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Tribologie und Schmierungstechnik HERAUSGEGEBEN VON MANFRED JUNGK 4-5 _ 23 70. JAHRGANG Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology Heft 4-5 | September 2023 70. 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. 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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 219,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 156,-. Abonnementspreis print + online access: EUR 490,-, Vorzugspreis für private Leser EUR 168,- (alle Preise inkl. MwSt.). 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ISSN 0724-3472 ISBN 978-3-381-10081-1 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 Editorial 1 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0016 Liebe Leserinnen und Leser, Ende 1990 begann für mich eine vierjährige Entsendung als Schmierstoffanwendungstechniker in die USA. Erste Befürchtungen meiner Kollegen mit meinem britischen Akzent (in der Unterstufe des Gymnasiums wurde im von einer Dame aus London gehaltenen Englischunterrichts kein Wort Deutsch gesprochen) würde ich nicht weit kommen, bestätigten sich nicht. Denn beim ersten Feierabendbier während des STLE-Meetings in Montreal 1991 wurde die Bestellung durch meinen Akzent direkt umgesetzt, während die vorher von meinen USamerikanischen Kollegen getätigten Durstlöschversuche überhört wurden. Während meines Auslandsaufenthaltes folgten noch weitere STLE-Meetings in Philadelphia, Calgary und Pittsburgh und mein britischer Akzent war Geschichte. Für einen damals jungen Tribologen war die Vielzahl der Möglichkeiten innerhalb weniger Tage bei einer zwischen 1400 bis 1600 Teilnehmer großen Konferenz Kontakte zu knüpfen, über bis dahin unbekannte Technologien Wissen zu erlangen und eigene Ideen zu präsentieren richtungsweisend, um der Tribologie erhalten zu bleiben. Die „Society of Tribologists and Lubrication Engineers“ zählt ca. 250 Firmen und 3500 persönliche Mitglieder aus 70 Nationen, von denen sich mehr als 300 in den verschiedensten Arbeitskreisen engagieren. In 24 Gremien werden administrative Themen um Zertifizierung, Weiterbildung, Konferenzprogramm und Ehrungen bearbeitet. Daneben gibt es noch 19 Regionale Arbeitskreise, die entweder nach Bundesstaaten oder städtischen Metropolen gegliedert sind. Die über 20 technischen Arbeitskreise beschäftigen sich mit Künstlicher Intelligenz, Biotribologie, Zustandsüberwachung/ vorausschauender Instandhaltung, Kontaktmechanik, E- Mobilität, Antriebstechnik, umweltfreundlichen Flüssigkeiten, Gleitlagern, Zahnrädern/ Getrieben, Schmierfetten, Materialkunde, Metallbearbeitung, Nanotribologie, Nicht-Eisen-Metallen, Dichtungen, Oberflächen, nachhaltiger Energieerzeugung, synthetischen Flüssigkeiten und Hydraulikflüssigkeiten, Tribometrie, Verschleiß und Windturbinen. Die „standing ovation“ von über 1000 Teilnehmern während der Ehrung Ed Saleks in Long Beach anlässlich seines 27-jährigen Dienstjubiläums für STLE hat mich inspiriert, dieses Editorial zu verfassen. Die oben genannten Inhalte lassen Sie leicht erahnen, welche Mammutaufgabe hinter der Leitung solch einer Organisation steckt. Ed Salek kam im September 1996 zur STLE und ist seit Mai 1997 deren geschäftsführender Direktor. Während seiner Amtszeit bei STLE leitete Salek die Entwicklung und Umsetzung eines strategischen Planungsprozesses, der die Mitgliederzahl vergrößerte und neue Programme und Dienstleistungen bereitstellte. Nun wird er Ende dieses Jahres in den Ruhestand gehen und ich werde seine unaufgeregte Art vermissen, die ich bei vielen Treffen mit europäischen Mitgliedsorganisationen, verwandten Verbänden und Unternehmensmitgliedern kennenlernen durfte. Europa und Asien sind hinsichtlich der Struktur von Tribologieverbänden sehr unterschiedlich im Vergleich zu Nordamerika. Bilaterale Abkommen und der World Tribology Congress alle vier Jahre (denen dies zu lange dauert, treffen sich jährlich bei der STLE) leisten ihren Beitrag, dass die Engagierten der Tribologie gewogen bleiben, Ihr Manfred Jungk Herausgeber Ein tribologischer, dankender Blick über den Teich TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Veranstaltungen Datum Ort Veranstaltung ► 23.10. - 26.10.23 Amsterdam, Niederlande ELGI Autumn Events www.elgi.org ► 13.11. - 15.11.23 Cleveland, USA Tribology Frontiers Conference https: / / www.stle.org/ tribologyfrontiers ► 22.11. - 24.11.23 Zagreb, Croatia Hotel Esplanade The 54 th GOMA Lubricants & Base Oils Symposium lubricants.goma.hr/ ► 23.11.23 Linz, Austria Voestalpine Stahl GmbH, ÖTG Symposium 2023 https: / / www.oetg.at/ de/ oetg-symposium-2023/ ► 26.11. - 30.11.23 Vitoria, Brazil 4 th International Brazilian Conference on Tribology - TriboBr 2023 https: / / www.tribobr2023.com.br/ ► 23.01. - 25.01.24 Esslingen 24 th International Colloquium Tribology, Industrial and Automotive Lubrication https: / / www.tae.de/ weiterbildung/ tribologie-reibung-verschleiss-schmierung/ reibung-verschleiss-schmierung/ international-colloquium-tribology/ 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_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 2 Inhalt 3 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 5 Patrick Wingertszahn, Sebastian Schmitt, Stefan Thielen, Manuel Oehler, Balázs Magyar†, Oliver Koch, Hans Hasse, Simon Stephan Measurement, Modelling, and Application of Lubricant Properties at Extreme Pressures 14 Christoph J. Rohbogner, Thomas Fischer Die Analyse von Abrieb- und Additivelementen in Schmierfetten: XRF, RDE-OES oder ICP-OES? The analysis of abrasion and additive elements in greases: XRF, RDE-OES or ICP-OES? 22 Katrin Alt, Felix Bernhardt, Klaus Ganz, Alexander Hüttinger, Markus Wöppermann Measurement device and automation solution for analysing tribologically damaged radial shaft seals 26 Christian Wilbs, Matthias Adler, Daniel Frölich, Alisa Bellon, Nicole Schuster, Jasmin Menzel, Emely Bopp µ-Mechanical characterization of tribologically stressed elastomer surfaces with respect to radial shaft sealing systems 32 Jae-il Hwang, Gerhard Poll Fatigue life prediction of rolling bearings based on damage accumulation considering residual stresses 40 Mathias Woydt, Jin Zhiliang, Lei Ailian, Li Xiaogang, Wei Binbin Bestimmung der oberen Temperaturgrenze von Schmierstoffen gegen adhäsives Versagen Determination of the upper temperature limit of lubricants against adhesive failure 46 Felix Schlegel, Amos Merkel, Katharina Schmitz Experimental and Simulative Investigation of a Partially Hydrostatic Relieved Contact in Variable Speed Axial Piston Machines 1 Editorial Ein tribologischer, dankender Blick über den Teich 2 Veranstaltungen Aus Wissenschaft und Forschung 46 Nachrichten GfT-Förderpreis 2023 58 Patentumschau 61 Normen Hinweise für Autoren / Checkliste (siehe Umschlag) Rubriken Vorab Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 70. Jahrgang, Heft 4-5 September 2023 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). IHR ONLINE-ABONNEMENT DER TuS Ab dem Jahrgang 2019 können Sie die aktuellen Hefte der Tribologie und Schmierungstechnik im Online-Abonnement beziehen. Die Hefte der vergangenen Jahrgänge werden kontinuierlich integriert. Unsere eLibrary bietet Ihnen einen qualitativ hochwertigen und benutzerfreundlichen Zugang zum digitalen Buch- und Zeitschriftenprogramm der Verlage expert, Narr Francke Attempto und UVK. Nutzen Sie mit uns die Chancen der Digitalisierung: https: / / elibrary.narr.digital/ journal/ tus Der Online-Zugang ist in Kombination mit dem Print-Abo oder als e-only-Abo erhältlich. Abo-Service: Tel: +49 (0)7071 97 97 10 Fax: +49 (0)7071 97 97 11 eMail: abo@narr.de TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 3 Anzeige 4 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 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_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 4 Aus Wissenschaft und Forschung 5 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 Measurement, Modelling, and Application of Lubricant Properties at Extreme Pressures Patrick Wingertszahn, Sebastian Schmitt, Stefan Thielen, Manuel Oehler, Balázs Magyar † , Oliver Koch, Hans Hasse, Simon Stephan* Eingereicht: 23.05.2023 Nach Begutachtung angenommen: 18.09.2023 Messung, Modellierung und Anwendung von Schmierstoffeigenschaften bei extremen Drücken Schmierstoffe spielen in vielen technischen Anwendungen eine zentrale Rolle, z. B. in Lagern und Getrieben sowie in der Fertigungstechnik. In solchen Anwendungen sind Schmierstoffe im Kontaktbereich extremen Bedingungen ausgesetzt. In Schmierspalten kann der Druck Werte bis zu 5 GPa erreichen. Das Stoffverhalten des Schmierstoffs, insbesondere die Viskosität, hat einen großen Einfluss auf das Reibungs- und Verschleißverhalten eines Tribosystems. Dementsprechend sind zuverlässige Stoffdatenmodelle eine Voraussetzung für prädiktive tribologische Simulationen, z. B. elastohydrodynamische Simulationen. Die meisten derzeit verfügbaren experimentellen Stoffdaten liegen jedoch nur bis ca. 1 GPa vor. Daher werden zuverlässige und robuste Modelle mit gutem Extrapolationsverhalten bei extremen Drücken benötigt. In dieser Arbeit wurden Viskositätsmessungen von Squalan in einem Temperaturbereich zwischen 20 °C und 100 °C bei Drücken bis zu 1 GPa durchgeführt. Auf der Grundlage dieser Daten wurde ein physikalisches Modell für die Viskosität von Squalan entwickelt. Das Modell basiert auf einer molekular-basierten Zustandsgleichung in Kombination mit der Entropieskalierung. Abschließend wird gezeigt, wie dieses Modell für die Beschreibung des Stoffverhaltens vorteilhaft in eine EHL-Simulation über eine API integriert werden kann. Der neuartige hybride Simulationsansatz ist vielversprechend für zukünftige Anwendungen. Schlüsselwörter Schmierstoffe, Viskosität, Modellierung von Stoffeigenschaften, Entropieskalierung, Elastohydrodynamik Lubricants play a central role in many technical applications, e.g. in bearings and gears as well as in machining processes. In such applications, lubricants are exposed to extreme conditions in the contact area. In lubrication gaps, the pressure can reach values up to 5 GPa. The thermophysical properties of lubricants, and in particular the viscosity, at such extreme conditions have an important influence on the friction and wear behavior of a tribosystem. Accordingly, reliable lubricant property models are a prerequisite for accurate tribological simulations, e.g. elastohydrodynamic lubrication (EHL) simulations. Presently, the vast majority of experimental thermophysical property data are only available up to 1 GPa. Thus, reliable and robust models with strong extrapolation capabilities to higher pressure are required. In this work, viscosity measurements of squalane in a temperature range between 20 °C and 100 °C and pressures up to 1 GPa were carried out. Based on that data, a physical model for the viscosity was developed. The model is built by combining a molecular-based equation of state with the so-called entropy scaling approach. Finally, we demonstrate how this fluid property model can be favorably integrated in an EHL simulation by an application programming interface (API). The novel hybrid modeling approach is promising for future applications. Keywords Lubricants properties, viscosity, modeling of material properties, entropy scaling, elastohydrodynamic simulation Kurzfassung Abstract * Patrick Wingertszahn 1 , Sebastian Schmitt 2 , Stefan Thielen 1 , Manuel Oehler 1 , Balázs Magyar 1 † , Oliver Koch 1 , Hans Hasse 2 , Simon Stephan 2 (corresponding Author) 1 Institute of Machine Elements, Gears and Tribology (MEGT), RPTU Kaiserslautern, Germany 2 Laboratory of Engineering Thermodynamics (LTD), RPTU Kaiserslautern, Germany † Presently at University Paderborn; Design and Drive Technology TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 5 solid base. Such models, if carefully designed, often enable an extrapolation to states that were not considered during the parametrization [Sch23, Ste20, Urs23, Ewe16, Sta23]. In this work, we demonstrate the feasibility of this route in three steps by studying a model lubricant, namely squalene. In a first step, experiments were carried our using state-of-the-art laboratory equipment for determining the viscosity in a temperature range of 20 °C to 100 °C and pressures up to 1 GPa. Second, a physicallybased model was developed and used for describing the lubricant properties, especially (but not limited to) the viscosity. The extrapolation behavior of the new model was evaluated and compared to an empirical model. Third, a hybrid simulation model is proposed in which the physically-based lubricant property model is coupled with an EHL simulation. This is done using a simple benchmark test case for demonstration purposes. Accordingly, this paper is structured as follows: introducing the experimental method, introducing the modeling approach, presenting the viscosity measurement and model results, and presenting the hybrid simulation model setup and first preliminary results. Finally, conclusions are drawn and an outlook is given. 2 Experimental methods Different types of experimental instruments exist for viscosity measurements [Alu21, Mas49]. Most of them use the falling body principle. Hence, they are based on a relatively simple measurement principle. Also the highpressure viscosimeter used in this work is based on that measurement principle. Aus Wissenschaft und Forschung 6 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 1 Introduction Lubricated contacts between machine elements are subject to very high pressures - up to 5 GPa [Sta17]. The thermophysical properties of the lubricant in the contact zone play a central role for the performance of the tribosystem [Bhu00, Kuw17, He15, Ste18, Ste23]. For the modelling and simulation of lubricated tribocontacts by continuum mechanic models such as elastohydrodynamic lubrication (EHL) models, reliable fluid property models - especially for the viscosity - are required [Kie17, Spi14, Win23, Bai22, Thi20, Kam18, Kam22]. Usually, in such simulation models, empirical correlations for thermophysical property data are employed. Evidently, their accuracy is limited by the accuracy of the underlying measurement data and, more importantly, limited by the thermodynamic state range considered (and accessible) in the experiments. Extrapolating experimental data using empirical mathematical models is obviously risky. In general, empirical models are only applicable in the state range considered for the parametrization. At extreme pressures up to about 5 GPa, thermophysical properties of lubricants are challenging to determine experimentally. Experiments for determining the viscosity are presently limited to about 1 GPa - using specialized instruments [Bai04]. Moreover, even for pressures ≈ 1 GPa, thermophysical property data for lubricants is sparse. Accordingly, empirical viscosity models are, in the best cases, valid up to only about 1 GPa. Physically-based models are attractive candidates for providing a reliable extrapolation behavior beyond the range of data used for the parametrization. Especially models from molecular thermodynamics are interesting as they are constructed from the molecular architecture and molecular interactions, which provides a profound Figure 1: Structure of the high-pressure viscometer. Left part represents the actual measuring device. The right part induces the pressure. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 6 The viscometer used here was developed by Bair [Bai04]. It was purchased under the auspices of the Collaborative Research Centre 926, modified, and extended at the RPTU Kaiserslautern. The basic structure of the viscometer is shown in Figure 1. It is suitable for measurements up to a pressure of 1 GPa and temperature up to 110 °C. In the viscosimeter (cf. Figure 1), the pressure is applied by a combination of devices, which includes a hydraulic press, a low-pressure cylinder, a high-pressure cylinder, and a pressure regulator connected to a high-pressure test chamber. As the pressure-transmitting fluid, di(2-ethylhexyl) is used. The applied pressure is measured directly in the pressurized fluid using a pressure transducer. On the high-pressure side, there is a pressure vessel closed by the viscometer plug. It contains a Bridgman seal. The Bridgman seal consists of a plug piston with threaded stem, two unhardened tool steel back-up rings, and glass fiber reinforced TFE and rubber packing. The packing is compressed via a thread, which creates the sealing effect. The pressure vessel contains a thin-walled tube, which is closed on one side with a plug and on the other side with a movable cylinder. The cylinder serves for equalizing the pressure such that the fluid sample in the tube is pressurized to the same pressure as the pressure vessel. The sample fluid is filled into the tube and a sinker is inserted. The metallic sinker is magnetic, which allows its motion to be detected with a variable differential transformer (LVDT). Two different sinkers can be used in the viscometer. One of the two sinkers has been optimized for low viscosity measurements. The second sinker is suitable for measuring high viscosity values. The movement of the sinker through the LVDT causes a voltage signal, which is recorded by a digital multimeter and sent to a measuring computer. There, the measurement signal is recorded and further post-processed. For prescribing the temperature, heating air is supplied via a pressure regulator and heated by a 600 W heating cartridge in a large tube in front of the regulator. The temperature is adjusted by changing the supply voltage of the heating element. The temperature is measured with a type J thermocouple. The accuracy of the temperature measurement is approximately ± 0.5 °C. The viscosity η is determined from the falling speed v of the sinker and the density of the sinker ρ sinker and the density of the fluid ρ fluid . The viscosity is evaluated as (1) where ϑ is the temperature, p is the pressure, and C is a calibration variable that is a function of the temperature. The latter characterizes the geometry of the experimental setup, i.e. the influence of the geometry of the drop body and the sample tube on the falling velocity and the flow field. The calibration was performed using tri(2-ethylhexyl) trimellitate [Bai16] and di(2-ethylhexyl) sebacate [Kle53, Sad23] data. Based on Eq. (1), the viscosity of the lubricant is determined for a given pressure p and temperature ϑ. The velocity is evaluated in a stationary range of the fall time of the sinker as exemplarily shown in Figure 2. It shows the measurement signal, which indicates the position of the magnetic sinker, caused from the motion of the magnetic sinker in the tube. Figure 2 shows two sequential movements. For the evaluation of the fall curve, only the stationary part of the curve is used, cf. fitted linear function depicted in Figure 2. The shown example is for a relatively low viscosity. For high viscosities, the falling time can be up to several hours. In this work, measurements were carried out at three temperatures, namely 20 °C, 60 °C, and 100 °C. The pressure was varied between ambient pressure 0.1 MPa and 1000 MPa. For each temperature, 13-19 pressure values were studied. In total, 47 state points were studied. Each measurement was conducted at least three times. The final value was then calculated as the average of the individual measurement values. The uncertainty of the data was estimated from the standard deviation of the repeated measurements. 3 Physically-based lubricant property model In this work, methods from molecular thermodynamics were applied for modelling the properties of the lubricant. The approach used here is a combination of a molecular-based equation of state (EOS) and entropy scaling. Molecular-based equations of state [Nez20, Ste20, Mue01, Kon21] have been primarily developed by the chemical engineering community and are therein today well-established. Molecular-based equations of state are known to yield an excellent extrapolation behavior in ( , ) = ( ) ∙ ∙ − ( , ) , Aus Wissenschaft und Forschung 7 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 Figure 2: Example of a recorded fall curve of the sinker during viscosity measurements: Measurement signal (indicating the sinker position) as a function of the measurement time. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 7 the reduced configurational entropy s ̃ conf = s conf / k B / m as (2) where ɑ 2 and ɑ 3 are component-specific adjustable parameters and g 1 and g 2 are global parameters of the entropy scaling model fitted to molecular simulation data of the Lennard-Jones fluid [Sch23b]. The parameters ɑ 2 and ɑ 3 were fitted to the viscosity data for squalane determined in this work and are given in Table 2. ( ̃ ) = ̃ + ̃ 1 + ( ̃ − 1 ) + ̃ , Aus Wissenschaft und Forschung 8 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 many cases [Ste20, Urs23, Ste23b] (yet, it cannot be taken for granted). For modeling transport properties of fluids, equations of state need an extension. A possible transport property extension is the so-called entropy scaling [Dyr18], which can take favorably advantage of the physical framework of molecular-based equations of state. Entropy scaling exploits the phenomenon, that transport properties follow (within certain limits) a monovariate function with respect to the configurational entropy - when properly made dimensionless by the temperature and the density [Ros99]. Thereby, transport properties can be described as a simple function of the entropy, which accordingly acts as a transducer between the state point (e.g. T, ρ) and the transport property. Entropy scaling was originally proposed by Rosenfeld [Ros77, Ros99] and is today a popular tool in chemical engineering [Dyr18, Loe18]. In this work, a molecular-based EOS in combination with entropy scaling was used for modeling the viscosity of squalane. Molecular-based EOS provide an expression for the Helmholtz energy A = A(T,ρ) based on the physical properties of a molecule, i.e. the chain length, the dispersion energy, and the segment diameter (cf. Table 1). From the Helmholtz energy model A = A(T,ρ), all static thermodynamic properties such as the pressure, compressibility, and entropy can be computed using basic thermodynamic relations. Dynamic, i.e. transport properties, like the viscosity cannot be derived from the Helmholtz energy without further ado. Entropy scaling utilizes the observation that transport property data like the viscosity at different temperature and pressure exhibit an approximately monovariate dependency with respect to the configurational entropy s conf [Ros77, Ros99]. The latter can be straightforwardly modeled by a molecular-based EOS. Hence, the entropy s conf = s conf (T,ρ) computed from the equation of state brings in the temperature and density dependency of the model. In the entropy scaling model, the transport properties have to be scaled properly; details are given for example in Refs. [Ros77, Ros99, Dyr18, Loe18, Sch23]. To describe the scaled viscosity as function of the entropy, i.e. η s = η s (s conf ), only few experimental data are required. This reflects the fact that entropy scaling models have good extrapolation capabilities. In this work, squalane (C 30 H 62 ) was considered. Here, the PC-SAFT equation of state [Gro01] was used for modeling the configurational entropy s conf . The PC-SAFT parameters for squalane were taken from Bamgbade et al. [Bam15]. The parameters are given in Table 1. The chain length parameter reflects the elongation of the C30 molecule in the model, cf. Ref. [Gro01] for details. The entropy scaling approach proposed by Schmitt et al. [Sch23b] was used in this work. Therein, the scaled viscosity η s = η s (s ̃ conf ) is described by a rational function of Symbol Unit value m - 16.6709 σ Å 3.536 ε / k B K 227.53 Table: 1: PC-SAFT parameters for squalane [Bam15]: chain length parameter m, dispersion energy ε, and segment diameter σ. 4 Results and discussion for the viscosity of squalane Figure 3 shows the results for the viscosity of squalane. Both, the experimental data and the entropy scaling model are shown. Additionally, experimental viscosity data from the literature as well as the viscosity obtained from an empirical model are depicted. The measurement data from this work is in good agreement with the data from the literature [Bai06]. The mean relative statistical uncertainty of the experimental data from this work is approximately 5 %. The numeric values of the experimental viscosity data obtained in this work is reported in Table 3. The entropy scaling model for squalane was fitted to the experimental data obtained in this work. The entropy scaling model yields a relative mean deviation to the measurement data from this work of 23 % - with only two adjustable parameters. The empirical Doolittle model (taken from Ref. [Bai06]) yields a relative mean deviation of 10 %. Yet, in the Doolittle model, five parameters were adjusted. The extrapolation behavior of the entropy scaling model and the Doolittle model are shown in Figure 3-right. The entropy scaling model shows a trustworthy behavior compared to the empirical Doolittle model. The entropy scaling model yields a more meaningful behavior, which is due to the strong physical base of the entropy scaling approach and the molecularbased equation of state. Yet, the entropy scaling model could probably be improved by using more sophisticated Symbol Value ɑ 2 3.5561 ɑ 3 0.4868 Table: 2: Entropy scaling parameters for squalane. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 8 molecular-based equation of state models, e.g. the SAFT-VR Mie equation of state [Laf23, Urs23]. 5 Application: Hybrid physically-based fluid property + EHL model The developed molecular thermodynamics model provides a robust tool for modeling thermophysical properties of a fluid lubricant - here squalane. In particular, different properties are captured in a thermodynamically consistent approach since the different properties are derived from a fundamental Helmholtz energy expression. Thereby, not only the density and the viscosity, but also the heat capacity, the compressibility, the vapor pressure etc. can be modeled (without any further parameter adjustment). This class of material model (molecular-based equation of state combined with entropy scaling) can be beneficially used in tribological continuum simulations. This is demonstrated here using an elastohydrodynamic lubrication (EHL) simulation model. Hence, the physically-based fluid property model is combined with an Aus Wissenschaft und Forschung 9 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 °C P MPa η Pa s °C p MPa η Pa s °C P MPa η Pa s 20 0.1 0.044 60 0.1 0.008 100 0.1 0.003 42.1 0.109 40.0 0.016 42.1 0.006 82.1 0.237 42.1 0.015 82.1 0.010 122.1 0.475 80.0 0.027 122.1 0.015 162.1 0.823 82.1 0.026 162.1 0.020 233.5 2.233 120.0 0.047 283.3 0.080 283.3 4.301 122.1 0.045 333.0 0.109 382.5 15.95 160.0 0.082 382.5 0.140 481.1 52.88 162.1 0.070 481.1 0.270 579.1 172.57 200.0 0.125 579.1 0.528 676.6 553.03 283.3 0.325 676.6 0.986 773.5 1 444.9 333.0 0.573 773.5 1.795 869.9 6 010.3 382.5 0.906 869.9 3.293 481.1 2.330 965.7 5.338 579.1 5.349 982.9 4.918 676.6 11.68 773.5 26.28 869.9 61.26 982.9 75.50 Table: 3: Experimental viscosity data for squalane obtained from the high-pressure viscosimeter in this work. Figure 3: Viscosity of squalane as function of the pressure for three temperatures ϑ = 20 °C, 60 °C, and 100 °C (color coded): Results from the entropy scaling model, the empirical Doolittle model (taken from Ref. [Bai06]), experimental data from this work, and experimental data from Ref. [Bai06]. Left: Pressure range 0 ≤ p / MPa ≤ 1000 (experimentally accessible). Right: Extrapolation behavior of the models up to 5000 MPa. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 9 the materials need to be specified. At the end of the simulations, the results are provided, e.g. pressure and temperature profiles (as a function of the direction of motion coordinate x, cf. Figure 4). For demonstration purposes and as a proof-of-concept, we used a simple geometry for describing a tribological contact. The geometry proposed by Woloszynski et al. [Wol15] was used. For the fluid properties, namely the density and the viscosity at a given temperature and pressure, the squalane model introduced in Section 4 was used. The results for the lubrication gap and pressure profiles are depicted in Figure 5. The resulting pressure profile shows the expected shape. Elastic deformations were not included and the simulation was isothermal. The density as well as the viscosity of the lubricant were on-the-fly calculated via Mic- Therm, i.e. the molecular-based EOS and entropy scaling. The results shown in Figure 5 demonstrate the general applicability of the hybrid simulation scheme. Aus Wissenschaft und Forschung 10 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0017 EHL model to a hybrid simulation model - as schematically depicted in Figure 4. The coupling is carried out internally and on-the-fly via an application programming interface (API). Thus, the state points relevant within the EHL model are handed over to the molecular thermodynamics software, which then provides the requested material property data. In this work, we used the open-access EHL code from Hansen et al. [Han22]. For the molecular thermodynamics part, an in-house developed software tool box was used, which is called MicTherm. It comprises a large library of molecular thermodynamics models, which enable the modelling of both pure component and mixture properties. Also, a large number of substance models is included in MicTherm. Thereby, a large number of lubricant components, mixtures as well as different thermophysical properties can readily be modeled. The EHL code [Han22] was slightly adapted such that it was compatible with the MicTherm API. For carrying out simulations based on the outlined hybrid model, the geometry, the boundary conditions, and Figure 5: Results of exemplary simulation based on the Woloszynski-geometry [Wol15]: Lubrication gap height h (left) and pressure p (right) as function of the coordinate x. The temperature was ϑ = 100 °C. Input • Geometry • Boundary conditions • Substance properties of the solid • Substance model of lubricant Results material properties state point temperature profile pressure profile … API p x T x hybrid simulation Molecular thermodynamics software EHL software x Figure 4: Scheme of hybrid simulation model linking molecular thermodynamics models with EHL simulations. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 10 6 Conclusions and Outlook In this work, we showed how physically-based models can be used for extrapolating thermophysical property data for tribological applications to extreme pressures. This was done using squalane as a model lubricant. First, experimental measurements for determining the viscosity of squalane were carried out using a specialized high-pressure viscosimeter. The measurements were carried out up to 1 GPa and 100 °C. The obtained data is in good agreement with available data from the literature. Second, a physically-based model was developed for describing the thermophysical properties of squalane - focusing on the viscosity. Therefore, a molecular-based equation of state was used in combination with the entropy scaling approach. As this model is built on a strong physical basis, there are good reasons to believe in the extrapolation behavior of the proposed model. This is supported by the fact that the empirical model (taken from the literature) shows a questionable behavior upon extrapolation. In the third part, we demonstrated that the physically-based material model can be integrated into an EHL simulation such that the fluid properties are on the fly computed. The hybrid simulation approach proposed in this work can be favorably applied for various tribological applications. Molecular-based equations of state can be used for modeling a large number of thermophysical properties in a thermodynamically consistent way, which also provides good extrapolation behavior - if used carefully. Moreover, it has been shown in the literature [Fer22] that entropy scaling is also applicable for predicting transport properties of mixtures. Hence, for future work, it would be interesting to use the hybrid simulation approach for modeling cavitation and mixtures of lubricants. Furthermore, caloric properties such as the heat capacity and the thermal conductivity could be directly used in the hybrid model for realistically considering the thermal balance of the system. Acknowledgement The authors gratefully acknowledge financial support by the Deutsche Forschungsgemeinschaft (DFG) within the SFB 926, by the BMBF within the WindHPC project, and by the KSB foundation. The simulations were carried out on the ELWE cluster at Regional University Computing Center Kaiserslautern (RHRK) under the grant TUK-MTD. Literature [Ahu21] A. Ahuja, R. Lee, Y. M. Joshi: Advances and Challenges in the High-Pressure Rheology of Complex Fluids, Advances in Colloid and Interface Science 294, 102472 (2021). https: / / doi.org/ 10.1016/ j.cis.2021.102472 [Bai04] S. Bair: A Routine High-Pressure Viscometer for Accurate Measurements to 1 GPa, Tribology Transactions 47, 356-360 (2004). https: / / doi.org/ 10.1080/ 05698190490455582 [Bai06] S. Bair: Reference Liquids for Quantitative Elastohydrodynamics: Selection and Rheological Characterization, Tribology Letters 22, 197-206 (2006). https: / / doi.org/ 10.1007/ s11249-006-9083-y [Bai16] S. 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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 - Unter Berücksichtigung aller Richtlinientexte 7., überarbeitete Auflage 2022, 186 Seiten €[D] 59,80 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_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 13 Verschleißzustand der Motoren in ihren Diesellokomotiven ermitteln. Aus diesem Vorgehen heraus entwickelte das US-Verteidigungsministerium das „Joint Oil Analysis Program“ (JOAP) [1]. Wirtschaftliche Gründe sind der Haupttreiber für Ölanalyseprogramme, es sollen Maschinenschäden verursacht durch unzureichende Ölqualität, sowie unplanmäßige Stillstände oder Ausfallzeiten vermieden werden. In letzter Zeit sind neben der Wirtschaftlichkeit auch Betrachtungen bezüglich CO 2 Einsparung ein Treiber für Ölanalyseprogramme, denn gerade bei großen Ölfüllungen, die längere Zeit in Maschinen oder Ölumlaufsystemen verbleiben, besteht die Möglichkeit diese nicht auf- Aus Wissenschaft und Forschung 14 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 1 Einleitung Die Analyse von gebrauchten Betriebs- und Schmierstoffen während der Verwendung in Maschinen zur Feststellung einer sinnvollen Restgebrauchsdauer ist heute Standard in den meisten Industriezweigen. Die Analyse von Gebrauchtölproben wurde nach dem Ende des 2. Weltkriegs insbesondere von US-amerikanischen Eisenbahngesellschaften vorangetrieben. Diese wollten anhand ermittelter Werte aus Gebrauchtölproben den Die Analyse von Abrieb- und Additivelementen in Schmierfetten: XRF, RDE-OES oder ICP-OES? Christoph J. Rohbogner, Thomas Fischer* Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 64. Tribologie-Fachtagung 2023 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Die Analyse von Abrieb- und Additivelemente in Schmierfetten wird routinemäßig durchgeführt. Im Vergleich zur Analyse von Schmierölen sind jedoch keine internationalen Normen verfügbar. Deshalb werden in Analyselaboren viele unterschiedliche Verfahren angewendet. Schmierfette sind aufgrund des Verdickers mit Matrixeffekten behaftet. Wir haben die drei gebräuchlichsten Verfahren XRF, RDE-OES und ICP-OES miteinander verglichen. Für die Analyse mit RDE-OES und XRF wurden die Fette direkt ohne chemische Probenvorbereitung eingesetzt. Für die ICP-OES Analyse wurden die Proben mittels modernem Druckaufschlussverfahren in der Mikrowelle vorbereitet. Die Analyse mittels ICP-OES erlaubt deutliche niedrigere Nachweisgrenzen von Additiv- und Verschleißelementen als bei den Vergleichsverfahren. Schlüsselwörter Schmierfett, Gebrauchtfettanalyse, Mikrowelle, Aufschluss, Elementanalyse, Optische Emissionsspektroskopie The analysis of abrasion and additive elements in greases: XRF, RDE-OES or ICP-OES? The elemental analysis in grease samples is common practice in their analysis. However, there is no international standard available describing procedures. Thus, numerous often-similar approaches are used in commercial laboratories. In contrast to lubricating oils, grease analyses are influenced by the matrix, originating from different thickeners. We have compared the results from the most common methods, XRF, RDE-OES and ICP-OES. The latter method using modern microwave assisted sample preparation. The analysis using ICP-OES after microwave-assisted digestion leads to low LODs compared to the other methods used in this study. Keywords Grease, Used Grease Analysis, Microwave, Digestion, Elemental Analysis, Atomic Emission Spectroscopy Kurzfassung Abstract * Dr. Christoph J. Rohbogner (federführender Autor), Dr. Thomas Fischer OELCHECK GmbH Kerschelweg 28, 83098 Brannenburg TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 14 grund fixer Wechselintervalle, sondern anhand ihres Zustands zu behandeln und somit einen Betrag zur Vermeidung klimawirksamer Emissionen zu leisten [2, 3, 4]. Die Gebrauchtölanalyse ist wie erwähnt Industriestandard. In einem typischen Ölanalyseprogramm werden routinemäßig zahlreiche Parameter ermittelt, deren Bestimmung durch eine Vielzahl nationaler und internationaler Normen (DIN, EN und ISO) festgelegt ist. Diese Normierung der analytischen Verfahren hat den Vorteil, dass bei der Verwendung der gleichen Norm eine Vergleichbarkeit der ermittelten Werte besteht, auch wenn diese durch unterschiedliche Laboratorien bestimmt wurden. Die Bestimmung von Verschleiß- und Additivelementen ist neben ca. 40 weiteren Werten in einer Standardgebrauchtöluntersuchung ein zentraler Parameter. Die Konzentration von typischen Verschleißmetallen wie z.B. Eisen, Aluminium, Zinn und Kupfer gibt Aufschluss über eine normale oder ungewöhnliche Verschleißsituation in der Maschine. Des Weiteren gibt die Konzentration der Additivelemente wie z.B. Calcium, Zink, Phosphor oder Molybdän Aufschluss darüber, ob der eingesetzte Schmierstoff noch über genug Reserven für den weiteren Gebrauch, verfügt. [5] Im Gegensatz zur Gebrauchtölanalytik ist die Untersuchung von gebrauchten Fetten weniger weit verbreitet. Dennoch liefern auch Gebrauchtfette wichtige Informationen zum Maschinenzustand, der Verschleißsituation sowie Beschaffenheit des Schmierstoffs. Somit ist auch die Analyse von Fetten aus den genannten Gründen ein wichtiges Instrument einer nachhaltigen Schmierstoffstrategie. Aufgrund fehlender internationaler Normen für die Elementanalyse ist jedoch eine direkte Vergleichbarkeit unterschiedlicher Laboratorien nicht immer gegeben. Fette dienen wie Schmieröle der Reibungsreduzierung gegeneinander bewegter Oberflächen. Im Gegensatz zu Ölen sind Fette grundsätzlich mit einem Verdicker versehen. Dieser sichert das Verbleiben des Schmierstoffs an der vorgesehenen Oberfläche und das Freigeben des Öls im vorgesehenen Moment. Dadurch kommen fettgeschmierte Anwendungen oftmals ohne komplexe Schmierstoffversorgung aus. Neben weiteren Vorteilen der Fettschmierung müssen die Lager nicht speziell gegen Schmierstoffverlust abgedichtet werden. Als nachteilig gegenüber einer Ölschmierung können jedoch unter anderem, schlechtere Abfuhr von Wärme, Verschleiß- und Schmutzpartikeln sowie höhere Aufwände beim Schmierstoffwechsel, gelten. Dies ist hauptsächlich auf die Inhomogenität eines Fettes zurückzuführen. Diese resultiert aber automatisch aus der Beschaffenheit und der Anwesenheit eines Verdickers. Letzterer macht auch die Elementanalyse aufwändig und bisweilen fehleranfällig [6]. In diesem Beitrag werden die gebräuchlichsten Messverfahren zur Bestimmung der Konzentration von Abrieb- und Additivelementen miteinander verglichen. Diese sind Röntgenfluoreszenz, optische Emissionsspektroskopie nach dem Rotrodeprinzip sowie mit induktiv gekoppeltem Plasma. Dabei wird auf Vor- und Nachteile der einzelnen Verfahren sowie mögliche Fehlerquellen eingegangen. 2 Beschreibung der Analyseverfahren Für die Durchführung der Elementanalytik ist eine Anregung aller in der Probe vorhandenen Elemente notwendig. Um diese zu erreichen, wird in die Probe, nach erfolgter Vorbereitung, Energie eingebracht. Nach dem Erreichen des angeregten Zustandes kehren die Elemente nach dem Verlassen der Anregungszone wieder in den sogenannten Grundzustand zurück. Hierbei wird die eingebrachte Energie in Form von Licht wieder emittiert, es entsteht dabei das für jedes Element charakteristische Linienspektrum. Über die Intensität des Lichts kann nach erfolgter Kalibration mit einem zertifizierten Standard eine quantitative Aussage über den Elementgehalt in der Probe getroffen werden. Diese Ermittlung wird von Systemgrenzen beeinflusst, es besteht typischerweise eine apparative sowie eine methodische Nachweisgrenze bei jedem Verfahren für die jeweiligen Elemente [7, 8]. 2.1 Röntgenfluoreszenz (XRF) Röntgenfluoreszenz ist eine oft eingesetzte, schnelle und genaue Methode bei der Elementbestimmung in Betriebsstoffen wie z.B. Kraftstoffen, Schmierölen und -fetten. Es sind prinzipiell zwei unterschiedliche Verfahren bekannt: Wellenlängendispersive Röntgenfluoreszenzanalyse (WDXRF) und Energiedispersive Röntgenfluoreszenzanalyse (EDXRF). Beide Methoden bringen die für die Elementanregung erforderliche Energie in Form von Röntgenstrahlung in die Probe ein. Sie unterscheiden sich aber in der Detektion der emittierten Fluoreszenzstrahlung. Bei der EDXRF wird die Energie der emittierten Fluoreszenzspektren gemessen. Bei der WDXRF sorgt ein zusätzlicher Analysatorkristall durch Beugung für eine spektrale Aufspaltung der emittierten Fluoreszenzstrahlung. Das ermöglicht eine wesentlich höhere Auflösung, d.h. auch Elemente mit nahe beieinanderliegenden Emissionsmaxima können noch unterschieden werden. Andererseits bedingt die höhere Auflösung bei der Detektion auch eine längere Messzeit. Kombinationen aus beiden Verfahren sind ebenfalls bekannt [9]. Die Verfahren sind weit verbreitet, zeigen jedoch Schwächen bei der Detektion von „leichten“ Elementen wie Lithium und Bor. Insbesondere Lithium ist im Bereich der Schmierfette aber von Relevanz. Des Weiteren können aufgrund der Röntgenstrahlung besondere Anforderungen an die Ausbildung des Bedienpersonals und die Räumlichkeiten gestellt werden [10]. Aus Wissenschaft und Forschung 15 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 15 Es können somit bis zu 21 Verschleißmetalle, Verunreinigungen und Additivelemente bestimmt werden [11]. Es handelt sich bei der Anwendung um eine äußerst robuste Methode, die insbesondere beim Fehlen hochwertiger Infrastruktur (z.B. Laborgasversorgung) eingesetzt werden kann. Am Markt erhältliche Geräte sind beispielsweise vom US-Verteidigungsministerium für den frontnahen Einsatz zertifiziert. Das Gerät ist vorrangig für die Analyse von flüssigen Betriebsstoffen wie Schmierölen ausgelegt. Die Matrixkompensation findet somit über die Kohlenstoff- und Wasserstoffspektrallinien statt [12]. Die Anwendung des Verfahrens wird in einer Reihe von Normen entsprechend beschrieben, u.a.: - Elementbestimmung in Kraftstoffen ASTM D 6728 - Bestimmung von Verschleißelementen in Gebrauchtölen ASTM D6595 2.3 Optische Emissionsspektroskopie mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP-OES) Die Anregung der in der Probe vorhandenen Elemente findet bei diesem Verfahren mittels eines Argonplasmas mit einer Temperatur ca. 8.000 - 10.000 °C statt. Die Probe wird vor dem Einbringen in das Plasma in einem Zerstäuber im Argongasstrom vernebelt. In der nachfolgenden Spraykammer werden große Tropfen abgeschieden, bevor das Aerosol in das Plasma eingebracht wird (Bild 2). Aus Wissenschaft und Forschung 16 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 Zur Untersuchung von Betriebs- und Schmierstoffen werden u.a. folgende Normen regelmäßig angewendet: - Schwefelbestimmung in Kraftstoffen und Rohölprodukten ASTM D 2622, DIN EN ISO 20884 und DIN EN ISO 13032 - Bestimmung von Blei und anderen Schwermetallen in Ottokraftstoff: ASTM D 5059 - Bestimmung von Additiv und Abriebelementen in (gebrauchten) Motorenölen: ASTM D 4927, ASTM D6443, DIN EN 15309, DIN 51399-2 2.2 Optische Emissionsspektroskopie nach dem Rotrodeprinzip (RDE-OES) Bei dem OES-Verfahren nach dem Rotrode-Prinzip werden in weniger als einer Minute die an einem „Funkenrädchen“ anhaftenden Bestandteile einer ca. 2 ml großen Schmierstoffprobe in einem Lichtbogen, der zwischen dem Funkenrädchen und einer Graphitelektrode bei ca. 40.000 Volt gezündet wird, bis auf über 8.000 °C erhitzt. Die in Form von Temperatur zugefügte Energie regt die Elemente an und veranlasst jedes vorhandene Element, Licht einer charakteristischen Wellenlänge zu emittieren. Der Lichtstrahl wird mit Hilfe eines Kristallgitters (Prinzip Prisma) in seine Spektralfarben zerlegt. In einer Dunkelkammer sind in einem Radius Detektoren so angebracht, dass sie nur das Licht aufnehmen können, das für das jeweilige Element charakteristisch ist. Aus der Intensität des detektierten Lichtes wird durch Vergleich mit zuvor gemessenen Kalibrationsstandards die Konzentration der Elemente in der Probe berechnet. Bild 1: RDE-OES Instrument (links), Funkenrädchen mit Graphitelektrode und Probentiegel (Mitte), Lehre zum Auftragen einer konstanten Fettschicht (rechts) Das Plasma kann je nach Geräteausführung „stehen“ oder „liegen“. Letzteres eignet sich aufgrund von möglicher Rußakkumulation nur bedingt für Proben mit organischer Matrix. Die Beobachtung des Plasmas kann radial oder axial erfolgen, heutige Spektrometer verfügen üblicherweise über die simultane Beobachtung in beide Richtungen (sog. Dual-View Systeme). Die Detektion der emittier- Bild 2: Argonplasma [13] (links); Zyklonspraykammer [13] (rechts) TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 16 ten Strahlung findet typischerweise über einen CCD- Chip nach vorheriger spektraler Auftrennung bauartbedingt über ein Beugungsgitter in Echelle Bauweise oder eine Paschen-Runge Aufstellung des Rowland Kreises, statt. Konzentrationsabhängig können verschiedene Spektrallinien beobachtet werden. So kann eine größere Genauigkeit bei der Elementgehaltbestimmung erreicht werden. Auch können einige dieser Linien eines Elements bei der Anwesenheit von weiteren Elementen gestört sein. Ein Ausweichen auf andere Linien des Spektrums kann diese Störung beseitigen bzw. minimieren [14]. Die Ausführung der Optik sowie die Beobachtungsrichtung hat einen Einfluss auf die Nachweisgrenzen sowie den Platzbedarf des Spektrometers. In Abhängigkeit von den Anforderungen vor Ort kann ein System den Vorzug vor dem anderen erhalten. Auf die genauen Unterschiede sowie die Vorzüge der Spektrometer wird hier im Näheren nicht eingegangen. In einer ICP-OES Standarduntersuchung wird das Gerät üblicherweise mit einem zertifizierten Standard, der bis zu 30 Elemente enthält, kalibriert. Zum Zweck der Matrixkompensation wird die Kalibierlösung bereits in der Probe entsprechenden Lösungsmittel vorgehalten. Die ICP-OES Methode erlaubt Nachweise einzelner Elemente im ppb Bereich [7]. Die Anwendung des Verfahrens wird in einer Reihe nationaler und internationaler Normen beschrieben, u.a.: - Analyse von Abrieb- und Additivelementen in Schmierölen: ASTM D5185, DIN 51399-1 - Analyse von Verunreinigungen in Kraftstoffen: DIN EN 16476, ASTM D6751 - Bestimmung der Elementkonzentration in Wasser: DIN EN ISO 11885, ASTM D1976 Der Einsatz der ICP-OES in Laboratorien ist weit verbreitet. Dennoch werden hohe Anforderungen an die Laborinfrastruktur gestellt. Außerdem ist der Verbrauch von Argon ein Kostenfaktor beim Einsatz der Methode. 3 Möglichkeiten zur Probenvorbereitung Die Untersuchung in den oben beschriebenen Systemen kann eine Vorbereitung der Probe notwendig machen. Fette besitzen wie bereits beschrieben aufgrund des vorhandenen Verdickers für Verfahren wie RDE-OES und ICP-OES nicht immer die für eine direkte Bestimmung erforderliche Mobilität. 3.1 XRF Ein großer Vorteil der XRF-Analyse ist, dass sie direkt, ohne weitere Vorbereitung der Probe, erfolgen kann. Dazu wird die Probe lediglich homogenisiert und in ein dafür vorgesehenes Messgefäß (Bild 3) gegeben. Die Probenmenge beträgt aufgrund des Messgefäßes ca. 50 g. Aufgrund des Messprinzips ist es äußerst wichtig, dass die Menge und somit die Schichtdicke in den Messgefäßen für alle Messungen gleich ist. Dies kann unter Zuhilfenahme einer entsprechenden Lehre durchgeführt werden. Die Eindringtiefe der Strahlung nimmt mit zunehmender Schichtdicke ab. Somit sind weiter entfernte Regionen der Probe nicht im selben Maße im Ergebnis präsent. Des Weiteren muss eine Kompensation der organischen Matrix vorgenommen werden. Die Zusammensetzung des Fetts muss hierzu genau bekannt sein, damit die Matrixkompensation mit entsprechender Exaktheit vorgenommen werden kann. Dies ist üblicherweise bei Frischfetten der Fall, sodass die XRF insbesondere bei End-of-Line Kontrollen bei der Produktion eingesetzt wird. Die Zusammensetzung von Gebrauchtfetten ist meistens nicht in der Güte bekannt, sie unterliegen der Veränderungen durch den Gebrauch, auch kommt es beim Einsatz zu Vermischungen mit anderen Fetten. Ein weiterer Einfluss bei der XRF-Analyse ist der sogenannte Schatteneffekt oder „Wedge Effect“. Dieser wird hervorgerufen durch den Einsatz der entsprechenden Probengefäße (Bild 3, rechts). Das Eindringen der Röntgenstrahlen in die Probe wird durch die Geometrie des Probenträgers beeinflusst. Es kommt also zu „blinden“ Regionen in der Probe, diese werden nicht angeregt und dort enthaltene Verschleißpartikel dementsprechend nicht erfasst [16]. Aus Wissenschaft und Forschung 17 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 Bild 3: XRF-Probenträger (sog. Cups; links) [15]; Schatteneffekt („Wedge Effect“) bei XRF-Analysen (rechts) [16] TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 17 Schmierfette sind wie bereits erwähnt nicht homogen mittels organischem Lösungsmittel zu lösen. Der für die RDE-OES Analyse beschriebene Ansatz eines Aufschlämmens ist grundsätzlich auch für die ICP-OES Analytik denkbar. Die mit dem Vorgehen verbundenen Probleme wie das Absetzen größerer Partikel, bestehen dennoch. In modernen Probengebern kann es durch Aufrühren vor und während dem Ansaugen minimiert werden. Jedoch sind auch die Zerstäuber bezüglich der Partikelgröße limitiert. Üblicherweise sind Partikel größer als 4 µm von einer Analyse ausgeschlossen. Des Weiteren führt eine Suspension zu unterschiedlichen Tropfengrößen beim Zerstäuben. Eine konstant gleichmäßige Größe der Tropfen ist jedoch wichtig, um stabile und verlässliche Messergebisse zu erhalten. Eine Änderung der Tropfengröße führt zu Über- oder Unterbefunden. Um die Problematik der Inhomogenität zu überwinden, besteht die Möglichkeit ein passendes Aufschlussverfahren für die Fettprobe zu wählen. Dadurch werden die Bestandteile nach Behandlung mit einem Aufschlussreagenz in eine klare Lösung überführt. Für den vorliegenden Beitrag wurde ein Mikrowellenaufschlussverfahren mit konzentrierter Salpetersäure (HNO 3 ) als Mittel der Wahl angesehen. In einer modernen Labormikrowelle (Bild 4) mit 20 Probenplätzen wurde der Aufschluss innerhalb von 90 Minuten bei bis zu 240 °C in PTFE-Druckgefäßen vorgenommen. Dieses Verfahren erfolgt entsprechend der DIN 51460-1. Die erhaltene klare, salpetersaure Lösung wird im Anschluss an den Aufschluss für die ICP-OES Messung verdünnt oder direkt eingesetzt. Die Untersuchung erfolgt dann gemäß der DIN EN ISO 11885. Der Vorteil des Mikrowellenaufschlusses liegt klar auf der Hand, man erhält eine klare, homogene salpetersaure Lösung, die sich ideal für die Analytik mittels ICP-OES eignet. Das Verfahren nach der DIN EN ISO 11885 garantiert niedrige Nachweisgrenzen für die Elemente, einige liegen im ppb Bereich. Ein ähnliches Vorgehen ist in der ASTM D7303 beschrieben. Aus Wissenschaft und Forschung 18 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 3.2 RDE-OES Die RDE-OES ist primär zum Messen flüssiger, homogener Mineralölproben konzipiert. Wie bereits erwähnt sind Fettproben aufgrund des Verdickers nicht homogen und entsprechend immobil. Es besteht die Möglichkeit, das Fett mittels eines organischen Lösungsmittels wie z.B. n-Heptan oder Xylol aufzuschlämmen, um eine entsprechende Förderbarkeit über das Funkenrädchen zu erlangen. Durch dieses Vorgehen kann jedoch keine homogene, klare Lösung erzielt werden. Durch das Aufschlämmen wird zum einen die Viskosität der Probe herabgesetzt. Außerdem kommt es zur Agglomeration von sich bildendem Niederschlag. Je nach Beschaffenheit der Partikel können mit der RDE-OES Bestandteile allerdings nur bis zu einer Größe von 5 µm im Öl gefunden werden. Größere Partikel setzen sich zu schnell im Öl ab oder werden durch den Lichtbogen nicht intensiv genug angeregt. Dieser Effekt wird dadurch verstärkt, dass sich über die Messzeit das Funkenrädchen erwärmt und somit auch die Probe im Tiegel. Durch diesen Wärmeeintrag sinkt die Viskosität der Vorlage und der oben beschriebene Effekt tritt noch schneller ein. Außerdem wird über das Funkenrädchen teilverbrannter Analyt in die Probenvorlage gefördert. Die Matrixkompensation über die Kohlenstoff- und Wasserstofflinie des Spektrums ist demenentsprechend über die Messdauer beeinflusst. Das Resultat aus dem Beschriebenen: es können zum einen nicht alle in der Probe vorhandenen Analyten nachgewiesen werden, zum anderen ist die Matrixkompensation beeinflusst, dadurch kann es zu einem Fehlbefund kommen. Eine Lösung dafür ist, die Fettprobe direkt auf das Funkenrädchen aufzutragen. Somit umgeht man mögliche oben beschriebene Fällung von Probenbestandteilen. Wichtig hierbei ist, dass zum Auftragen eine Lehre (Bild 1, links) benutzt wird, die eine konstante Schichtdicke der Fettprobe auf dem Funkenrädchen gewährleistet. Nicht gleichmäßige Schichtdicken beeinträchtigen den Befund. Aber auch dieses Vorgehen verhindert nicht die Beeinträchtigung der Matrixkompensation über die Kohlenstoff- und Wasserstoffspektrallinien während der Messung. 3.3 ICP-OES Aufgrund ihres Aufbaus sind für eine ICP-OES Analyse zwingend flüssige und homogene Proben erforderlich. Wie oben beschrieben findet im Probeneintrag aus Zerstäuber und Spraykammer eine Verneblung der Probe und Abtrennung des zu messenden Aerosols statt. Bild 4: moderne Labormikrowelle der Fa. Anton Paar TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 18 4 Ergebnisse und Diskussion Über einen längeren Zeitraum wurde eine mittlere dreistellige Anzahl an Fettproben aus unterschiedlichen Anwendungen mit den drei vorgestellten Verfahren verglichen. Exemplarisch werden in diesem Beitrag die Ergebnisse von vier Proben dargestellt. Untersucht wurde u.a. ein lithiumverseiftes Fett aus dem Hauptlager einer Windkraftanlage. Es zeigt sich, dass ein gravierender Unterschied bei der Bestimmung der Verschleißelemente besteht (Bild 5). Die beiden OES- Methoden (RDE & ICP) zeigen im Vergleich mit der XRF deutlich niedrigere Konzentrationen bei Eisen und Kupfer. Die gefundene Abweichung ist möglicherweise ein Resultat aus der Matrixkompensation. Bei den Additiven zeigen sich ebenfalls deutliche Unterschiede bei Calcium, Zink und Phosphor. Lithium kann aufgrund seiner geringen Masse vom XRF nicht detektiert werden. Während beim Zink beide OES-Methoden wieder ähnliche Ergebnisse liefern weicht die XRF deutlich nach oben ab. Beim Calcium zeigt sich ein entgegengesetzter Trend, hier liefern XRF und RDE-OES ähnliche Ergebnisse. Die zweite Probe stammt ebenfalls aus einer Windkraftanlage, aus einem Blattlager. Hier liefern die drei Verfahren vergleichbare Werte für die Verschleißelemente Eisen und Kupfer (Bild 6). Bei den Additivelementen jedoch zeigen sich massive Abweichungen, insbesondere bei Calcium und Bismut, aber auch bei Zink werden von den drei Methoden deutlich unterschiedliche Werte ermittelt. Es besteht zwischen beiden OES-Methoden kein Trend oder eine Art Vergleichbarkeit. Auch hier führen möglicherweise Matrixeffekte zu den starken Abweichungen bei der Bestimmung. Lithium wird wie bereits erwähnt vom XRF nicht detektiert. Eine weitere Probe stammt aus dem Drehwerk eines Turmdrehkrans, auch dieses Fett ist auf einer Lithiumkomplexseife aufgebaut. Dadurch entfällt erneut die Detektion des Lithiums mittels XRF (Bild 7). Bezüglich der Bestimmung von Eisen zeigt sich ein vergleichbares Bild zum ersten Beispiel: RDE-OES und ICP-OES lie- Aus Wissenschaft und Forschung 19 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000 Fe Cr Al Cu Pb Mn Si Abrieb XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg 0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 Ca Mg B Zn P Ba Mo Li Bi Additive XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg Bild 6: Verschleiß- und Additivelemente einer Fettprobe aus WKA-Blattlager 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 Fe Al Cu Mn Si Abrieb/ Verschleiß XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg 0 500 1000 1500 2000 2500 Ca Mg B Zn P Ba Mo Li Additive XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg Bild 5: Verschleiß- und Additivelemente einer Fettprobe aus WKA-Hauptlager TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 19 wässrigen vorlag und die Probe für das RDE-OES direkt auf das Funkenrädchen aufgetragen wurde, ist hier ebenfalls von einem Matrixeffekt auszugehen. 5 Zusammenfassung Es konnte gezeigt werden, dass unterschiedliche Verfahren bei der Analyse von Gebrauchtfetten zum Einsatz kommen, die jedoch mangels internationaler Normung nicht untereinander vergleichbar sind. Die Verfahren wurden miteinander verglichen, und es wurden entsprechende Unterschiede festgestellt. Diese beruhen typischerweise auf Matrixeffekten die über den Verdicker und/ oder den Gebrauchszustand bestimmt werden. Auch Vermischungen unterschiedlicher Fette beeinflussen die Analytik. Die Beseitigung der Matrix und deren Effekte ist somit zu bevorzugen, um eine hohe Qualität der Analytik zu gewährleisten. Einen Sonderfall stellt hier die Analytik von Frischprodukten dar. Hier ist die exakte Zusammensetzung im Normalfall bekannt, ein Einsatz der XRF ist Aus Wissenschaft und Forschung 20 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0018 fern vergleichbare Konzentrationen, während die XRF sehr deutlich abweicht. Bei der Detektion der Additivelemente jedoch ist zwischen beiden OES-Methoden nur die Lithiumkonzentration vergleichbar. Die drei Methoden liefern unterschiedliche Werte für die jeweils anderen Elemente. Tendenziell liefert die XRF immer einen höheren Wert als die OES-Verfahren, auch hier ist wahrscheinlich der Einfluss der Matrix ausschlaggebend. Die Probe eines Fettes mit einem organischen, Polyharnstoffverdicker wurde aus einer Antriebswelle eines LKW entnommen. Hier zeigen sich weitere Nachteile der XRF-Analyse: die Nachweisgrenzen für Verschleißmetalle sind bei den festgestellten Werten unterschritten. Somit liefert die XRF-Methode keinerlei Werte, nur RDE-OES und ICP-OES haben verlässliche Konzentrationen für die Verschleißmetalle erbracht (Bild 8). Die Werte für Eisen, Kupfer und Aluminium sind vergleichbar, es zeigen sich keine gravierenden Abweichungen. Beim Natrium hingegen, wahrscheinlich eine Verunreinigung durch salzhaltiges Wasser, liefert die Rotrode einen deutlich höheren Wert im Vergleich zur ICP-OES. Da die Probe für ICP-OES nach dem Aufschluss im 0 20 40 60 80 100 120 140 Fe Cr Al Cu Si Na Wear Elements XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg 0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000 Ca Mg B Zn P Ba Mo Li Additive Elements XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg Bild 8: Verschleiß- und Additivelemente einer Fettprobe aus einer LKW-Antriebswelle 0 5000 10000 15000 20000 25000 Fe Cr Ni Cu Mn Si Wear Elements XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 Ca Mg B Zn P Ba Mo Li Additive Elements XRF mg/ kg RDE mg/ kg ICP mg/ kg Bild 7: Verschleiß- und Additivelemente einer Fettprobe aus dem Drehwerk eines Turmdrehkrans TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 20 hierbei somit eine sehr gute Wahl, auch unter dem Gesichtspunkt, dass keine geringen Konzentrationen an Abriebelementen festgestellt werden müssen. Somit ist die relativ hohe Nachweisgrenze der XRF hier kein Problem. Das mikrowellenunterstützte Druckaufschlussverfahren bietet wie oben erwähnt den Vorteil, die komplexe Matrix eines Schmierfetts zu entfernen und somit die Analyse von Verschleiß und Abriebelementen zu vereinfachen, da Störungen minimiert werden. Es bestünde auch die Möglichkeit, die nach dem Druckaufschluss erhaltene, salpetersaure wässrige Lösung mittels RDE-OES oder gar XRF zu analysieren. Jedoch sind zum einen die Nachweisgrenzen der ICP-OES Methode deutlich niedriger im Vergleich zu den beiden Verfahren, außerdem besteht mit der DIN EN ISO 11885 eine internationale Norm für die Analyse solcher Lösungen. Somit besteht hier der Vorteil der Vergleichbarkeit unterschiedlicher Labore. Literatur [1] Poley, J., Murphy, M. The History of Oil Analysis, Noria Corp. 2007, https: / / www.machinerylubrication.com/ Read/ 1113/ history-of-oil-analysis (abgerufen 30.06.2023). [2] Woydt, M. (Ed.), Bock, E., Hosenfeldt, T., Bakolas, V., Luther, R., Wincierz, C. 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Measuring device The measuring device for this new analysis of tribologically damaged RSSs according to DE 10 2022 001 802 A1 allows the sealing lip to be turned towards the air side. This exposes the sealing edge in axial direction. Figure 1 illustrates the process and the design of the corresponding eversion device. Eversion is achieved by applying a consistent load through a threaded cover (3). The RSS is supported on a movable disc (4) to prevent twisting of the sealing lip during the everting process. Optimal eversion results in a minimally curved wear profile along the entire perimeter of the sealing lip. The level of optimum eversion depends on the RSS’s geometry and the elastomer’s properties. RSS-adapted spacer rings dictate the eversion degree and contact surface, ensuring reproducibility independent of the examiner. Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0019 Motivation and state of the art Lubricants play a key role in ensuring the functionality and longevity of industrial gearboxes. A well-coordinated sealing system is critical for a durable and stable tribosystem. Chemical incompatibilities between seals and lubricants account for approximately 40 % of long-term failures due to leaks according to the current state of the art. To ensure the functionality and stability of a tribological sealing system, dynamic sealing ring tests are often carried out during the development of new lubricants and elastomers. A subsequent analysis of the radial shaft seals provides insights into chemical and physical interactions of elastomer and lubricant at the sealing edge, thereby assessing the compatibility with the applied lubricant. According to the current state of the art, an RSS analysis can be divided into a metrological and an optical analysis. Experienced seal experts perform the optical analysis. The damage characteristics that indicate chemical changes of the elastomer, loss of rebound resilience, or insufficient lubrication in the sealing gap (hardening, softening, deposition, excessive wear) are crucial. The tester in question handles the radial shaft seals (RSSs), stretches and compresses the sealing edge during the optical analysis. This can directly affect the subjective perception and outcome of the optical analysis. The quality of the seal analysis data is essential to robustly model correlations between changes at the sealing edge and the tested tribosystem using statistical analysis methods. Nanoindentation presents a promising measurement technique to quantify relevant damage characteristics from the optical analysis, such as hardening and softening [1]. Due to the rotational symmetry of the RSS and the lack of standardisation, handling remains a challenge for accessible and time-efficient analysis. Measurement device and automation solution for analysing tribologically damaged radial shaft seals Katrin Alt, Felix Bernhardt, Klaus Ganz, Alexander Hüttinger, Markus Wöppermann* Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 64. Tribologie-Fachtagung 2023 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. A new measurement device is introduced for analysing worn radial shaft seals (RSSs). This device enables unified and reproducible analysis and allows an automated nanoindentation for reliably detecting material changes at the seal edge. Keywords elastomer compatibility, rotary shaft seal, sealing, dynamic test, nanoindentation, automation, µ-Mechanical characterization, tribologically damaged radial shaft seal, everted sealing lip, measurement device Abstract *M.Sc. Katrin Alt B.Sc. Felix Bernhardt Dipl.-Ing. Klaus Ganz, Dipl.-Ing. Alexander Hüttinger Dr.-Ing. Markus Wöppermann SEW-EURODRIVE GmbH & Co KG Ernst-Blickle-Straße 42 in 76646 Bruchsal TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 22 Mechanical and optical effect of the measuring device The eversion process causes compression of the sealing edge. The average diameter of the sealing edge of five RSSs (38 x 52 x 7 72 NBR 902) in the non-everted state without spring is 36.7 mm. After everting without a spring and a resting period of 24 h, the average diameter is 35.5 mm, which corresponds to a change of 3.3 %. Indentation measurements on the everted sealing edge, depending on the resting time, show a significant impact on the elastomer’s stiffness. After 18 h of rest, constant stiffness values within their respective range of dispersion are measured, necessitating an 18 h relaxation period defined for subsequent measurements in the testing device. To analyse the deformation of the sealing lip during the everting process, an FE simulation of the everting process is carried out. The material parameter is estimated according to Battermann and Köhler [2]. Figure 2 illustrates the required force and displacement of the sealing edge in the y-direction during the eversion process. For condition 1-5, the deformation and elastic strain of the sealing lip is shown. During the transition from condition 2 to 3, the force decreases abruptly, the sealing lip slips noticeably, and the force required for complete eversion is significantly lower than at the start of the process. After relief (5), the elastic strain in the sealing lip area fully retracts, leading to the conclusion that the proportion of reversible deformation in the sealing lip prevails during eversion and reverting. Microscope images of tribologically damaged sealing edges, captured at the same position before and after eversion (except b2), are shown below (Figure 3). The extent of the crack formation cannot be discerned on either image of the non-everted RSS. Sealing edge Figure 3a is found to be slightly hardened with microcracks. Everting the sealing edge causes a displacement of the Aus Wissenschaft und Forschung 23 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0019 Figure 1: Principle and measuring device for everting an RSS Figure 2: FE simulation of the force and displacement of the sealing lip during the everting process with material parameters according to [2] TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 23 new automation possibilities for measuring tribologically damaged RSSs. An automated solution for metrological analysis of RSSs is being developed in collaboration with LNP. This uses an LNP 3 measurement device with motorized linear and rotary axes, holding an eight-device interchangeable plate (Figure 4). The accompanying software package facilitates an automated workflow for tactile wear profile capture, wear width calculation and indentation measurement on the everted sealing edges. Within a few hours, this fully automated process captures, documents and illustrates damage features like hardening, softening, deposition, wear width and grooving of eight tribologically damaged RSSs with n measuring points per sealing edge. Figure 5 shows an exemplary evaluation of an FKM (severe wear, grooves) and NBR (minimal wear) RSS, measured automatically. The polar diagram illustrates the calculated wear widths at 20 measuring points each. The middle Aus Wissenschaft und Forschung 24 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0019 slightly hardened microcracks, rendering them visible. An optical analysis of sealing edge Figure 3b reveals severe crack and blister formation. For the everted sealing, an inconsistent stress state around the tribologically damaged sealing edge has been detected for the first time. Around the perimeter, the sealing edge can be divided into areas with cracks in softened material and blisters (Figure b1) and areas with stress cracks in the highly hardened elastomer (Figure b2). This indicates an inhomogeneous material state of the worn sealing edge, which can lead to the application of uniform deformation, resulting in localized areas with negative and positive stresses visible at the micro level. Automated solution Everting the sealing edge allows access to the entire perimeter of the sealing edge from a single plane, enabling Figure 3: Microscope images (40x magnification) of tribologically damaged sealing edges - non-everted and everted Figure 4: LNP measurement machine for nanoindentation and tactile analysis of eight RSSs TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 24 diagram shows the profile at the measuring points M1 and M2, allowing assessment of the wear condition. Notably, the previously optically detected grooving at M1 is clearly captured. LNP’s developed algorithm for wear width calculation yields 1.091 mm for M1 and 0.289 mm for M2. Summary The introduction of a new measurement device with everted sealing lips has enabled axial access to the worn sealing edge, enhancing existing analysis of tribologically damaged RSSs. Compared to non-everted RSSs, cracks on hardened sealing edges were able to be identified and documented. The accessible analysis of the entire sealing edge, with defined support and deformation, enables automated mechanical wear feature measurement (e.g., wear width and groove formation) and elastomer material change assessment (e.g., hardening and softening) by using nanoindentation. The clamping in the measuring device is primarily used for the comparative analysis of RSSs and does not purport to be able to precisely determine the physical material data of the elastomers. The everting device and the automation solution significantly help to unify the RSS analysis and enhance the reproducibility and measurement reliability of seal analysis data across different testing labs. Literature [1] Wilbs, C., Adler, M., Frölich, D., Bellon, A., Schuster, N., Menzel, J., Bopp, E.: µ-Mechanical characterization of tribologically stressed elastomer surfaces with respect to radial shaft sealing systems. GfT 2023. [2] Battermann, W., Köhler, R.: Elastomere Federung, elastische Lagerungen. Wilhelm Ernst und Sohn, 1982. Aus Wissenschaft und Forschung 25 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0019 Figure 5: Example of the evaluation of two tribologically damaged RSSs that were measured automatically (see Figure 4) TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 25 Introduction The radial-shaft-seal (RSS) is a widely used machine element, e.g. in gearboxes to seal lubricants against the environment. For this purpose the RSS, the shaft surface, and the sealed fluid as well as the operation conditions (sliding speed, temperature, pressure, etc.) form a tribological system - the radial shaft sealing system (Figure 2). In terms of sustainability and cost efficiency, high expectations are set on the reliability and service life of such radial shaft sealing systems. Therefore, downtimes due to maintenance or even leakages must be avoided. In particular, the complex inter- Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 µ-Mechanical characterization of tribologically stressed elastomer surfaces with respect to radial shaft sealing systems Christian Wilbs, Matthias Adler, Daniel Frölich, Alisa Bellon, Nicole Schuster, Jasmin Menzel, Emely Bopp* Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 64. Tribologie-Fachtagung 2023 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. In diesem Beitrag wird die neue μ-mechanische Charakterisierungsmethode und ihre Anwendung zur Analyse von Radial-Wellendichtringen (RWDR) nach dynamischen Schmierstoff-Elastomer-Verträglichkeitsprüfungen vorgestellt. Dazu werden das Messverfahren und die Messgenauigkeit erörtert sowie die Kennwerte, die sich aus der gemessenen Kraftwegkurve ableiten lassen. Darüber hinaus, wird gezeigt, wie diese Kennwerte eine genaue Bewertung des RWDR-Materialzustands hinsichtlich harter Ablagerungen, Verhärtung und Erweichung ermöglichen. Zusammenfassend wird die Korrelation zwischen den visuell-haptischen Befunden und den Ergebnissen der neu entwickelten Charakterisierungsmethode aufgezeigt, die die Aussagekraft dynamischer Dichtungsprüfungen erhöhen wird. Schlüsselwörter dynamische Dichtung, Prüfung, Schmierstoff-Elastomer-Verträglichkeit, Radialwellendichtring, mikromechanische Charakterisierung, Dichtungstechnik, Simmerring, Öldichtung, Flüssigkeitsfreigabeprüfung, LNP This paper introduces the new µ-mechanical characterization method and its application for the post-test radial shaft seal (RSS) analysis of dynamic lubricantelastomer compatibility tests. Therefore, the measurement procedure and accuracy will be discussed as well as the features which can be drawn from the measured force-displacement curve. Furthermore, it will be shown, how these features allow a precise evaluation of the seal material condition regarding hard deposits, hardening and softening. This will be summarized by showing the correlation of the visualhaptic elastomer assessment and the results of the newly developed characterization method which will increase the informative value of dynamic lubricantelastomer tests. Keywords dynamic seal, testing, lubricant elastomer compatibility, radial shaft seal, micro mechanical characterization, sealing technology, Simmerring, oil seal, fluid approval testing, LNP Kurzfassung Abstract * M.Sc. Christian Wilbs 1 Dr.-Ing. Matthias Adler 1 Dr.-Ing. Daniel Frölich 1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-2707-948X M.Sc. Alisa Bellon 1 Dr.-Ing. Nicole Schuster 2 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-9766-5548 Dr.-Ing. Jasmin Menzel 2 B.Sc. Emely Bopp 1 1 Freudenberg FST GmbH, Höhnerweg 2-4, 69469 Weinheim 2 Freudenberg Technology Innovation SE & Co. KG, Höhnerweg 2-4, 69469 Weinheim TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 26 actions between the sealed lubricant and the radial shaft seal have a major influence on the long-term reliability and lifetime of a radial shaft sealing system. It is there- Aus Wissenschaft und Forschung 27 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 Figure 1: Worm-gearbox with leakage due to lubricant-elastomer incompatibility Figure 2: Radial-Shaft-Sealing System [1] Figure 4: Lubricant-elastomer interaction Figure 3: Reverse pumping effect [2] fore essential to ensure lubricant-elastomer compatibility under dynamic tribological stress. The lubricant elastomer compatibility can be verified by dynamic tests in accordance with established industry test specifications. Due to the tribological stress of the lubricant and seal material within the sealing gap (contact zone) physical and chemical interactions between lubricant and elastomer develop (see Figure 4). Depending on whether the compatibility between lubricant and elastomer is given or not the intensity of interactions is different and has impact on the properties of the lubricant and elastomer. Especially the near surface material properties (µ-mechanical material properties within the first 60 µm) of the sealing edge are crucial for a well performing reverse pumping effect (see Figure 3) and therefore the performance of the radial shaft sealing system. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 27 essential for the dynamic sealing function and at the same time the most difficult to rate. Because all three characteristics are evaluated not only through visual inspection, but also by haptic feedback, which indicates whether the sealing edge is harder or softer than before (pre-test) or if there is a hard, brittle layer covering the sealing edge. Figure 5 shows a post-test sealing edge of a NBR seal without any indication of a significant change of the material property, indicating a good lubricant elastomer compatibility. All other results have been within the limits too. In comparison, the sealing edge in Figure 6 is covered by a dark, brittle, hard layer - hard deposits - indication a lubricant incompatibility. The dynamic test results show that 3 out of 3 seals leaked after only 120 h and the shaft wear is above 10 µm. This comparison uses two extreme examples - highly compatible (Figure 5) vs. highly incompatible (Figure 6) lubricants which makes it easy to differentiate. However, for the purpose of development and approval tests, it is crucial to distinguish the condition of the seal material across a range of possibilities, ensuring repeatability and reproducibility even within these extreme variations. Therefore, it is necessary to move from a visual-haptic feedback rating with a categorial scale to an objective measurement method of continuous values. µ-Mechanical Material Characterization of RSS The new tactile seal characterization method - “µ-mechanical seal characterization” - is realized by using a micro indentation tester named “LNP ® nano touch” with a high precision force-displacement sensor (force resolution: 0.6 mN). Due to the very small probe tip radius of R = 40 µm it is possible to measure directly on the wear band, even of narrow wear band widths of 100 - 150 µm (see Figure 7, detailed view). Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 RSS Analysis and Characteristics The post-test analysis of the RSS is an essential process to determine the material condition and how the lubricant affects the seal under tribological stress. Besides leakage, seal wear width, shaft wear depth, radial loadand interference change it is of great importance to consider the near surface material condition of the sealing edge. While the seal and shaft wear, the radial load and interference are measurable continuous values the seal material condition, is rated based on visual-haptic feedback of the material by seal experts with years of practical experience. The material condition rating scale has five categories of change: without (= 1), little (= 2), moderate (= 3), heavy (= 4) and very heavy (= 5). This scale is applied to nine post-test seal characteristics to describe the intensity of the seal condition change, see Table 1. While grooving and hollow wear, in addition to the wear band width, are describing the form of the seal wear, the other characteristics (deposits, cracking, blistering, hardening and softening) allow a conclusion regarding the physical and chemical interaction influencing the seal material properties. Even though that all characteristics are important to be considered, hard deposits, hardening and softening are Characteristic Method Grooving Visual Hollow wear Visual Contact discoloration Visual Cracking Visual* Blistering Visual* Soft deposits Visual-haptic Hard deposits Visual-haptic Hardening Visual-haptic Softening Visual-haptic *) in some cases, also haptic feedback Table 1: Post-test seal condition characteristics Figure 5: NBR seal (test no. 3) after 768 h dynamic test showing no damage of the sealing edge due to incompatibility Figure 6: NBR seal (test no. 2) after 768 h dynamic test showing hard deposits at the sealing edge TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 28 ment Value Unit type Sphere (Radius) radius 40 µm 60 µm 5 µm/ s 0 s 0 s 5 µm/ s 0 s v-Control Linear - Characteristic Unit ! "# Maximum force mN $ Hysteresis - % Stiffness mN/ µm & Homogeneity - In Figure 7 is shown the measurement setup with the clamped seal and a detailed view of the probe tip positioned at the wear band. The measurement results in a force-displacement curve (Figure 8) showing the force F on the vertical axis in mN and the displacement s on the horizontal axis in µm. The color differentiates the force when the probe is moving in the seal F in (black line) and reverse F rev (red line). To ensure comparability of the results it is necessary to use the same measurement parameters (see Table 2). However, with the force-displacement curve alone it is not possible to characterize a seal properly. Thus, features need to be calculated from the curve which then allow the characterization of the seal material properties, in particular: hard deposits, hardening and softening. Figure 9 shows the calculated features from the forcedisplacement curve in blue. F max is the maximum measured force at the maximum penetration depth sM. The Hysteresis H is the relative area enclosed by the F in and F rev -curve related to the area under the F in -curve. From a linear regression of the force-displacement curve at a discretization grid of 5 µm the slope corresponds to the stiffness of the seal material. Another interesting feature is the homogeneity b which describes the rate between the surface stiffness and the bulk stiffness. The surface stiffness is considered as the mean stiffness at a displacement s from 0 to 15 µm and the bulk stiffness as the mean stiffness at a displacement s from 50 to 60 µm. Table 3 summarizes the most important features calculated from the force-displacement curve for a proper post-test µ-mechanical seal material characterization. Aus Wissenschaft und Forschung 29 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 Measurement Value Unit Probe-tip type Sphere (Radius) - Probe-tip radius 40 µm sM 60 µm vM 5 µm/ s tM 0 s sL 0 s vL 5 µm/ s tL 0 s Type v-Control Linear - Table 2: Measurement parameters Characteristic Unit ! "# Maximum force mN $ Hysteresis - % Stiffness mN/ µm & Homogeneity - Table 3: µ-Mechanical features for seal characterization Figure 7: µ-Mechanical measurement setup Figure 9: µ-Mechanical characteristics calculated from the force-displacement curve Figure 8: Force-displacement curve RSS Characterization Map and Interpretation Finally, Figure 10 shows the RSS Characterization Map including the maximum force F max in mN on the horizontal axis, the hysteresis H in % on the vertical axis and the homogeneity b as colour code. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 29 Figure 11 the seal condition and stiffness curves of test 1 to 3 are shown. Seal 2 and 3 of test 1 show a typical stiffness curve for hardened seals, a constant progression at a high stiffness level (bulk stiffness approx. 3 mN/ µm). Sometimes the material at the surface is even more hardened as the stiffness curve of seal 1 shows. However, the stiffness curve of seals with hard deposits show a significant drop to a lower level of stiffness (bulk stiffness approx. 1.6 mN/ µm) after the first 15 -20 µm (layer thickness). The stiffness curves of test 3 are slowly rising with increasing displacement s and leveling out at a bulk stiffness of around 1 mN/ µm indicating no material degradation and therefore a good lubricant elastomer compatibility. Summary and Outlook The new µ-mechanical seal characterization method realized by using the micro indentation tester from LNP ® and the here presented features drawn from the force-displacement curve, are the basis to successively update the state-of-the-art visual-haptic seal assessment Aus Wissenschaft und Forschung 30 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 The Characterization Map includes only results of dynamic tests with seals out of 72 NBR 902, but from tests with different test conditions (e.g. fluid, pressure, duration, sliding speed, etc.). The two examples, test no. 2 and 3, were tested at the same test conditions but with different fluids and test no. 1 additionally at a higher duration time and pressurization. The general trend in data shows with increasing maximal force F max a fast rise of the hysteresis H and the homogeneity b (green to red) before it is leveling out at high F max values. This curve progression correlates with the seal material degradation intensity due to lubricant elastomer incompatibility. Table 4 shows the post-test material condition rating results of the visual-haptic feedback method and the corresponding results from the micro mechanical characterization. The test results clearly show the difference between hardening and hard deposits. Since hardening is mainly correlated to high F max values and a bulk stiffness S greater than approx. 1.8 mN/ µm while hard deposits correlate with a high hysteresis H, inhomogeneity b greater than 1.1 and relatively small F max values. Often the seal material underneath hard deposits is softened as well. In Figure 10: RSS Characterization Map Test no. Damage Rating (-) Fmax (mN) Hysteresis (%) Stiffness bulk (mN/ µm) Homogeneity (-) 1 Hardening 5 280 54 2 Hard deposits Softening 5 4 99 78 3 non 61 38 Table 4: Post-test material condition rating results TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 30 method. Features such as the maximum force F max , hysteresis H, homogeneity b and the stiffness curve S allow a characterization of the seal material properties change and thus an evaluation of the lubricant elastomer compatibility. This characterization and evaluation are based on highly precise measurements which will increase the significance of dynamic lubricant elastomer compatibility tests even more. Other interesting outcomes of this analysis are: 1. The new µ-mechanical characterization method accurately reflects the results from the visual-haptic feedback method and the dynamic test results. 2. With increasing seal material degradation due to incompatibility, the precise µ-mechanical measurement shows an increased, up to 4 times higher, variation of the results. This suggests that the variation is mainly caused by unstable tribological conditions within the contact due to an incompatibility. Increasing the experience with the new µ-mechanical characterization method will allow to narrow down the exact feature combinations and limits for a complete characterization. Also, the development of further features will provide the possibility to characterize additional characteristics e.g. in terms of seal wear [3] or permanent deformation. Furthermore, it is necessary to extend the analysis to other elastomer compounds such as FKM’s and ACM’s. Literature [1] Freudenberg FST [2] Bauer F., Federvorgespannte-Elastomer-Radial-Wellendichtungen: Grundlagen der Tribologie & Dichtungstechnik, Funktion und Schadensanalyse, Springer Vieweg, 2021 [3] Alt K., Hüttinger A., Wöppermann M., Automatisierung und Standardisierung der Analyse von tribologisch geschädigten Radialwellendichtringen 64. Tribologie-Fachtagung, 2023 Aus Wissenschaft und Forschung 31 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0020 Figure 11: Seal wear band and stiffness curve TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 31 Aus Wissenschaft und Forschung 32 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 Fatigue life prediction of rolling bearings based on damage accumulation considering residual stresses Jae-il Hwang, Gerhard Poll* Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 64. Tribologie-Fachtagung 2023 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Die Bestimmung der Ermüdungslebensdauer von Wälzlagern wird empfohlen, unter Verwendung der in ISO 281 definierten Standardberechnungsmodelle durchgeführt zu werden. Diese Modelle sind zuverlässig für rotierende Anwendungen und werden kontinuierlich verbessert. Jedoch, wenn es um Wälzlager geht, die komplexen Belastungsbedingungen ausgesetzt sind, einschließlich oszillierender Bewegungen, wie sie bei Rotorblattlagern von Windturbinen auftreten, fehlt bisher ein validiertes Berechnungsmodell. Im Bereich der Strukturmechanik basiert die Beurteilung der Ermüdungslebensdauer von Stahlbauteilen auf Wöhler Kurven. Variable Betriebslasten werden als Lastkollektiv betrachtet, und die Lastzyklen bis zum Versagen N unter gegebenen Betriebsbedingungen werden unter Anwendung der linearen Schadensakkumulation ermittelt. Diese Arbeit stellt ein neues Modell vor, das die lineare Schädigungsregel mit etablierten Lagertheorien integriert. Alle Wälzkontakte in einem internen Spannungszyklus werden als internes Lastkollektiv betrachtet. Die Bewertung des internen Kollektivs erfolgt anhand von Wöhler Kurven für Torsionsbelastungen. Die Kurzfassung Auswahl der Wöhler Kurve basiert auf dem Spannungskriterium τ o gemäß der Lundberg-Palmgren Theorie. Diese Arbeit umfasst eine schrittweise Anleitung zur Anwendung des neuen Modells zur Berechnung der Ermüdungslebensdauer, unter Verwendung des Zylinderrollenlagers NU 1006 als Referenz-Wälzlager. Die Ergebnisse dieser Studie zeigen eine positive Übereinstimmung zwischen der ermittelten Ermüdungslebensdauer mit dem neuen Modell und jenen, die gemäß ISO 281 ermittelt wurden. Darüber hinaus wird eine neue Methode eingeführt, um Eigenspannungen analytisch zu berücksichtigen, sofern Messwerte verfügbar sind. Basierend auf dieser Untersuchung kann bestätigt werden, dass das neue Modell das Potenzial hat, zuverlässige Ergebnisse zu liefern, ohne die oft in herkömmlichen Berechnungsmodellen erforderlichen Korrekturfaktoren zu benötigen. Schlüsselwörter Lagerermüdungslebensdauer, Wälzkontaktermüdung, oszillierendes Lager, Eigenspannung, Schadensakkumulation, Simple Link Concept The determination of the fatigue life of rolling bearings is recommended to be conducted using the standard calculation models defined in ISO 281. These models yield reliable results for rotating applications. The standard models are continuously refined to align with advancements in bearing production processes and material improvements. However, when dealing with rolling bearings exposed to complex load conditions including oscillatory movements, as seen in rotor blade bearings in wind turbines, a validated calculation model has yet to be established. In the domain of structural Abstract mechanics, fatigue life evaluation for steel components is based on S-N curves. Variable operational loads are treated as load collective, and the load cycle to failure N under given operational conditions is determined through the application of the linear damage rule. This paper introduces a novel model that integrates the linear damage rule with established conventional bearing theories. Within one internal stress cycle, all rolling contacts are regarded as an internal load collective. To evaluate the internal load collective, the stress state at * Dipl.-Ing. Jae-il Hwang and Prof.-Ing. Gerhard Poll Gottfried Wilhelm Leibniz University Hannover Institute of Machine Design and Tribology (IMKT) An der Universitaet 1, 30823 Garbsen TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 32 Introduction - state of the art The foundational mathematical formulation for predicting bearing fatigue life in the relation to maximum orthogonal shear stress τ o,max was introduced by Lundberg and Palmgren in 1947 [1], with subsequent development in 1952 [2]. Drawing from their full-scale fatigue test results, they proposed an additional relationship as follows: (1) where C r is the basic dynamic load rating, P eq is the equivalent bearing load, and p is the bearing life exponent. The Weibull exponent e, representing the slope of the Weibull plot with a 10 % probability of failure, the stress exponent c, signifying the slope of the S-N curve (also referred to as the Wöhler curve), and the depth exponent h, associated with the position z o of the maximum orthogonal shear stress, collectively contribute to the derivation of the bearing life exponent p. This model has been adopted by the International Organization for Standardization (ISO) and has developed into the established standard calculation methodology known as ISO 281. In addition, the German standard calculation method DIN 26 281 has been incorporated into ISO 281. In 1985, Ioannides and Harris [3] proposed the utilization of the fatigue limit stress by modifying the original formulation of Lundberg and Palmgren. Subsequently, the life adjustment factor a ISO was introduced into ISO 281, encompassing the influences of elastic-hydrostatic lubrication (EHL) and the fatigue limit stress related to bearing steel material properties. This led to the establishment of the current state of ISO 281. Unlike the bearing technology domain, fatigue life prediction for steel components in the field of structural mechanics often employs a linear damage accumulation model, originally proposed by Palmgren [4] and further developed by Miner [5]. In the context of high-cycle fatigue (HCF) in the field of structural mechanics, it is postulated that the commencement of early cracks is primarily linked to shear stresses, followed by progression = due to normal stresses that cause crack opening. Consequently, when assessing crack initiation in ductile metallic materials, the stress state is typically analyzed using the maximum normal stress criterion, the maximum shear stress criterion (Tresca theory [6]) or the maximum distortion energy criterion (Von Mises theory [7]), based on S-N curves. First concept of the S-N curve was introduced by Wöhler [8], featuring a single logarithmic scale graph depicting load cycles to failure contingent on external load amplitudes. Subsequently, Basquin [9] proposed plotting the S-N curve on a double logarithmic scale, allowing the Wöhler test results to be represented as a simplified straight-line approximation, referred to as the Basquin-line. The Basquin-line is expressed as: (Eq. 2) where σ a is the local stress amplitude, m is the slope of the Basquin-line, and N D is the load cycle related to the endurance limit stress σ u of the respective material. Below σ u , the material is believed to undergo infinite load cycles without fatigue failure. If the material is subjected to various load amplitudes, damage risk caused by different local stress amplitudes are accumulated linearly with respect to energy absorption at the loaded volume element: (Eq. 3) where n i is the number of the i-th given load cycle for the corresponding load amplitude σ a,i . Accordingly, the ratio of the load cycle n i to the load cycle to failure N i is considered as the partial damage risk of the loaded volume element. According to the Palmgren-Miner linear damage rule, the yielding is assumed to occur, when the sum of all partial damage risks reaches a certain value regarding material properties: (Eq. 4) where k pm is the yielding limit value that was originally suggested as 1 for the aluminium alloy by Miner [5]. The maximum number of load cycles to failure N p is = + + + = + + + = = Aus Wissenschaft und Forschung 33 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 each rolling contact is assessed based on the S-N curve determined in alternating torsional loads. The core rationale behind the selection of an S-N curve lies in the stress criterion τ o based on Lundberg-Palmgren theory, which is incorporated in the new model. This paper includes a comprehensive step-by-step procedure for applying the new model, utilizing the cylindrical roller bearing NU 1006 as a reference. The results of this study indicate a favorable agreement between the fatigue life obtained using the new model and those determined according to ISO 281. Furthermore, a new approach is introduced to analytically account for residual stresses when measured values are available. In this study, by applying this new approach, the results were observed to be in close agreement with the test results. Based on this investigation, it can be confirmed that the new model has the potential to provide reliable results without necessitating the bearing life exponent as well as the correction factors often required in conventional calculation models. Keywords Bearing Fatigue Life, Rolling Contact Fatigue, Oscillating Bearing, Residual Stress, Damage Accumulation, Simple Link Concept TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 33 multaneously, the rolling element rotates about the bearing axis with ω re , and also rotates about its own axis with ω b . This arrangement is depicted in Figure 1. The velocities of the inner and outer contact are respectively expressed as follows: (Eq. 6) (Eq. 7) where r re is the radius of the rolling element and r p is the pitch radius. Consequently, the following relationship between the rolling element and the inner and outer contacts is derived: (Eq. 8) In the case of a stationary outer ring, the rolling element velocity is equivalent to half of the inner ring velocity. Based on this relationship, the inner ring is assumed to rotate with a stationary outer ring from the initial position, which is illustrated in Figure 2.A. At this time, the first rolling contact occurs in the initial position. It should be noted that in this paper, “rolling contact” refers to the condition where the small stressed volume (SSV) is physically in contact with both the rolling element and the outer ring during rotation, with load transfer occurring only through this contact condition. Following the perspective of the Palmgren-Miner linear damage rule, the evaluation of energy resulting from diverse loads is exclusively feasible through accumulation within a single volume element. Thus, all discretized volume elements of the inner ring should be evaluated individually. Nonetheless, since the SSV on the inner ring is theoretically most loaded with the maximum load occurred in the initial position than other volume elements during rotating operation, using the linear damage accumulation rule may be appropriate by considering only the SSV. As the inner ring continues its rotation, a second rolling contact occurs at the critical angle, depicted in Figure 2.B. The critical angle θ crit is determined as: (Eq. 9) with (Eq. 10) where Z denotes the number of rolling elements. The plus sign is indicated for the inner ring and minus sign for the outer ring. Following one complete revolution of the inner ring, the position of the rolling element is displaced by a certain distance from the initial position of the SSV, as illustrated in Figure 2.C. This distance changes each time the inner ring rotates, and it returns to the initial position after a certain number of revolutions. In the reference bearing, the SSV was observed to = = = = + = ( + ) = ( ± ) = Aus Wissenschaft und Forschung 34 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 determined using the ratio of the collective load cycles to the sum of damage risks: (Eq. 5) where p denotes the probability of failure in this study. This approach has continuously evolved and has found widespread application in various metal fatigue analyses. This study introduces a new perspective on bearing fatigue life prediction and presents innovative solutions, which may be applied for any operating conditions regardless of bearing types. Kinematic of rolling bearings - introduction of internal stress cycle Within the proposed model in this paper, all stress states of the loaded volume at each rolling contact are evaluated, employing the S-N curve as described by Basquin to quantify partial damage risks. In this context, a comprehensive understanding of the kinematic of rolling bearings is necessary to ascertain the accurate contact condition. In this section, the cylindrical roller bearing NU 1006 with an outer diameter of 55 mm is employed as a case study to exemplify the process of determining the rolling contacts that occur during rotating operation. General assumptions are: • Neglecting dynamic effects caused by inertial and centrifugal forces • Constant contact angle α for the inner and outer rings • Occurrence of pure rolling without sliding between the bearing components • Neglecting deflections at the rolling contact Consider the inner ring of the reference bearing affixed to a rigid shaft rotating at an angular velocity of ω ic , and the outer ring rotating at an angular velocity of ω oc . Si- = = IC OC IC OC p IC re OC re Bearing axis Figure 1: Kinematic of a rotating bearing TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 34 cyclically return to its initial position. This periodic phenomenon is referred to as internal bearing behavior that lead to the internal stress cycle in this study. Figure 3 shows the distance variation as a function of the number of rolling contacts for the reference bearing. Each bar length denotes the distance from the initial position of the SSV to the respective rolling contact. In the reference bearing, it is clearly observed that the SSV returns to the initial position after every 10 revolutions of the inner ring (n cyc = 10 revolutions), which corresponds to 97 rolling contacts (n i = 97 rolling contacts). Moreover, this phenomenon was also observed to appear in other rotating bearings such as in an angular contact ball bearing 7208 with an outer diameter of 80 mm, as well as in a four-point rotor blade bearing with an outer diameter of approximately 2.4 meters, regardless external forces. New model based on damage accumulation - procedure for use In this section, the new calculation model is introduced for bearing fatigue life prediction. In the new model, the internal load collective is determined by evaluating all rolling contacts n i within the internal stress cycle n cyc Aus Wissenschaft und Forschung 35 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 First one revolution One internal stress cycle 97 50 i Rolling contact number for one single internal stress cycle cyc Figure 3: Periodical occurrence of the Internal stress cycle in the reference bearing NU 1006 due to the internal bearing dynamic behavior: n i = 97 contacts and n cyc = 10 revolutions; from [10] stationary A) Initial position rotating Small Stressed Volume 1 𝜃 crit B) First rolling contact 𝜔 oc = 0 ∆𝜑 C) Displacement of the contact position after one complete revolution 𝜔 ic Figure 2: Change in rolling contact positions associated with the small stress volume on the inner ring during rotating operation; A) initial position of the SSV with the maximum contact pressure, B) First rolling contact occurs after the critical angle, C) Occurrence of displacement of the contact position from the initial position of the small stressed volume to the next rolling contact after one complete revolution TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 35 correspond to the probability of failure for the calculated fatigue life. A detailed procedure for using the new model can be found in [10]. In this paper, supplementary clarifications are provided additionally. For a simplified approach to utilizing the new model for fatigue life prediction of the reference bearing, it is assumed that the bearing is not tilted during rotating operation, and the maximum contact pressure in every rolling contacts occur in the middle of the raceways. Step 0: Pre-condition The internal stress cycle must be found to determine the internal load collective. To proceed with the further calculations, values for n i and n cyc are required. Step 1: Determination of the load distribution in statically loaded bearings In the new model, the determination of the load distribution Q is essential. In this study, the calculation method recommended by DIN 26 281 is employed. For ball bearings, the change in contact angle due to external loads can be accounted for at this step. Subsequently, rolling element forces q i for all rolling contacts n i along the circumference of the respective ring within n cyc are established. The internal load collective is established using q i values obtained in this step. Step 2: Determination of the contact pressures For each rolling element force q i within the internal stress cycle, the contact pressure is determined based on the Hertzian theory [11] recommended within the new model. In order to enhance computational efficiency when dealing with numerous rolling contacts within n cyc , the simplified method proposed by Brewe and Hamrock [12] can be useful. Aus Wissenschaft und Forschung 36 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 due to the internal bearing dynamic behavior. The effective rolling element loads q i are depending on the load distribution Q, characterized by the load distribution factor ϵ. The loaded volume at the rolling contact is evaluated using orthogonal shear stress τ o considering the fatigue limit shear stress τ u , mainly based on the S-N curve. As per the Palmgren-Miner linear damage rule, every rolling contact in the internal load collective is regarded as a partial damage that contributes to the overall cumulative damage risk, denoted as D. Indeed, each rolling contact within the internal stress cycle is individually considered, taking into account the actual load occurrences in the SSV. Therefore, the new model incorporates the Lundberg-Palmgren theory associated with the stress criterion τ o , and the Ioannides-Harris theory related to τ u , into the framework of the damage accumulation theory. The evaluation of the stress distribution is conducted in a layered manner along the circumference of the respective ring with a new defined critical volume in Figure 4.B. The concept of the critical volume is introduced in alignment with the Lundberg-Palmgren original formulation, as shown in Figure 4.A. In fact, in rolling contact, stress values exceeding τ u appear below z o in the loaded volume. To address this, the new model introduces a redefined critical volume that is twice the size of the volume suggested in the Palmgren-Miner theory. In this model, fatigue is assumed to occur when D = 1. Hence, the premise is established that among the layers analyzed from the contact surface to the bearing core within the newly defined critical volume (as illustrated in Figure 4.B), fatigue occurs in the layer where the sum of damage risks D first attains the specified critical threshold. The probability of failure indicated by the S-N curve is assumed to 2 b A) Critical volume suggested by Lundberg and Palmgren 𝑧 o 𝑧 u raceway rolling direction 1 z-layer number 𝑗 … Orthogonal shear stress profile for each z-layer (case of a pure external radial force) … Evaluate up to j -th z-layer 𝑉 HP ~𝑎𝑧 u (2π𝑟 r ) with 𝑧 u = 2𝑧 o Stressed volume B) Critical volume proposed in the new model (depth 𝑧 u related to the fatigue limit stress 𝜏 u ) +𝜏 o −𝜏 o 0 𝑛 i 𝜏 da,1 … +𝜏 o −𝜏 o 0 𝑛 i … +𝜏 o −𝜏 o 0 𝑛 i … Figure 4: Definition of critical volume; A) critical volume proposed by Lundberg and Palmgren from [3], B) Suggestion of new critical volume V HP and the layer-wise evaluation of the stressed volume in the new model TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 36 Parameter Wert 10.1 10 8 load cycles 370 ~ 380 MPa Step 3: Determination of the stress distributions In this step, it is recommended to compute the stress state under a line contact according to Johnson’s approach [13], and under an elliptical contact according to Sackfield-Hills approach [14]. The contact pressure and stress distribution can also be determined using FEM. In both scenarios, employing interpolation technique can be advantageous. Step 4: Determination of partial damages using the S-N curve An S-N curve is employed to evaluate the stress state induced by the rolling element force q i with respect to the use of the Palmgren-Miner linear damage rule. In the new model, it is recommended to use the S-N curve of bearing steel 100Cr6 (AISI 52100) determined under alternating torsional load, as used in [10]. The primary rationale for choosing this specific S-N curve lies in the selection of the orthogonal shear stress as the stress criterion regarding the stress state in the rolling contact. Regarding the Basquin formula described in (Eq. 2), the S-N curve is characterized by three distinct parameters; m, τ u , and N D , the values of which are found in Table 1. where n s always corresponds to 1 indicating that this rolling contact has occurred once within the internal stress cycle. Therefore, the expression 1/ n i signifies the partial damage risk at one rolling contact as a proportion of all rolling contacts n i . It should be noted that the calculation of the partial damages in this step is only related to one single internal stress cycle. Step 5: Determination of the fatigue life of the rolling bearing All partial damages determined in one z-layer are accumulated linearly according to the Palmgren-Miner linear damage rule using (Eq. 3). Since the partial damages occurring only in one internal stress cycle are considered in the previous step, the repetition of the internal stress cycle is mathematically expressed as follows to obtain the sum of damage risk during entire operation: (Eq. 13) where j denotes the number of z-layers, and p signifies the probability of failure. As a result, the minimum value of the load cycles related to the repetition of the internal stress cycle along the z-layers will be represent the fatigue life of the respective rolling bearing. Micro cracks are assumed to be initiated at the depth of this layer due to varied orthogonal shear stress amplitudes during rotating operation. For varying loads with oscillating movements, define the total simulation duration as an internal stress cycle. Evaluate all volume elements on the raceway of both inner and outer rings to find the maximum loaded volume element, accounting for potential differences due to oscillation movements. In this way, damage risks at all volume elements of both rings can be determined, including the highest damage risk. Introduction of simple link concept - consideration of residual stresses In this study, the simple link concept is employed to incorporate residual stress analytically, building upon the general explanation presented in [10]. Further details and additional clarifications are provided in this paper. It should be noted that this approach is applied solely when the measured residual stress is available. According to the work of Voskamp [15], a stable phase emerges after a certain number of bearing revolutions (> 10 3 ~ 10 4 ). This perspective is also consistent within the realm of structural mechanics. For the purpose of the simple link concept, the measurement of the residual stress after this range may be sufficient. In contrast to other methods like Dang Van criterion [16], this approach assumes that the residual stress state σ rs does not precisely reflect the hydrostatic state, as the residual stress component in the z-direction is nearly zero. In general, the measured = , = Aus Wissenschaft und Forschung 37 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 Parameter Wert 10.1 10 8 load cycles 370 ~ 380 MPa Table 1: Parameter values for the chosen S-N curve The orthogonal stress flow at one rolling contact experiences maxima and minima values for each layer, as seen in Figure 4.B. Consequently, the SSV is presumed to be subject to loading due to the difference τ da = τ o,max - τ o,min ; between the maximum and minimum values of orthogonal shear stresses that appears differently for each z-layer. One circumferential volume layer resulting from rotations of the SSV is loaded by every rolling contact n i . For one rolling contact, N i is expressed by modifying (Eq. 2) as: (Eq. 11) Given that the S-N curve is described in terms of stress amplitude, a limit stress value multiplied by a factor of 2 is employed with respect to τ da . This calculation must be performed for all rolling contacts n i within n cyc , and then for all z-layers within the new defined critical volume. Each rolling contact will contribute to occur one partial damage value d i . Consequently, the partial damage can be determined by following relationship: (Eq. 12) = , = TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 37 (Eq. 17) Here, σ tot,3 is presumed to be identical to the total stress tensor in the x-direction since the contact width 2b is presumed to be equal in length regarding line contact (see Figure 4.A). As a result, the equivalent stress state including the residual stress is obtained using the determined principal stresses: (Eq. 18) By applying this equivalent stress state to the simple linked relationship of (Eq. 14), the orthogonal shear stress state is obtained, which may include the residual stress state. Comparison of the results - validation of the new model The fatigue test results of the reference bearing NU 1006 were provided by FVA project 866 I, involving over 200 bearings tested at IMKT. Additionally, the fatigue life of the reference bearing was calculated using Bearinx, a tool capable of providing the fatigue life based on ISO 281. In Figure 5, B 10 from the tests including L 10r and L 10mr from Bearinx are compared with the calculated results obtained using the new model. , = , = , Aus Wissenschaft und Forschung 38 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0021 residual stress state σ rs can be combined with the initial stress state σ ini resulting from the load that corresponds to the rolling element force within the rolling bearing to obtain total stress state σ tot . Analytical integrating residual stresses is challenging, especially in the bearing technology due to the stress criterion τ o not affecting the stress matrix σ tot . The simple link concept proposes a practical solution using the ratio of maximum Hertzian contact pressure to maximum orthogonal shear stress as well as to maximum equivalent stress. In the case of the reference bearing NU 1006 with a line contact, the maximum Hertzian contact pressure corresponds to 0.25 times the maximum orthogonal shear stress (p h,max = 0.25 τ o,max ) and corresponds to 0.57 times the maximum equivalent stress according to the Von Mises theory (p h,max = 0.57·σ eq,max ). Consequently, both relationships are linked to derive a new relationship: (Eq. 14) According to the Mohr’s circle, three principle stresses can be determined from the total stress state σ tot : = . = . . , = , , , , + , + , = , , , , + , (Eq. 15) (Eq. 16) , , + , , + , , Figure 5: Comparison of the results with 10 % probability of failure for the reference bearing; B 10 from the test results, N 10 obtained using the new model, N 10,rs obtained using the new model with the additional incorporation of the simple link concept, L 10 determined according to ISO 281; from [10] TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 38 This study confirms that the calculation methods outlined in ISO 281 provides acceptable results for predicting fatigue life in rotating bearings. The new model, utilizing a τ u -value of 380 MPa, closely aligns with L 10mr . With the utilization of the new model, the influence of fatigue limit stress on fatigue life can be observed clearly. It’s noteworthy that the test result curve B 10 doesn’t exhibit a linear trend. To investigate the influence of residual stresses on the fatigue life, the simple link concept was additionally applied with the measured values for two load levels (p h,max,ir of 3.8 GPa and 2.5 GPa). Interestingly, by additional applying the simple link concept, the results agree closely with B 10 , when using the limit stress value of 370 MPa. These results indicate that higher loads lead to increase residual stress levels, which lead to increasing the fatigue life, especially in the HCF regime (10.5 times longer for the high load and 1.6 times longer for the low load). It should be noted that the new model does not currently account for the influences of EHL and does not yet incorporate the influence of the size of loaded volume on fatigue life and probability of failure with respect to the stress criterion. Based on these research findings, it can be expected that the critical volume size of the reference bearing NU 1006 closely corresponds to the volume size loaded by external forces on the specimen employed to establish the S-N curve. Acknowledgments The results presented in this paper were obtained within the project of Design of Highly Loaded Slewing Bearings (HBDV) with the grant number of 01183488/ 1. The authors would like to thank the German Federal Ministry for Economic Affairs and Climate Action (BMWK) for the financial and organizational support of this project. The authors also are deeply grateful to the German Federation of Industrial Cooperative Research Associations (AiF) for providing the experimental results obtained within the project of FVA 866 I - Einfluss kurzfristiger Überlasten auf die Lebensdauer von Wälzlagern (grant number of 20733 N). Reference [1] Lundberg, G. and Palmgren, A. 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Tribologische Kontakte wandeln die eingebrachte mechanische Arbeit irreversibel in Wärme um. Tribokontakte sind „Spezialreaktoren“, in denen Temperatur, hohe Drücke und Scherung als thermodynamische Größen gleichermaßen vorhanden sind. Adhäsive Verschleißmechanismen können durch ansteigende Kontaktpressungen oder Temperatur ausgelöst werden. Im Allgemeinen wird die Tragfähigkeit durch Laststeigerungsversuche nach FZG (ISO 14635), 4-Kugel (ISO 20623), Timken (ASTM D2782), SRV (ISO 19291) ermittelt. Der Anstieg der Grenzflächentemperatur in Laststeige- Aus Wissenschaft und Forschung 40 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 Einleitung Adhäsiver Verschleiß mit seinen Synonymen Scuffing, Scoring oder Fressen ist im Prinzip ein spontaner Versagensmechanismus und keine Ermüdungserscheinung oder ein Verschleißmechanismus für irreversiblen Materialverlust. Meistens wird adhäsives Versagen (Fressen) durch Metall-Metall-Kontakte ausgelöst, wenn unter dem Reibungszustand der Misch-/ Grenzreibung schützende Tribofilme, die aus Additiven gebildet wer- Bestimmung der oberen Temperaturgrenze von Schmierstoffen gegen adhäsives Versagen Mathias Woydt, Zhiliang Jin, Ailian Lei, Xiaogang Li, Binbin Wei* Dieser Beitrag wurde im Rahmen der 64. Tribologie-Fachtagung 2023 der Gesellschaft für Tribologie (GfT) eingereicht. Die ASTM D8503 ist eine neue, tribometrische Methodologie zur Bestimmung des adhäsiven Versagens, bei dem das Versagen durch Temperaturerhöhungen und nicht durch Laststufenerhöhungen, wie bei FZG, 4-ball, Timken, SRV usw., ausgelöst wird. Diese Prüfmethode bestimmt die obere Temperaturgrenze für den Betrieb eines Schmierstoffs und kann auch verwendet werden, um die obere Temperaturgrenze von Nicht-EP-Schmierölen zu bestimmen, bei steigender Temperatur vor adhäsivem Versagen schützen. Sie gibt auch Aufschluss über die Beibehaltung der Reibungseigenschaften als Funktion der Temperatur. Sie gibt Formulierern Aufschluss über die Bildung und Stabilität von schützenden Tribofilmen bei steigender Temperatur. Die Kombination der Verläufe der Reibungszahl mit denen des elektrischen Kontaktwiderstandes gibt neue Einblicke in das „Leben“ von Tribofilmen. Schlüsselwörter Fressen, adhäsives Versagen, Temperaturgrenze, Motoröl, Kolbenring, Zylinderlaufbahn, Reibung, SRV, D8503 Determination of the upper temperature limit of lubricants against adhesive failure ASTM D8503 is a brand new tribometrical scuffing tests where adhesive failure (scuffing, scoring) is initiated by temperature step increases and not by load step increases as per FZG, 4-ball, Timken, SRV, etc.. This test method determines the upper temperature limit for operating a lubricant and can also be used to determine the upper temperature limit of non-EP lubricating oils to protect against scuffing with increasing temperature. It illuminates also the retention of frictional properties over increasing temperature. It illuminates to formulators the formation and stability of protecting tribofilms with increasing temperature. Combining the temperature step increases with the electrical contact resistance gives new insights in the “Life” of tribofilms. Keywords Cuffing, adhesive wear, temperature limit, engine oil, piston ring, cylinder liner, friction, SRV, D8503 Kurzfassung Abstract * Mathias Woydt, MATRILUB, Berlin, Deutschland Zhiliang Jin Ailian Lei Xiaogang Li Binbin Wei PetroChina Lubricant Company, Lanzhou, V.R. China TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 40 rungsversuchen, insbesondere in den Mikrobereichen, nimmt mit zunehmender Normalkraft bzw. Hertzscher Kontaktpressung zu. Dabei kann die Plastizitätsgrenze der Werkstoffe überschritten werden durch hohe Hertzsche Kontaktspannungen in Verbindungen mit einem Anlassen oberflächennaher Bereiche in Folge der Grenzflächentemperatur. Im Falle des gebräuchlichsten tribometrischen Prüfstahles, dem durchgehärteten und angelassenen AISI 52100 oder 100Cr6, beginnt für diese Legierung während des Versuchs oder Betriebs das Anlassen ab 160 °C [1]. Es besteht die Notwendigkeit, die obere Temperaturgrenze von Schmierstoffen zu bestimmen. Die Prüfverfahren ASTM D3336 und FAG FE9 (DIN 51821, bis 250 °C), die beide mit Kugellagern arbeiten, legen die obere Temperaturgrenze von Fetten fest. Bei Leistungsdichten in Verbrennungsmotoren von 100 kW/ Liter sind Betriebstemperaturen der Kolbenringe/ Zylinderlaufbuchsen von über 300 °C zu erwarten. Die Mercedes- Benz-Norm MBN 10474 ist ein SRV-basierter tribometrischer Test [2] zur Abbildung der Fressgrenze von Motorenölen im Zusammenspiel mit Werkstoffen/ Beschichtungen unter Verwendung einer Testmatrix mit bis zu 31 verschiedenen Versuchsbedingungen. Die Prüflinge werden aus realen Motorteilen hergestellt. Die kritische oder maximale Betriebstemperatur von Schmierstoffen [3] kann angesehen werden als a. Obergrenze der zulässigen Umgebungs- oder Flüssigkeitstemperatur oder b. obere Hot-Spot- oder Blitztemperatur für die Rauheitshügel. Die tribometrische Testmethodik nach ASTM D8503- 23 [4] oder PetroChina Q/ SY 1495-2012 [5], bei der die Öltemperatur schrittweise um 10 K erhöht wird mit spezifischen Zeitstufen, liefert die folgenden wertvollen Erkenntnisse über das funktionale Verhalten von Schmierstoffen: a. die Aufrechterhaltung der Reibungseigenschaften bei steigender Temperatur (bis zu diesem „Funktionsverlust“, aber ohne „Fressen“; siehe Bild 2 und 4) oder b. Erkenntnisse für Formulierer über die Bildung und tribologischen Stabilität von schützenden Tribofilmen mit ansteigender Temperatur und c. die Bestimmung einer oberen Temperaturgrenze für den Betrieb eines Schmierstoffs in Wechselwirkung mit einer bestimmten metallurgischen Tribopaarung. Tribologische Prüfmethodologie Die Fress-Temperatur-Grenzprüfmethode wird auf einer SRV-Prüfmaschine (Optimol Instruments GmbH, München) mit einer Rolle-Scheibe-Geometrie durchgeführt. Die Rolle oszilliert mit einer konstanten Frequenz von 50 Hz, einem Hub von 2,0 mm und unter einer konstanten Belastung (F N ) von 500 N (P 0mean = 210 MPa) gegen eine flache Prüfscheibe. Die Temperatur des Aufnahmeblocks wird schrittweise entsprechend dem vorgegebenen Temperaturprofil erhöht. Die Längsachse der Rolle ist um 90° zur Gleitrichtung gedreht. Die Rolle aus durchgehärtetem 100Cr6 (vergütet auf 60 ± 2HRC (720-775 HV0.2)) hat einen Durchmesser von 15 mm und eine Breite von 22 mm mit Randabfall an den Enden, so dass die Kontaktlänge zu Beginn der Prüfung 21 mm beträgt. Die Scheiben wurden aus lamellarem Grauguss (siehe Bild 1) mit hohem Kohlenstoffgehalt und perlitischer Matrix gegossen (Form vom Graphit: IA4-5). Der Kohlenstoffgehalt lag zwischen Aus Wissenschaft und Forschung 41 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 Grauguss GJL HC [Gew.-%] Lieferant UNI Kassel Kohlenstoff 3,580 Silicium 2,110 Mangan 0,716 Phosphor 0,0292 Schwefel 0,0456 Chrom 0,138 Nickel 0,0584 Molybdän 0,292 Kupfer 0,324 Niob 0,0113 Sauerstoff 0,0020 Härte 164 (HBW5/ 250) Graphitform IA4-5 Matrix Perlit mit <10% Ferrit Bild 1: Mikrostruktur des lamellaren, hochgekohlten Grauguss mit der Elementanalyse Grauguss GJL HC [Gew.-%] Lieferant UNI Kassel Kohlenstoff 3,580 Silicium 2,110 Mangan 0,716 Phosphor 0,0292 Schwefel 0,0456 Chrom 0,138 Nickel 0,0584 Molybdän 0,292 Kupfer 0,324 Niob 0,0113 Sauerstoff 0,0020 Härte 164 (HBW5/ 250) Graphitform IA4-5 Matrix Perlit mit <10% Ferrit TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 41 Die ASTM D8503 ist sehr sensitiv und trennscharf. Die Vergleichbarkeit beträgt R < 17,3 °C und die Wiederholbarkeit r < 12,9 °C. Damit tritt das adhäsive Versagen praktisch innerhalb von einer Temperaturstufe auf. Adhäsives Versagen wird durch einen starken Anstieg der Reibungszahl über den stationären Zustand hinaus von mehr als 0,2 während mehr als 20 s angezeigt. In schweren Fällen kommt es zum Stillstand des Motors. Unterschiedliche spontane, isolierte und kurze Peaks in der Reibkraftkurve müssen nicht unbedingt auf adhäsive Verschleißmechanismen hinweisen. Zuverlässiger ist die Erkennung eines Fressens durch die Bewertung im Verlauf der Reibungszahl und der zugehörigen Schwingungsweite (Hub). Parallele Sprünge oder starke Anstiege in beiden Signalen weisen wahrscheinlich auf adhäsive Verschleißmechanismen hin und auf den Verlust des Schutzes gegen adhäsiven Verschleiß (Fressen). Für Entwicklungszwecke können beide Signale noch mit dem elektrischen Kontaktwiderstand (ECR) gekoppelt werden. Die Eigenschaften der hier dargestellten Öle gibt Tabelle 1 wieder. Ergebnisse Zwei deutlich unterschiedliche Verläufe der Reibungszahl sind in Bild 2 dargestellt und verdeutlichen einen gegenläufigen Einfluss der Öltemperatur auf die Rei- Aus Wissenschaft und Forschung 42 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 3,65-3,85 Gew.-% Kohlenstoff. Lamellengrauguss mit hohem Kohlenstoffgehalt wird häufig für Zylinderlaufbuchsen in Dieselmotoren verwendet. 100 µL des zu prüfenden Schmieröls werden auf die gereinigte Scheibe gegeben, wo der Kontakt mit der Rolle stattfindet. Die Methode besteht aus einer Reihe von verschiedenen Temperaturschritten mit dazugehörigen Haltezeiten, wie in Bild 2 dargestellt. Die Haltezeiten nehmen mit ansteigendem Temperaturniveau zu. Bild 2 zeigt die Entwicklung der Temperaturstufen und der Reibungszahl bis zum Erreichen des Endpunkts mit adhäsivem Versagen. Das dynamische Temperaturprofil beginnt bei 40 °C und akkumuliert bis zu einer maximalen Temperatur von 300 °C eine Versuchszeit von 287 Minuten. Die Temperaturschritte sind wie folgt: a. Erhöhung um jeweils 10 K alle sieben Minuten bis 120 °C (9 x7 Minuten = 63 Minuten), b. Fortsetzung in Schritten von 10 K mit einer Dauer von jeweils zehn Minuten bis 180 °C (5 x10 Minuten = 50 Minuten), c. Fortsetzung in Schritten von 10 K mit einer Dauer von jeweils zwölf Minuten bis 240 °C (7x12 Minuten = 84 Minuten) und d. Fortsetzung in Schritten von 10 K mit einer Dauer von jeweils fünfzehn Minuten bis 300 °C (6 x15 Minuten = 90 Minuten). Bild 2: Verlauf der Reibungszahl (links) mit ansteigender Temperatur (rechts) in Temperaturschritten von 10K für zwei verschiedene Öle Ölcode Viskositätsklasse Leistungsniveau Grundöl Viscosität bei 100 [mm²/ s] Viskositätsindex Flammpunkt (COC) [°C] NOACK- Verdampfung [%] # 2 5W-30 SM/ GF-4 Group III 11.42 171 224 9.1 # 5 32 L-HM Group I 5.32 93 230 - # 6 5 cSt Flugzeugturbinenöl POE 5.22 128 254 3.1 Tabelle 1: Eigenschaften der Ölproben TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 42 bung, der nun durch die Verwendung von D8503 sichtbar wird. Solche Erkenntnisse sind wichtig, um Fehlinterpretationen des Funktionsverhaltens von Schmierstoffen in Bezug auf die typische Betriebstemperatur zu vermeiden. Das Hydrauliköl beginnt mit recht hohen Reibungszahlen, die bei etwa 110 °C abfallen, während das Motoröl bis etwa 100 °C sehr niedrige Reibungseigenschaften aufweist, die dann verloren gehen. Die Bilder 3 bis 5 zeigen die Verläufe der Größen Reibungszahl, Hub, elektrischer Kontaktwiderstand (ECR) und Öltemperatur für drei verschiedene Schmierstoffe. In allen drei Fällen geben die Reibungszahl und der Hub zusammen den Endpunkt der Fresstemperaturgrenze gut an. Bis zum Stillstand der Maschine ist das Reibkraftsignal nach 12.000 Sekunden in Bild 3 schwankend, während der sprunghafte Anstieg der Reibungszahl nach 9.000 Sekunden in Bild 4 und der Abfall nach 3.000 Sekunden in Bild 5 keine homologen Reaktionen in den Hubsignalen fanden. Daraus folgt, dass der Verlust des Fressschutzes erst unmittelbar vor dem Stillstand der Maschine auftrat und die Änderungen im Reibungsverhalten keinen Verlust im Schutz vor adhäsiven Versagen bedeuten. Aus der Sicht eines Formulierers ermöglicht die Einbeziehung des elektrischen Kontaktwiderstands weitere Erkenntnisse. Bis 8.000 Sekunden oder ~200 °C ist der ECR in Bild 3 stabil und unabhängig von der Temperatur und nimmt dann aber kontinuierlich ab. Zu diesem Zeitpunkt ist unklar, ob der Rückgang im ECR mit strukturellen Veränderungen im Tribofilm zusammenhängt oder ob der Verschleiß des Tribofilms höher ist als seine Neubildung, so dass seine Dicke abnimmt. Oberflächenanalytik liefert hier die Einblicke in die strukturellen Veränderungen an Proben, bei denen der Versuch an jeweils interessanten Punkten angehalten wurde. Bild 3 macht deutlich, wie auch Bild 4, dass ein niedriger ECR- Wert nicht zwangsläufig auf ein beginnendes Versagen hinweist. Das Motoröl in Bild 4 verlor seine Leichtlaufeigenschaften bei etwa 210 °C, während der Schutz gegen Fressen bis 260 °C erhalten blieb. Die Beibehaltung des geringen Reibungsverhaltens ging bei etwa 210 °C verloren. Dies kann auf die Verdampfung oder Zersetzung des Reibungsverminderers zurückgeführt werden. Die ECR zeigt über der Temperatur mehrere Lageänderungen. Strukturelle Veränderungen im Tribofilm sind wahrscheinlich, da sich sowohl die Reibungszahl als auch der Aus Wissenschaft und Forschung 43 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 Bild 3: Gegenüberstellung der parallelen Verläufe der Reibungszahl (oben), des elektrischen Kontaktwiderstands (unten) sowie der Schwingungsweite (unten) während des Temperatursteigerungstests (Flugzeugturbinenöl, Polyolester, η 100 °C = 5 cSt) TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 43 Aus Wissenschaft und Forschung 44 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 Bild 4: Gegenüberstellung der parallelen Verläufe der Reibungszahl (oben), des elektrischen Kontaktwiderstands (unten) sowie der Schwingungsweite (oben) während des Temperatursteigerungstests (SAE 5W-30, SM/ GF-4, Gr. III) Bild 5: Gegenüberstellung der parallelen Verläufe der Reibungszahl (oben), des elektrischen Kontaktwiderstands (unten) sowie der Schwingungsweite (oben) während des Temperatursteigerungstests (Hydrauliköl ISO VG32, L-HM) TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 44 ECR in ihren Werten stufenweise ändern. Analytische Untersuchungen des Tribofilms werden die Ursachen für die Veränderung der Werte der beiden Größen beleuchten und dasjenige Additiv identifizieren, von welchem der Verlust des Reibungsverhaltens ausgeht. Vom Beginn des Versuchs bis zum Fressen ist die Entwicklung der ECR in Bild 5 temperaturunabhängig, und der Abfall des Reibungsverhaltens bei ~120 °C fand keine homologen Reaktionen im Hub und der ECR. Geringe Reibung trat oberhalb von ~120 °C auf und blieb bis zum Fressen bei ~230 °C erhalten. Es wird angenommen, dass strukturelle Veränderungen im Tribofilm stattgefunden haben müssen, auch wenn der ECR des Tribofilms konstant blieb. Die hier vorgestellten Ergebnisse entkräften einen Hauptkritikpunkt an tribometrischen Ergebnissen, nämlich die mangelnde Übertragbarkeit der Ergebnisse. Wenn das Reibungsverhalten eines Schmierstoffs im Zusammenspiel mit den jeweiligen Tribomaterialien stark von der Temperatur abhängt (siehe z.B. Bild 2), kann man tribometrische Ergebnisse, die z.B. bei 50 °C oder 80 °C gemessen wurden, nicht zur Beurteilung und Bewertung des Funktionsprofils eines Schmierstoffs verwenden, wenn die Anwendungstemperatur eine ganz andere ist. Schlussfolgerungen Die ASTM D8503 ist eine sehr wiederholbare Prüfmethode zum Auslösung adhäsiven Versagens (Fressen) durch einen Temperaturanstieg im Vergleich zu den weit verbreiteten Tests mit stufenweisem Lastanstieg. Diese Prüfmethodik ist effizient. Sie kann auf andere Anwendungen abgebildet, indem die Prüfkörper aus den anwendungsspezifischen Legierungen hergestellt werden. Durch Kombination des Verlaufs der Reibungszahl in Abhängigkeit von der Öltemperatur mit dem elektrischen Kontaktwiderstand und der Oberflächenanalytik liefert wertvolle Erkenntnisse für Formulierer und Endverbraucher über das funktionale Verhalten des Schmierstoffes und dessen Tribofilmen. Literatur [1] Zaretsky, E. V., Tribology for Aerospace Applications, STLE SP-37, 1997, pp. 358. [2] Obert, P.; T. Müller, H.-J. Füßer and D. Bartel, The influence of oil supply and cylinder liner temperature on friction, wear and scuffing behavior of piston ring cylinder liner contacts - A new model test, Tribology International 94 (2016) 306-314 [3] Matveevsky, R.M., The critical temperature of oil with point and line contact machines, Transactions of the ASME, September 1965, p. 754-760 [4] ASTM D8503-23 Standard Test Method for Determining the Scuffing Temperature Limit of Lubricating Oils Using the SRV Test Machine [5] Q/ SY 1495-2012 Standard test method for determining the friction-reducing properties of gasoline engine oil (SRV test machine method) Aus Wissenschaft und Forschung 45 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0022 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 45 1 Introduction and Motivation Hydraulic pumps convert mechanical to hydraulic power in the form of volume flow and pressure at the input side of hydraulic systems. This hydraulic power can then be used to generate linear movement by cylinders and rotational movement via motors at the output of the system. The principle of operation of hydraulic pumps and motors used in this process is identical. In centralized hydraulic systems, power is typically provided by a main pump operating at a constant speed, and the volume flows of the output drives are controlled by valves. The high dynamics achievable thereby are accompanied by throttling losses at the valves and supply pressures that are not attuned to the working pressures, resulting in Nachrichten 46 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 GfT-Förderpreis 2023 Experimental and Simulative Investigation of a Partially Hydrostatic Relieved Contact in Variable Speed Axial Piston Machines Felix Schlegel, Amos Merkel, Katharina Schmitz* Das Thema wurde für den GfT-Förderpreis 2023 in der Kategorie „Diplom- und Masterarbeiten“ im April eingereicht, die Auszeichnung findet im Rahmen der GfT-Tagung im September statt. In einigen tribologischen Kontakten hydraulischer Axialkolbenmaschinen wird der Schmierfilmdruck zum Teil durch Hydrodynamik und zum Teil durch eine lastabhängige hydrostatische Entlastung erzeugt. Die Abstimmung dieser Druckanteile stellt bei der Auslegung tribologischer Kontakte mit variabler Relativgeschwindigkeit und variabler Last eine Herausforderung dar. Besonders das Betriebs- und Verschleißverhalten des Gleitschuh-Schrägscheibe-Kontakts in drehzahlvariablen Axialkolbenmaschinen ist unter diesen Bedingungen aktuell nicht vollständig erforscht. In dieser Arbeit wird eine simulative und experimentelle Untersuchung des Gleitschuh-Schrägscheibe- Kontakts vorgestellt, mit dem Ziel, wesentliche Einflussfaktoren auf den Verschleiß bei Betriebspunktwechseln zu identifizieren. Schlüsselwörter Hydraulik, Axialkolbenmaschine, Gleitschuh-Schrägscheibe-Kontakt; EHD-Simulation, Modellversuch The lubrication film pressure of certain tribological contacts of hydraulic axial piston machines is generated partly by hydrodynamics and partly by a loaddependent hydrostatic relief. Matching these pressure components is a challenge in the design of tribological contacts with variable relative velocity and variable load. In particular, the operating and wear behavior of the slipper-swashplate-contact in axial piston machines has currently not been fully investigated under these conditions. Thus, in this work, a simulative and experimental investigation of the slipper-swashplate-contact is presented, to identify major factors influencing wear during operating point changes. Keywords hydraulic, axial piston machine, slipper-swashplatecontact, EHL-simulation, model experiment Kurzfassung Abstract * Felix Schlegel M.Sc. Amos Merkel M.Sc. Univ.-Prof. Dr.-Ing. Katharina Schmitz RWTH Aachen University, Institut für fluidtechnische Antriebe und Systeme (ifas), Campus-Boulevard 30, 52074 Aachen, Deutschland TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 46 Nachrichten 47 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 poor overall efficiencies / Fin15/ / Sch18/ . In distributed hydraulic system architectures, the output drives are independent of one another, which can increase efficiency and reliability depending on application / Fin15/ . One example is the electro-hydrostatic actuator (EHA), which consists of a self-sufficient cylinder supplied individually by a pump. An EHA with a bidirectional variable-speed pump can be controlled directly by the frequency converter of the drive motor / Fin15/ . This reduces piping and valves, consequently lowering the risk of leakage, as well as flowand throttling losses / All16/ . Due to the reversing operation, mixed friction occurs more frequently in these pumps than in constantly operated ones. Since EHA pumps only supply one drive, they are usually substantially smaller than pumps for centralized systems. It follows, that they must be operated at higher speeds if large volume flows are required for fast cylinder movements. Various pump types can be considered for use in EHA. Pumps in axial piston design are particularly suitable since they deliver high pressures at compact installation space, short response time, and high stiffness / Iva01/ . The basic structure of an axial piston machine in a swash plate design is shown in Figure 1. In axial piston machines, oil is displaced by an oscillating stroke movement of the working pistons. These pistons rotate with a cylinder block, which is connected to the drive shaft. The reciprocating motion of the pistons is created by the swivel angle of the swashplate. When operating as a pump, the delivery pressure is built up by the pistons being pushed into the cylinder block by the swashplate. The slippers thereby serve as axial bearings for the pistons. A stationary valve plate determines which piston chambers are connected to the highor low-pressure port, controlling the volume flow of the pump. Performance, efficiency, and service life of axial piston machines are essentially determined by three tribological contacts. These are the “cylinder block-valve plate” (a), the “piston-bushing” (b), and the “slipper-swashplate” (c) contact. The contact pressures acting there are generally too high to solely rely on a hydrodynamic bearing arrangement, to fully separate the surfaces of the contact partners / Koc97/ / Man13/ . Consequently, the three contacts are hydrostatically relieved, as shown in Figure 2. In the following, the slipper-swashplate contact is considered, since this can be classified as a critical failure point in some high-speed EHA pumps / Roe20/ . DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 Figure 2: Principle of Hydrostatic Relief with Larger Scaled Gaps Figure 1: Structure of an Axial Piston Pump in Swashplate Design TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 47 Nachrichten 48 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 During hydrostatic relief, defined volume flows are guided from the piston chambers into the respective contacts. The hydrostatic pressure of the oil results in a force that reduces the load on the contact. The slipperswashplate contact is commonly designed to support approximately 95 % to 99 % of the contact load by the hydrostatic relief and the remaining 1 % to 5 % by the hydrodynamic pressure buildup due to the slipper’s movement / Iva01/ . In variable-speed pumps, a lower degree of hydrostatic relief is often selected to avoid floating at high speeds causing significantly increased leakage flows, decreasing the pump efficiency. Due to this coordination of the hydro-dynamic pressure build-up and the hydrostatic relief, the lubrication conditions of the slipper-swashplate contact depend on the speed and pressure of the pump. The mechanisms influencing wear in load and speed-variable operation have not been conclusively investigated / Roe20/ . In this publication, experimental and simulative investigations are presented showing effects that explain the increased wear of a partially hydrostatic relieved tribological contacts under variable relative velocity and variable load compared to constant operation. For this purpose, piston-slipper assemblies of an aviation-grade EHA pump for primary flight control were investigated. 2 Model Test Structure and Test Matrix The basic setup of the test rig used in this work is shown in Figure 3 and will be briefly explained below. It was also described in more detail in / Mer22/ with some parts of the subsequent shown experimental results. To reduce the complexity of the experiment, integrate measurement technology, and facilitate the isolation of individual effects, simplified kinematics are used in the test rig. There is no swivel angle, and the test rig is operated in inverse kinematics compared to the pump. Hence the rotor is driven, whilst the piston carrier is stationary. Consequently, no friction-induced rotation is imposed on the pistons and no centrifugal forces act on the slippers. Additionally, the piston carrier does not tilt, there is no reversal, and no piston stroke. Due to the lack of piston stroke, the slippers are instead supplied with pressure by a hydraulic unit. To measure the leakage volume flow of the hydro-static relief of the slippers, they are statically sealed, preventing oil from leaving the piston carrier through the piston-bushing contact. Three slippers can be tested at relative speeds of up to 12.56 m/ s and piston chamber pressures of up to 350 bar. The test rig allows continuous measurement of the leakage volume flow of the hydrostatic relief of the slippers, tempe- DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 Figure 3: Test Rig Structure Table 1: Test Matrix TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 48 Nachrichten 49 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 rature and pressure in the piston chambers, the friction torque of the slippers as well as the speed of the running disk. Various test series were carried out to determine why increased wear occurs in axial piston pumps in variable load and speed operation. The characteristics of the friction torque and leakage of the slipper’s hydrostatic relief were recorded, and the wear, geometry, and surfaces of the slippers were continuously measured at discrete intervals during operating point changes. For this purpose, a sequence of three typical operating points (low, medium, high (frictional power)) shown in Table 1 was investigated. The sequence of operating point changes was selected to perform each change at least once. 3 Structure and Operation of the Simulation In this work, an elastohydrodynamic lubrication (EHL) simulation, based on the work of Wegner / Weg21/ and Lee / Lee20/ is used to obtain deeper insights into the behavior of the slipper-swashplate contact. The basic simulation setup is shown in Figure 4. The simulation is based upon a fluid-structure coupling. The macroscopic motion and load state of the slipper is determined via the pump kinematics (see / Sch14/ ) under the previously evaluated operating conditions and external loads. Using the finite element method (FEM), the deformation of the slipper is calculated with these loads and transferred to a calculation of the lubrication gap height. Subsequently, the lubrication gap height is determined with a numerical solution of the Reynolds equation (see / Bar10/ ) using the finite volume method (FVM). The average flow model of Patir and Cheng / Pat78/ is used to account for microhydrodynamics, and the model of Jakobsson, Floberg, and Olsson / Jak57/ is used to account for cavitation. With the help of the contact models according to Greenwood-Williamson / Gre66/ or Persson / Per06/ , the solid body contact pressure is then determined from the gap height. The calculated contact pressure is, depending on the gap height prorated consisting of the solid body and the fluid pressure. The calculated contact pressure is in turn coupled with the calculation of the deformation of the slipper. This numerical problem is solved iteratively using the Newton-Raphson method. The iteration is terminated once the force acting in the contact corresponds sufficiently accurately to the external load force, satisfying the force equilibrium at the slipper. Once the solution for the gap height has converged, the wear models according to Archard / Arc53/ and Fleischer / Fle80/ can be used to calculate local wear based on the solid contact pressure distribution. The wear coefficients required for this were previously determined on the model test rig. 4 Experimental Results Figure 5 shows the characteristic diagrams of the frictional force and the leakage volume flow of the hydrostatic relief of a slipper, as measured on the model test rig. The friction force shows the typical shape of a Stribeck curve. The release point, where the mixed friction area changes into the liquid friction area, shifts to higher relative velocities with increasing pressure. The leakage volume flow of the hydrostatic relief increases significantly with pressure. At low pressure, the leakage also DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 Figure 4: Structure of the Elastohydrodynamic Lubrication (EHL) Simulation TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 49 Nachrichten 50 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 increases visibly with the relative velocity. At medium pressures, it is near constant while at high pressures the leakage decreases slightly with the relative velocity. The gravimetric wear of the three slippers measured during the tests shown in Table 1 is presented in Figure 6. For this purpose, the weight, the surface roughness, and the geometry of the slippers were measured at each marked point. The change in the weight of the slippers at each operating point change shows a hyperbolic curve, followed by a linear weight reduction. In the hyperbolic area of the curve, the slippers on average wear 10 times more than in the subsequent linear area of the curve, which is why a run-in process is assumed. The occurrence of the run-in process is also supported by the measurement of the surface roughness of the slippers. The measurements show pronounced roughness fluctuations during the hyperbolic areas in Figure 6, which are not found in the linear areas. The surface run-in process is more pronounced on the support land than on the sealing land. When changing to the “low” operating point, the surfaces of the slippers become rougher, while changing to the “high” operating point results in smoother slipper surfaces. In addition to the different operating behaviors, the slipper’s surfaces and wear patterns were also examined at the various operating points. These are shown in Figure 7. At the “low” operating point, the slippers wear evenly. At the “medium” operating point, the slippers wear locally towards one side of the slipper. With in- DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 Figure 6: Gravimetric Slipper Wear during Test Campaign Figure 5: Slipper Friction Torque and Hydrostatic Relief Volume Flow Figure 7: Slipper Wear Depths at Different Operating Points TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 50 Nachrichten 51 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 creasing speed, the wear moves outwards to the support land. From the wear profiles of the “high” operating point, it can be seen that the circular sector primary affected by wear gets smaller at higher speeds. 5 Simulative Results Figure 8 shows a simulated map of the lubrication gap height distribution of the slipper at the investigated pressures and relative velocities. It can be seen that both the aver-age gap height and the qualitative shape of the gap, are distinctly depending on the operating point. The hydrostatic pressure from the pressure pocket of the slipper drops radially, with a logarithmic profile over the sealing land (SeL). This pressure curve causes the sealing land to be higher on the inside than on the outside. At high hydrostatic pressures, this deformation leads to a divergent lubrication gap forming along the sealing land on the leading edge (LE) of the slipper, preventing hydrodynamic pressure build-up. On the trailing edge (TE), the hydrodynamic pressure build-up is increased, creating a moment, tilting the slipper towards the leading edge. The result is a lower height difference along the support lands, causing lower hydrodynamic pressure build-up, that lowers the total gap height at high hydrostatic pressures. As simulations of Schenk / Sch14/ show, such behavior is not to be expected for a slipper without a support land. The highest surface deformation of a slipper without support lands is located at the outer edge of the sealing land. Therefore, the tilting of the slipper shown in Figure 8, results in a convergent lubrication gap. The support land has a stiffening effect on the slipper and prevents the outer edge of the sealing land from lifting. Due to the design of the chosen slipper, the support land is thus the main cause of its gap height decreasing with the hydrostatic pressure, causing higher wear at higher pump pressures. Based on the measured wear coefficients, wear simulations were carried out for the experimentally investigated operating points from Table 1, using the Persson contact model and the Archard wear model, on a digitized, DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 Figure 9: Simulated and Measured Slipper Geometry after Wear at 6.28 m/ s and 150 bar Figure 8: Simulated Gap Height Distributions TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 51 Nachrichten 52 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 measured preworn slipper profile. As shown in Figure 9 for the operating point medium, the geometry simulated here is qualitatively in agreement with the measured geometry. It should be noted that the wear caused by individual scratches due to particle abrasion could not be represented in the simulation. The wear weight could be calculated at this operating point with a deviation of -3.8 % from the measured value. The greatest wear occurs directly at the pressure relief grooves at the outer edge of the sealing land and the inner edge of the support land. This is caused by buckling of the slipper at the pressure relief grooves under load. Simulations with an unworn ideal geometry show that the wear simulation reacts very sensitively to changes in the slipper edge geometries within the micrometer range. This is due to the low gap heights, since the calculated wear depths (Figure 9) after 5000 kJ applied frictional energy (dissipated energy in E4 run-in) are already about 8-14 % of the mean gap height. 6 Discussion of Simulation and Experiment Hereinafter the presented experimental and simulative results are interpreted and compared to derive predicates about the increased wear of variable-speed axial piston pumps with variable load compared to constant operation. As the pressure of the hydrostatic relief increases, the mean gap height decreases (Figure 8), and the leakage volume flow increases (Figure 5). Lower gap heights lead to increased solid friction, while higher leakage volume flows in smaller gaps lead to increasing shear gradients and thus to higher fluid friction. Therefore, in Figure 5, the friction force of the slippers increases with the pressure of the hydrostatic relief. With lower tilt, higher relative velocities are required to separate the surfaces by hydrodynamic pressure buildup. Since the slipper’s tilt decreases with increasing hydrostatic relief pressure (Figure 8), the release points of the Stribeck curves in Figure 5 are shifted to higher relative velocities with increasing pressure. The sealing effect of the gap under the slipper decreases with its increasing local height. Tilting of the slipper, therefore, leads to higher leakage. Due to high tilting at low pressure (Figure 8) the leakage volume flow increases with the relative velocity. At constant tilt, the leakage decreases with increasing relative velocity since fluid is dragged into the locally higher gap on the leading edge against the flow direction of the hydrostatic relief. Owing to lower tilting at high pressure (Figure 8) the leakage volume flow decreases because of the aforementioned effect with the relative velocity (Figure 5). The wear depth shift shown in Figure 7 can also be explained by Figure 8. With increasing pump pressure, the wear of the slipper shifts outwards, since the sealing land is raised more, especially at the inner edge. Due to its circular base, the tilting of the slipper also leads to a shift of the wear to the outside and a reduction of the affected circular sector. Both, the deformation of the slipper and the wear depths occurring during the run-in phase are of the same order of magnitude as the height difference caused by the tilting of the slipper. This is caused by the size of the slippers used in a very small EHA pump. Since the operating point-dependent adjustment and deformation, as well as the resulting wear, significantly change the hydrodynamics in the gap, the slipper microgeometry adapts to the new lubrication state after each operating point change. For this reason, the wear of the slipper investigated is significantly higher in load and speed variable operation compared to constant operation. 7 Summary and Outlook In this work, experiments and simulations were used to show how the operating point-dependent behavior of the partially hydrostatic relieved slipper-swashplate contact in axial piston machines influences its wear behavior. It is shown experimentally that the changing of operating points always results in a run-in process, during which wear is increased substantially. Based on measurements of the slippers’ frictional force, leakage, and wear, as well as with the aid of a simulation model of the lubrication gap height, it is shown that the reason for this are operating point-dependent changes in the lubrication state. The essential criterion for reducing the wear of partially hydrostatic relieved tribological contacts under variable relative velocity and load is therefore the constancy of the contact’s operating behavior. The lubrication gap height must be large enough to ensure that neither minor wear nor the deformation of the contact (slipper) significantly changes the lubrication conditions. Therefore, related to the axial piston machine, the slipper must be sufficiently stiff and the hydrostatic relief high enough. In addition, the geometry of the slipper should be designed so that the qualitative characteristics of the hydrodynamics do not change significantly under different loads. Especially, the use of support lands can, depending on their arrangement, have a negative effect on the wear behavior. 8 Acknowledgement This publication summarizes some of the results of the first author’s master thesis, which was awarded the 2023 promotional award of the German Society for Tribology (GfT). The first author would like to thank the GfT for DOI 10.24053/ TuS-2023-0023 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 52 Nachrichten 53 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 the honor of this award, as well as Univ.-Prof. Dr.-Ing. Katharina Schmitz and Amos Merkel, who supervised this work and contributed significantly to the results. Furthermore, the authors would like to thank their project partner Liebherr-Aerospace Lindenberg GmbH, who provided the test objects used in this thesis as part of a research project of the German Federal Ministry of Economics and Climate Protection (BMWK), which was supervised by the DLR project management organization within the framework concept “LuFo VI-1”. References / All16/ Alle, N., Hiremath, S. S. et al. Review on electro hydrostatic actuator for flight control, International Journal of Fluid Power, Vol. 17, Issue 2, pp. 125-145, 2016, https: / / doi.org/ 1080/ 14399776.2016.1169743. / Arc53/ Archard, J. F. Contact and Rubbing of Flat Surfaces, Journal of Applied Physics, Vol. 24, Issue 8, pp. 981- 988, 1953, https: / / doi.org/ 10.1063/ 1.1721448. / Bar10/ Bartel, D. Simulation von Tribosystemen - Grundlagen und Anwendungen, 1st Ed., Viehweg + Teubner; GWM Fachverlage GmbH, Wiesbaden, 2010, https: / / doi.org/ 1007/ 978-3-8348-9656-8. / Fin15/ Findeisen, D., Helduser, S. 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Karsten Stahl Gear Research Center (FZG), Department of Mechanical Engineering, School of Engineering and Design, Technical University of Munich, Boltzmannstrasse 15, 85748 Garching near Munich, Germany 1 Introduction Machine elements made from plain technical polymers allow for highly efficient operation under lubricated conditions due to low stiffness and contact pressures. However, low strength and wear resistance limit the application to low loads. Short fibers are used to specifically reinforce technical polymers, and thus, increase power density. For machine elements, short fiber reinforced polymers (FRPs) can enable tribological contacts with increased load capacity, whereby cost-efficient production is possible by means of injection-molding. The fiber volume content, its distribution, and its orientation in machine elements are essential design criteria. Fiber orientation and distribution are determined during the manufacturing process. This can result in potential processrelated, non-isotropic material properties like stiffness and thermal conductivity and, thus, affect the tribological and structural behavior. Tribological contacts are characterized by film thickness, contact pressure, and subsurface stress. In the engineering of parts with non-isotropic stiffness, analytical formulas are commonly used, which are based on isotropic approximations. FRPs can be considered as transversely isotropic, with a favored direction in fiber orientation representing the axis of symmetry and a perpendicular plane with different isotropic material properties. The effective contact stiffness of non-isotropic materials determines the contact shape and deformation. In elastohydrodynamically lubricated (EHL) contacts, this affects the hydrodynamics, and thus, the general contact behavior and contact regime. To the author’s knowledge, a systematic analysis of EHL contacts with short fiber reinforced polymers has not been performed. For the use of short fiber reinforced plastics in high performance applications, a detailed understanding of the tribological contact conditions is necessary. Therefore, numerical calculations of the oil-lubricated rolling contact between short-fiber-reinforced polyamide and steel were carried out and influences of the fiber properties were investigated. Fiber-reinforced materials feature transversely isotropic elasticity. Although its influence on pressures, shapes, and sizes has been studied extensively for dry contacts, the transferability to lubricated contacts is fragmented. This numerical study investigates how the content and orientation of short fibers in fiberreinforced polymers (FRP) affect elastohydrodynamic lubrication (EHL) of point contacts. Material properties are modeled with Tandon-Weng homogenization. For EHL modeling, a fully coupled approach based on finite element discretization is used. Results on hydrodynamic pressure and film thickness as well as material stress distribution are analyzed. It is shown that the combination of fiber content and orientation defines the effective contact stiffness that determines the contact shape, size, and film thickness. The following extended abstract is an excerpt from the publication “Effect of Transversely Isotropic Elasticity on Elastohydrodynamic Lubrication of Point Contacts” (https: / / doi.org/ 10.3390/ polym14173507) that is based on the awarded thesis “Numerical Study on Anisotropic TEHL Contacts with Short Fiber Reinforced Polymers”) Keywords short fiber reinforced polyamide (PA66); transversely isotropic elasticity; elastohydrodynamic lubrication (EHL) Summary Abstract TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 54 Nachrichten 55 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 This numerical study investigates how a preferred stiffness orientation of a FRP affects the elastohydrodynamic lubrication of ball-on-flat rolling contacts in steady-state conditions. A systematic variation of the fiber content (degree of anisotropy), its orientation, and distribution is performed. Film thickness, contact pressure and stress distribution are investigated in detail. This is significant to identify optimal fiber orientations for the engineering of efficient machine elements. 2 Methods This study considers a finite element (FE) approach to calculate the isothermal EHL contact considering FRPs in a ball-on-flat configuration. In Figure 2 the investigated configuration is visualized schematically, including the global and local coordinate systems used throughout this study. The steel ball (R x = R y = 20 mm; 100Cr6) is pressed onto the FRP (PA66 - GF) flat space by a normal force F N . Both surfaces move in the same direction with v 1 = v 2 (SRR = 0 %). Surfaces are assumed ideally smooth and are thermally stable at bulk temperature ϑ B = 40 °C. The mechanical properties are shown in Table 1.The contact is fully flooded with mineral oil (ISO VG 100). The FRP’s local (123-) coordinate system is orthonormal with the (11-) axis pointing in the fiber direction. The FRP compound is heterogeneous because of the different mechanical properties of matrix and fiber. The material properties can be calculated from either representative volume elements or theoretical models [1]. The fiber orientation can be obtained from either numerical mold simulations or derived experimentally from tomography or microscopy [2, 3]. As the injection-molded fibers are typically shorter than 1 mm, the Tandon-Weng model [4] can be applied to derive the transversely isotropic elastic stiffness tensor. Table 2 shows the calculated elastic constants for an increasing fiber content. The aspect ratio of the fiber is assumed to be constant (a f = l f ⁄ d f = 100). The different fiber orientations used in this study are shown in Figure 1. All considered lubricant properties and model coefficients are documented in [5, 6]. For numerical simulation of the EHL contact, the Navier- Stokes equations are simplified for lubricant flow with unidirectional entrainment in gap length resulting in the Reynolds equation to calculate the hydrodynamics. A penalty term to prevent cavitation is used. The elastic deformations of the surfaces are calculated separately to evaluate the subsurface stress states and are obtained by solving Hooke’s law for transversely isotropic materials. Detailed information regarding the governing equation are found in [5]. The computational domain is shown in [7]. Within the domain, the equations are solved fully coupled using COMSOL Multiphysics. DOI 10.24053/ TuS-2023-0024 Table 1: Mechanical properties of the considered steel ball, matrix, and fiber Table 2: Elastic constants and degree of anisotropy with varying fiber content, acc. to [4, 8] Figure 1: Visualization of the fiber angles Figure 2: Schematic representation of the investigated contact configuration Material Elastic modulus Poisson’s ratio Density Steel 100Cr6 210000 MPa 0.30 7800 kg/ m³ Matrix PA66 2350 MPa 0.35 1140 kg/ m³ Fiber E-Glass 72500 MPa 0.20 2550 kg/ m³ Fiber Content E 11 in MPa E 22 in MPa G 12 in MPa G 23 in MPa 12 Anisotropy 0 wt.% 2350 2350 870.4 870.4 0.35 0 10 wt.% 5576 2359 951.4 937.3 0.34 0.699 20 wt.% 9214 2507 1053.0 1020.4 0.33 1.672 30 wt.% 13347 2724 1182.1 1126.7 0.32 2.614 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 55 Nachrichten 56 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 DOI 10.24053/ TuS-2023-0024 Figure 3: Hydrodynamic pressure p and film thickness h for increasing fiber content in y direction Figure 4: von Mises stresses in the xz-plane at y = 0 and the respective principal stresses in depth direction z 3 Results This section presents the studies’ results and discusses hydrodynamic pressure, film thickness, deformation, and subsurface stress. 3.1 Increase in Fiber Content Figure 3 shows the hydrodynamic pressure p and film thickness h along the central gap length x (left) and along the central width y (right) for increasing fiber content ϕ in gap width direction y. The general pressure and film thickness distribution follow isotropic EHL steel polymer contacts, which are explained in detail in [5]. In point contacts, the entrainment flow in the x-direction diverges. Thus, the minimum film thickness is found at an offset from the x-axis in the contact center. An increase in fiber content ϕ y leads to a higher pressure p and a lower film thickness h. This is due a decreased contact area resulting from an increase in the effective stiffness of the solid. A maximum pressure of p max = 100 MPa in the contact center and a minimum film thickness of h m = 320 nm at an offset from the x-axis sets in for ϕ y = 30 wt.%. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 56 Nachrichten 57 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Figure 4 visualizes the von Mises stresses σ mieses in the xzplane for ϕ y = 0 wt.% and 30 wt.%, respectively and the principal stresses σ 1,2,3 . The maximum von Mises stress is higher in the FRP (66 MPa) than in the isotropic polymer (55 MPa). This is due to the increased stiffness and the resulting smaller contact area. As stresses are strongly multiaxial in the proximity of the surface, neither the shape modification hypothesis (von Mises stresses) nor the maximum principal stress hypothesis applies to the contacts. Other failure criteria are needed for FRPs [20]. In contrast to the isotropic case, the first and second principal stresses σ 1,2 show large differences in depth direction for the transversally isotropic configuration. This is due to the different stiffnesses (and Poisson ratios) in fiber (11-) direction and in the orthogonal (22-) direction. The σ 3 stress corresponds to the applied hydrodynamic pressure boundary condition. Thus, these stresses behave similar for both. 3.2 Fiber Rotation Besides the fiber content, also the fiber orientation affects the EHL contact. Based on Figure 1, the fiber rotations in α,β,γ from 0 to 90° are varied with the fiber content set constant at ϕ = 30 wt.%. A maximum rotation of α = 90° results in a minimum film thickness of h m = 324 nm and a maximum hydrodynamic pressure of p max = 100 MPa. Thereby, the pressure p and film thickness h in gap length direction x and gap width direction y follow the same characteristic profiles as shown in Figure 3. It confirms that a rotation around any axis in the isotropic plane of transversely isotropic FRP barley affects the hydrodynamic pressure and film thickness. This ensues from the isotropic stiffness in the (22-) direction. The deviatoric stress in zdirection remains constant, where upon a rotation of 90°, the x-stress component transitions to become a y-stress component, and vice versa. The von Mises stresses distributions stretch in fiber direction and are lower in magnitude. If the fibers are aligned with the normal z-direction (parallel to load direction, β = 90°), the high stiffness leads to small contact areas and corresponding high pressures. A maximum pressure of p max = 175 MPa in the contact center and a minimum film thickness of h m = 257 nm is reached. A rotation of the fibers from gap length direction x to contact normal direction z (γ = 90°) shows no significant differences. Corresponding plots and more detailed analysis can be found in [7]. 3.3 Fiber Content and Orientation Distribution Injection-molded technical FRP parts can feature an amorphous boundary layer with little to no fibers. In addition, a variation of fiber orientation in depth direction due to the manufacturing process occurs. Based on a sample injection-molded part , the boundary layer thickness is assumed to be z = 0.1 mm with ϕ = 0 wt.%, before it ramps to ϕ = 30 wt.% at a depth of z = 0.5 mm. The fiber orientation rotates 90° around the isotropic plane. As fiber content increases closely below the surface, the effect on the stiffness is small. Further, on, the effective stiffness is also not significantly affected due to the fiber orientation . The stress distribution shows an almost isotropic behavior. The increase in fiber content leads to a small dent in the second principal stress profile σ 2 and consequently in the von Mises stress. The second rotation shows no significant influence due to the distance to the contact zone. 4 Conclusion The short fiber content and orientation affect the degree of non-isotropy, the effective contact stiffness, and the shape of the contact region of EHL contacts. Any increase of stiffness leads to less surface normal deformation and thus lower film thickness, smaller contact size, higher pressure, and higher stresses. A fiber orientation parallel to the contact plane results in a higher contact area and higher film thickness compared to an orientation perpendicular to the contact plane. Subsurface stresses increase with fiber content. Fiber orientations in the contact plane can cause high von Mises stress in the proximity of the surface, while fiber orientations in the contact normal direction result in maximum von Mises stress at higher depths. Typical fiber orientation distribution after injection molding may effectively lead to isotropic-like contact behavior. Future research needs to focus on the critical review of the Tandon-Weng homogenization approach including an experimental validation. References [1] V. Müller, M. Kabel, H. Andrä, and T. Böhlke, “Homogenization of linear elastic properties of short-fiber reinforced composites - A comparison of mean field and voxel-based methods,” International Journal of Solids and Structures, vol. 67-68, pp. 56-70, 2015, doi: 10.1016/ j.ijsolstr.2015.02.030. [2] M. Gupta and K. K. Wang, “Fiber orientation and mechanical properties of short-fiber-reinforced injectionmolded composites: Simulated and experimental results,” Polym. 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Ltd., Chongqing, CN Kombinierte mehrzylindrige Hochdruckölpumpe für einen langsam laufenden Schiffsmotor Die vorliegende Erfindung stellt eine kombinierte mehrzylindrige Hochdruckölpumpe für einen langsam laufenden Schiffsmotor bereit, die eine Pumpenkörperanordnung (1), einen Pumpendeckel (2) und eine Nockenwelle (10) umfasst. Die Pumpenkörperanordnung (1) umfasst einen Pumpenkörper (101) und Lagerbuchsen (102). Der Pumpenkörper (101) ist mit einem ersten horizontalen Mittelloch und einer Vielzahl von ersten vertikalen Mittellöchern versehen. Das erste horizontale Mittelloch steht mit den ersten vertikalen Mittellöchern in Verbindung. Auf der Oberseite des Pumpenkörpers (101) ist ein Pumpendeckel (2) montiert. Der Pumpendeckel (2) ist mit einem zweiten horizontalen Mittelloch (201) und einer Vielzahl von zweiten vertikalen Mittellöchern versehen, die miteinander verbunden sind. Eine Kolben- und Zylinderanordnung (4), eine Kolbenfeder (6), ein unterer Federsitz (7) und eine Führungskolbenanordnung (8) sind in jedem vertikalen Mittelloch montiert, das durch das entsprechende erste vertikale Mittelloch und das entsprechende zweite vertikale Mittelloch gebildet ist. Jede Kolben- und Zylinderanordnung (4) befindet sich in Gewindeverbindung mit dem Inneren des entsprechenden zweiten vertikalen Mittellochs. Eine Öleinlass- und -auslassventilanordnung (9) ist in jeder Kolben- und Zylinderanordnung (4) montiert. Die Nockenwelle (10) ist im ersten horizontalen Mittelloch des Pumpenkörpers (101) montiert. Im elektrisch gesteuerten Proportionalventil ist eine Kühlumlaufölleitung angeordnet. Im Pumpendeckel (2) ist eine Mischölleitung angeordnet. Durch elektronische Steuerung, Schichtanordnung der Ölleitungen und Dichtstrukturoptimierung werden die Flexibilität der Ölzufuhrregelung und die Zuverlässigkeit einer Hochdruckölpumpe verbessert. Gleichzeitig wird der Einsatzbereich des Schweröls des langsam laufenden Motors erweitert und werden die Bedingungen für die Einsatzumgebung von Schweröl mit einer Viskosität von 750 Cst (= 7,5 cm 2 / s) erfüllt. DE102021108291A1 F16H 57/ 04 Kitaoka, Keiji, Shizuoka, Hamamatsu-shi, JP; Miyazaki, Masahide, Shizuoka, Hamamatsu-shi, JP SUZUKI MOTOR CORPORATION, Shizuoka, Hamamatsu-shi, JP Leistungsgetriebevorrichtung Ein Getriebe (1) umfasst einen Außeneingriffsabschnitt (5C) und einen Inneneingriffsabschnitt (6D), die an einer linken Seitenwand (5W) und einer rechten Seitenwand (6W) vorgesehen sind, um eine Außenumfangskeilverzahnung (11s) einer Rotationswelle (11) und eine Innenumfangskeilverzahnung (15s) einer Rotationswelle (15) zu umgeben und die die linke Seitenwand (5W) und die rechte Seitenwand (6W) verbinden. Ein Raum, der von der linken Seitenwand (5W), der rechten Seitenwand (6W), dem Außeneingriffsabschnitt (5C) und dem Inneneingriffsabschnitt (6D) umgeben ist, bildet eine Verbindungskammer (18), in der ein Keilverzahnungseingriffsabschnitt (17) installiert ist. Die linke Seitenwand (5W) eines linken Gehäuses (5) weist eine Einströmöffnung (5a) auf, die ein Einströmen von Schmieröl aus dem linken Gehäuse (5) in die Verbindungskammer (18) ermöglicht, und die rechte Seitenwand (6W) einer Untersetzungsgetriebegehäuse (6) weist eine Ausströmöffnung (6a) auf, die ein Ausströmen von Schmieröl aus der Verbindungskammer (18) in die Getriebekammer (9) des linken Gehäuses (5) ermöglicht. DE102020109156A1 F16F 15/ 14 Rißer, Daniel, 77830, Bühlertal, DE Schaeffler Technologies AG & Co. KG, 91074, Herzogenaurach, DE Rollenelement und Fliehkraftpendeleinrichtung mit einem Rollenelement Die Erfindung betrifft ein Rollenelement (1) für eine Fliehkraftpendeleinrichtung (2) mit einem Körper (5) mit einer im Wesentlichen zylinderförmigen Wandung (13) und mit einem Hohlraum (14), wobei die zylinderförmige Wandung (13) den Hohlraum (14) umgibt, wobei die zylinderförmige Wandung (13) an ihrer Außenseite im Wesentlichen ringförmige Tragbereiche (7, 9) aufweist zur Anlage an einer Führungsbahn (10, 11) der Fliehkraftpendeleinrichtung (2), wobei in dem Hohlraum (14) ein Schmiermittel (15) bevorratet ist und dass das Rollenelement (1) zumindest einen Schmiermittelkanal (16) oder Schmiermittelaustritt aufweist, welcher Schmiermittel (15) insbesondere in radialer Richtung aus dem Hohlraum (14) entweichen lässt. DE102020130321A1 F16H 57/ 04 Kim, Tae Hoon, Gyeonggi-do, Hwaseong-si, KR Hyundai Transys Inc., Chungcheongnam-do, Seosan-si, KR Struktur zum schmieren einer Kupplung Eine Struktur zum Schmieren einer Kupplung ist bereitgestellt, die Struktur aufweisend: eine Ölauffangnut (11), die entlang eines Innenumfangs eines Zahnkranzes (10) an einer Seite eines Getrieberads (30) angeordnet Patentumschau TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 58 Patentumschau 59 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 ist; und ein Ölloch (12), das durch die Ölauffangnut (11) mit einem Inneren einer Kupplungsnabe (21) verbunden ist. DE102019214981B4 B21C 23/ 32 Del Quarto, Vincenzo, 41379, Brüggen, DE; Valentin, Gala Losada, 41065, Mönchengladbach, DE SMS group GmbH, 40237, Düsseldorf, DE Schmiermittel-Applikator an einer als Strang- Rohr- oder Lochpresse ausgebildeten Metallpresse, Strang- Rohr- oder Lochpresse sowie Verfahren zur Schmierung eines Dorns an einer Strang- Rohr- oder Lochpresse Schmiermittel-Applikator (4) an einer als Strang- Rohr- oder Lochpresse ausgebildeten Metallpresse (1), umfassend wenigstens einen in eine Pressachse (2) der Metallpresse (1) einschwenkbaren Arm mit wenigstens einem an einem freien Ende des Arms drehbar und/ oder verschwenkbar angeordneten Schmierkopf (7) , mit dem ein Schmiermittel auf die Werkzeuge der Metallpresse (1) applizierbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Arm als mehrachsiger Knickarm (3) ausgebildet ist, der wenigstens vier Freiheitsgrade aufweist. DE102011004698B4 F16H 57/ 04 Hamaguchi, Hiroshi, Aichi-ken, Anjo-shi, JP; Harashima, Terasu, Aichi-ken, Toyota-shi, JP; Sasaki, Yoshihiko, Aichi-ken, Anjo-shi, JP; Tanaka, Koichi, Aichi-ken, Toyota-shi, JP; Teshima, Atsushi, Aichi-ken, Anjo-shi, JP Aisin AW Co., Ltd., Aichi-ken, Anjo-shi, JP; TOYOTA JIDOSHA KABUSHIKI KAISHA, Aichi-ken, Toyota-shi, JP Fahrzeugleistungsübertragungsvorrichtung Fahrzeugleistungsübertragungsvorrichtung (28) mit einem ersten Leistungsübertragungselement (CA1), das einen zylindrischen Wellenendabschnitt (78) aufweist, der drehbar über ein erstes Lager (76) an einer inneren Umfangsseite einer drehfesten Stützwand (54) gestützt ist; undeinem zweiten Leistungsübertragungselement (66), das an der Innenseite des zylindrischen Wellenendabschnitts über ein zweites Lager (82), das mit dem ersten Lager in einer radialen Richtung überlappt, durch den zylindrischen Wellenendabschnitt gestützt ist, so dass es konzentrisch und relativ zu dem ersten Leistungsübertragungselement drehbar ist,dadurch gekennzeichnet, dass: das zweite Leistungsübertragungselement einen kreisscheibenförmigen Verzahnungsabschnitt (84) aufweist, der zu einer äußeren Umfangsseite mit einem vorbestimmten Abstand von dem zweiten Lager in einer Richtung einer Wellenmitte (C1) des zweiten Leistungsübertragungselements vorsteht,wobei an einem Abschnitt, der zu dem ersten Lager weist, der Verzahnungsabschnitt einen ringförmigen Innenumfangsführungsvorsprungabschnitt (146) zum Führen von Schmieröl zu dem ersten Lager aufweist, das durch das zweite Lager zur Schmierung tritt, das in einen Spalt zwischen dem zweiten Lager und dem Verzahnungsabschnitt eintritt, und das aufgrund der Zentrifugalkraft zu der äußeren Umfangsseite läuft,wobei an einem Endabschnitt eines Innenumfangsendabschnitts (144) der Stützwand (54) zu dem Verzahnungsabschnitt (84) weisend ein Außenumfangsführungsvorsprungabschnitt (150), der weiter nach innen vorsteht als eine Innenumfangsfläche eines Außenrings des ersten Lagers (76), ausgebildet ist, um das Schmieröl zu dem ersten Lager (76) zu führen, wobei der Innenumfangsführungsvorsprungabschnitt (146) des zweiten Leistungsübertragungselements (66) zu dem ersten Lager (76) hin an einem weiter innenliegenden Bereich als der Außenumfangsführungsvorsprungabschnitt (150) von dem Abschnitt, der zu dem ersten Lager in dem Verzahnungsabschnitt (84) weist, vorsteht, um näher an dem ersten Lager gelegen zu sein als eine Endfläche des Außenumfangsführungsvorsprungabschnitts an einer Verzahnungsabschnittsseite. DE102018215758B4 B60R 17/ 00 Panhuber, Markus, Enns, AT MAGNA Powertrain GmbH & Co KG, Lannach, AT Verfahren zur Schmierung von zeitweise stillgelegten Bauteilen eines Antriebsstranges eines Hybridkraftfahrzeugs Verfahren zur Schmierung, insbesondere zur Minimalschmierung, von zeitweise stillgelegten Bauteilen eines Antriebsstranges eines Hybridkraftfahrzeugs, wobei das Hybridkraftfahrzeug zumindest eine elektrische Maschine aufweist, die analog zu den stillgelegten Bauteilen des Antriebsstrangs bedarfsweise stillsteht, und wobei die elektrische Maschine kontrolliert mit Energie beaufschlagt wird (A, B, C, D), so dass diese angetrieben wird und dadurch die weiterhin stillgelegten Bauteile geschmiert werden dadurch gekennzeichnet, dass die Menge der Energie mit der die elektrische Maschine beaufschlagt wird, mit einer vordefinierten Drehzahl der elektrischen Maschine korreliert oder dass die Menge der Energie mit der die elektrische Maschine beaufschlagt wird mit der Geschwindigkeit des Hybridkraftfahrzeugs korreliert.1 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_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 59 Nachrichten 60 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 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 schaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwisse schaft \ 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 schaften \ 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 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 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 28 Jahren in der Tribologie tätig. Am Kompetenzzentrum für Tribologie an der Hochschule Mannheim ist er wissenschaftlicher Leiter, Laborleiter und Vorsitzender des Lenkungskreises des KTM. In dieser Funktion ist er verantwortlich für ein Team von ca. 20 technischen und wissenschaftlichen Mitarbeitern, mehr als 50 Spezialprüfstände und die dazugehörige Mikroskopie und Analytik. Er ist Mitglied in zahlreichen DIN-Arbeitskreisen, im technisch-wissenschaftlichen Beirat der Gesellschaft für Tribologie (GfT) sowie Obmann des DVM-Arbeitskreises „Zuverlässigkeit tribologischer Systeme“. Sein Fachwissen gibt er unter anderem in mehreren Fachseminaren der Forschungsvereinigung Antriebstechnik (FVA), der Deutschen Gesellschaft für Tribologie (GfT) und der Technischen Akademie Esslingen (TAE) weiter. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 60 Normen 61 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 9120: 2023-05 Print: 82,20 EUR/ Download: 67,80 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung des Luftabscheidevermögens von Dampfturbinen- und anderen Ölen - Impinger-Verfahren (ISO 9120: 1997 + Amd.1: 2019); Text Deutsch und Englisch Petroleum and related products - Determination of airrelease properties of steam turbine and other oils - Impinger method (ISO 9120: 1997 + Amd.1: 2019); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 9120: 2005-08 Erscheinungsdatum: 2023-04-14 Einsprüche bis 2023-06-07 Gegenüber DIN ISO 9120: 2005-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Abschnitt 2 „Normative Verweisungen“ aktualisiert; b) Beispiele für geeignete nichtchromhaltige Reinigungslösungen ergänzt; c) Literaturhinweise aktualisiert; d) Norm redaktionell überarbeitet. Das Vorhaben legt ein Verfahren fest zur Bewertung der Fähigkeit eines Dampfturbinenöls auf Mineralölbasis, eingeschlossene Luft abzuscheiden. DIN EN 15522-1: 2023-05 Print: 130,60 EUR/ Download: 108,00 EUR Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse - Teil 1: Probenahme; Deutsche Fassung EN 15522-1: 2023 Oil spill identification - Petroleum and petroleum related products - Part 1: Sampling; German version EN 15522- 1: 2023 Ersatz für DIN-Fachbericht CEN/ TR 15522-1: 2007-01 Gegenüber DIN-Fachbericht CEN/ TR 15522-1: 2007-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) eine weitere Ausführung eines Hubschrauber-Probenahmegerätes sowie einige weniger empfohlene Geräte wurden hinzugefügt; b) Schiffsbauweisen wurden gestrichen, weil diese nur für fachkundige Probenehmer relevant sind, die wissen sollten, wo auf einem Schiff Proben zu nehmen sind; c) Dokument redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument enthält eine Anleitung für die Probenahme und Handhabung von Proben zur Identifizierung von Ölverschmutzungen für Gerichtsverfahren. Es wird eine Anleitung zur Probenahme sowohl von der Verschmutzung als auch von der potentiellen Quelle gegeben. Die Beweissicherung ist ein wichtiger Teil von Rechtsverfahren, und in diesem Dokument werden geeignete Verfahren für Ölproben vorgestellt. E DIN EN ISO 23581: 2023-06 Print: 123,60 EUR/ Download: 102,20 EUR Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der dynamischen Viskosität und Berechnung der kinematischen Viskosität - Verfahren mit dem Viskosimeter nach dem Stabinger-Prinzip (ISO/ DIS 23581: 2023); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 23581: 2023 Petroleum products and related products - Determination of kinematic viscosity - Method by Stabinger type viscometer (ISO/ DIS 23581: 2023); German and English version prEN ISO 23581: 2023 Erscheinungsdatum: 2023-05-05 Einsprüche bis 2023-06-28 Gegenüber DIN EN 16896: 2017-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Grundöle, formulierte Öle, Düsenkraftstoffe und Rückstandsheizöle wurden in den Anwendungsbereich aufgenommen; b) die Gerätebeschreibung, die Verfahren zur Handhabung der Proben und die Bestimmungskriterien wurden aktualisiert, um dem neuen Anwendungsbereich Rechnung zu tragen; c) redaktionell überarbeitet. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der kinematischen Viskosität bei 40 °C im Bereich von 2 mm 2 / s bis 6 mm 2 / s durch Berechnung aus der dynamischen Viskosität und der Dichte von Mitteldestillat- Kraftstoffen, Fettsäuremethylester-Kraftstoffen (FAME) und deren Mischungen mit dem Stabinger-Viskosimeter fest. Das mit dem in diesem Dokument beschriebenen Verfahren erzielte Ergebnis hängt vom rheologischen Verhalten der Probe ab. Dieses Dokument ist in erster Linie auf Flüssigkeiten anwendbar, deren Schubspannung und Schergeschwindigkeit proportional sind (Newtonsches Fließverhalten). Ändert sich die Viskosität jedoch stark mit der Schergeschwindigkeit, ist ein Vergleich mit anderen Messverfahren nur bei ähnlichen Schergeschwindigkeiten zulässig. E DIN 51111: 2023-04 Print: 90,40 EUR/ Download: 74,90 EUR Elektrische Eigenschaften von frischen und gebrauchten Ölen aus Elektroantrieben im Fahrzeug - Messung der spezifischen elektrischen Leitfähigkeit, der relativen Permittivität (ε r ) und des dielektrischen Verlustfaktors (tan δ) Electrical properties of fresh and used oils from electric drives in vehicles - Measurement of the specific electrical conductivity, the relative permittivity (ε r ) and the dielectric dissipation factor (tan δ) Normen rachwissenschaft \ ltphilologie \ Sport munikationswissenche Sprachwissenment \ Altphilologie d Kommunikations- Historische Sprach- Management \ Altstik \ Bauwesen \ tschaft \ Tourismus gie \ Kulturwissenhichte \ Anglistik \ \ BWL \ Wirtschaft TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 61 Normen 62 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Erscheinungsdatum: 2023-03-10 Einsprüche bis 2023-05-03 Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der spezifischen elektrischen Leitfähigkeit, der relativen Permittivität (ε r ) und des dielektrischen Verlustfaktors (tan δ) von additivierten Kühl- und Schmierölen fest. Z DIN 51750-3: 1991-02 Prüfung von Mineralölen; Probenahme; Salbenartig-konsistente und feste Stoffe Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51750-3: 2023-05 DIN 51750-3: 2023-05 Print: 49,00 EUR/ Download: 40,50 EUR Prüfung von Mineralölen - Probenahme - Salbenartigkonsistente und feste Stoffe Testing of mineral oils - Sampling - Pasty and solid materials Ersatz für DIN 51750-3: 1991-02 Gegenüber DIN 51750-3: 1991-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Streichung von Vaseline und Paraffinen aus dem Anwendungsbereich und aus der Durchführung; b) Streichung der Verweisung auf die Allgemeintoleranzen nach DIN 7168 - g; c) Erweiterung der Aufnahmegefäße bei der Probenahme auf Becher aus Kunststoff und ähnlich beständigem Material; d) Erweiterung der Durchführung des Probenahmeprozesses auf eine Einzelprobe während des Auslaufvorgangs; e) Ergänzung der Entnahme einer repräsentativen Probe während des Auslaufvorgangs; f) Dokument redaktionell überarbeitet. 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. E DIN 51852-3: 2023-05 Print: 82,20 EUR/ Download: 67,80 EUR Kühlmittel für Verbrennungsmotoren - Prüfverfahren - Teil 3: Direkte Bestimmung der Elementgehalte aus Additiven und Verunreinigungen durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Coolants for internal combustion engines - Test methods - Part 3: Direct determination of element contents from additives and impurities by optical emission spectral analysis with inductively coupled plasma (ICP OES) Erscheinungsdatum: 2023-04-07 Einsprüche bis 2023-05-31 Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung der in ungebrauchten und gebrauchten Kühlmitteln aufgelisteten Elemente fest, die aus dem Additivanteil, aus dem Abrieb oder aus Verunreinigungen stammen können. Es handelt sich hierbei insbesondere um die Elemente: Calcium, Magnesium, Zink, Natrium, Kalium, Eisen, Silizium, Mangan, Molybdän, Nickel, Kupfer, Phosphor, Schwefel, Strontium, Bor, Aluminium, Blei und Chrom. Die Bestimmung ist anwendbar für alle Kühlmittel. Die Bestimmung erfolgt mit Hilfe der optischen Emissionsspektrometrie mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICPOES). Diese Prüfung wird als bevorzugtes Verfahren empfohlen, wenn eine große Anzahl von Elementen, die in den in Tabelle1 gelisteten Konzentrationsbereichen vorliegen, gleichzeitig in einem Kühlmittel bestimmt werden soll. Höhere und geringere Konzentrationen können durch Anpassung des Verdünnungsverhältnisses gemessen werden. 1.1.1.1 Übersetzugen DIN 51813: 2022-08 Print: 92,40 EUR/ Download: 76,70 EUR Testing of lubricants - Determination of the content of foreign solid matters in lubricating greases - Particle sizes above 25 μm Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung des Gehaltes an festen Stoffen in Schmierfetten - Teilchengrößen über 25 μm 1.1.2 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Z BAAINBw TL 9150-0088: 2022-06 Technische Lieferbedingungen - Haftöl, Montage; NATO-Kode: ohne; Bw-Kode: SY7030 Z BAAINBw TL 9150-0095: 2016-12 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Luftkompressor; Bw-Kode: OY1220, OY1225 und OY1230 Zurückgezogen, ersetzt durch BAAINBw TL 9150- 0095: 2023-03 BAAINBw TL 9150-0095: 2023-03 Technische Lieferbedingungen - Schmieröl, Luftkompressor; Bw-Kode: OY1220, OY1225 und OY1230 Ersatz für BAAINBw TL 9150-0095: 2016-12 1.1.3 VDI-Richtlinien E VDI 3035 Blatt 1: 2023-05 97,30 EUR Gestaltung von Werkzeugmaschinen, Fertigungsanlagen und peripheren Einrichtungen für den Einsatz von Bearbeitungsmedien (Kühlschmierstoffe, Umformschmierstoffe) Design of machine tools, production lines, and peripheral equipment for the use of metalworking fluids (metal removal and forming fluids) Vorgesehen als Ersatz für VDI 3035: 2008-05 Einsprüche bis 2023-07-31 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 62 Normen 63 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 1.2 Internationale Normen und Entwürfe 1.2.1 EN-Normen Z CEN/ TR 15522-1: 2006-11 Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse aus dem Wasser - Teil 1: Probenahme Zurückgezogen, ersetzt durch EN 15522-1: 2023-03 ZE prEN 15522-1: 2022-07 Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse - Teil 1: Probenahme Z CEN/ TR 15522-2: 2012-10 Identifizierung von Ölverschmutzungen - Rohöl und Mineralölerzeugnisse aus dem Wasser - Teil 2: Analytische Methodik und Interpretation der Ergebnisse, basierend auf GCFID- und GC-MS-Analysen bei niedriger Auflösung Zurückgezogen, ersetzt durch EN 15522-2: 2023-03 ZE prEN 15522-2: 2022-07 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 EN 15522-2: 2023-03 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 Oil spill identification - Petroleum and petroleum related products - Part 2: Analytical method and interpretation of results based on GC-FID and GC-low resolution-MS analyses Ersatz für CEN/ TR 15522-2: 2012-10 1.2.2 ISO-Normen Z ISO 4548-14: 2016-02 Prüfverfahren für Vollstrom-Schmierölfilter für Verbrennungsmotoren - Teil 14: Kaltstartsimulation und hydraulische Impulsfestigkeit für Verbundfiltergehäuse Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4548-14: 2023-03 ISO 4548-14: 2023-03 76,30 EUR Prüfverfahren für Vollstrom-Schmierölfilter für Verbrennungsmotoren - Teil 14: Kaltstartsimulation und hydraulische Impulsfestigkeit für Filtergehäuse aus Verbundwerkstoffen Methods of test for full-flow lubricating oil filters for internal combustion engines - Part 14: Hydraulic pulse durability for composite filter housings Ersatz für ISO 4548-14: 2016-02 ZV ISO/ TS 11007-2: 2021-07 Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der korrosionsverhindernden Eigenschaften von Schmierfetten - Teil 2: Verfahren mit Wasserauswaschung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ TS 11007-2: 2023-02 ZE ISO/ DTS 11007-2: 2022-10 Petroleum products and lubricants - Determination of rust-prevention characteristics of lubricating greases - Part 2: Method with water wash-out V ISO/ TS 11007-2: 2023-02 76,30 EUR Petroleum products and lubricants - Determination of rust-prevention characteristics of lubricating greases - Part 2: Method with water wash-out Ersatz für ISO/ TS 11007-2: 2021-07 E ISO/ DIS 11158: 2023-02 76,30 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Produkte (Klasse L) - Familie H (hydraulische Systeme) - Anforderungen an Kategorien HH, HL, HM, HV und HG Lubricants, industrial oils and related products (class L) - Family H (hydraulic systems) - Specifications for categories HH, HL, HM, HV and HG Vorgesehen als Ersatz für ISO 11158: 2009-09 Einsprüche bis 2023-04-28 Z ISO 12924: 2010-05 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie X (Fette) - Anforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12924: 2023-03 Z ISO 12924 Technical Corrigendum 1: 2012-06 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie X (Fette) - Anforderungen - Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 12924: 2023-03 ZE ISO/ DIS 12924: 2022-06 Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie X (Fette) - Anforderungen ISO 12924: 2023-03 76,30 EUR Schmierstoffe, Industrieöle und verwandte Erzeugnisse (Klasse L) - Familie X (Fette) - Anforderungen Lubricants, industrial oils and related products (Class L) - Family X (Greases) - Specifications Ersatz für ISO 12924: 2010-05 und ISO 12924 Technical Corrigendum 1: 2012-06 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN 637: 2023-04 Print: 99,10 EUR/ Download: 82,00 EUR TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 63 Normen 64 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Wälzlager - Sicherheitstechnische Festlegungen für Dimensionierung und Betrieb von Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf Rolling bearings - Safety regulations for dimensioning and operation of profiled rail guides with recirculating rolling elements Vorgesehen als Ersatz für DIN 637: 2016-12 Erscheinungsdatum: 2023-03-10 Einsprüche bis 2023-05-03 Gegenüber DIN 637: 2016-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) 5.1.1 „Schraubenverbindungen“ überarbeitet, Tabelle 1, Tabelle 2 und Tabelle 3 angepasst; b) 5.1.2 „Statische und dynamische Tragfähigkeit“ ergänzt um den Hinweis auf DIN 631. Dieses Dokument wurde vom DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL), Arbeitsausschuss NA 118-01-11 AA „Linear-Wälzlager einschließlich Teile und Zubehör“ erarbeitet. Dieses Dokument gilt für Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf nach DIN ISO 12090-1 und DIN ISO 12090-2 und enthält sicherheitstechnische Festlegungen für Dimensionierung und Betrieb. Es dient dazu, Gefahrenpotentiale bei Verwendung von Profilschienenführungen zu reduzieren sowie Restrisiken zu beurteilen und erleichtert damit Herstellern von Maschinen, die Profilschienenführungen mit Wälzkörperumlauf verwenden, die Anwendung der Maschinenrichtlinie 2006/ 42/ EG und DIN EN ISO 12100. Z DIN 3965-1: 1986-08 Toleranzen für Kegelradverzahnungen; Grundlagen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3965: 2023-04 Z DIN 3965-2: 1986-08 Toleranzen für Kegelradverzahnungen; Toleranzen für Abweichungen einzelner Bestimmungsgrößen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3965: 2023-04 Z DIN 3965-3: 1986-08 Toleranzen für Kegelradverzahnungen; Toleranzen für Wälzabweichungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3965: 2023-04 Z DIN 3965-4: 1986-08 Toleranzen für Kegelradverzahnungen; Toleranzen für Achsenwinkelabweichungen und Achsenschnittpunktabweichungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3965: 2023-04 DIN 3965: 2023-04 Print: 82,20 EUR/ Download: 67,80 EUR Toleranzen für Kegelradverzahnungen Accuracy of bevel gears Ersatz für DIN 3965-1: 1986-08, DIN 3965-2: 1986-08, DIN 3965-3: 1986-08 und DIN 3965-4: 1986-08 Siehe Anwendungsbeginn Gegenüber DIN 3965-1: 1986-08, DIN 3965-2: 1986-08, DIN 3965-3: 1986-08 und DIN 3965-4: 1986-08 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Inhalte der Teile 1 bis 4 der Normenreihe DIN 3965 (1986-08) wurden in diesem Dokument zusammengefasst; b) der Anwendungsbereich wurde für Modul, Zähnezahl und Teilkreisdurchmesser erweitert; c) sämtliche Tabellenwerte wurden durch Gleichungen ersetzt; d) die Toleranzgleichungen für Teilung und Rundlauf entsprechen DIN ISO 1328-1 mit Bezugsqualität 4 (siehe Erläuterung in 5.4); e) der Stufensprung für Verzahnungstoleranzen ist konstant und beträgt <(Wurzel)2>; f) es erfolgt eine Unterscheidung zwischen Abweichungen und Toleranzen; g) Abschnitt 8 „Tragbild“ der DIN 3965-1: 1986-08 wurde umformuliert und Bild 2 „Bemaßung von Tragbildern von Kegelradverzahnungen“ der DIN 3965- 1: 1986-08 überarbeitet; h) Abschnitt 4 „Toleranzen von Radkörpermaßen“ der DIN 3965-1: 1986-08 wurde gelöscht; i) die verwendeten Symbole werden in Bezug auf die Einflanken-Wälzprüfung der internationalen Normung angepasst (der Hochstrich wird durch den Index „s“ ersetzt). Dieses Dokument legt Toleranzen für die Herstellung und Konformitätsbewertung von Zahnflanken einzelner Kegelräder mit und ohne Achsversatz fest. Es definiert Benennungen von Zahnflankentoleranzen, den Aufbau des Toleranzsystems und die zulässigen Werte. Es werden 12 Toleranzklassen festgelegt, die bezüglich des Wertes in aufsteigender Dieses Dokument legt Toleranzen für die Herstellung und Konformitätsbewertung von Zahnflanken einzelner Kegelräder mit und ohne Achsversatz fest. Es definiert Benennungen von Zahnflankentoleranzen, den Aufbau des Toleranzsystems und die zulässigen Werte. Es werden 12 Toleranzklassen festgelegt, die bezüglich des Wertes in aufsteigender Reihenfolge von 1 bis 12 nummeriert sind. Ein größerer Wert der Toleranzklasse entspricht dabei einer abnehmenden Genauigkeit. Diese Toleranzen gelten für folgende Bereiche: 0,5 mm ≤ mmn ≤ 50 mm 2 ≤ z ≤ 4003 mm ≤ dm ≤ 3500 mm E DIN EN ISO 5842: 2023-03 Print: 90,40 EUR/ Download: 74,90 EUR Pulvermetallurgie - Heißisostatisches Pressen - Nachweis von Argon mittels Gaschromatographie und massenspektrometrischer Techniken (ISO 5842: 2022); Deutsche und Englische Fassung prEN ISO 5842: 2023 Powder metallurgy - Hot isostatic pressing - Argon detection using gas chromatography and mass spectrometry techniques (ISO 5842: 2022); German and English version prEN ISO 5842: 2023 Erscheinungsdatum: 2023-02-17 Einsprüche bis 2023-04-10 Dieses Dokument legt ein gaschromatographisches und massenspektrometrisches Verfahren fest zum Nachweis von Argon in aus Metallpulver hergestellten Bauteilen, TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 64 Normen 65 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 die durch heißisostatisches Pressen verfestigt wurden. Dieses Dokument legt die Kalibrierung und die Funktionsprüfung für die erfassten Geräte fest. Es legt auch Verfahren fest für die Probenahme, die Probenvorbereitung und das Probenprüfverfahren von PM-HIP-Bauteilen zum Nachweis des Argongehalts. Bauteile, die durch additive Fertigung hergestellt werden, werden in diesem Dokument nicht behandelt. B DIN 6288: 2000-07 Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Anschlussmaße und Anforderungen für Schwungräder und elastische Kupplungen Zurückziehung beabsichtigt; kein Bedarf mehr. Einsprüche bis 2023-04-30 E DIN ISO 8132: 2023-03 Print: 90,40 EUR/ Download: 74,90 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozylindern mit einseitiger Kolbenstange, mittlere 16-MPa- (160-bar-) und 25-MPa-(250-bar-)Reihe (ISO 8132: 2022); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) medium and 25 MPa (250 bar) series (ISO 8132: 2022); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 8132: 2017-12 Erscheinungsdatum: 2023-02-17 Einsprüche bis 2023-06-10 Gegenüber DIN ISO 8132: 2017-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Verweisung auf ISO 3322 (zurückgezogen) wurde ersetzt durch ISO 2944 (Anwendungsbereich); b) Bild 6 gilt für die Sprengringausführung (die Titel von Bild 6 und Tabelle 6 wurden korrigiert); c) Bild 7 gilt nur für die Splintausführung (die Titel von Bild 7 und Tabelle 7 sowie von Abschnitt 7 und Beispiel 6 wurden korrigiert); d) die Fußnoten a und b zu den Toleranzen in den Tabellen 6 und 7 wurden geändert. Dieses Dokument legt die für die Austauschbarkeit von Anbauteilen benötigten Einbaumaße für 16 MPa-(160bar)Mittlere-Reihe-Zylinder nach ISO 6020-1 und für 25-MPa-(250-bar-)Zylinder nach ISO 6022 fest. Die Zubehörteile wurden speziell für den Einsatz mit Zylindern nach ISO 6020-1 und ISO 6022 gestaltet, was ihren Einsatzbereich aber nicht einschränkt. Dieses Dokument betrifft nur maßliche Merkmale von Produkten, die entsprechend diesem Dokument gefertigt werden. Sie betrifft keine funktionellen Merkmale. E DIN ISO 8133: 2023-03 Print: 90,40 EUR/ Download: 74,90 EUR Fluidtechnik - Einbaumaße für Zubehör von Hydrozylindern mit einseitiger Kolbenstange, kompakte 16-MPa- (160-bar-)Reihe (ISO 8133: 2022); Text Deutsch und Englisch Hydraulic fluid power - Mounting dimensions for accessories for single rod cylinders, 16 MPa (160 bar) compact series (ISO 8133: 2022); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 8133: 2017-11 Erscheinungsdatum: 2023-02-17 Einsprüche bis 2023-06-10 Gegenüber DIN ISO 8133: 2017-11 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die Verweisung auf ISO 3322 (zurückgezogen) wurde ersetzt durch ISO 2944; b) Bild 1 wurde ersetzt: Lager Typ E statt Typ W. Dieses Dokument legt die für die Austauschbarkeit von Anbauteilen benötigten Einbaumaße für 16 MPa-(160bar)-Kompakt-Reihe-Zylinder nach ISO 6020-2 fest. Die Zubehörteile wurden speziell für den Einsatz mit Zylindern nach ISO 6020-2 gestaltet, was ihren Einsatzbereich aber nicht einschränkt. Dieses Dokument betrifft nur maßliche Merkmale von Produkten, die entsprechend dieser Internationalen Norm gefertigt werden. Sie betrifft keine funktionellen Merkmale. Z DIN ISO 10100: 2013-07 Fluidtechnik - Hydrozylinder - Abnahmeprüfung (ISO 10100: 2001 + Amd.1: 2012) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 10100: 2023-04 DIN ISO 10100: 2023-04 Print: 82,20 EUR/ Download: 67,80 EUR Fluidtechnik - Hydrozylinder - Abnahmeprüfung (ISO 10100: 2020) Hydraulic fluid power - Cylinders - Acceptance tests (ISO 10100: 2020) Ersatz für DIN ISO 10100: 2013-07 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 Bilder 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. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 65 Normen 66 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Z DIN EN 13103-1: 2019-02 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsleitfaden für außengelagerte Radsatzwellen; Deutsche Fassung EN 13103-1: 2017 Zurückgezogen, ersetzt durch DIN EN 13103-1: 2023- 03 ZE DIN EN 13103-1/ A1: 2020-02 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsverfahren für außengelagerte Radsatzwellen; Deutsche und Französische Fassung EN 13103- 1: 2017/ prA1: 2020 DIN EN 13103-1: 2023-03 Print: 150,30 EUR/ Download: 124,30 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Teil 1: Konstruktionsleitfaden für außengelagerte Radsatzwellen; Deutsche Fassung EN 13103-1: 2017+A1: 2022 Railway applications - Wheelsets and bogies - Part 1: Design method for axles with external journals; German version EN 13103-1: 2017+A1: 2022 Ersatz für DIN EN 13103-1: 2019-02 Gegenüber DIN EN 13103-1: 2019-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) in Abschnitt 1 Text ersetzt; b) normative Verweisungen in Abschnitt 2 neu datiert; c) Definition in 3.4 ersetzt; d) Tabelle 2 und Tabelle 5 ersetzt; e) in 6.5 den dritten Absatz ersetzt; f) in 7.3.1 den Absatz unter Bild 12 und in 7.3.5 den letzten Satz ersetzt; g) in 8.1, 8.2 und 8.3.1 Text ersetzt; h) in Abschnitt D.1 den ersten Absatz und in Abschnitt D.7 Listenanstrich e) und den zweiten Absatz ersetzt; i) Anhang ZA gestrichen; j) Dokument redaktionell überarbeitet. Diese Europäische Norm: - gibt Kräfte und Momente an, die aufgrund der Massenwirkungen sowie der Antriebs und Bremsbedingungen zu berücksichtigen sind; - gibt das Verfahren zur Spannungsberechnung außengelagerter Radsatzwellen an; - legt die höchstzulässigen Spannungen für die Stahlgüten EA1N, EAT1T und EA4T nach EN 13261 fest, die in die Berechnung einzusetzen sind; - beschreibt die Vorgehensweise zur Ermittlung der höchstzulässigen Spannungen für andere Stähle; - ermöglicht die Berechnung der Durchmesser der verschiedenen Wellenabschnitte und definiert die bevorzugten Formen und Übergänge, um ein sicheres Betriebsverhalten zu erreichen. Diese Europäische Norm gilt für: - Radsätze nach EN 13261; - Treibrad und Laufradsatzwellen; - alle Spurweiten. E DIN EN 13260: 2023-03 Print: 137,10 EUR/ Download: 113,20 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsätze - Produktanforderungen; Deutsche und Englische Fassung prEN 13260: 2023 Railway applications - Wheelsets and bogies - Wheelsets - Product requirements; German and English version prEN 13260: 2023 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13260: 2020-12 Erscheinungsdatum: 2023-02-17 Einsprüche bis 2023-04-10 Gegenüber DIN EN 13260: 2020-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Berichtigung mehrerer redaktioneller Fehler, die zu technischen Missverständnissen führten; b) eine klarere Definition der Anforderungen an dynamische Unwucht- (4.2.4) und Dauerfestigkeitsprüfungen (4.2.2); c) Klarstellung der Produktqualifikationsbedingungen (Anhang D); d) eine klarere Definition der zulässigen Nachbesserungen am Radsatz nach der Montage (E.5). Das vorliegende Dokument legt die Eigenschaften von Radsätzen für alle Spurweiten fest. Dieses Dokument ist für Vollbahnfahrzeuge anzuwenden, kann jedoch auch für andere Anwendungen wie etwa leichte Stadtbahnfahrzeuge, Straßenbahnen und U Bahnen angewendet werden. Das vorliegende Dokument gilt für Radsätze, die aus Teilen bestehen, die den folgenden Europäischen Normen entsprechen: - EN 13262 für Räder; - EN 13261 für Radsatzwellen. Die in der vorliegenden Norm festgelegten Anforderungen gelten für zylindrische Radsitze. Die meisten Vorschriften gelten auch für Radsatzwellen mit konischen Radsitzen. Die besonderen Anforderungen an konische Radsitze (z.B. Aufpresskurven, geometrische Abmessungen der Radsitze usw.) sind in der technischen Spezifikation festgelegt. Einige Eigenschaften werden nach Kategorie 1 oder Kategorie 2 festgelegt. E DIN EN 13261: 2023-03 Print: 183,90 EUR/ Download: 152,30 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsatzwellen - Produktanforderungen; Deutsche und Englische Fassung prEN 13261: 2023 Railway applications - Wheelsets and bogies - Axles - Product requirements; German and English version prEN 13261: 2023 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13261: 2020-12 Erscheinungsdatum: 2023-02-17 Einsprüche bis 2023-04-10 Gegenüber DIN EN 13261: 2020-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) normative Verweisungen überarbeitet; b) Abschnitt 3 „Begriffe“ eingefügt, dadurch Neunummerierung der folgenden Abschnitte; c) Abschnitt 5 und Abschnitt 6 neu eingefügt; d) Anhänge komplett überarbeitet; e) Norm redaktionell überarbeitet. Nachdem die ersten Ausgaben des vorliegenden Dokuments (EN 13261: 2003 und EN 12361: 2009) mehrere 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 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 66 Normen 67 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 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. E DIN EN 13262: 2023-04 Print: 170,30 EUR/ Download: 140,80 EUR Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Räder - Produktanforderungen; Deutsche und Englische Fassung prEN 13262: 2023 Railway applications - Wheelsets and bogies - Wheels - Product requirements; German and English version prEN 13262: 2023 Vorgesehen als Ersatz für DIN EN 13262: 2020-12 Erscheinungsdatum: 2023-03-17 Einsprüche bis 2023-05-10 Gegenüber DIN EN 13262: 2020-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) die vorgeschriebene Verwendung von wärmeempfindlicher Farbe bei laufflächengebremsten Anwendungen im Güterverkehr; b) eine Definition der Beurteilung/ Produktanforderungen für wärmeempfindliche Farbe; c) eine verbesserte Festlegung der zur Qualifikation vorgelegten Produktgruppen; d) verbesserte Anforderungen für die Beurteilung der Produktqualifikation nach im Fertigungsprozess vorgenommenen Änderungen. 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. hältnisses gemessen werden. E DIN 51852-2: 2023-04 Print: 65,70 EUR/ Download: 54,40 EUR Kühlmittel für Verbrennungsmotoren - Prüfverfahren - Teil 2: Probenahme Coolants for internal combustion engines - Test methods - Part 2: Sampling Erscheinungsdatum: 2023-03-10 Einsprüche bis 2023-05-03 Dieses Dokument legt die Probenahme von Kühlmitteln aus Verbrennungskraftmaschinen mit Umlaufkühlung in Fahrzeugen, Aggregaten, Motorprüfständen, Schienenfahrzeugen und Motoren fest. Die Probenahme entscheidet über die Verwertbarkeit der Analysenergebnisse und deren Aussagekraft. Soweit möglich, sollte eine homogene Probe z.B. aus einem erst kurz zuvor abgestellten Motor entnommen werden. Dieses Dokument legt die Verfahrensweise zur Entnahme einer repräsentativen Probe zur Beurteilung des Zustands von Kühlmitteln- und gegebenenfalls auch des Motorkühlkreislaufs fest. E DIN 51852-3: 2023-05 Print: 82,20 EUR/ Download: 67,80 EUR Kühlmittel für Verbrennungsmotoren - Prüfverfahren - Teil 3: Direkte Bestimmung der Elementgehalte aus Additiven und Verunreinigungen durch optische Emissionsspektralanalyse mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICP OES) Coolants for internal combustion engines - Test methods - Part 3: Direct determination of element contents from additives and impurities by optical emission spectral analysis with inductively coupled plasma (ICP OES) Erscheinungsdatum: 2023-04-07 Einsprüche bis 2023-05-31 Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung der in ungebrauchten und gebrauchten Kühlmitteln aufgelisteten Elemente fest, die aus dem Additivanteil, aus dem Abrieb oder aus Verunreinigungen stammen können. Es handelt sich hierbei insbesondere um die Elemente: Calcium, Magnesium, Zink, Natrium, Kalium, Eisen, Silizium, Mangan, Molybdän, Nickel, Kupfer, Phosphor, Schwefel, Strontium, Bor, Aluminium, Blei und Chrom. Die Bestimmung ist anwendbar für alle Kühlmittel. Die Bestimmung erfolgt mit Hilfe der optischen Emissionsspektrometrie mit induktiv gekoppeltem Plasma (ICPOES). Diese Prüfung wird als bevorzugtes Verfahren empfohlen, wenn eine große Anzahl von Elementen, die in den in Tabelle1 gelisteten Konzentrationsbereichen vorliegen, gleichzeitig in einem Kühlmittel bestimmt werden soll. Höhere und geringere Konzentrationen können durch Anpassung des Verdünnungsver TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 67 Normen 68 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 2.1.1.1 Übersetzungen DIN EN ISO 5755: 2023-02 Print: 314,20 EUR/ Download: 260,00 EUR Sintered metal material - Specifications (ISO 5755: 2022) Sintermetallwerkstoffe - Anforderungen (ISO 5755: 2022) DIN ISO 10100: 2023-04 Print: 102,50 EUR/ Download: 84,90 EUR Hydraulic fluid power - Cylinders - Acceptance tests (ISO 10100: 2020) Fluidtechnik - Hydrozylinder - Abnahmeprüfung (ISO 10100: 2020) DIN EN 15437-1: 2023-02 Print: 144,00 EUR/ Download: 119,30 EUR Railway applications - Axlebox condition monitoring - Interface and design requirements - Part 1: Track side equipment and rolling stock axlebox (includes Amendment A1: 2022) Bahnanwendungen - Zustandsüberwachung von Radsatzlagern - Schnittstellen und Gestaltungsanforderungen - Teil 1: Heißläuferortungsanlagen und Radsatzlagergehäusegestaltung (enthält Änderung A1: 2022) DIN EN 15437-2: 2023-02 Print: 113,30 EUR/ Download: 93,70 EUR Railway applications - Axlebox condition monitoring - Interface and design requirements - Part 2: Performance and design requirements of on-board systems for temperature monitoring (includes Amendment A1: 2022) Bahnanwendungen - Zustandsüberwachung von Radsatzlagern - Schnittstellen und Gestaltungsanforderungen - Teil 2: Leistungs- und Konstruktionsanforderungen von fahrzeugbasierten Systemen für Temperaturüberwachung (enthält Änderung A1: 2022) 2.1.2 VDI-Richtlinien VDI 2122: 2023-04 132,20 EUR Bewegungsübertragung durch viergliedrige ebene Gelenkgetriebe - Maßsynthese für allgemeine Lagenzuordnungen - Getriebebauformen mit einem Drehgelenk und einem Schubgelenk am Koppelglied Motion transmission through four-member plane articulated gearboxes - Dimensional synthesis for general layer assignments - Gear unit designs with one swivel joint and one prismatic joint at the coupling link E VDI 2123: 2023-04 104,80 EUR Ebene Gelenkgetriebe - Übertragungsgünstige Umwandlung einer Antriebs-Drehschwingbewegung in eine Abtriebs-Drehschwingbewegung Planar mechanisms - Transfer of an input rocker motion into an output rocker motion with regard to optimum transmission angle Einsprüche bis 2023-06-30 B VDI 2142 Blatt 1: 2018-08 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Grundlagen, Profilberechnung und Konstruktion Zurückziehung beabsichtigt; technisch veraltet Einsprüche bis 2023-05-31 B VDI 2142 Blatt 2: 2011-06 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Berechnungsmodule für Kurven- und Koppelgetriebe Zurückziehung beabsichtigt; technisch veraltet Einsprüche bis 2023-05-31 B VDI 2142 Blatt 2 Berichtigung: 2014-07 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Berechnungsmodule für Kurven- und Koppelgetriebe - Berichtigung zur Richtlinie VDI 2142 Blatt 2: 2011-06 Zurückziehung beabsichtigt; technisch veraltet Einsprüche bis 2023-05-31 B VDI 2142 Blatt 3: 2014-09 Auslegung ebener Kurvengetriebe - Praxisbeispiele Zurückziehung beabsichtigt; technisch veraltet Einsprüche bis 2023-05-31 VDI 2743: 2023-04 139,40 EUR Leistungsverzweigte Getriebe - Begriffe, Symbole, Berechnung, Auslegung Power-split transmission systems - Terms, symbols, calculation, design E VDI 3035 Blatt 2: 2023-03 62,10 EUR Materialauswahl bei der Gestaltung von Werkzeugmaschinen, Fertigungsanlagen und peripheren Einrichtungen für den Einsatz von Bearbeitungsmedien (Kühlschmierstoffe, Umformschmierstoffe) Material selection in the design of machine tools, manufacturing plants and peripheral equipment for the use of machining media (cooling lubricants, forming lubricants) Vorgesehen als Ersatz für VDI 3035: 2008-05 Einsprüche bis 2023-08-31 2.1.3 VDA-Empfehlungen, -Prüfblätter, -Richtlinien Z VDA 230-213: 2018-07 Prüfverfahren für die Produktklassen Prelube, Prelube 2, Hotmelt, Spot lubricant Zurückgezogen, ersetzt durch VDA 230-213: 2022-08 VDA 230-213: 2022-08 Prüfverfahren für die Produktklassen Prelube, Prelube 2, Hotmelt, Spot Lubricant Testing procedure for product classes Prelube, Prelube2, Hotmelt, Spot lubricant Ersatz für VDA 230- 213: 2018-07 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 68 Normen 69 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen E FprEN ISO 4491-2: 2023-01 Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch Reduktionsverfahren - Teil 2: Masseverlust durch Reduktion mit Wasserstoff (ISO/ FDIS 4491-2: 2023) Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 2: Loss of mass on hydrogen reduction (hydrogen loss) (ISO/ FDIS 4491-2: 2023) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 4491-2: 1999-07; Ersatz für prEN ISO 4491-2: 2022-05 Z EN ISO 3252: 2019-09 Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO 3252: 2019) Zurückgezogen, ersetzt durch EN ISO 3252: 2023-03 ZE FprEN ISO 3252: 2022-12 Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO/ FDIS 3252: 2022) EN ISO 3252: 2023-03 Pulvermetallurgie - Begriffe (ISO 3252: 2023) Powder metallurgy - Vocabulary (ISO 3252: 2023) Ersatz für EN ISO 3252: 2019-09 ZE prEN ISO 3995: 2022-07 Metallpulver - Bestimmung der Presskörperfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt unter Biegebeanspruchung (ISO/ DIS 3995: 2022) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 3995: 2023- 03 E FprEN ISO 3995: 2023-03 Metallpulver - Bestimmung der Presskörperfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt unter Biegebeanspruchung (ISO/ FDIS 3995: 2023) Metallic powders - Determination of green strength by transverse rupture of rectangular compacts (ISO/ FDIS 3995: 2023) Vorgesehen als Ersatz für EN 23995: 1993-04; Ersatz für prEN ISO 3995: 2022-07 ZE prEN ISO 4491-2: 2022-05 Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch Reduktionsverfahren - Teil 2: Masseverlust durch Reduktion mit Wasserstoff (ISO/ DIS 4491-2: 2022) Zurückgezogen, ersetzt durch FprEN ISO 4491-2: 2023- 01 E prEN ISO 5754: 2023-04 Sintermetalle, ausgenommen Hartmetalle - Ungekerbte Probe für den Schlagzähigkeitsversuch (ISO/ FDIS 5754: 2023) Sintered metal materials, excluding hardmetals - Unnotched impact test piece (ISO/ FDIS 5754: 2023) Vorgesehen als Ersatz für EN ISO 5754: 2017-11 Einsprüche bis 2023-06-30 E prEN ISO 5842: 2023-03 Pulvermetallurgie - Heißisostatisches Pressen - Nachweis von Argon mittels Gaschromatographie und massenspektrometrischer Techniken (ISO 5842: 2022) Powder metallurgy - Hot isostatic pressing - Argon detection using gas chromatography and mass spectrometry techniques (ISO 5842: 2022) Einsprüche bis 2023-05-25 E prEN 13260: 2023-02 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsätze - Produktanforderungen Railway applications - Wheelsets and bogies - Wheelsets - Product requirements Vorgesehen als Ersatz für EN 13260: 2020-09 Einsprüche bis 2023-05-04 E prEN 13261: 2023-02 Bahnanwendungen - Radsätze und Drehgestelle - Radsatzwellen - Produktanforderungen Railway applications - Wheelsets and bogies - Axles - Product requirements Vorgesehen als Ersatz für EN 13261: 2020-09 Einsprüche bis 2023-05-11 E FprCEN/ TS 15427-1-2: 2023-03 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-2: Vorrichtungen und Anwendung - Kraftschlussmodifikatoren Railway applications - Wheel/ Rail Friction Management - Part 1-2: Equipment and Application - Top of Rail Vorgesehen als Ersatz für CEN/ TS 15427-1-2: 2021-01 E FprCEN/ TS 15427-1-3: 2023-03 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 1-3: Vorrichtungen und Anwendung - Kraftschlusserhöhende Materialien Railway applications - Wheel/ Rail Friction Management - Part 1-3: Equipment and Application - Adhesion Materials Vorgesehen als Ersatz für CEN/ TS 15427-1-3: 2021-03 E FprCEN/ TS 15427-2-3: 2023-03 Bahnanwendungen - Reibungsmanagement zwischen Rad und Schiene - Teil 2-3: Eigenschaften und Merkmale - Kraftschlusserhöhende Materialien Railway applications - Wheel/ Rail friction management - Part 2-3: Properties and Characteristics - Adhesion materials Vorgesehen als Ersatz für CEN/ TS 15427-2-3: 2021- 03 2.2.2 ISO-Normen Z ISO 255: 1990-11 Riementriebe; Riemenscheiben für Keilriemen; Überprüfung der Rillengeometrie Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 255: 2023-02 TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 ZE ISO/ DIS 255: 2022-05 Riementriebe - Riemenscheiben für Keilriemen - Überprüfung der Rillengeometrie ISO 255: 2023-02 76,30 EUR Riementriebe - Riemenscheiben für Keilriemen - Überprüfung der Rillengeometrie Belt drives - Pulleys for V-belts (system based on datum width) - Geometrical inspection of grooves Ersatz für ISO 255: 1990-11 Z ISO 1206: 2018-02 Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 1206: 2023-01 ZE ISO/ FDIS 1206: 2022-10 Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen ISO 1206: 2023-01 155,30 EUR Wälzlager - Spanend gefertigte Nadellager - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearings with machined rings - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 1206: 2018-02 Z ISO 3245: 2015-12 Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3245: 2023-01 ZE ISO/ FDIS 3245: 2022-10 Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen ISO 3245: 2023-01 115,90 EUR Wälzlager - Nadellager, Nadelhülsen, Nadelbüchsen - Maße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearings with drawn cup and without inner ring - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 3245: 2015-12 Z ISO 3252: 2019-08 Pulvermetallurgie - Begriffe Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3252: 2023-02 ZE ISO/ FDIS 3252: 2022-12 Pulvermetallurgie - Begriffe ISO 3252: 2023-02 50,10 EUR Pulvermetallurgie - Begriffe Powder metallurgy - Vocabulary Ersatz für ISO 3252: 2019-08 E ISO/ FDIS 3547-2: 2023-03 76,30 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 2: Prüfangaben für Außen- und Innendurchmesser Plain bearings - Wrapped bushes - Part 2: Test data for outside and inside diameters Vorgesehen als Ersatz für ISO 3547-2: 2017-02 Z ISO 3548-3: 2012-12 Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 3: Messung der Umfangslänge Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3548-3: 2023-03 ZE ISO/ FDIS 3548-3: 2022-10 Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 3: Messung der Umfangslänge ISO 3548-3: 2023-03 208,00 EUR Gleitlager - Dünnwandige Lagerschalen mit oder ohne Bund - Teil 3: Messung der Umfangslänge Plain bearings - Thin-walled half bearings with or without flange - Part 3: Determination of the peripheral length Ersatz für ISO 3548-3: 2012-12 ZE ISO/ DIS 3995: 2022-07 Metallpulver - Bestimmung der Presskörperfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt unter Biegebeanspruchung Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 3995: 2023-03 E ISO/ FDIS 3995: 2023-03 76,30 EUR Metallpulver - Bestimmung der Presskörperfestigkeit von Probekörpern mit rechteckigem Querschnitt unter Biegebeanspruchung Metallic powders - Determination of green strength by transverse rupture of rectangular compacts Vorgesehen als Ersatz für ISO 3995: 1985-07; Ersatz für ISO/ DIS 3995: 2022-07 Z ISO 4491-1: 1989-10 Metallpulver; Bestimmung des Sauerstoffgehaltes durch Reduktionsverfahren; Allgemeine Hinweise; Identisch mit ISO 4491-1: 1989 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4491-1: 2023-03 ZE ISO/ FDIS 4491-1: 2022-12 Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffgehaltes durch Reduktionsverfahren - Teil 1: Allgemeine Hinweise ISO 4491-1: 2023-03 50,10 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffgehaltes durch Reduktionsverfahren - Teil 1: Allgemeine Hinweise Metallic powders - Determination of oxygen content by reduction methods - Part 1: General guidelines Ersatz für ISO 4491-1: 1989-10 E ISO/ FDIS 4491-2: 2023-01 76,30 EUR Metallpulver - Bestimmung des Sauerstoffanteils durch TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 70 Normen 71 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 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; Ersatz für ISO/ DIS 4491-2: 2022-05 Z ISO 5593: 2019-04 Wälzlager - Begriffe und Definitionen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 5593: 2023-02 ZE ISO/ FDIS 5593: 2022-10 Wälzlager — Begriffe und Definitionen ISO 5593: 2023-02 50,10 EUR Wälzlager — Begriffe und Definitionen Rolling bearings - Vocabulary Ersatz für ISO 5593: 2019-04 E ISO/ DIS 11749: 2023-01 76,30 EUR Riemengetriebe - Keilrippenriemen für die Kraftfahrzeugindustrie - Ermüdungsprüfung Belt drives - V-ribbed belts for the automotive industry - Fatigue test Vorgesehen als Ersatz für ISO 11749: 2014-02 Einsprüche bis 2023-04-06 ZE ISO/ DIS 12131-2: 2022-09 Gleitlager - Hydrodynamische Axial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 2: Funktionen für die Berechnung von Axialsegmentlagern Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 12131-2: 2023- 03 E ISO/ FDIS 12131-2: 2023-03 76,30 EUR Gleitlager - Hydrodynamische Axial-Gleitlager im stationären Betrieb - Teil 2: Funktionen für die Berechnung von Axialsegmentlagern Plain bearings - Hydrodynamic plain thrust pad bearings under steady-state conditions - Part 2: Functions for the calculation of thrust pad bearings Vorgesehen als Ersatz für ISO 12131-2: 2016-09; Ersatz für ISO/ DIS 12131-2: 2022-09 ZE ISO/ DIS 12167-1: 2022-09 Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager mit Zwischennuten im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 12167-1: 2023- 03 E ISO/ FDIS 12167-1: 2023-03 181,60 EUR Gleitlager - Hydrostatische Radial-Gleitlager mit Zwischennuten im stationären Betrieb - Teil 1: Berechnung von ölgeschmierten Gleitlagern mit Zwischennuten Plain bearings - Hydrostatic plain journal bearings with drainage grooves under steady-state conditions - Part 1: Calculation of oil-lubricated plain journal bearings with drainage grooves Vorgesehen als Ersatz für ISO 12167-1: 2016-09; Ersatz für ISO/ DIS 12167-1: 2022-09 E ISO/ FDIS 14635-1: 2023-03 115,90 EUR Gears - FZG test procedures - Part 1: FZG test method A/ 8,3/ 90 for relative scuffing load-carrying capacity of oils Vorgesehen als Ersatz für ISO 14635-1: 2000-06 E ISO/ FDIS 14635-2: 2023-03 155,30 EUR Gears - FZG test procedures - Part 2: FZG step load test A10/ 16, 6R/ 120 for relative scuffing load-carrying capacity of high EP oils Vorgesehen als Ersatz für ISO 14635-2: 2004-04 E ISO/ FDIS 14635-3: 2023-03 155,30 EUR Gears - FZG test procedures - Part 3: FZG test method A/ 2,8/ 50 for relative scuffing load-carrying capacity and wear characteristics of semifluid gear greases Vorgesehen als Ersatz für ISO 14635-3: 2005-09 E ISO/ DIS 21771-1: 2023-03 155,30 EUR Gears - Cylindrical involute gears and gear pairs - Part 1: Concepts and geometry Vorgesehen als Ersatz für ISO 21771: 2007-09 Einsprüche bis 2023-05-29 E ISO/ DIS 22872: 2023-02 76,30 EUR Wälzlager - Geometrische Produktspezifikationen (GPS) - Begriffe, Definitionen und Symbole im Zusammenhang mit GPS Rolling bearings - Geometrical product specifications (GPS) - Terms, definitions and symbols associated with GPS Einsprüche bis 2023-05-10 ZE ISO/ DTS 24137: 2022-11 Plain bearings - Surface modification by press fitting solid lubricants combined with micro dimple proce V ISO/ TS 24137: 2023-02 76,30 EUR Plain bearings - Surface modification by press fitting solid lubricants combined with micro dimple processing 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Maschinenbau (NAM) Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Beiblatt 1: Anwendungsbeispiele zu Teil 1 bis 3; (DIN 743 Beiblatt 1: 2012-12); NA 060-34-32 AA <06004375> Eine große Anzahl von Ausfällen im Maschinenbau ist auf Schäden an Achsen und Wellen zurückzuführen. Die häufigste Ursache hierfür sind Dauerbrüche (Ermüdungsbrüche, Schwingungsbrüche). Neben der optimalen konstruktiven Gestaltung stellt die Berechnung der TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 Sicherheit gegen das Auftreten von Dauerbrüchen und Schäden infolge Maximalbelastung (bleibende Verformung, Anriss) eine erforderliche Maßnahme dar. Dieses Beiblatt enthält Anwendungsbeispiele zu Teil 1 - Teil 3 und dient ausschließlich der Demonstration des Rechnungsganges. Tragfähigkeitsberechnung von Wellen und Achsen - Teil 3: Werkstoff-Festigkeitswerte; (DIN 743-3: 2012-12); NA 060-34-32 AA <06004377> Diese Norm gilt für den Festigkeitsnachweis von Wellen und Achsen. Sie legt die erforderlichen Werkstoffkennwerte für den Festigkeitsnachweis nach DIN 743-1 fest. Liegen dem Anwender eigene Erkenntnisse oder Ergebnisse vor, so kann er diese für die Berechnung verwenden. Diese Norm gilt für Festigkeitswerte für den Temperaturbereich - 40 °C ≤ ≤ 150 °C. Für > 150 °C gehen die Festigkeitswerte um mehr als 10 % zurück und es werden temperaturabhängige Festigkeitswerte berücksichtigt. Die Festigkeitswerte gelten für den Frequenzbereich bis 100 Hz. Die Dauerfestigkeitswerte gelten für die Grenzlastspielzahl N< (index)G > = 10 7 . Umlaufbiegung und Flachbiegung werden nicht unterschieden. Die Dauerfestigkeitswerte sind für die ungünstigere Umlaufbiegung angegeben. 3.1 DIN-Normenausschuss Materialprüfung (NMP) Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 1: Hydrauliköle HL, Mindestanforderungen; (DIN 51524-1: 2017-06); NA 062-06-51 AA <06235911> Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen sich durch hohe thermische Beanspruchung zu kurze Gebrauchszeiten für unlegierte Hydrauliköle H ergeben würden, und/ oder in denen, z.B. durch Wasserzutritt, mit Korrosion zu rechnen ist. Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 2: Hydrauliköle HLP, Mindestanforderungen; (DIN 51524-2: 2017-06); NA 062-06-51 AA <06235912> Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen hohe thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Druckflüssigkeiten - Hydrauliköle - Teil 3: Hydrauliköle HVLP, Mindestanforderungen; (DIN 51524-3: 2017-06); NA 062-06-51 AA <06235913> Dieses Dokument gilt für Hydrauliköle HLVP für Hydraulikanlagen vorwiegend mit hydrostatischem Antrieb, in denen thermische Beanspruchungen auftreten, durch Wasserzutritt mit Korrosion zu rechnen ist und/ oder deren Pumpen oder Hydromotoren aufgrund der Bauart oder der Betriebsbedingungen Öle mit Zusätzen zur Verschleißminderung bei Mischreibung benötigen. Mineralölerzeugnisse und verwandte Produkte - Bestimmung der dynamischen Viskosität und Berechnung der kinematischen Viskosität - Verfahren mit konstantem Druck Viskosimeter; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-84 AA <06236462> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung der dynamischen Viskosität und der Dichte für die Berechnung der kinematischen Viskosität von Mitteldestillat-Kraftstoffen, Fettsäure-Methylester-Kraftstoffen (FAME) und deren Mischungen mit Mitteldestillat- Kraftstoffen sowie Schmierölen einschließlich Grundölen, formulierten und synthetische Öle, unter Verwendung eines Konstantdruck-Viskosimeters fest. Rohöl und flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Dichte im Labor - Aräometer-Verfahren; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-84 AA <06236463> Das Dokument beschreibt ein Verfahren für die Labor- Bestimmung der Dichte unter Verwendung eines Glas- Aräometers von Rohöl, Mineralölerzeugnissen und homogenen Mischungen von Mineralöl- und Nichtmineralölerzeugnissen. Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 4: Schmieröle CLPX, Mindestanforderungen; NA 062-06-51 AA <06236488> Dieses Dokument legt Mindestanforderungen an Schmieröle CLPX fest. Schmieröle CLPX werden vorwiegend für Umlauf und Tauchschmierung empfohlen, wenn an den Verschleißschutz im Mischreibungsgebiet erhöhte Anforderungen gestellt werden. Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der Oxidationsbeständigkeit von Schmierfetten - Teil 2: Ermittlung der Arrhenius-Aktivierungsenergie der thermo-oxidativen Degradation; NA 062-06-52 AA <06236494> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur zeitgerafften Bestimmung der Arrhenius-Aktivierungsenergie der thermooxidativen Degradation von Schmierfetten in Kontakt mit katalytisch wirkenden metallischen Werkstoffen fest. Flüssige Mineralölerzeugnisse - Dampfdruck - Teil 3: Bestimmung des Dampfdruckes und des berechneten dem trockenen Dampfdruck entsprechenden Druckes (DVPE) (Dreifach-Expansionsmethode); (DIN EN 13016-3: 2018-06); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-42 AA <06236495> Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung des absoluten Dampfdrucks fest, der im Vakuum von flüchtigen, niedrigviskosen Mineralölerzeugnissen, Komponenten, Ethanol-Blends bis zu 85 % (V/ V) und Einsatzprodukten ausgeübt wird. Mineralölerzeugnisse - Bestimmung von aromatischen Kohlenwasserstoffgruppen in Mitteldestillaten - Hoch- TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 72 Normen 73 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 leistungsflüssigkeitschromatographie-Verfahren mit Brechzahl-Detektion; (DIN EN 12916: 2022-10); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 062-06-14 AA <06236496> Dieses Dokument legt ein Prüfverfahren zur Bestimmung des Gehaltes an monoaromatischen, diaromatischen und tri+-aromatischen Kohlenwasserstoffen in Dieselkraftstoffen, paraffinischen Dieselkraftstoffen und Mineralöldestillaten fest. 3.2 DIN-Normenausschuss Werkstofftechnologie (NWT) Metallpulver - Prüfverfahren zur Bestimmung von nichtmetallischen Einschlüssen in Metallpulvern anhand einer pulvergeschmiedeten Probe; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-02 AA <14500227> Dieses Dokument legt ein metallografisches Verfahren fest zur Bestimmung des Gehalts an nichtmetallischen Einschlüssen in Metallpulvern anhand einer pulvergeschmiedeten Probe. Pulvermetallurgie - Heißisostatisches Pressen - Nachweis von Argon mittels Gaschromatographie und massenspektrometrischer Techniken; (Europäisches Normungsvorhaben); NA 145-01-03 AA <14500228> Dieses Dokument legt ein gaschromatographisches und massenspektrometrisches Verfahren fest zum Nachweis von Argon in aus Metallpulver hergestellten Bauteilen, die durch heißisostatisches Pressen verfestigt wurden. Dieses Dokument legt die Kalibrierung und die Funktionsprüfung für die erfassten Geräte fest. Es legt auch Verfahren fest für die Probenahme, die Probenvorbereitung und das Probenprüfverfahren von PM-HIP-Bauteilen zum Nachweis des Argongehalts. Bauteile, die durch additive Fertigung hergestellt werden, werden in diesem Dokument nicht behandelt. 3.3 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager — Begriffe und Definitionen; NA 118-01-01 AA <11800593> Dieses Dokument definiert Begriffe, die auf dem Gebiet der Wälzlager und ihrer Technologie verwendet werden. Dieses Dokument enthält Begriffe, die sich auf alle Arten von Wälzlagern beziehen, bei denen der Hauptfreiheitsgrad die kontinuierliche Drehung um eine Achse ist, die durch einen geordneten Satz von Wälzkörpern zwischen zwei kreisförmigen Laufbahnen ermöglicht wird, so dass Lasten zwischen ihnen in einem bestimmten Bereich entweder in radialer oder axialer Richtung oder in beiden Richtungen übertragen werden können. Dieses Dokument umfasst auch Zubehör für diese Produkte. Die folgenden Arten von Begriffen sind nicht enthalten: - Begriffe, die in ISO 76, ISO 281 und ISO 1132-1 festgelegt sind; - Begriffe, die nur in einer speziellen internationalen Wälzlagernorm verwendet werden. 3.4 DIN-Normenausschuss Luft- und Raumfahrt (NL) Luft- und Raumfahrt - Buchse mit Flansch aus Aluminium-Legierung mit selbstschmierender Beschichtung - Maße und Belastungen; (DIN EN 2286: 2017-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116682> Dieses Dokument legt die Eigenschaften von Buchsen mit Flansch aus Aluminium-Legierung mit selbstschmierender Beschichtung sowie Konstruktionsempfehlungen für Welle und Aufnahmebohrung fest. Die Buchsen sind für den Einbau mit Presspassung in starre oder bewegliche Teile von Luft- und Raumfahrzeugen bestimmt. Luft- und Raumfahrt - Buchse aus Aluminium-Legierung mit selbstschmierender Beschichtung - Maße und Belastungen; (DIN EN 2285: 2017-08); (Europäisches Normungsvorhaben); NA 131-03-03 AA <13116683> Dieses Dokument legt die Eigenschaften von Buchsen aus Aluminium-Legierung mit selbstschmierender Beschichtung sowie Konstruktionsempfehlungen für Welle und Aufnahmebohrung fest. Die Buchsen sind für den Einbau mit Presspassung in starre oder bewegliche Teile von Luft- und Raumfahrzeugen bestimmt. 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 Beleg- TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 exemplars 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 = Vornorm/ DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf K = Kurzverfahren/ Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs, BA → einer DIN SPEC (CWA)) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs, ZP → einer DIN SPEC (PAS)) 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-ENbeziehungsweise 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 am Main, 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 bei DIN, Am DIN-Platz, 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 Beuth Verlag (AuslandsNormen-Service), 10772 Berlin, bezogen werden. IEC-Normen und IEC-Technologie-Trendbeurteilungen (TTA) können beim VDE-VERLAG GMBH, Postfach 12 23 05, 10591 Berlin, IEC-Entwürfe bei der DKE-Geschäftsstelle, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt am Main, erworben werden. Stellungnahmen zu den IEC- Entwürfen sind bis zu dem angegebenen Datum an die DKE zu richten. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des CENELEC-Dokumentes angegeben. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 74 Normen 75 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 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 beziehungsweise internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH Am DIN-Platz, 10787 Berlin 5.2 Europäische Normen Herausgeber: European Committee for Standardization (CEN), 23, Rue de la Science, 1040 BRUSSELS, BEL- GIEN European Committee for Electrotechnical Standardization (CENELEC) Central Secretariat, 23, Rue de la Science, 1040 BRUSSELS, BELGIEN CECC-CENELEC Komitee für Bauelemente der Elektronik, Gartenstr. 179, 60596 Frankfurt, Main ASD-STAN AeroSpace and Defence Industrie Association of Europe - Standardization, 40, Rue Belliard, 1040 BRUXELLES, BELGIEN European Telecommunications Standards Institute (ET- SI), 650, route des Lucioles, 06921 SOPHIA-ANTIPOLIS CEDEX, FRANKREICH Bezug: Beuth Verlag GmbH Am DIN-Platz, 10787 Berlin DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik in DIN und VDE, Merianstraße 28, 63069 Offenbach am Main ASD-STAN AeroSpace and Defence Industrie Association of Europe - Standardization, 40, Rue Belliard, 1040 BRUXELLES, BELGIEN 5.3 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, CP 401, 1214 VERNIER, GENEVA, SCHWEIZ International Electrotechnical Commission (IEC), Case postale 131, 1211 GENÈVE 20, SCHWEIZ Bezug: Beuth Verlag GmbH Am DIN-Platz, 10787 Berlin 5.4 Technische Lieferbedingungen des BAAINBw Herausgeber: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz Bezug: Bundesamt für Ausrüstung, Informationstechnik und Nutzung der Bundeswehr (BAAINBw), Postfach 30 01 65, 56057 Koblenz 5.5 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 VDI-Richtlinien Herausgeber: VDI Verein Deutscher Ingenieure e.V., Postfach 10 11 39, 40002 Düsseldorf Bezug: Beuth Verlag GmbH Am DIN-Platz, 10787 Berlin TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 75 76 Tribologie + Schmierungstechnik · 70. Jahrgang · 4-5/ 2023 inguistik \ 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 Kommunikation wissenschaft \ Linguistik \ Literaturgeschichte \ Anglistik \ Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprac 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 remdsprachendidaktik \ 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 \ Anglistik Bauwesen \ Fremdsprachendidaktik \ DaF \ Germanistik \ Literaturwissenschaft \ Rechtswissenschaft \ Historische Sprachwissenschaft \ Slawistik \ Skandinavistik \ BWL \ Wirtsch BUCHTIPP Rüdiger Krethe Handbuch Ölanalysen 1. Auflage 2020, 284 Seiten €[D] 148,00 ISBN 978-3-8169-3499-8 eISBN 978-3-8169-8499-3 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 Das Buch bietet eine praxisorien琀erte Einführung in das Thema Ölanalysen. Es vermi琀elt das nö琀ge Hintergrundwissen, von der sachgerechten Probenentnahme, den Prüfverfahren bis zum Verstehen der Analysenergebnisse. Hierdurch unterstützt es den Anwender dabei, kostspielige Ausfallzeiten der Maschinen zu verhindern. Rüdiger Krethe ist diplomierter Maschinenbauer und Tribotechniker. Er befasst sich seit mehr als 25 Jahren intensiv mit der Schmierung von Maschinen, angefangen von der Produktauswahl, der innerbetrieblichen Organisa琀on bis hin zur Überwachung von Schmierölen und Hydraulik昀üssigkeiten während des Einsatzes. TuS_4_2023.qxp_TuS_4_2023 20.09.23 09: 16 Seite 76 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 Patrick Wingertszahn, Sebastian Schmitt, Stefan Thielen, Manuel Oehler, Balázs Magyar, Oliver Koch, Hans Hasse, Simon Stephan Measurement, Modelling, and Application of Lubricant Properties at Extreme Pressures Christoph J. Rohbogner, Thomas Fischer Die Analyse von Abrieb- und Additivelementen in Schmierfetten: XRF, RDE-OES oder ICP-OES? Katrin Alt, Felix Bernhardt, Klaus Ganz, Alexander Hüttinger, Markus Wöppermann Measurement device and automation solution for analysing tribologically damaged radial shaft seals Christian Wilbs, Matthias Adler, Daniel Frölich, Alisa Bellon, Nicole Schuster, Jasmin Menzel, Emely Bopp µ-Mechanical characterization of tribologically stressed elastomer surfaces with respect to radial shaft sealing systems Jae-il Hwang, Gerhard Poll Fatigue life prediction of rolling bearings based on damage accumulation considering residual stresses Mathias Woydt, Zhiliang Jin, Ailian Lei, Xiaogang Li, Binbin Wei Bestimmung der oberen Temperaturgrenze von Schmierstoffen gegen adhäsives Versagen Moritz Lengmüller, Enzo Maier, Thomas Lohner, Karsten Stahl Numerical Study on Anisotropic EHL Contacts with Short Fiber Reinforced Polymers Felix Schlegel, Amos Merkel, Katharina Schmitz Experimental and Simulative Investigation of a Partially Hydrostatic Relieved Contact in Variable Speed Axial Piston Machines