harmonisiert. Darüber hinaus wurden die Anhänge bezüglich der Produktqualifizierung und bezüglich der Produktlieferbedingungen, die bisher informativ waren, unter Berücksichtigung von Erfahrungswerten geändert und sind nunmehr normativ. Außerdem verlangen die TSI „Güterwagen“ und „Lokomotiven und Reisezugwagen“, dass ein Prüfungsprozess für die vorhandene Produktion existieren muss. Die Überarbeitung in diesem Norm-Entwurf befasst sich mit unter anderem mit der Überarbeitung des Anhangs K, technischen Korrekturen am Bild 1, Tabelle 9, Anhang I und Anhang L, sowie mit redaktionellen Korrekturen. Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Räder - Produktanforderungen; (DIN EN 13262: 2020-12); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 087-00-02-01 UA <08701556> Seit seiner ersten Ausgabe im Jahr 2004 hat sich bei der Anwendung des vorliegenden Dokuments die Notwendigkeit gezeigt, Klärungen und Verbesserungen darin vorzunehmen. Die wichtigsten Änderungen sind auf entstandene Schwierigkeiten bei den am Produkt vorgenommenen Prüfungen zurückzuführen. Bestimmte Parameter waren nicht mit ausreichender Genauigkeit ausgeführt und konnten falsch ausgelegt werden (z. B. die Probenahme, die Anwendungsbedingungen und die Auswertung der Messung). Die Einführung des neuen Werkstoffs ERS8, der eine höhere Widerstandsfähigkeit gegenüber Rollkontaktermüdung (en: Rolling Contact Fatigue, RCF) bieten kann, stellt eine weitere Entwicklung dar. Um auf Anforderungen zur Einführung weiterer Stahlgüten eingehen zu können, wurde ein Bewertungsverfahren für die Zulassung neuer Werkstoffe hinzugefügt. Die Produktanforderungen wurden in den drei Dokumenten, die Radsätze, Räder und Radsatzwellen betreffen, harmonisiert. Darüber hinaus wurden die Anhänge bezüglich der Produktqualifizierung und bezüglich der Produktlieferbedingungen, die bisher informativ waren, unter Berücksichtigung der Erfahrungswerte geändert und sind nunmehr normativ. Außerdem verlangen die TSI „Güterwagen“ und „Lokomotiven und Reisezugwagen“, dass ein Prüfungsprozess für die vorhandene Produktion existieren muss. Die Überarbeitung in diesem Norm-Entwurf befasst sich unter anderem mit den Themen thermosensitive Farbe, Überarbeitung der Verweisungen auf Normen, Anpassung des Anhangs D zur Produktqualifizierung und redaktionelle Korrekturen. 3.2 DIN-Normenausschuss Maschinenbau (NAM) Passverzahnungen mit Evolventenflanken und Bezugsdurchmesser - Teil 1: Grundlagen; (DIN 5480-1: 2006- 03); NA 060-34-31 AA <06004146> 2022-04-20: Dieses Dokument ist anzuwenden für Passverzahnungs-Verbindungen mit Evolventenflanken und Bezugsdurchmesser zur lösbaren, verschiebbaren oder festen Verbindung von Welle und Nabe und legt hierfür gewisse Grundsätze fest. Es gilt hierbei ein einheitlicher Eingriffswinkel von 30°, jeweils gleiches Bezugsprofil für alle Teilungen, Flankenzentrierung und Anwendung von Profilverschiebungen, um bestimmte Bezugsdurchmesser zu erreichen. Das Passungssystem enthält Toleranzen für die effektiven Formabweichungen, so dass deren Einfluss auf das Passungsspiel berücksichtigt ist. Durch die mögliche Wahl verschiedener Abmaßreihen und Toleranzklassen wird allen Anforderungen Rechnung getragen. 3.3 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager — Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer-Berechnung der modifizierten nominellen Referenz-Lebensdauer für Wälzlager — Aktualisierung der Berechnung des Minderungsfaktors eta für kleine und mittlere Bohr-Roll-Verhältnisse; NA 118-01-08 AA <11800579> Dieses Dokument beschreibt Verfahren für die Berechnung des aktualisierten Minderungsfaktors η′ für Wälzlager in den Größenbereichen fest, die in entsprechenden ISO-Veröffentlichungen angegeben werden. Dabei gelten die in DIN 26281 gegebenen Hinweise und Einschränkungen. Wälzlager - Geräuschprüfung von Wälzlagerfetten - Teil 1: Grundlagen, Prüfanordnung, Prüfmaschine; NA 118-01-04 AA <11800580> Dieses Dokument wurde vom Technischen Komitee ISO/ TC 4, Wälzlager, erstellt. Dieses Dokument behandelt Grundlagen, Anforderungen an den Prüfaufbau und die Prüfmaschine zur Bestimmung und Bewertung des Geräuschverhaltens von Lagerfetten zusammen mit ISO 21250-2, ISO 21250-3 und ISO 21250-4. Dieses Dokument legt fest: - die Grundlagen, den Prüfaufbau und die Prüfmaschine für die Geräuschprüfung von Wälzlagerfetten; - die in den Prüfverfahren BQ+, MQ und NQ verwendeten Symbole. Dieses Dokument ist anwendbar für die Prüfung von Wälzlagerfetten, insbesondere von ungebrauchtem Schmierfett. ANMERKUNG Geeignete Fette sind Fette der NLGI-Klassen 1 bis 3 nach DIN 51818. Geeignete Fette für die Schmierung von Wälzlagern sind insbesondere Fette nach ISO 12924. Das Prüfverfahren nach diesem Dokument liefert aussagekräftige Ergebnisse für Wälzlager, kann aber auch für Fette in ähnlichen Anwendungen angewendet werden. Wälzlager - Geräuschprüfung von Wälzlagerfetten - Teil 4: Prüf- und Bewertungsverfahren NQ; NA 118-01- 04 AA <11800581> Dieses Dokument wurde vom Technischen Komitee ISO/ TC 4, Wälzlager, erstellt. Dieses Dokument enthält Anforderungen an die Prüfanordnung und die Prüfmaschine des Verfahrens NQ zur Bestimmung und Bewertung TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 92 Normen 93 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 der Geräuschcharakteristik von Wälzlagerfetten zusammen mit ISO 21250-2, ISO 21250-3 und ISO 21250-4. Dieses Dokument spezifiziert die Prüf- und Bewertungsmethode von Wälzlagerfettgeräuschen in Übereinstimmung mit der Methode NQ. Wälzlager - Geräuschprüfung von Wälzlagerfetten - Teil 2: Prüf- und Bewertungsverfahren BQ+; NA 118- 01-04 AA <11800582> Dieses Dokument wurde vom Technischen Komitee ISO/ TC 4, Wälzlager, erarbeitet. Dieses Dokument enthält Anforderungen an die Prüfanordnung und die Prüfmaschine der Methode BQ+ zur Bestimmung und Bewertung der Geräuschcharakteristik von Wälzlagerfetten zusammen mit ISO 21250-1, ISO 21250-3 und ISO 21250-4. Dieses Dokument spezifiziert die Prüf- und Bewertungsmethode für Wälzlagerfettgeräusche nach dem Verfahren BQ+. Wälzlager - Geräuschprüfung von Wälzlagerfetten - Teil 3: Prüf- und Bewertungsverfahren MQ; NA 118- 01-04 AA <11800583> Dieses Dokument wurde vom Technischen Komitee ISO/ TC 4, Wälzlager, erarbeitet. Dieses Dokument enthält Anforderungen an die Prüfanordnung und die Prüfmaschine der Methode MQ zur Bestimmung und Bewertung der Geräuschcharakteristik von Wälzlagerfett zusammen mit ISO 21250-1, ISO 21250-2 und ISO 21250-4. Dieses Dokument spezifiziert die Prüf- und Bewertungsmethode für Wälzlagerfettgeräusche nach dem Verfahren MQ. Wälzlager - Statische Tragzahlen - Erklärungen zu ISO 76 (ISO/ TR 10657: 2021); (DIN ISO 76 Beiblatt 1: 1994- 09); NA 118-01-08 AA <11800584> Dieses Dokument enthält ergänzende Hintergrundinformationen zur Herleitung der in ISO 76: 2006 angegebenen Formeln und Faktoren. 3.3.1 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Einstellung der Normungsvorhaben Wälzlager; Wälzlagertoleranzen; Toleranzen für Radiallager; (DIN 620-2: 1988-02); NA 118-01-04 AA <11800495> Befestigungsteile für Wälzlager - Sprengringe für Lager mit Ringnut; (DIN 5417: 2011-06); NA 118-01-02 AA <11800498> Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 1: Konstruktion, Lagerwerkstoffe und ihre Eigenschaften (ISO 4378-1: 2009); (DIN ISO 4378- 1: 2013-12); NA 118-02-01 AA <11800507> Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 2: Reibung und Verschleiß (ISO 4378- 2: 2017); (DIN ISO 4378-2: 2013-12); NA 118-02-01 AA <11800508> Gleitlager - Begriffe, Definitionen, Einteilung und Symbole - Teil 3: Schmierung (ISO 4378-3: 2017); (DIN ISO 4378-3: 2013-12); NA 118-02-01 AA <11800509> Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 3: Prüfung an ebenen Streifen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff (ISO 7905-3: 1996); (DIN ISO 7905-3: 1998-09); NA 118-02-02 AA <11800518> Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 2: Prüfung mit zylindrischem Probestab aus metallischem Lagerwerkstoff (ISO 7905-2: 1996); (DIN ISO 7905-2: 1998-09); NA 118-02-02 AA <11800519> Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 4: Prüfung an Lagerschalen aus metallischem Verbund-Lagerwerkstoff (ISO 7905-4: 1996); (DIN ISO 7905-4: 1998-09); NA 118-02-02 AA <11800520> Gleitlager - Gleitlager-Ermüdung - Teil 1: Gleitlager auf Lager-Prüfständen und in Lager-Anwendungen unter hydrodynamischer Schmierung (ISO 7905-1: 1995); (DIN ISO 7905-1: 1998-09); NA 118-02-02 AA <11800521> Gleitlager; Lagermetallausguß in dickwandigen Verbundgleitlagern; (DIN 38: 1983-12); NA 118-02-03 AA <11800522> Antriebselemente; Steh-Gleitlager für allgemeinen Maschinenbau, Hauptmaße; (DIN 118-1: 1977-07); NA 118- 02-03 AA <11800523> Gleitlager - Teil 3: Buchsen aus Sintermetall; (DIN 1850- 3: 1998-07); NA 118-02-03 AA <11800527> Gleitlager - Teil 5: Buchsen aus Duroplasten; (DIN 1850-5: 1998-07); NA 118-02-03 AA <11800528> Gleitlager - Teil 4: Buchsen aus Kunstkohle; (DIN 1850- 4: 1998-07); NA 118-02-03 AA <11800529> Gleitlager - Teil 6: Buchsen aus Thermoplasten; (DIN 1850-6: 1998-07); NA 118-02-03 AA <11800530> Gleitlager - Teil 4: Elektrische Lagerisolation; (DIN 31692-4: 1997-12); NA 118-02-03 AA <11800531> Gleitlager; Dickwandige Verbundgleitlager mit zylindrischer Bohrung, ungeteilt; (DIN 7473: 1983-12); NA 118- 02-03 AA <11800532> Gleitlager; Dickwandige Verbundgleitlager mit zylindrischer Bohrung, geteilt; (DIN 7474: 1983-12); NA 118- 02-03 AA <11800533> Gleitlager - Schmierlöcher, Schmiernuten und Schmiertaschen - Maße, Formen, Bezeichnung und ihre Anwendung für Lagerbuchsen; Identisch mit ISO 12128: XXX; TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 93 Normen 94 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 (DIN ISO 12128: 1998-07); NA 118-02-03 AA <11800535> Gleitlager - Buchsen aus Kupferlegierungen; (ISO 4379: 2018); (DIN ISO 4379: 1995-10); NA 118-02-03 AA <11800546> Laufversuch an Radialgleitlagern; Allgemeines; (DIN 50280: 1975-10); NA 118-02-02 AA <11800555> 3.4 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Prüfung von Schmierstoffen - Prüfung von Schmierfetten auf korrosionsverhindernde Eigenschaften im Wälzlager; (DIN 51802: 2017-10); NA 062-06-52 AA <06236290> Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren für die Bestimmung der korrosionsverhindernden Eigenschaften von Schmierfetten im Wälzlager fest. Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der dynamischen Wasserbeständigkeit von Schmierfetten (ISO 11009: 2021); (DIN ISO 11009: 2019-09); NA 062- 06-52 AA <06236303> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des Widerstandes eines Schmierfettes im Lager gegen Wasser bei einer Prüftemperatur von 38 °C und 79 °C unter definierten Laborbedingungen fest. Die Prüfung ist nicht mit anderen Feldprüfungen unter Betriebsbedingungen gleichzusetzen. Prüfung von Mineralölen - Probenahme - Salbenartigkonsistente und feste Stoffe; (DIN 51750-3: 1991-02); NA 062-06-52 AA <06236306> Dieses Dokument legt die Probenahme für salbenartigkonsistente und feste Mineralölerzeugnisse, z. B. Schmierfette, Vaseline und Paraffine, fest. Dieses Dokument ist nicht anwendbar für Prüfgut, das durch Erwärmen ohne Änderung der Zusammensetzung in eine Flüssigkeit umwandelbar ist. In diesem Fall muss DIN 51750 2 angewendet werden. Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der Oxidation und Nitration von gebrauchten Motorenölen - Infrarotspektrometrisches Verfahren; (DIN 51453: 2004- 10); NA 062-06-63 AA <06236337> Dieses Dokument legt die Bestimmung der Oxidation und Nitration von gebrauchten Motorenölen mittels infrarotspektrometrischem Verfahren fest. 3.4.1 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Zurückziehung Tenside - Biobasierte Tenside - Übersicht über Biobasierte Tenside; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-05-62 AA <06235345> 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) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 94 Normen 95 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC- Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC-Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC-Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 95 Normen 96 Tribologie + Schmierungstechnik · 69. Jahrgang · 5-6/ 2022 Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 17,Avenue Marnix, 1000 BRUXELLES, BELGIEN Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ- Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.4 VDI-Richtlinien Herausgeber: Verein Deutscher Ingenieure (VDI), Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.5 VDA-Empfehlungen, -Prüfblätter, -Richtlinien Herausgeber: Verband der Automobilindustrie e. V. (VDA), Behrenstr. 35, 10117 Berlin Bezug: Verband der Automobilindustrie e. V. (VDA), Behrenstr. 35, 10117 Berlin 5.6 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Herausgeber: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Bezug: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz TuS_5_6_2022.qxp_TuS_5_6_2022 09.02.23 16: 31 Seite 96 Heft 5-6 | Dezember 2022 69. Jahrgang Herausgeber: Dr. Manfred Jungk Tel.: +49 (0)6722 500836 eMail: manfred.jungk@mj-tribology.com www.mj-tribology.com Redaktion: Dr. rer. nat. Erich Santner Tel.: +49 (0)2289 616136 / eMail: esantner@arcor.de Ulrich Sandten-Ma Tel.: +49 (0)7071 97 556 56 / eMail: sandten@verlag.expert Beiträge, die mit vollem Namen oder auch mit Kurzzeichen des Autors gezeichnet sind, stellen die Meinung des Autors, nicht unbedingt auch die der Redaktion dar. Unverlangte Zusendungen redaktioneller Beiträge auf eigene Gefahr und ohne Gewähr für die Rücksendung. Die Einholung des Abdruckrechtes für dem Verlag eingesandte Fotos obliegt dem Einsender. Die Rechte an Abbildungen ohne Quellenhinweis liegen beim Autor oder der Redaktion. Ansprüche Dritter gegenüber dem Verlag sind, wenn keine besonderen Vereinbarungen getroffen sind, ausgeschlossen. Überarbeitungen und Kürzungen liegen im Ermessen der Redaktion. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Warenbezeichnungen und Handelsnamen in dieser Zeitschrift berechtigt nicht zu der Annahme, dass solche Namen ohne Weiteres von jedermann benutzt werden dürfen. Vielmehr handelt es sich häufig um geschützte, eingetragene Warenzeichen. Die Zeitschrift und alle in ihr enthaltenen Beiträge und Abbildungen sind urheberrechtlich geschützt. Mit Ausnahme der gesetzlich zugelassenen Fälle ist eine Verwertung ohne Einwilligung des Verlags strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Alle Informationen in dieser Zeitschrift wurden mit großer Sorgfalt erstellt. Fehler können dennoch nicht völlig ausgeschlossen werden. Weder Verlag noch Autoren oder Herausgeber übernehmen deshalb eine Gewährleistung für die Korrektheit des Inhaltes und haften nicht für fehlerhafte Angaben und deren Folgen. Entwurf und Layout: Ludwig-Kirn Layout, 71638 Ludwigsburg expert verlag Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5, 72070 Tübingen Tel. +49 (0)7071 97 556 0, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 eMail: info@verlag.expert Kreissparkasse Tübingen IBAN DE53 6415 0020 0002 9961 98 | BIC SOLADES1TUB USt.-IdNr. DE 234182960 Anzeigen: eMail: anzeigen@narr.de Tel.: +49 (0) 7071 97 97 10, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 Informationen und Mediadaten senden wir Ihnen gerne zu. Abo-Service: eMail: abo@narr.de Tel.: +49 (0)7071 97 97 10, Fax: +49 (0)7071 97 97 11 Die zweimonatlich erscheinende Zeitschrift kostet im Abonnement print EUR 205,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 156,-. Abonnementspreis print + online access: EUR 450,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 168,- (alle Preise inkl. MwSt.). Abonnementspreis e-only: EUR 420,- (inkl. MwSt.), Vorzugspreis für private Leser EUR 160,- (inkl. MwSt.). Versandkosten: Inland EUR 9,- p.a., Ausland EUR 17,- p.a. Persönliche Mitglieder der GfT erhalten gegen Vorlage eines entsprechenden Nachweises einen Nachlass von 20 % auf das Abo Netto. Für Mitglieder der ÖTG ist der Abonnementspreis im Mitgliedschaftsbeitrag enthalten. Die Abonnementsgebühren sind jährlich im Voraus bei Rechnungsstellung durch den Verlag ohne Abzug zahlbar. Abbestellungen müssen spätestens sechs Wochen vor Ende des Bezugsjahres schriftlich vorliegen. Der Bezug der Zeitschriften zum Jahresvorzugspreis verpflichtet den Besteller zur Abnahme eines vollen Jahrgangs. Bei vorzeitiger Beendigung eines Abonnementauftrages wird der Einzelpreis nachbelastet. Bei höherer Gewalt keine Lieferungspflicht. Erfüllungsort und Gerichtsstand: Tübingen. ISSN 0724-3472 ISBN 978-3-8169-4004-3 Für eine Veröffentlichung bitten wir Sie, uns die Daten als Word- Dokument und als PDF sowie die Original-Bilddaten zur Verfügung zu stellen. Hilfreich ist es ferner, wenn die Bilder durchnummeriert und bereits an der richtigen Stelle platziert sowie mit den zugehörigen Bildunterschriften versehen sind. Da wir auf die Einheit von Text und Bild großen Wert legen, bitten wir, im Text an geeigneter Stelle einen sogenannten (fetten) Bildhinweis zu bringen. Das Gleiche gilt für Tabellen. Auch sollten die Tabellen unsere Art des Tabellenkopfes haben. Die Artikel dieses Heftes zeigen Ihnen, wie wir uns den Aufbau Ihres Artikels vorstellen. Vielen Dank. Bitte lesen Sie dazu auch unsere ausführlichen „Hinweise für Autoren“ (Checkliste auf der hinteren Umschlagseite). Aktuelle Informationen über die Fachbücher zum Thema „Tribologie“ und über das Gesamtprogramm des expert verlags finden Sie im Internet unter www.expertverlag.de Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! Impressum Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie | Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft | Organ der Swiss Tribology Checkliste Autorenangaben Federführender Autor: F Postanschrift F Telefon- und Faxnummer F eMail-Adresse Alle Autoren: F Akademische Grade, Titel F Vor- und Zunamen F Orcid-ID F Institut/ Firma F Ortsangabe mit PLZ Umfang/ Form F bis ca. 3500 Wörter F neue deutsche Rechtschreibung und Kommasetzung bitte nach Duden oder Englisch nach Oxford English Dictionary Daten F Beitrag in WORD und als PDF (beide mit Bildern und Bildunterschriften etc.) F Bilddaten unbedingt zusätzlich als tif oder jpg (300 dpi/ ca. 2000 x 1200 Pixel der Originaldatei) Vektordaten als eps Manuskript F kurzer, prägnanter Titel F deutsche Zusammenfassung, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter F Schlüsselwörter, 6 bis 8 Begriffe F englisches Abstract, 5 bis 10 Zeilen, ca. 100 Wörter (bitte von einem Muttersprachler prüfen lassen) F Keywords, 6 bis 8 Begriffe F Bilder/ Diagramme/ Tabellen (bitte durchnummerieren und Nummern im Text erwähnen) F Bild- und Diagramm-Unterschriften, Tabellen-Überschriften F Literaturangaben Manuskript und Daten bitte an Dr. Manfred Jungk eMail: manfred.jungk@mj-tribology.com Tel.: +49 (0)6722 500836 Fax: +49 (0)6722 7506685 Nach Abschluss der Satzarbeiten erhalten Sie einen Korrekturabzug mit der Bitte um kurzfristige Durchsicht und Freigabe. Änderungen gegen das Manuskript sind in diesem Stadium nicht mehr möglich. Bitte beachten Sie ferner Redaktion und Verlag gehen davon aus, dass die Autoren zur Veröffentlichung berechtigt sind, dass die zur Verfügung gestellten Texte und das Bildmaterial nicht Dritte in ihren Rechten verletzen und dass bei Bildmaterial, wo erforderlich, die Quellen angeben sind. Bitte holen Sie im Zweifelsfall eine Abdruckgenehmigung beim Rechteinhaber ein. Redaktion und Verlag können keine Haftung für eventuelle Rechtsverletzungen übernehmen. Open Access Der freie Zugang zum Wissen ist uns ein wichtiges Anliegen. Deshalb haben Sie selbstverständlich auch die Möglichkeit, Ihren Beitrag in der Tribologie und Schmierungstechnik sofort allen Interessenten digital zugänglich zu machen. Davon profitieren nicht nur Sie mit einer erhöhten Reichweite, sondern Forscherinnen und Forscher weltweit. Um die hohe Qualität und umfangreiche Indexierung zu garantieren, können wir diesen Service leider nicht kostenlos anbieten. Den vollen OpenAccess-Service erhalten Sie bei uns für eine einmalige Article Processing Charge von 1.850,00 € netto (zzgl. MwSt.). Herausgeber Dr. Manfred Jungk Verlag expert verlag Ein Unternehmen der Narr Francke Attempto Verlag GmbH + Co. KG Dischingerweg 5 D-72070 Tübingen Tel.: +49 (0)7071 97 556 0 Fax: +49 (0)7071 97 97 11 eMail: info@verlag.expert www.expertverlag.de Redaktion Dr. rer. nat. Erich Santner eMail: esantner@arcor.de Tel.: +49 (0)2289 616136 Ulrich Sandten-Ma eMail: sandten@verlag.expert Tel.: +49 (0)7071 97 556 56 Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Ihre Mitarbeit in Tribologie und Schmierungstechnik ist uns sehr willkommen! ISSN 0724-3472 Aus Wissenschaft und Forschung Science and Research www.expertverlag.de TuS 5-6/ 2022 Tribologie und Schmierungstechnik Tribologie und Schmierungstechnik HERAUSGEGEBEN VON ADRIAN RIENÄCKER UND MANFRED JUNGK 5-6 _ 22 69. JAHRGANG Martin Rank, Dominik Meffert, Manuel Oehler, Oliver Koch Einfluss von Beschichtungen zur triboaktiven Transferschichtbildung auf die Reibung in Kettengelenken Amos Merkel, Felix Schlegel, Katharina Schmitz Modellversuch für die experimentelle Untersuchung des Verschleißverhaltens des Gleitschuh-Schrägscheibe Kontakts Benjamin Bergmann, Berend Denkena, Gerhard Poll, Florian Pape, Haichao Liu, Lars Ellersiek Reibkoeffizientenermittlung in der Zerspanung auf Basis von Hochgeschwindigkeitsaufnahmen Christian Orgeldinger, Armin Seynstahl, Tobias Rosnitschek, Anna Zimmermann, Stephan Tremmel Einfluss fertigungsbedingter Effekte auf das tribologische Verhalten im ADAM-Verfahren gedruckter Bauteile Martin Tockner, Archim Wolfberger, Youping Huang, Gerald Pinter, Andreas Hausberger Tribological Method Development of Abrasive Resistant Polymer Coatings for Industrial Applications Patrick Strobl, Maria-Lena Trapp, Katharina Völkel, Hermann Pflaum, Karsten Stahl Einfluss der Stillstandszeit auf das Losreißmoment nasslaufender Lamellenkupplungen Sven Wirsching, Marcel Bartz Using exact macroscopic geometry in elastohydrodynamic simulations of point and elliptical contacts Niklas Bauer, Katharina Schmitz Influence of Manufacturing Tolerances on the Behavior of Pneumatic Seals using EHL Simulations Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology