Hydraulik und Pneumatik

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Author: Holger Watter

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Holger Watter

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Hydraulik und Pneumatik

Aus dem Programm Grundlagen Maschinenbau und Verfahrenstechnik Klausurentrainer Technische Mechanik von J. Berger Lehrsystem Technische Mechanik mit Lehrbuch, Aufgabensammlung, Lösungsbuch sowie Formeln und Tabellen von A. Böge und W. Schlemmer

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Technische Strömungslehre von L. Böswirth

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Vieweg Handbuch Maschinenbau herausgegeben von A. Böge

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Technische Mechanik mit Mathcad, Matlab und Maple von G. Henning, A. Jahr und U. Mrowka

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Thermodynamik für Ingenieure von K. Langeheinecke, P. Jany und G. Thieleke

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Technologie der Werkstoffe von J. Ruge und H. Wohlfahrt

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Technische Mechanik. Statik von H.-A. Richard und M. Sander Technische Mechanik. Festigkeitslehre von H.-A. Richard und M. Sander Werkstoffkunde von W. Weißbach Aufgabensammlung Werkstoffkunde und Werkstoffprüfung von W. Weißbach und M. Dahms

vieweg

Holger Watter

Hydraulik und Pneumatik er 24

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Grundlagen und Übungen – Anwendungen und Simulation

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Mit 158 Abbildungen und 23 Tabellen

Studium Technik

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Bibliografische Information Der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über abrufbar.

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1. Auflage 2007

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Alle Rechte vorbehalten © Friedr. Vieweg & Sohn Verlag | GWV Fachverlage GmbH, Wiesbaden, 2007 Lektorat: Thomas Zipsner

Der Vieweg Verlag ist ein Unternehmen von Springer Science+Business Media. www.vieweg.de Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung außerhalb der engen Grenzen des Urheberrechtsgesetzes ist ohne Zustimmung des Verlags unzulässig und strafbar. Das gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Technische Redaktion: Hartmut Kühn von Burgsdorff, Wiesbaden Umschlaggestaltung: Ulrike Weigel, www.CorporateDesignGroup.de Druck und buchbinderische Verarbeitung: Wilhelm & Adam, Heusenstamm Gedruckt auf säurefreiem und chlorfrei gebleichtem Papier. Printed in Germany ISBN 978-3-8348-0190-6

V

Vorwort Die Fluidtechnik ist eine interdisziplinäre Paradedisziplin des Maschinenbaus. Aufbauend auf Grundlagenkenntnisse aus den Bereichen x x x

der technischen Mechanik (Belastungen, Dimensionierung, Spezifikation) der Betriebsstofflehre (Eigenschaften und Charakteristika der Fluide) der Strömungslehre und Thermodynamik (kompressible, inkompressible Medien, Zustandsänderungen, Strömungsverluste) sowie x der Mess-, Steuerungs- und Regelungstechnik (Automatisierung, Peripherie) werden vertiefende Kenntnisse aus den Bereichen

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x

der Systemtechnik (Schnittstellenproblematik, Interaktionen der Systeme, Simulationstechnik) und der Anlagen- und Antriebstechnik benötigt (Verdrängerpumpen, -maschinen und -kompressoren, Hydro- und Druckluftmotoren, Wandler, hydrodynamische Kupplungen).

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Die Gliederung dieses Buches orientiert sich an diesen Anforderungen. Es wendet sich an angehende Ingenieure und Ingenieurinnen in der Bachelor- und Masterausbildung sowie Praktiker im Betrieb. Nach der Darstellung des Grundlagenwissens zu den Betriebsstoffen (Kap. 2) und zur Fluidmechanik (Kap. 3) werden die wichtigsten Systemkomponenten und deren Wirkmechanismen vorgestellt (Kap. 4). Zahlreiche Beispiele verdeutlichen exemplarisch diese Zusammenhänge. Dabei steht weniger die Konstruktion ausgewählter Bauteile im Vordergrund, sondern vielmehr das Verständnis um die komplexen Wirkzusammenhänge und die Systemdynamik: Messen – Steuern – Regeln – Antreiben: Keine „Schräubchenkunde“ – Beschränkung auf die ingenieurgerechte Beschreibung der Wirkmechanismen. Es wird das verallgemeinerte Betriebsverhalten und die Betriebscharakteristik der mechatronischen Komponenten vorgestellt, soweit diese für die Anlagenkonfiguration, den Betrieb und die Störungssuche hilfreich sein können (Kap. 4). Konstruktive Details können den umfangreichen WebSeiten der Komponentenhersteller entnommen werden; eine Auswahl dazu wird auf der Verlagsseite als Online-Service (vgl. Anhang A6) bereitgehalten. Obwohl der Schwerpunkt des Buches wegen der besonderen Bedeutung der Mobilhydraulik auf dem Gebiet der Ölhydraulik liegt, wird immer wieder versucht, Parallelen und Differenzen zum Systemverhalten der Pneumatik herauszuarbeiten. Einen besonderen Schwerpunkt bildet dabei die moderne Simulationstechnik (Kap. 5), hier soll eine erkannte Lücke in der deutschsprachigen Fachliteratur geschlossen werden. Die dazu notwendigen mathematischen Grundkenntnisse werden in den vorgenannten Abschnitten konsequent gelegt sowie dazu wichtige Randgebiete in den Anhängen A1 bis A4 behandelt. Anhand von anschaulichen Beispielen aus der Fluidtechnik wird die Herangehensweise zur Lösung von interdisziplinären dynamischen Problemstellungen vorgestellt. Der Ingenieur erhält mit der Simulationstechnik ein Werkzeug, um die Wirkungen von dynamischen Vorgängen abschätzen zu können, die in der Praxis immer wieder Probleme beim Betrieb von Anlagen und Geräten bereiten. Andererseits kann er durch diese Kenntnisse die Ergebnisse von kommerziellen Softwaretools kritisch hinterfragen – eine fachliche Qualifikation, die zunehmend wichtiger für die berufliche Praxis wird.

VI

Danksagung Eine Vorlesung mit anschaulichen Beispielen vorzubereiten, erfordert mehr Arbeit, als Studierende oder Laien erahnen: Viele Stunden Recherche, Aufarbeitung von Gefundenem, Verwerfen von Grafiken und Beispielen, die sich in der Lehre nicht bewährt haben. All dies geschieht im Verborgenen und wird vom „Kunden“ stillschweigend mit hoher Aktualität erwartet. Aus einer erprobten Vorlesung ein Buch zu machen, müsste dann doch wohl relativ einfach sein! Weit gefehlt! Die Stichworte aus der Vorlesung müssen ausformuliert sein; Dinge, die aus der Erfahrung „eben mal aus dem Handgelenk geschüttelt“ und vorgetragen werden, müssen nun didaktisch eingebunden werden; handschriftliche Folien und Tafelskizzen müssen fürs Layout elektronisch aufbereitet werden .... wieder mehr Arbeit als man denkt.

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Ich möchte mich daher bei Menschen bedanken, die mich bei der Arbeit und im Rahmen von Projekten unterstützt haben: Herr Dipl.-Ing. Stefan Claußen hat bei zurückliegenden Buchprojekten bereits hilfreiche Arbeit geliefert. Insbesondere die Teile über die Schmierstoffeigenschaften basieren auf dieser Zusammenarbeit!

x

Frau Dr.-Ing. Sylvia Ullmer hat mich bei der Durchführung des EU-Projektes LLINCWA (loss/lost lubrication in coastal and inland water activities) tatkräftig unterstützt. Der Teil zu den biologisch-abbaubaren Schmierstoffen entstand aus dieser Zusammenarbeit.

x

Herr Dipl.-Ing. Siegfried Prust stand als Mitarbeiter des Labors für Hydraulik und Pneumatik (H&P) an der Hochschule für Angewandte Wissenschaft (HAW) Hamburg immer wieder beratend zur Seite. Offene Fragen und Lösungsansätze konnten durch Laborversuche schnell und unkompliziert evaluiert werden. Ich danke insbesondere für die Anfertigung der Fotos.

x

Bei Herrn Dipl.-Ing. Thomas Zipsner bedanke ich mich für die Initiative zu diesem Buch, das Vertrauen, die Beratung und die tatkräftige Unterstützung bei der Umsetzung.

x

Bei der Hochschule für Angewandte Wissenschaften (HAW) Hamburg bedanke ich mich für die Bereitstellung der Laborkapazitäten sowie der Ressourcen und Kompetenzen.

x

Bei meiner Familie, insbesondere bei meiner Frau Petra Watter, bedanke ich mich für Ihr Verständnis und die Unterstützung. Zahlreiche Stunden am PC (oft bis in die späte Nacht und am Wochenende) wurden ohne Murren akzeptiert.

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x

Tarp, Sommer 2007

Holger Watter

VII

Inhaltsverzeichnis

Einführung .................................................................................................................

1

2

Fluide und Fluideigenschaften.................................................................................. 2.1 Physikalisch-chemische Eigenschaften der Druckflüssigkeiten....................... 2.1.1 Dichte ................................................................................................. 2.1.2 Viskosität............................................................................................ 2.1.3 Luftaufnahmevermögen ..................................................................... 2.1.4 Wassergehalt ...................................................................................... 2.1.5 Flammpunkt / Brennpunkt.................................................................. 2.1.6 Aschegehalt, Verkokungrückstand..................................................... 2.1.7 Stockpunkt / Pour Point...................................................................... 2.1.8 Alterung.............................................................................................. 2.2 Druckflüssigkeitsarten...................................................................................... 2.2.1 Additivierung .................................................................................... 2.2.2 Synthetische Schmierstoffe ................................................................ 2.2.3 Klassifikation / Normung .................................................................. 2.3 Biologisch abbaubare Hydraulikflüssigkeiten.................................................. 2.3.1 Problemfelder: Verlustschmierungen und technische Havarien......... 2.3.2 Betriebstechnisches Umfeld: Juristische Bewertung.......................... 2.3.3 Was sind umweltverträgliche Schmierstoffe? .................................... 2.3.4 Erfahrungen / Stand der Technik ....................................................... 2.4 Druckluft .......................................................................................................... 2.4.1 Stoffwerte von Luft ............................................................................ 2.4.2 Zustandsänderungen........................................................................... 2.4.3 Feuchte Luft ....................................................................................... 2.5 Übungsbeispiele ...............................................................................................

5 5 6 8 15 16 16 17 17 17 18 18 21 23 30 30 30 31 35 40 40 40 42 43

3

Grundlagen der Fluidmechanik ............................................................................... 3.1 Kontinuitätsgleichung ...................................................................................... 3.2 Leistung / Energie / Satz von Bernoulli ........................................................... 3.3 Druckverluste (Strömungsverluste R) .............................................................. 3.3.1 Strömungsverluste in geraden Rohrleitungen .................................... 3.3.2 Strömungsverluste an Einbauten und Ventilen .................................. 3.3.3 Reihen- und Parallelschaltung von Ventilen und Einbauten .............. 3.4 Trägheitswirkung (Induktivität L) .................................................................... 3.4.1 Beschleunigung des Fluids................................................................. 3.4.2 Induktivität L einer Rohrleitung ......................................................... 3.4.3 Berücksichtigung der Trägheit von mitbewegten Bauteilen .............. 3.4.4 Berücksichtigung der Trägheit bei rotatorischen Hydraulikantrieben

45 45 46 48 49 52 53 55 55 56 56 57

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1

VIII

Inhaltsverzeichnis Kompressibilität (Kapazität C)......................................................................... 3.5.1 Kapazität C ......................................................................................... 3.5.2 Hydraulische Kapazität einer Rohrleitung ......................................... Kraftwirkungen strömender Flüssigkeiten / Impulssatz ................................... Leckverluste / Volumenstrom durch Drosselung Q ......................................... 3.7.1 Leckströmungen infolge von Druckdifferenzen im parallelen Spalt.. 3.7.2 Leckstrom im Ringspalt...................................................................... 3.7.3 Leckströmungen in röhrenförmigen Strömungskanälen .................... 3.7.4 Ausfluss an Drosselstellen (Pneumatik) ............................................. Schallgeschwindigkeit (Druckwellengeschwindigkeit).................................... Übungen und Beispiele.....................................................................................

58 58 59 60 61 61 64 64 65 67 68

4

Komponenten und Bauteile....................................................................................... 4.1 Grundprinzip, Leistungsübertragung und Energiewandlung............................ 4.2 Statische Anlagenkennlinie .............................................................................. 4.3 Schaltzeichen (DIN ISO 1219)......................................................................... 4.4 Verdrängermaschinen....................................................................................... 4.4.1 Pumpen............................................................................................... 4.4.2 Hubkolbenverdichter .......................................................................... 4.5 Ventile .............................................................................................................. 4.5.1 Hydraulikventile ................................................................................. 4.5.2 Pneumatikventile ................................................................................ 4.6 Linear- und Schwenkmotoren (Aktoren).......................................................... 4.6.1 Hydromotoren .................................................................................... 4.6.2 Pneumatikzylinder.............................................................................. 4.7 Hydrostatische Antriebe / hydrodyn. Getriebe und Wandler ........................... 4.7.1 Hydrostatische Antriebe ..................................................................... 4.7.2 Hydrodynamische Antriebe................................................................ 4.8 Zubehör ............................................................................................................ 4.8.1 Rohre, Schläuche................................................................................ 4.8.2 Speicher .............................................................................................. 4.8.3 Tank.................................................................................................... 4.8.4 Filter ................................................................................................... 4.8.5 Kühler................................................................................................. 4.8.6 Schalldämpfer (Pneumatik) ................................................................ 4.9 Übungen und Beispiele.....................................................................................

71 71 75 76 77 77 90 95 95 120 124 124 135 136 136 137 143 143 145 149 151 151 152 157

5

Steuern, Regeln, Simulieren...................................................................................... 5.1 Steuerungen ...................................................................................................... 5.1.1 Konventioneller Aufbau logischer Schaltungen................................. 5.1.2 Speicherprogrammierbare Steuerungen (SPS) ................................... 5.1.3 Bussysteme ......................................................................................... 5.2 Regelungen ....................................................................................................... 5.2.1 Pumpenregelung .................................................................................

163 163 165 165 168 174 174

3.5

3.6 3.7

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3.8 3.9

Inhaltsverzeichnis

5.3 5.4

IX

5.2.2 Positionierung einer hydraulischen Achse ......................................... 178 Modellbildung und Simulation......................................................................... 181 Übungen und Beispiele .................................................................................... 192

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ANHANG............................................................................................................................ A1 Beschreibung von Schwingungen .................................................................... A1.1 Komplexe Darstellung........................................................................ A1.2 Weg – Geschwindigkeit – Beschleunigung........................................ A2 Verallgemeinerung der Schwingungsdifferentialgleichung ............................. A2.1 Freie, gedämpfte Schwingung............................................................ A2.2 Erzwungene Schwingungen ............................................................... A3 Regelungstechnische Grundlagen .................................................................... A3.1 Darstellung im Zeitbereich / Zustandsraum ....................................... A3.2 Darstellung im Komplexen ................................................................ A3.3 Frequenzgang ..................................................................................... A3.4 Reglerarten und -parameter ................................................................ A3.5 Stabilitätsverhalten des Regelkreises ................................................. A4 Numerische Integration / MATLAB-Implementation...................................... A5 Lösungen zu den Übungsbeispielen ................................................................. A6 Online-Service..................................................................................................

193 193 193 194 195 195 196 198 198 201 203 205 206 206 208 231

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Quellen- und Literaturhinweise........................................................................................ 232

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Sachwortverzeichnis ......................................................................................................... 235

XI

Formelzeichen und Abkürzungen Schallgeschwindigkeit

[m/s]

A

Fläche

[m2]

B

magn. Induktion

[Vs/m2 = T]

b

Dämpfungskonstante

[N/(m/s)]

c

Strömungsgeschwindigkeit

[m/s]

cp

spez. Wärmekapazität

[J/kg K]

C

Kapazität

[m³/bar]

D

Dämpfungsgrad

–

D

Geschwindigkeitsgefälle

[s–1]

fo

a

e

EULER-Zahl: e = 2,71828

f

Erregerfrequenz

f0

Eigenfrequenz

F

Kraft

g

Erdbeschleunigung, Gravitationskonst.

G(s)

Übertragungsfunktion

G

(laminarer / turbulenter) Leitwert

[(Ltr/min]/bar] [(Ltr/min]2/bar]

H

Feldstärke

[A/cm]

H...

Normbezeichnung für Hydrauliköl

HL, HLP

Normbezeichnung für legierte Hydrauliköl (vgl. Kap. 2)

HF

Normbezeichnung für schwer entflammbare Hydrauliköle

HE...

Normbez. für biolog. schnell abbaubare Hydrauliköle

Im

Imaginärteil einer komplexen Zahl

J

Massenträgheitsmoment

[kg m]

K

Kompressionsmodul

[bar]

L

Induktivität

[bar/(Ltr/min)]

m

Masse

[kg]

m

Massenstrom

[kg/s]

M

Drehmoment

[Nm]

M

molare Masse

[kg/kmol]

p

Druck

[bar]

P

Leistung

[W, kW]

Q = V

Volumenstrom

[m3/s, Ltr/min]

[Hz = 1/s] [N] 9,81 m/s2 –

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–

[Hz = 1/s]

XII

Formelzeichen und Abkürzungen REYNOLDs-Zahl

Re

Realteil einer komplexen Zahl

ℜ

allg. Gaskonstante

8,314 kJ/kmol K

R

spez. Gaskonstante

[J/kg K]

Rlam

laminarer Widerstand

[bar/(Ltr/min)]

Rturb

turbulenter Widerstand

[bar/(Ltr/min)2]

s

Wandstärke

[mm]

s

Sollwert

[%]

LAPLACE-Operator

–

W

Arbeit

[Nm = J = Ws]

VI

Viskositätsindex

–

V

Verstärkungsfunktion, Amplitudengang

V

Volumen

V =

dV dt

–

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d dt

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s=

–

fo

Re

Volumenänderung

[m3] [m3/s] [cm3]

Schluckvolumen

x

Wegposition

x

Geschwindigkeit

x

Beschleunigung

z

Zylinderzahl, Zähnezahl

α

Winkel

α

Durchflusszahl (Strömungseinschnürung)

–

αL

BUNSEN-Koeff.

–

Kompressibilität / Pressziffer

[1/bar]

β10

Filterfeinheit

–

G

Abklingkonstante

[1/s]

G

Ungleichförmigkeitsgrad

–

H

Dehnung

–

K

Wirkungsgrad

–

K

dynamische Viskosität

[Pa s]

ϕ

Drehwinkel

[rad]

ϕ= ω

Winkelgeschwindigkeit

[rad/s]

β=

w

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VH

1 K

[m] [m/s] [m/s2] – [rad]

XIII Winkelbeschleunigung

[rad/s2]

λ

Liefergrad

–

µ

magn. Permeabilität

[:s/m]

µ

Haftungs-/Reibungsbeiwert

–

N

Isentropenexponent

–

Q

kinematische Viskosität

[mm2/s]

Q

Querkontraktionszahl, POISSON-Zahl

–

U

Dichte

[kg/m3]

V

Normalspannungen

[N/mm2]

τ=t

Zeit

[s]

W

Schubspannung

[N/mm2]

Z

Winkelgeschwindigkeit

[rad/s]

Z0

Eigenkreisfrequenz

:

Erregerkreisfrequenz

]

Widerstandsbeiwert

ψ

Durchflussfunktion (Druckverhältnis vor/hinter Düse, Blende o.ä.)

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fo

ϕ= ω

[rad/s]

[rad/s] –

1

1 Einführung Zur Bedeutung der Hydraulik und Pneumatik schreibt der Verband Deutscher Maschinen und Anlagenbauer (VDMA) 1:

ni k

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fo

Fluidtechnik – Hydraulik und Pneumatik – überträgt Kraft und Leistung zum Antreiben, Steuern und Bewegen. Schnelligkeit, Kraft, Präzision – die Dynamik von Maschinen und Anlagen sind häufig Resultate hydraulischer und pneumatischer Antriebs- und Steuerungstechnik. Bei linearen wie auch rotatorischen Bewegungen, gleichmäßigen Hub- oder Senkbewegungen, Beschleunigungsforderungen, Leistungsübertragungen oder dem Bedarf Positionen anzufahren und zu halten, finden hydraulische und pneumatische Komponenten in fast allen Bereichen der Industrie ihre Anwendung. Im Wettbewerb mit alternativen Antriebstechniken weist sich die Hydraulik vor allem durch ihre wesentlich höhere Leistungsdichte und die Pneumatik durch ihre kostengünstige und effiziente Bauweise aus. Hydraulik und Pneumatik begegnet uns überall im täglichen Leben. Kaum ein Produkt kommt ohne den Einsatz der Fluidtechnik zustande, kaum eine Maschine oder ein Flugzeug bewegt sich ohne sie – nur ist es uns meistens nicht bewusst. Die Hydraulik- und Pneumatikhersteller sind Zulieferer für die gesamte Industrie. Zu ihren Abnehmerbranchen zählen z. B. die Automobilindustrie, die Baumaschinen- und Landmaschinenindustrie, die Fördertechnik, die Hersteller von Nahrungsmitteln und Verpackungsmaschinen, von Holzbearbeitungs- und Werkzeugmaschinen, ebenso wie die Elektrotechnik, der Schiffbau, die Hütten- und Walzwerkindustrie bis hin zur Luft- und Raumfahrt, Medizintechnik, Umwelttechnik, Gummi- und Kunststoffindustrie und Chemie.

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Vorteile der Hydraulik:

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Ein Vergleich der Antriebs- und Steuerungssysteme (neu-deutsch „Benchmark“) liefert folgende Vor- und Nachteile:

Erzeugung großer Kräfte und Drehmomente bei geringen Abmessungen und Massen der dazu verwendeten Bauelemente als Folge der hohen Energiedichte der Hydraulik (das Verhältnis der Leistungsgewichte von Hydromotor zu Elektromotor liegt bei etwa 1:10).

x

Stufenlose Änderung der Antriebsgeschwindigkeit bzw. -drehzahl, einfache Umkehr der Bewegungsrichtung, Anfahren aus dem Stillstand auch unter voller Last.

x

Niedrige Trägheitsmomente hydraulischer Motoren wegen ihrer geringen Abmessungen und bewegten Massen, folglich geringe Zeitkonstanten bei Anfahrt und Verzögerung (das Verhältnis der Massenträgheitsmomente von Hydromotoren zu Elektromotoren liegt bei gleichem Drehmoment etwa bei 1:50).

x

Einfache Anzeige der wirkenden Kräfte und Drehmomente durch Druckmessgeräte.

x

Einfacher, beliebig einstellbarer Überlastschutz durch Druckbegrenzungsventile.

x

Einfache Umwandlung von rotierender in oszillierende Bewegung und umgekehrt.

x

Stufenlose Übersetzungsänderung unter Last (besonders vorteilhaft für mobile Arbeitsmaschinen).

x

Problemloser Einsatz in explosionsgefährdeten Bereichen (EX-Zonen).

1

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x

Vgl. www.vdma.org/fluid

2

1 Einführung

Nachteile der Hydraulik: Relativ hohe Anschaffungskosten durch die zur Erzielung kleinstmöglicher Spalte zwischen bewegten Bauteilen erforderliche genaue Fertigung (Präzisions- und Feinmechanik der Bauteile).

x

Hohe Anforderungen an die Filterung der Hydraulikflüssigkeiten.

x

Geringe Übertragungsentfernung hydraulischer Anlagen durch die aus der relativ hohen Viskosität der Hydraulikflüssigkeit resultierenden hohen Druckverluste.

x

Abhängigkeit wichtiger Eigenschaften der Hydraulikflüssigkeit, wie Viskosität, Dichte und Kompressibilität von Druck und Temperatur.

x

Geringer Wirkungsgrad der hydraulischen Antriebe gegenüber den mechanischen Antrieben (infolge von Druckverlusten durch Flüssigkeitsreibung in Rohren und Elementen sowie infolge von Leckölverlusten in den Spalten der Elemente).

x

Schlupf zwischen An- und Abtrieb (infolge von Leckölverlusten und Kompression des Öles, so dass keine exakte Synchronisierung von Bewegungsabläufen möglich ist).

x

Erhöhte Anforderungen an Umweltschutzbestimmungen.

x

Rückflussleitung erforderlich.

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x

Vorteile der Pneumatik:

Wegen der großen Kompressiblität der Luft ist eine Speicherung von Druckluft einfach und damit die Anwendung zentraler Druckluftsysteme möglich.

x

Große Übertragungsentfernungen pneumatischer Anlagen, da wegen der geringen Viskosität der Luft geringe Druckverluste auftreten.

x

Rückfluss- und Leckleitungen nicht erforderlich.

x

Einsatz in explosionsgefährdeten Bereichen (z. B. Produktionsprozessen) problemlos möglich.

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x

w

Nachteile der Pneumatik: x

Infolge der Energiespeicherfähigkeit der Luft (Unfallgefahr) wird der Druck pneumatischer Netze auf 0,6...1,0 MPa (= 6...10 bar) begrenzt, weshalb pneumatische Anlagen im Vergleich zur Hydraulik nur geringe Kräfte übertragen können.

x

Gleichförmige Bewegung, insbesondere bei veränderlicher Belastung pneumatischer Motoren, sind wegen der großen Kompressiblität der Luft nicht möglich.

x

Beim Ausströmen der Abluft in die Atmosphäre treten Entlüftungsgeräusche auf (Lärmschutzproblematik).

Die Pneumatik schließt auch das gesamte Spektrum der Vakuumtechnik mit ein. Von der kraftvollen wie gefühlvollen Handhabungstechnik (z. B. durch Vakuum-Saugdüsen mit VakuumSaugkopf) bis hin zum Schüttguttransport (durch pneumatische Förderung).

3 Tab. 1.1: Vergleich der Energieformen versch. Steuerungssysteme2 Hydraulik

Elektronik Elektrik

Mechanik

Energieträger

Luft

Öl

Elektr. Energie

Wellen, Zahnräder, Gestänge, Ketten usw.

Energiequelle

Verdichter

Pumpe

Generator

Elektro- oder Verbr.-Motor

Kenngrößen

Druck p | 6 bar

p | 30 … 400 bar U | 12 / 24 V U | 220 / 380 V

Übertragungsreichweite

| 1000 m

| 100 m

unbegrenzt

| 10 m

Energiespeicher

Druckbehälter

Speicher

Akkumulator (Batterie)

Federn

Energiewandler

Zylinder Druckluftmotor

Zylinder Hydromotor

Elektromotor Elektromagnet

Getriebe

Wirkungsgrad

weniger gut (wegen Strömungsverluste)

gut

sehr gut (geringe mech. Verluste)

Leistungsdichte

70 ... 1200 W/Ltr 70 ... 300 W/kg

70 ... 150 W/Ltr 20 ... 100 W/kg

Verbrennungskraftmaschinen 0,1 ... 10 kW/kg < 60 kW/Ltr

nach LIPSMEIER

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ch

ca. 2000 W/Ltr 600 ... 800 W/kg

.te w w w 2

fo

Pneumatik

Kraft F, Drehmoment M, Geschw.

5

2 Fluide und Fluideigenschaften Nachfolgend werden die physikalischen und chemischen Eigenschaften der Druckmedien vorgestellt sowie die Charakteristika des Fluids als Konstruktionselement mit seinen spezifischen Parametern beschrieben. Fluid ist der Oberbegriff für Gase und Flüssigkeiten. Fluide bestehen aus Atomen oder Molekülen, die miteinander in Wechselwirkung stehen, aber keine feste Ordnungsstruktur aufweisen; die Substanz ist daher frei beweglich, unbegrenzt deformierbar und gibt beliebig kleinen Kräften nach. Der Fokus liegt nachfolgend auf Druckflüssigkeiten (Hydrauliköl) und Druckluft.

fo

2.1 Physikalisch-chemische Eigenschaften der Druckflüssigkeiten

er 24

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Als Druckflüssigkeiten werden im Wesentlichen synthetische oder mineralölbasische Öle eingesetzt (in Sonderanwendung z. B. der Lebensmittelindustrie auch Wasser). Hierbei handelt es sich oft um speziell legierte Hydrauliköle. Bei verknüpften Systemen auch um Motorenoder Getriebeöle, die ebenfalls hydraulische Aufgaben mit übernehmen.

Kraftübertragung

x

Schmierung

x

Wärmeabfuhr

x

Korrosionsschutz.

w

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Die Druckflüssigkeit ist ein Konstruktionselement des Systems, das auf die Anforderungen an die Anlage abgestimmt werden muss. Dabei übernimmt das Fluid folgende Aufgaben:

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Es sollte die nachfolgenden Anforderungen erfüllen: Günstiges Temperatur-Viskositätsverhalten

x

gute Schmier- und Verschleißschutzeigenschaften (häufig Mischreibungsbedingungen bei kleinen Gleitgeschwindigkeiten)

x

gute Korrosionsschutzeigenschaften und gute Lack- und Dichtungsverträglichkeit (Gummi, Kunststoffe, Buntmetalle)

x

Alterungsbeständigkeit (Widerstand gegen Säurebildung durch Oxidation sowie Schlamm- und Harzbildung durch Polymerisation)

x

gutes Luftabscheidevermögen (wegen der Kompressibilität, Verschleißverhalten, Wärmeüberragung) bei gutem Luftlösevermögen (d. h. Luft in gelöster Form nicht in Blasenform)

x

ausreichende Scherfestigkeit

x

gutes Wasserabscheidevermögen

x

gute Filtrierbarkeit

x

geringe Schaumneigung.

w

x

6

2 Fluide und Fluideigenschaften

2.1.1 Dichte Die Dichte U ist das Verhältnis von Masse m zu Volumen V: ρ=

⎡ kg ⎤ ⎢ ⎣ m3 ⎥ ⎦

m V

(2.1)

Die Dichte eines Hydrauliköles hängt von dem Basisöl und der Additivierung ab. Je höher der Kohlenstoffanteil, desto größer ist die Dichte. Ein brauchbarer Mittelwert liegt bei etwa 900 kg/m3. Mit zunehmender Temperatur verstärken sich die atomaren Bewegungen, das Volumen vergrößert sich, die Dichte nimmt ab. Nach DIN 51757 wird die Dichte für 15 °C und 1 bar angegeben. Für das Dichte-Temperatur-Verhalten von Ölen gilt näherungsweise der lineare Zusammenhang (vgl. Bild 2-1): ρt = ρ15 ⋅[1− α⋅(t −15) ]

(2.2a)

ni k

Volumen der Flüssigkeit [Ltr, dm3, m3] Volumenänderung Dichte bei der Temperatur t in °C Dichte bei 15 °C Dichte- bzw. Volumenänderungskoeffizient (sortenabhängig) [1/K].

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Ut U15 D

er 24

darin ist V 'V

(2.2b)

.in

fo

∆V ∆ρ =− = α⋅∆t V ρ

U [kg/m³]

w

1000

w

w

.te

Für den sortenabhängigen Volumenänderungskoeffizient gibt Tabelle 2.1 Anhaltswerte, der Mittelwert liegt bei ca. 0,7 % pro 10 °C.

950

Wasser

900

850

800

15°C 60°F

50

Normtemperatur

100

150

t [°C]

Bild 2-1: Dichte-Temperaturverhalten von Wasser und verschiedenen Hydraulikölen.


7

Tab. 2.1: Volumenkorrekturfaktoren für ausgewählte Ölsorten.

Dichteänderungskoeffizient α

Ölsorte Mineralöl

0,65 · 10-3 K-1

HFC-Hydrauliköl

0,70 · 10-3 K-1

HFD-Hydrauliköl

0,75 · 10-3 K-1

Mit zunehmendem Druck wird die atomare Packungsdichte vergrößert. Das Volumen nimmt ab, die Dichte nimmt zu. Für das Dichte-Druck-Verhalten (Kompressibilität) kann in analoger Weise eine Näherungsgleichung angegeben werden: ∆ρ ∆V =− = β⋅∆p ρ V

wobei Kompressibilität / Pressziffer

K

Kompressionsmodul / Elastizitätsmodul der Druckflüssigkeit

[1/bar] [bar, MPa]

ni k

er 24

E

U

ch

[kg/m³]

w

w

w

.te

1000

950

(2.3b)

fo

1 V = ⋅∆p β ∆V

.in

K=

(2.3a)

900

850

500

Bild 2-2: Dichte-Druck-Verhalten von Hydraulikölen.

1000

p [bar]

8


Tab. 2.2: Dichtekorrekturfaktoren für Hydrauliköle.

Kompressibilität E

Kompressionsmodul K

Ölsorte

104

Mineralöl

1,4 ·

bar

0,7 · 10-4 bar-1

HFC-Hydrauliköl

3,3 · 104 bar

0,3 · 10-4 bar-1

HFD-Hydrauliköl

2,85 · 104 bar

0,35 · 10-4 bar-1

Ein brauchbarer Mittelwert liegt hier bei E = – 0,7 % pro 100 bar. Daraus folgt: Die Kompressibilität ist insbesondere bei Drücken > 150 bar zu berücksichtigen! Einen starken Einfluss auf die Kompressibilität haben gelöste Gase (Lufteinschluss, vgl. Kap 2.1.3). So gilt näherungsweise: für luftfreie Mineralöle, K = (1,4 ... 1,6) · 104 bar = (1,4 ... 1,6) · 103 MPa 4 3 K = (1,0 ... 1,2) · 10 bar = (1,0 ... 1,2) · 10 MPa für lufthaltige Mineralöle.

er 24

.in

fo

Durch die Ersatzkompressibilität K’ kann auch die elastische Formänderung der Bauelemente (Rohrleitungen, Schläuche) mit berücksichtigt werden (vgl. Kap 4.8.1). Ein Vergleich zwischen E-Modul von Stahl (ca. 210 · 103 MPa) und K-Modul von Druckflüssigkeiten (ca. 1...4 · 103 MPa) zeigt, dass die Flüssigkeit eine Steifigkeitsschwachstelle darstellt. Dies führt ggf. zu Problemen bei der genauen Positionierung und zur Schwingungsneigung. Der dynamischen Analyse sowie der Steuerungs- und Regelungstechnik kommen daher eine besondere Bedeutung zu (vgl. Kap. 5).

ni k

2.1.2 Viskosität

Q

>K @

>Q @

K

du dy

w

W

w

w

.te

ch

Die Viskosität ist ein Maß für den Fließwiderstand, die Fließfähigkeit bzw. die Zähigkeit. Sie ist ein Maß für die innere Reibung einer Flüssigkeit. Dickflüssige, zähflüssige oder hoch viskose Öle haben eine hohe Viskosität, dünnflüssige oder niedrig viskose Öle haben eine geringe Viskosität. Die Beschreibung des Fließverhaltens von Stoffen wird in der Rheologie behandelt.

Ns/m² kg/m³

Kraft F

Verschiebeweg u(y)

K U

N/m² m /m s

Schichthöhe y

x Ns m²

m² s

Pa s

1P(Poise) 100cP

1 Ns 10 m²

1St(Stoke) 100cSt 100

mm² s

Bild 2-3: Zähigkeitsverhalten (Viskosität) einer NEWTONschen Flüssigkeit.

Auf NEWTON geht das nachfolgende Gedankenexperiment zurück (vgl. Bild 2-3): Betrachtet wird ein homogenes Fluid in einem System mit konstanter Temperatur zwischen zwei parallelen Platten (oder verallgemeinert eine Flüssigkeitsschicht) mit der Fläche A und dem Abstand y. Wird


9

die obere Platte nun durch eine Tangentialkraft F mit der Geschwindigkeit c – bzw. die Flächen zueinander mit der Relativgeschwindigkeit oder Differenzgeschwindigkeit dc – verschoben (u ist der Verschiebeweg), so verhält sich die Scherkraft F aufgrund der Zähigkeitseffekte in den meisten Flüssigkeiten (so genannte NEWTONschen-Flüssigkeiten) proportional zur Geschwindigkeit c und umgekehrt proportional zum Abstand y. F ~c~

1 y

(2.4a)

Die Geschwindigkeitsdifferenz dc pro Einheit der Filmdicke dy wird als Geschwindigkeitsgefälle D oder auch als Schergefälle bezeichnet: D=

dc dy

[s-1]

(2.4b)

Die Schubspannung W ist die in Fließrichtung zur Verformung des plastischen Systems aufzubringende Scherkraft F oder Tangentialkraft pro Flächeneinheit A.

fo

F A

[Pa]

(2.4c)

.in

τ=

er 24

Den Proportionalitätsfaktor aus Schubspannung τ und Schergefälle D nennt man dynamische Viskosität K (auch absolute Viskosität); vgl. Bild 2-4. Sie wird in Pascal-Sekunde [Pa s] bzw. früher in Zenti-Poise [cP] angegeben. [Pa s]

ni k

F dc =η A dy

(2.4d)

K

W D

Geschw.-Gefälle D

Schubspannungen W [N/m² bzw. Pa]

dyn. Viskosität K [Pa s]

w

w

w

.te

ch

Flüssigkeiten, bei denen die Viskosität nicht nur von der Temperatur und dem Druck abhängen, sondern zusätzlich vom Geschwindigkeitsgefälle sind Nicht-NEWTONsche-Flüssigkeiten. Deren Viskosität wird Strukturviskosität oder Scheinviskosität genannt. Ihre Viskosität lässt sich daher nur ungenau angeben. Beispiele dazu sind: Fette, Zweiphasenöle (Emulsions-, Suspensions-, Dispersionsöle) und Öle bei sehr niedrigen Temperaturen. Im normalen Betriebsbereich verhalten sich Hydraulikflüssigkeiten und Luft wie eine NEWTONsche Flüssigkeit.

konst

dc dy

[s-1]

W

F A

K

dc dy

Geschw.-Gefälle D

Bild 2-4: Charakteristische Eigenschaften einer NEWTONschen Flüssigkeit.

KD

dc dy

[s-1]

10


Die kinematische Viskosität wird nach MAXWELL als Quotient aus der dynamischen Viskosität und der Dichte der Flüssigkeit definiert: ν=

η ρ

[m2/s]

(2.5)

Die heute gebräuchliche Einheit ist [mm2/s] und ist mit der alten, nach GEORGE STOKES (1819-1903) benannten Einheit Zenti-Stokes [cSt] größenmäßig identisch (1 m2/s = 104 St oder 1 mm2/s = 1 cSt). Messung der kinematischen Viskosität: Die kinematische Viskosität wird im Kapillarviskosimeter ermittelt; vgl. Bild 2-5. Das Öl wird auf die Prüftemperatur erwärmt. Eine definierte Ölmenge durchläuft gravimetrisch (also unter dem Einfluss der Schwerkraft) eine definierte Strecke der Kapillare. Der Querschnitt der Kapillare ist über die Prüfstrecke konstant. Über die gemessene Zeit wird die kinematische Viskosität mit Hilfe des STOKEschen Gesetzes errechnet. Die Messung erfolgt z. B. für Motorenöle bei 100 °C und für Hydrauliköle bei 40 °C.

ch

ni k

er 24

.in

fo

Messung der dynamischen Viskosität: Das Rotationsviskosimeter (Cold-Cranking-Simulator) ist besonders gut zur Messung der Viskosität bei tiefen Temperaturen geeignet. Das Viskosimeter besteht aus einem becherförmigen Behälter mit einem vertikal angeordneten, zylindrischen Rotor, der mit konstantem Drehmoment angetrieben wird. Die Flüssigkeit befindet sich im Schmierspalt y zwischen der Mantelfläche der Außenwandung des Behälters und der Rotormantelfläche. Die Drehzahl stellt sich bei gleicher Temperatur entsprechend der dynamischen Viskosität der Flüssigkeitsprobe ein. Je dünnflüssiger das Fluid, desto höher die Drehzahl des Rotors. Mittels einer zuvor mit Eichölen erstellten Eichkurve kann die dynamische Viskosität der Ölprobe in mPa s ermittelt werden. Rotationsviskosimeter

Kapillarviskosimeter

w

w

w

.te

Kugelfallviskosimeter

Fallgeschw. der Kugel ~ dyn. Viskosität K

Drehmoment / „Drehkraft“ ~ dyn. Viskosität K

Kapillarwirkung

Bild 2-5: Viskositätsmessung über verschiedene Formen des Schmierspaltes.


11

Viskositäts-Druck-Verhalten (V-p-Verhalten): Mit stark steigendem Druck nimmt auch die Viskosität zu. Die Druckabhängigkeit der Viskosität ist vom Grundöl und der Additivierung abhängig. Bei paraffinbasischen Ölen3 ist die Viskositätsveränderung durch den Druck stärker als bei naphthenbasischen Ölen4. Die Druckabhängigkeit der dynamischen Viskosität lässt sich wie folgt beschreiben:

η p = η0 ⋅e α⋅p

(2.6)

In einem logarithmierten Diagramm ergeben sich näherungsweise Geraden. Der Druckkoeffizient α [10-8 m2/N bzw. 10-3 bar-1] liegt nach E. KUSS für Mineralöle bei 25 °C zwischen 1,7 10-3 und 3,5 10-3 bar-1. Bei Drosselvorgängen mit hohem Druckabfall kann die Zähigkeit der Öle um 25 bis 50% abnehmen. Tab. 2.3: Druckkoeffizienten für verschiedene Ölsorten. α in [m2/N]

paraffinbasische Öle

30 °C

2,1 · 10-8

2,8 · 10-8

60 °C

1,6 ·

10-8

10-8

100 °C

1,3 · 10-8

2,3 ·

2,2 · 10-8

3,4 · 10-8

10-8

2,8 · 10-8

1,4 · 10-8

2,2 · 10-8

1,9 ·

.te

ch

lg K

0°C

w

w

100.000

10.000

25°C

w

dyn. Viskosität [mPa s]

hohe Viskosität

ni k

1,8 · 10-8

geringe Viskosität

.in

hohe Viskosität

er 24

geringe Viskosität

Öltemperatur

fo

naphtenbasische Öle

1.000 100°C 100

500

1.000 Druck p [bar]

Bild 2-6: Druckabhängigkeit der Viskosität.

3 4

Paraffine = Alkane = kettenförmige Kohlenwasserstoff mit Einfachbindungen („gesättigt“) Naphtene = Zykol-Alkane = Zykloparaffine = ringförmige Kohlenwasserstoffe mit Einfachbindungen.

12


Viskositäts-Temperatur-Verhalten (V-T-Verhalten): Die Darstellung des stark nichtlinearen Zusammenhangs zwischen Viskosität und Temperatur erfolgt üblicherweise in einem UBBELOHDE-WALTER-Diagramm. Hier wird eine grafische Linearisierung durch doppelte Logarithmierung mit dem empirischen Zusammenhang lg (lg (ν + A)) = B · lg T + C

(2.7)

erreicht, wobei die Konstanten A (= 0,8), B (Steigungswert) und C stoffabhängig sind. lg lg (Q + 0,8) mm²/s 10.000 5.000 1.000 500

fo

100

.in

50 30

er 24

20

ni k

10

HLP 68 HLP 32 HLP 22

20

w

10

.te

ch

5

30

40

50

60

70

80

90

100

110 120

lg T °C

w

w

Bild 2-7: Viskositäts-Temperatur-Diagramm von Hydraulikölen (UBBELOHDE-Diagramm).

Viskositätsindex VI (DIN ISO 2909): Da die Änderung der Viskosität mit der Temperatur nicht bei allen Ölen gleich verläuft, haben DEAN und DAVIS 1929 mit zwei Grundölschnitten als Referenzöle den Viskositäts-Index, kurz VI, zur Charakterisierung des Viskosität-Temperatur-Verhaltens (VT-Verhalten) von Mineralölprodukten entwickelt. Ein Grundöl mit der größten und ein anderes mit der geringsten bis dahin bekannten Viskositätsänderung in Abhängigkeit der Temperatur wurden als Referenzöle herangezogen und per Definition mit dem VI=0 und VI=100 festgelegt. Der dimensionslose, empirische Zahlenwert für den VI wird aus den kinematischen Viskositäten bei 40 °C und 100 °C berechnet. Ein hoher VI kennzeichnet eine relativ geringe Viskositätsänderung mit der Temperatur, d. h. die Viskositätsschwankungen bei verschiedenen Betriebstemperaturen fallen weniger stark aus. Im Allgemeinen ist das VTVerhalten von synthetischen Produkten besser als das mineralischer Öle, der VI ist also größer. Durch die Additivierung kann der VI angehoben werden und auch Werte über 100 annehmen. VI-Verbesserer (VI-Improver) sind Additive (organische Polymere mit Molekulargewichten von 10.000 bis 200.000), deren kettenförmige Molekülestruktur bei mäßigen Temperaturen zusammengeknäuelt und bei höheren Temperaturen in gestreckter Form vorliegen. Durch den


13

gleichzeitigen Übergang auf niedrigviskose Basisöle mit höherem VI wird die ViskositätsTemp.-Kurve im UBBELOHD-Diagramm flacher. VI = VI =

Viskositätsindex beschreibt die Steigung der Geraden im UBBELOHDE-Diagramm 0 Æ starke Abhängigkeit von der Temperatur,

VI = 100 Æ geringere Abhängigkeit von der Temperatur, VI > 100 Æ Additive mit VI-Verbesserer

.in

fo

enges Knäuel bei niedriger Temperatur

ni k

Verdünnungseffekt

er 24

geweitetes Knäuel bei höheren Temperaturen

Verdickungseffekt

Viskosität Referenzöl mit VI = 0

Referenzwerte nach DIN / ISO 2909:

w

w

w

lg lg(Q 0,8)

.te

ch

Bild 2-8: Schematisierte Wirkung von VI-Verbesserern.

Ölprobe

D=L-H Referenzöl mit VI = 100 L U H

40 °C ca. 100 °F

100 °C Temperatur ca. 210 °F lg (T)

Bild 2-9: Berechnung des VI-Indexes nach DIN/ISO 2909.

14


Nach DIN/ISO 2909 wird der VI-Wert unterhalb von 100 berechnet über die Referenzwerte nach Abb. 2-9. VI =

L −U L −U ⋅100 = ⋅100 L− H D

(2.8a)

wobei U Q40 der Ölprobe [mm2/s] und die Werte L, D und H den Tabellen der DIN 2909 zu entnehmen ist (dabei ist L = Q40 des Referenzöles mit VI = 100). 5 Für Öle mit einem VI > 100 gilt: VI =

(10 N ) −1 +100 mit 0,00715

N=

lg( H ) − lg(U ) lg(Y )

(2.8b)

dabei sind die Werte der Ölprobe einzusetzen:

U = Q40

[mm2/s]

fo

Y = Q100 [mm2/s]

er 24

.in

und H aus den Tabelle der Norm zu entnehmen (H = Q40 des Referenzöles mit VI = 100).

w

w

w

.te

ch

ni k

Scheinbare Viskosität / Strukturviskosität: Die Flüssigkeiten, bei denen die Viskosität nicht nur von der Temperatur und dem Druck abhängen, sondern zusätzlich vom Schergefälle bzw. Geschwindigkeitsgefälle sind als strukturviskose Stoffe bekannt. Das Fließverhalten der Nicht-NEWTONschen-Flüssigkeiten wird auch mit der scheinbaren Viskosität beschrieben. Sie lässt sich daher nur ungenau angeben (Beispiele: Fette oder anschaulicher: Ketchup, Mayonnaise, Senf). Die strukturviskosen Flüssigkeiten werden wie folgt eingeteilt: Bei dilatanten Flüssigkeiten nimmt die dynamische Viskosität mit der Scherkraft bzw. dem Geschwindigkeitsgefälle bei konstanter Temperatur zu. Dies ist eine Flüssigkeit, die z. B. durch Rühren dickflüssiger wird (Silicone). Bei pseudoplastischen Flüssigkeiten nimmt die dynamische Viskosität mit der Scherkraft bzw. dem Geschwindigkeitsgefälle bei konstanter Temperatur ab. Dies ist eine Flüssigkeit, die z. B. durch Rühren dünnflüssiger wird (z. B. Gallerte, Farben). Die plastischen Flüssigkeiten verhalten sich bis zu einer bestimmten Schubspannung (Fließgrenze) wie ein fester Körper. Bei Überschreitung dieser Schubspannung verhalten sie sich entweder wie eine NEWTONsche Flüssigkeit (genannt Bingham-Körper) oder wie eine strukturviskose bzw. pseudoplastische oder dilatante Flüssigkeit (Schmierfett, Gallerte, Zahnpasta).

5

Q40 bedeutet ‚kinematische Viskosität bei 40 °C’, Q100 bei 100 °C


15

2.1.3 Luftaufnahmevermögen Gase haben grundsätzlich das Bestreben sich unter Druck in Flüssigkeiten zu lösen (Absorption). Das Lösungsvermögen steigt mit dem Druck. Bis ca. 300 bar ist das Lösungsvermögen proportional zum Druck und kann durch das HENRY-DALTONsche Löslichkeitsgesetz beschreiben werden: VLu = VFl ⋅α L ⋅

p p0

(2.9)

darin ist:

VLu

gelöste Luftvolumen bei dem Druck p

VFl

Flüssigkeitsvolumen bei dem Referenzdruck p0 (i. A. Luftdruck)

αL

Löslichkeitskoeffizient (BUNSEN-Koeff.), Beispiele 0,08 ... 0,09 für Mineralöle bei 25 °C,

fo

0,05 ... 0,06 für HETG (natives, biol.-abbaubares Öl).

er 24

.in

D. h. im Sättigungszustand können bei atmosphärischem Druck ca. 9 Vol.-% Luft gelöst (absorbiert) werden. Die Öleigenschaften (Kompressibilität) werden dadurch noch nicht beeinflusst. Es kann aber bei starken Druckabsenkungen zum „Ausperlen“ von Gasblasen kommen.

ch

ni k

Luftblasen / ungelöste „freie“ Luft (Dispersion): Wird das Lösungsvermögen überschritten, so liegt Luft in ungelöster Form vor. Ursachen können Lufteinbrüche (z. B. auf der Saugseite der Pumpe oder des Arbeitszylinders) oder Unterschreitung des Sättigungsdruckes (in Krümmern, Drosselstellen etc.) sein. Die Kompressibilität steigt hierdurch erheblich an (vgl. Kap. 2.1.1): κ κ po ⋅VLu = p⋅VLu ,

(2.10a)

w

0

.te

Die ungelösten Luftblasen verhalten sich wie ein ideales Gas (vgl. Kap. 2.4)

w

so dass die Volumenänderung unter Druckeinfluss

w

1⎤ ⎡ ⎢ ⎛ p0 ⎞κ ⎥ ∆VLu = VLu0 ⋅⎢1−⎜ ⎟ ⎥. ⎢ ⎝ p⎠ ⎥ ⎣ ⎦

(2.10b)

Für das Gemisch aus ungelösten Gasen und kompressiblem Öl bedeutet dies 1⎤ ⎡ ⎢ ⎛ p0 ⎞κ ⎥ Völ ∆V ( p ) = ∆VÖl ( p ) +∆VLu ( p) = ⋅ p +VLu0 ⋅⎢1−⎜ ⎟ ⎥, K ⎢ ⎝ p⎠ ⎥ ⎣ ⎦

(2.10c)

⎧ 1 ⎤⎫ ⎡ ⎪1 VLu0 ⎢ ⎛ p0 ⎞κ ⎥⎪ ∆V ( p ) = ∆VÖl ( p) +∆VLu ( p) = VÖl ⋅⎨ + ⋅⎢1−⎜ ⎟ ⎥⎬⋅ p . ⎪ K VÖl ⋅ p ⎢ ⎝ p ⎠ ⎥⎪ ⎣ ⎦⎭ ⎩

(2.10d)

bzw.

1/ K '

Das Ersatzkompressionsmodul K’ für ungelöste Gasanteile ist daher druckabhängig:

16

2 Fluide und Fluideigenschaften K '=

1 1⎤ ⎡ VLu0 ⎢ ⎛ p0 ⎞κ ⎥ 1 + ⋅⎢1−⎜ ⎟ ⎥ K VÖl ⋅ p ⎢ ⎝ p ⎠ ⎥ ⎣ ⎦

(2.10e)

Auf der Saugseite der Pumpe kann es durch den entsprechenden Unterdruck zur Hohlraumbildung (Ausdehnung der Gasblasen) und auf der Druckseite der Pumpe zur Implosion der Bläschen kommen. Dies führt zu ruckartigen Flüssigkeitsbewegungen („Flüssigkeitsschlag“) im makroskopischen Bereich mit hoher mechanischer Beanspruchung und Verschleiß (örtliche Druckspitzen, prasselnde Geräusche, „Scheinkavitation“). Das Öl wird in der Nachbarschaft der Blasen bei der Verdichtung stark erhitzt (durch Kompression der Gase); es kommt zur schnellen Alterung. Wartungs- und Projektierungshinweise:6 Entlüften der Anlage bei Inbetriebnahme (Entlüftungsmöglichkeiten an der höchsten Stelle im Kreislauf, ggf. auch an Motoren und Arbeitszylindern),

x

Kontrolle der Anlage auf Undichtigkeiten und richtigen Ölstand,

x

kurze, gerade Saugleitungen mit genügend großer Nennweite zur Erzielung geringer Strömungsgeschwindigkeiten (c < 1 m/s) Æ geringerer Strömungswiderstand, geringere Druckverluste,

x

richtige Auslegung des Flüssigkeitsbehälters (Behältergröße, Trennbleche für Saugund Rücklaufleitung, Entlüftung mit Entlüftungsfilter),

x

Vermeidung von schroffen Querschnitts- und Richtungsänderungen im Leitungsnetz und in den Anlagenkomponenten Æ Druckabfall.

.te

ch

ni k

er 24

.in

fo

x

w

2.1.4 Wassergehalt

w

w

Hydrauliköle sollen nahezu wasserfrei sein (< 0,1 Masse-%). Im Betrieb kann jedoch z. B. durch Kondensation der Luftfeuchtigkeit (im Rahmen der Tag- und Nachtschwankungen bei mobilen Anwendungen) Kondenswasser über die Entlüftung in den Ausgleichstank eingebracht werden. Da Wasser schwerer als Öl ist (vgl. Dichtediagramm in Kap. 2.1.1), sammelt es sich am Tankboden als ungelöstes freies Wasser, führt zu Korrosion im System und verschlechtert die Schmiereigenschaften des Öles. Bei biologisch schnell abbaubaren Hydraulikflüssigkeiten (insbesondere bei synthetischen Estern HEES, HETG) wird die Zersetzung durch Hydrolyse gefördert (vgl. Abschn. 2.3). Das Eindringen von Wasser oder die regelmäßige Entwässerung des Systems ist also zu berücksichtigen.

2.1.5 Flammpunkt / Brennpunkt Der Flammpunkt ist die niedrigste Temperatur, bei der sich (unter Normbedingungen bei 1 bar7) Dämpfe in solchen Mengen entwickeln, dass diese bei Annäherung einer fremden Zündquelle oder Flamme ein brennbares Gemisch entsteht. Bei Entfernung der Stützflamme 6 7

Will, Ströhl, Gebhardt (1999) S. 21. Der Flammpunkt sinkt bei niedrigeren Drücken (beachte bei Vakuumpumpen) und steigt bei höheren Drücken.


17

erlöschen die brennbaren Gase. Die Norm kennt zwei Messverfahren, die unterschiedliche Messergebnisse liefern und dadurch nicht direkt vergleichbar sind: Verfahren nach PENSKY MARTENS - Closed Cup = PMCC) und CLEVELAND (Open Cup = COC). Der Brennpunkt ist die Temperatur bei der das Öl an der Oberfläche von selbst weiter brennt, der Wert liegt ca. 30 ... 60 °C über dem Flammpunkt.

2.1.6 Aschegehalt, Verkokungrückstand Aschegehalt (in Gew.-%) ist der Anteil anorganischer und metallorganischer Verbindungen, die nach der Veraschung und Glühen einer definierten Probenmenge zurückbleibt (Na, V, Al, Si, Ni, Fe). Bei Frischölen ohne Zusätze dient die Bestimmung des Aschegehalts (Oxidasche) zur Beurteilung des Reinheitsgrades. Bei Gebrauchtölen und legierten Ölen werden durch Abrauchen mit konzentrierter Schwefelsäure leicht flüchtige Oxide in schwer verdampfbare Sulfate überführt (Sulfatasche). Da sich in Motorenölen während des Betriebes Sulfate bilden, ist ein direkter Vergleich Frischöl-Gebrauchtöl möglich.

ni k

2.1.7 Stockpunkt / Pour Point

er 24

.in

fo

Die Verkokungsneigung bzw. der Koksrückstand wird durch Verschwelung bestimmt (Carbon residue). Die Verschwelung findet bei 550 °C in einem geschlossenen Gefäß statt. Testverfahren nach RAMSBOTTOM (gem. ASTM) oder CONRADSON (gem. DIN 51551 – CONRADSON Carbon Residue = CCR). Dadurch ergeben sich Rückschlüsse auf die Verkokungsneigung und die Neigung zur Bildung von Rückständen bei hohen Temperaturen.

w

2.1.8 Alterung

w

.te

ch

Stockpunkt und Pour Point sind Mindesttemperatur zur Aufrechterhaltung der Fließfähigkeit. Der Stockpunkt ist die Temperatur, bei der eine Flüssigkeit beim Abkühlen unter festen Bedingungen gerade nicht mehr unter Einwirkung der Schwerkraft fließen kann (Wachskristallisation Æ keine Fließbewegung erkennbar). Beim Pour Point ist gerade noch ein wahrnehmbares Fließen erkennbar (ca. 3...5 °C über dem Stockpunkt).

w

Unter Alterung versteht man einen irreversiblen Verlust der Schmierstoffeigenschaften durch Oxidation und Polymerisation. Diese chemischen Alterungsprozesse werden begünstigt durch Luftsauerstoff (Oxidation), Wärme (Cracken), Katalysatoren (einige Metalle wie Cu, Pb) und Licht. Durch Ausfällungen von zähen, gummiartigen Schlammsubstanzen kann es zu einer Viskositätszunahme kommen (ggf. Zerstörung von Komponenten als Folgeschaden). Bei sehr hohen Temperaturen können Crackvorgänge auch die Entstehung von Ölkohle und leicht flüchtigen Komponenten begünstigen. Es kann dann auch zu einer Viskositätabnahme ggf. in Verbindung mit einer Flammpunktänderung kommen. Die Reaktionsgeschwindigkeit (Alterung) verdoppelt sich etwa pro 10 °C-Temperaturerhöhung. (VAN HOFFsches Gesetz). D. h. wird eine Betriebstemperatur von 45 °C auf 55 °C erhöht, so sind die Ölwechselintervalle zu verdoppeln! Ab 80...100 °C (je nach Ölsorte) beginnen bereits erste Zersetzungen von Additiven.8

8

Müller (1984) S. 10/5

18


2.2 Druckflüssigkeitsarten An die Schmierstoffe und Drückflüssigkeiten werden allgemein folgende Anforderungen gestellt: x Reibung und Verschleiß mindern x gutes Alterungs- und Oxidationsverhalten x Eignung bei hohen und niedrigen Temperaturen x Reinigungs- und Schmutztragevermögen (auch Wasser und Feuchtigkeit) x Metall-, Farb-, Dichtungsverträglichkeit x Hohe Verfügbarkeit, günstiger Preis. Hier stellen Schmierstoffe auf Mineralölbasis einen guten und wirtschaftlichen Kompromiss dar. Mineralöle sind Kohlenwasserstoffgemische, kein einheitlicher Stoff! Je nach Anteil von paraffinischen9, naphtenischen10 und aromatischen11 Kohlenwasserstoffen können die physikalisch-chemischen Eigenschaften leicht schwanken.

fo

2.2.1 Additivierung 12

.te

ch

ni k

er 24

.in

Die Anforderungen an Schmierstoffe sind durch zunehmende Beanspruchungen moderner Maschinen und Anlagen weiter gestiegen. Mit reinen unlegierten Grundölen können diese schon lange nicht mehr erfüllt werden. Durch öllösliche Wirkstoffe bzw. Additive und deren chemische und/oder physikalische Wirkung werden die Eigenschaften des synthetischen oder mineralischen Grund- bzw. Basisöls verbessert (z. B. Reinigungs- und Dispersionsvermögen). Das Additivpaket besteht aus mehreren Additiven, die aufeinander abgestimmt sein müssen, um Wechselwirkungen zu vermeiden. Obwohl viele Additive bereits mehrere Funktionen erfüllen, gibt es drei Hauptgruppen: x ölverbessernde Additive (Modifiers) x ölschützende Additive (Oil Protectors) x oberflächenwirksame Additive (Surface Protectors).

w

w

w

Das Einsatzgebiet eines Schmierstoffes lässt sich durch ölverbessernde Additive erweitern, die sich in folgende Untergruppen einteilen lassen: x Viskositätsindex-Verbesserer (VI-Improver) x Stockpunkterniedriger (Pourpoint Depressant - PPD) x dichtungsquellende Additive (Seal-swell controllers). Die Lebensdauer des Schmierstoffes kann mit ölschützenden Additiven verbessert werden: x Alterungsschutzstoffe (Anti-oxidants) x Metalldeaktivatoren x Antischaumwirkstoffe. Die oberflächenwirksamen Additive schützen metallische Oberflächen von Kolben, Lagerschalen, Zahnflanken usw. durch: x Verschleißschutzadditive (Anti wear- oder Extreme Pressure -Additives - EP) x Reibwertverminderer (Friction Modifier) 9 10 11 12

Paraffine = gesättigte kettenförmige Kohlenwasserstoffe Naphtene = gesättigte ringförmige Kohlenwasserstoffe Aromate = ringförmige Kohlenwasserstoffe mit Doppelbindungen (Benzol / Benzen) Claußen, Stefan: Betriebsstoffe, Seehafenverlag, Hamburg, 2006.

2.2 Druckflüssigkeitsarten x x x

19

Korrosionsinhibitoren Reinigungsadditive (Detergentien) schmutztragende Additive (Dispergiermittel, engl. Dispersants).

Die Wirkungsweise der Additive lässt sich in chemisch wirkende (Detergentien, Dispergiermittel, Antioxidantien, Verschleißschutzadditive, Korrosionsinhibitoren, Emulgatoren oder Demulgatoren) und physikalisch wirkende Additive (VI-Verbesserer, Antischaumwirkstoffe, Stockpunkterniedriger, Reibwertverminderer) einteilen. Zusätzlich sind Fungizide, Bakterizide, Riechstoffe und andere Wirkstoffe für die unterschiedlichsten Anwendungsfälle denkbar.

fo

VI-Verbesserer (VI = Viskositätsindex [-]): Dieses Additiv besteht aus langkettigen Kohlenwasserstoffpolymeren, die im kalten Zustand als kleine Knäuel im Öl verteilt sind und die Bewegung der Ölmoleküle dann kaum beeinträchtigen (vgl. Abb. 2-8). Mit zunehmender Temperatur vergrößern sich die Polymerverbindungen, nehmen ein größeres Volumen ein und bilden ein engmaschiges Netz, das die Bewegung der Ölmoleküle einschränkt und die innere Reibung des Öles signifikant erhöht. Der VI-Verbesserer erhöht damit die Viskosität eines Öles bei höheren Temperaturen, die Temperaturanfälligkeit der Viskosität bei geänderten Betriebstemperaturen wird dadurch verringert.

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.in

Der Einsatz von VI-Verbesserern ermöglicht die Herstellung so genannter Mehrbereichsöle. So können mit VI-Verbesserern z. B. in einem Mehrbereichsöl die guten Kaltstarteigenschaften, das gute Verteilungsvermögen und geringe Reibungsverluste durch geringe Viskosität im unteren Temperaturbereich mit guter Schmierung, guter Abdichtung und gutem Lasttragevermögen durch eine höhere Viskosität im oberen Temperaturbereich vereint werden (vgl. Abb. 2-11).

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ch

ni k

Die Scherstabilität beschreibt die Qualität polymerhaltiger Mehrbereichsöle bzw. die der unterschiedlichen VI-Verbesserer und somit auch die „Stay-in-grade“-Eigenschaft eines Öles. Im Schmierspalt, z. B. im Kolbenringbereich liegen hohe Scherbelastungen vor (hohe Drehzahlen, Gleitgeschwindigkeiten, Drücke und Temperaturen). Die langen Molekülketten des VI-Verbesserer können dort geschert bzw. zerschnitten werden und so zum sog. permanenten Scherverlust führen. Dieser ist gleichbedeutend mit einem irreversiblen Viskositätsverlust.

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Es wird zwischen temporärem und permanentem Scherverlust unterschieden. Bei besonders hohen Scherbeanspruchungen im Schmierspalt (z. B. Hydrauliköl im Düsenprüfstand oder Wälzlagerfett) kann es im Schmierstoff zu irreversiblen Viskositätsverlusten kommen. Stockpunkt- oder Pourpoint-Verbesserer: Mit der Temperatur nimmt das Lösungsvermögen für Paraffine (chemische Nomenklatur: Alkane) ab, so dass diese als Kristalle ausfallen und sich verflechten. Der Pourpoint ist die Temperatur, bei der das Öl gerade noch fließt. Schon bei der Herstellung des Grundöls wird durch Entparaffinierung ein großer Teil der wachsgebenden Paraffine entfernt. Eine komplette Entparaffinierung wäre unökonomisch. Durch Zugabe von Pourpoint-Verbesserern wird nicht die Kristallisation der Paraffine, sondern das Verflechten zu Gitterstrukturen verhindert und somit das Tieftemperaturverhalten der Öle verbessert. Antioxidantien: Auch Schmieröle altern bzw. oxidieren unter dem Einfluss von Wärme und Sauerstoff. Dieser Zersetzungsprozess wird bei Verbrennungsmotoren durch saure Reaktionsprodukte aus der motorischen Verbrennung, aus dem Oxidationsprozess selbst und durch Spuren von Metallen, die katalytisch wirken (abrasiver- oder korrosiver Verschleiß) beschleunigt. Es entstehen bei der Ölalterung neben den Säuren auch lack-, harz- und schlammartige Ablagerungen, die größtenteils ölunlöslich sind, wie z. B. Ölkohle. Durch Zugabe von Antioxidantien kann die natürliche Oxidationsstabilität von Mineralölen wesentlich verbessert werden. So

20


haben z. B. Polyalphaolefine eine gute thermische Stabilität, benötigen aber geeignete Antioxidantien, um die fehlende natürliche Oxidationsstabilität zu kompensieren. Die Antioxidantien können den Alterungsprozess nicht verhindern, jedoch verlangsamen. Alterungsschutzstoffe können auf drei Arten wirken: Die Radikalfänger (primärer Alterungsschutz) sättigen freie Valenzen, bevor sich Sauerstoff (Oxidation) anlagern kann. Die Peroxidzersetzer (sekundärer Alterungsschutz) wirken „sauerstoffentziehend“ auf bereits gebildete Alterungsstoffe und die Passivatoren/Metall-Ionen Deaktivatoren verhindern katalytische Reaktionen durch Metall. Antischaum-Additive: Die Schauminhibitoren sollen den Schaum schnell zerfallen lassen, der aus zahlreich aneinander gelagerten Luftblasen besteht und das Druckverhalten und die Oxidation des Schmierstoffes beeinflusst. Unter anderem haben sich organische Siliziumverbindungen als Additiv bewährt. Ein schäumender Schmierstoff (einschließlich der Luft-in-ÖlDispersion) kann wegen der erhöhten Reibung höhere Öltemperaturen, erhöhten Verschleiß (Erosion, Kavitation) und größere Kompressibilität (Hydrostößelklappern) zur Folge haben.

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Verschleißschutz-Additive: Durch geeignete Additive können äußerst dünne Reaktionsschichten mit niedriger Scherfestigkeit – niedriger als die von metallischen Gleitflächen – gebildet werden. Durch die ständige Neubildung der Reaktionsschicht wird ein übermäßiger Verschleiß verhindert. Die Extreme Pressure (EP) und Antiwear (AW) Additive sind grenzflächenaktive Wirkstoffe und können in der polaren Gruppe u.a. die Elemente Zink, Phosphor und Schwefel in verschiedenen Kombinationen enthalten. Sie unterscheiden sich nach Reaktionsfähigkeit und Aktivierungstemperatur. In der Anfahrphase der Motoren liegt der Zustand der Mischreibung vor (Übergang zwischen Trocken-, Misch- und Flüssigkeitsreibung). Kommt es zur Berührung von metallischen Reibpartnern, so entsteht Wärme. Die Zink-/Phosphorverbindung reagiert an der Oberfläche und bildet eine zusätzliche, vor Verschleiß schützende Schicht. Das älteste EP-Additiv ist reiner Schwefel und das bekannteste ist Zinkdithiophosphat (ZDDP), das zusätzlich noch als Alterungs- und Korrosionsschutzadditiv wirkt.

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Friction Modifier (Reibwertverminderer): Die Reibwertverminderer können nur im Bereich der Mischreibung wirken. Auch diese Wirkstoffe bilden einen Oberflächenschutz (physikalischer Vorgang), der Metalloberflächen voneinander trennt. Die Reibwertverminderer sind sehr polar und haben somit eine sehr hohe Affinität zur metallischen Oberfläche.

w

Korrosionsschutz-Additiv: Zusätzlich zu den Antioxidantien eignen sich zum Schutz der Metallflächen, vor chemischem oder elektrochemischem Angriff, grenzflächenaktive Additive. Sie können sowohl aschefrei als auch aschebildend sein, lagern sich an Metalloberflächen an und bilden eine dichte, hydrophobe (wasserfeindliche) Schicht. Durch die polare Struktur stehen die Korrosionsschutzadditive im Wettbewerb z. B. mit Verschleißschutzadditiven und können deren Wirksamkeit beeinträchtigen. Detergentien: Detergentien sind waschaktive, chemisch wirkende Substanzen, die der Bildung von Ablagerungen an thermisch belasteten Bauteilen entgegenwirken und diese sauber halten. Für einige Anwendungen sind aschefreie Detergentien erforderlich. Der aschefreie und der aschegebende, metallorganische Wirkstoff verhindert ein Anlagern von festen Schmutzteilchen an Metalloberflächen. Über die Alkalität des Wirkstoffes werden ebenso saure Reaktionsprodukte aus der Verbrennung neutralisiert. Der kontinuierliche Abbau der Basenzahl (Base number depletion) durch den Neutralisationsvorgang ist beim Motorenöl hauptsächlich vom Schwefelgehalt des Brennstoffes, von der Alkalität des Frischöles, vom Ölverbrauch und von der Ölmenge im Sumpf abhängig. Dispersanten: Die Aufgabe der Dispersanten ist es, feste und flüssige Verschmutzungen (z. B. Staub, Wasser, Reaktionsprodukte aus der Verbrennung oder Oxidationsprodukte) zu umhül-

2.2 Druckflüssigkeitsarten

21

len und fein verteilt im Öl in Schwebe zu halten, um Ablagerungen zu verhindern. Bei festen Schmutzteilen spricht man vom Peptisierungs-Vorgang und bei flüssigen Schmutzteilchen vom Solubilisierungs-Vorgang. Neutralisationsvermögen: Schmierstoffe können alkalische und saure Bestandteile enthalten. Durch die Total Acid Number (TAN) / Gesamtsäurezahl (SZ) oder Neutralisationszahl (NZ) wird die Menge an Kaliumhydroxid in mg [mg KOH] bestimmt, die notwendig ist, um die in 1 g Öl vorhandenen Säuren zu neutralisieren (Titration). Die Basenzahl (BN) / Gesamtbasenzahl (Total Base Number – TBN) ist die Säuremenge, die notwendig ist, um die basischen Anteile eines Öles zu neutralisieren. Sie wird angegeben in der äquivalenten Menge Kaliumhydroxid (mg KOH), die der Säuremenge für 1 g Öl entspricht. Die TBN ist also die Alkalitätsreserve des Schmieröles. Sie ist auch ein relatives Maß für die Reinigungswirkung des Schmieröles. Durch die Neutralisierung der sauren Verbrennungsprodukte, die bei der Verbrennung schwefelhaltiger Brennstoffe entstehen, nimmt die Basenzahl im normalen Motorenbetrieb ab.

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2.2.2 Synthetische Schmierstoffe

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Mineralöl

ch

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Für besonders extreme Anforderungen werden spezielle, durch chemische und verfahrenstechnische Schritte synthetisch hergestellte Schmierstoffe eingesetzt. Die nachfolgenden Abbildungen und Tabellen geben einen groben Überblick bezüglich chem. Struktur und Eigenschaften. Bezüglich der Lack- und Dichtungsverträglichkeit ist darauf hinzuweisen, dass die meisten Farb- und Dichtungssysteme auf mineralölbasische Öle abgestimmt wurden. Bei synthetischen Ölen kann es daher zu Unverträglichkeiten kommen, wenn die chemischen Komponenten nicht aufeinander abgestimmt wurden. Die Lack- und Dichtungsfirmen können entsprechend abgestimmte Systeme liefern.

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Polyalphaolefine

w

w

Alkylbenole Diester Polyolester Polyglykole

Phosphorsäureester Siliconöle

-100

0

100

200

300

Bild 2-10: Temperaturbereiche verschiedener Ölsorten (nach KARA) 13

14

400

Temp. [°C]

13 14

Olefine = kettenförmige Kohlenwasserstoffe mit Doppelbindungen („ungesättigt“) (Monoolefine = Alkene), CnH2n Ester enthalten die funktionelle Gruppe R – COOR

22


Ölsorte Polyalphaolefine PAO

Strukturformel

Eigenschaften und Einsatzgebiete x x x

x

Alkylbenzol

x

Diester

x x

hoher VI > 130, gutes Tieftemperaturverhalten, rel. gute Lack- und Dichtungsverträglichkeiten (ähnliches Verhalten wie Mineralöle, d. h. es sind keine besonderen Maßnahmen zu beachten) Haupteinsatzgebiet: thermisch hoch beanspruchte Motorenöle, Kompressorenöle gute Kältemittellöslichkeit (FCKW-Kältemittel R22) Æ Einsatz als Kältemaschinenöl, Kompressorenöl, Isolierflüssigkeit für Kabel

gutes Hoch- und Temperaturverhalten niedrige Verdampfungsneigung Æ Einsatz in Turbinen von Düsenflugzeugen, Beimischung (bis zu 15%) zu Motorenöle (gutes VT, niedrige Verdampfungsrate, hohe Scherstabilität), Instrumenten- und Kompressorenöl

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er 24 x x

Polyolester

hohe Zersetzungstemperaturen gutes Grenzschmierverhalten Æ Schmierstoff für Flugzeugturbinen, Wärmeträgeröl

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Ester

fo

Kohlenwasserstoffe

Synthetische

Tab. 2.4: Struktur und Eigenschaften synthetischer Schmierstoffe. 15

x x

Phosphorsäureester

w

w

w

.te

Polyglykole

x x x

x

Silikonöle

15

R = Rest des Moleküls = Radikal

x x x x x

wasserlöslich oder wasserunlöslich (je nach Zusammensetzung) wasserlösliche Typen Æ Einsatz als Kühlschmierstoffe, schwer entflammbare Hydraulikflüssigkeiten, Frostschutzmittel wasserunlösliche Typen Æ Getriebeöle, gutes VT- und Tieftemperaturverhalten reaktionsträge mit Sauerstoff Æ Einsatz als schwer entflammbare Hydraulikflüssigkeiten, Regelkreisläufen von Dampfturbinen Reaktion mit Metalle Æ Verschleißschutz

sehr gutes VT-Verhalten gute thermische und Oxidationsstabilität gute Benetzungseigenschaften gute Schaumdämpfungseigenschaften Temperaturbereich –70 .... +300 °C Æ Einsatz als schwer entflammbare Hydrauliköle, Wärmeträgeröle, Isolieröle, Lebensmittelindustrie.


23

Verschleißschutz

Reibungsverhalten

Farbverräglichkeit

Dichtungsverträglichkeit

Tieftemperaturverhalten

Hochtemperatur / Oxidationsstabilität

Entflammbarkeit

rel. Preis

Mineralöl

0

0

+

+++

+++

0

0

+

1

Polyalphaolefine

+

0

+

+++

+++

+

++

+

5

Aklylester

0

0

+

+++

+++

+

0

+

2

Diester

++

0

+

-

0

+

0

5

Polyolester

++

0

++

-

0

fo

+

++

+++

0

5

Polyglykol

++

+++

+++

+

+

+

+++

0

6

-

++

++

-

0

0

+

++

6

+++

-

-

++

+++

+

+

+

40

Silikonöl

ch

ni k

ausgezeichnet sehr gut gut ausreichend schlecht

.te

+++ ++ + 0 -

er 24

Phosphorsäureester

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VT-Verhatlen

Tab. 2.5: Verhalten von mineralischen und synthetischen Schmierölen.

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2.2.3 Klassifikation / Normung 16

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Um Verwechslungen bei der Verwendung von Schmierstoffen zu vermeiden, ist in der DIN 51502 eine einheitliche und eindeutige Kurzbezeichnung der Schmierstoffe und Kennzeichnung der Schmierstoffbehälter, Schmiergeräte und Schmierstellen festgelegt worden (gilt nicht für die Kennzeichnung von Schmierstellen an Werkzeugmaschinen, siehe dazu DIN 8659 Teil 1): Schmieröle, Sonderöle und schwer entflammbare Hydrauliköle erhalten einen Kennbuchstaben für die Stoffart (Anwendung) und neben möglichen Zusatz-Kennbuchstaben eine Kennzahl für die Viskosität. Kennbuchstaben der Mineralöle (Schmieröle, Sonderöle): AN B C CG D F FS 16

Schmieröl (Normalschmieröle), Schmieröl BA, BB oder BC (z. B.: bitumenhaltig), Umlaufschmieröle, Gleitbahnöle, Druckluftöle, Luftfilteröle, Formen-Trennöle,

Claußen, Stefan: Betriebsstoffe, Seehafenverlag, Hamburg, 2006.

24

2 Fluide und Fluideigenschaften H HF HE HV J K L Q R S TD

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V W Z

Hydrauliköle (Druckflüssigkeit), schwer entflammbare Hydraulikflüssigkeiten, biologisch schnell-abbaubare Hydraulikflüssigkeiten, Hydrauliköle mit verbessertem Viskositäts-Temperatur-Verhalten, elektrische Isolieröle, JA oder JB, Kältemaschinenöle K bzw. KA, KAA, KAB, KB, KC, KD oder KE, Härte- und Vergüteöle, Wärmeträgeröle, Korrosionsschutzöle, Kühlschmierstoffe, Schmier- und Regleröle (Schmierung und/oder Regelung in Dampfturbinen, stationären Gasturbinen; auch in elektrisch oder von Dampfturbinen angetriebenen Maschinen, wie Generatoren, Verdichtern, Pumpen und Getrieben), Luftverdichteröle VB, VC oder VDL, Walzöle, Dampfzylinderöle ZS, ZA, ZB oder ZD.

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Zum Teil wird der internationale Klassenbuchstabe L (Lubricants) dem Kennbuchstaben der Mineralöle vorangestellt, z. B. L-AN oder L-TD. Dieser kann jedoch weggelassen werden.

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Für einfache Schmiersysteme ohne höhere Anforderungen an die Alterungsbeständigkeit und den Korrosionsschutz ist ein Normalschmieröl AN völlig ausreichend. Es liegen z. B. höhere Anforderungen vor, wenn die Schmieröltemperatur über 50 °C oder unter der jeweiligen Fließgrenze erhöht um 10 °C entsprechend der Viskositätsklasse liegt (z. B. für AN 68 ist die Fließgrenze bei -12 °C und somit die minimale Einsatztemperatur bei -2 °C).

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ch

Ist der Zutritt von Fremdstoffen unvermeidbar und ein besonders hohes Haftvermögen erforderlich, so sind dunkle bitumenhaltige Schmieröle B mit Viskositäten bei 100 °C von 16 bis 36mm2/s (Schmieröl BA), 49 bis 114 mm2/s (Schmieröl BB) oder 225 bis 500 mm2/s (Schmieröl BC) einsetzbar. Diese Öle können lösemittelhaltig sein, um z. B. das Auftragen auf Drahtseilen oder offenen Getrieben zu erleichtern.

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Nach dem VAN HOFFschen Gesetz verdoppelt sich die Reaktionsgeschwindigkeit mit je 10 °C Temperaturerhöhung. So ist es auch zu erklären, dass die Oxidation oder Alterung des Öles bei höheren Einsatztemperaturen schneller geht und somit die Lebensdauer des Schmierstoffes geringer ist. Bei höheren Anforderungen ist das alterungsbeständige und somit ggf. wirtschaftlichere, unlegierte Schmieröl C einzusetzen. Die Schmieröle C werden in der Regel als Umlauföl eingesetzt. Mit zunehmender Alterung des Schmieröles nehmen die sauren Bestandteile im Öl zu. Ist mit Korrosion zu rechnen, weil z. B. Kontamination mit Wasser oder höhere Schmieröltemperaturen möglich sind, so ist das alterungsbeständigere Schmieröl CL mit Korrosionsschutz einzusetzen. Der Zusatz-Kennbuchstabe P bei einem Schmieröl CLP weist auf die vorhandenen Antiverschleißwirkstoffe hin. Die Hydrauliköle H sind mineralische Drucköle für Anlagen mit vorwiegend hydrostatischem Antrieb und entsprechen weitestgehend dem Schmieröl C. Sind erhöhter Korrosionsschutz und/oder erhöhte Alterungsbeständigkeit gefordert, so gibt es analog die Hydrauliköle HL mit zusätzlich definiertem Luftabscheidevermögen, Schaumverhalten und Demulgiervermögen. Im Mischreibungsgebiet verschleißmindernd wirken die Hydrauliköle HLP. Gemäß DIN 51524 Teil 2 können Hydrauliköle HL und HLP auch in Anlagen mit hydrodynamischem Antrieb zum Einsatz kommen. In der Regel enthalten Hydrauliköle Antischaumzusätze und ggf. PourPoint-Verbesserer. Die detergierenden Hydrauliköle HLP-D haben eine Reinigungswirkung.


25

Die Hydrauliköle HVLP haben gegenüber den Hydraulikölen HLP ein verbessertes Viskositäts-Temperatur-Verhalten und kommen heute primär zum Einsatz. Die schwer entflammbaren Hydraulikflüssigkeiten HF werden hauptsächlich im Bergbau und in der Stahlindustrie eingesetzt. Normiert sind Öl-in-Wasser-Emulsionen HFA bzw. HFAE oder HFAS, Wasser-in-Öl-Emulsionen HFB, wässrige Polymerlösungen HFC sowie wasserfreie, vollsynthetische Flüssigkeiten HFD bzw. HFDR, HFDS, HFDT oder HFDU (der Wassergehalt nimmt jeweils ab). Für biologisch schnell abbaubaren Hydraulikflüssigkeiten HE (Hydraulik environmental) wurde vom Fachausschuss Mineralöl- und Brennstoffnormung (FAM) und von der Fachgemeinschaft Fluidtechnik im Verband Deutscher Maschinen- und Anlagenbau (VDMA) im VDMA-Einheitsblattes 24568 nachfolgende Klassifikation vorgenommen (vgl. auch DIN 51 524 Teil 2): HETG = Triglyceride = Hydraulikflüssigkeiten auf pflanzlicher Basis (wasserunlöslich), HEES = synthetische Ester (wasserunlöslich), HEPG = Polyglykole (wasserlöslich).

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Kennbuchstaben der Synthese- oder Teilsyntheseflüssigkeiten (außer Motorenöle und KfzGetrieböle): Ester (organisch) E, Perfluor-Flüssigkeiten FK, Synthetische Kohlenwasserstoffe HC, Ester der Phosphorsäure PH, Polyglykolöle PG, Silikonöle SI, sonstige X.

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Die Schmier- und Regleröle TD sind zur Schmierung und/oder Regelung in Dampfturbinen, stationären Gasturbinen aber auch in elektrischen oder von Dampfturbinen angetriebenen Maschinen, wie Generatoren, Verdichtern, Pumpen und Getrieben einsetzbar. Das Turbinenöl ist in den Viskositäten TD 32 bis TD 100 erhältlich. Gegenüber dem Schmieröl CL ist ein Wasser- und Luftabscheidevermögen jedoch keine so hohe Kältebeständigkeit des Schmieröl TD gefordert. Das Viskositäts-Temperatur-Verhalten (VT-Verhalten) des Turbinenöles liegt mit einem VI von 90 bis 110 über dem des Schmieröl CL.

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ch

Die Schmieröle V sind für Luftkompressoren mit ölgeschmierten Druckräumen ohne Einspritzkühlung oder für Luftvakuumpumpen geeignet. Die Schmieröle VB können bis 140 °C Verdichtungsendtemperatur eingesetzt werden und sind in den Viskositätsklassen VB 22 bis VB 460 definiert. Die Schmieröle VC und VDL sind für Verdichtungsendtemperaturen bis zu 220 °C für mobile Einheiten und bis zu 160 °C für Kompressoren mit Druckluftspeicher oder Rohrleitungsnetzen geeignet und decken die Viskositätsklassen ISO VG 32 bis 150 ab. Die Viskositätszunahme ist bei dem Schmieröl VDL definiert. Elektrische Isolieröle J: Neben der elektrischen Isolierung dienen die niedrigviskosen Schmieröle J als Trägeröl zur Abfuhr von Verlustwärme in Transformatoren, aber auch in Messwandlern, Schaltgeräten, Gleichrichtern, Kabeln und Kondensatoren. Neben der hohen Durchschlagfestigkeit, die mit der Temperatur abnimmt, sind gute Alterungsbeständigkeit (dielektrische Verluste nehmen mit der Ölalterung zu) und gute Kälteeigenschaften sowie Materialverträglichkeiten erforderlich. Für die Triebwerksschmierung von Kompressoren in offenen Kältemaschinen, in denen das Schmieröl nicht mit dem Kältemittel in Kontakt kommt, wäre ggf. auch ein Schmieröl C oder Schmieröl AN einsetzbar. Ist das Öl allerdings der Einwirkung des flüssigen oder gasförmigen Kältemittels ausgesetzt, so ist ein Kältemaschinenöl K gem. DIN 51503-1 mit entsprechenden (zum Temperaturniveau passenden) Viskositäten auszuwählen. Das Kältemittel Ammoniak vermischt sich in der Regel nicht mit Mineralöl. Je nach Verdichter bzw. Druck und Temperatur ist ein Kältemaschinenöl KAA 15 bis KAA 100 zu wählen. Kältemaschinenöle, die mit Ammoniak teilweise oder vollständig mischbar sind, wie z. B. Polyglykole, sind in den Viskositätsklassen KAB 22 bis KAB 150 definiert. Wird Kohlendioxid als Kältemittel eingesetzt, so

26


sind mineralische oder synthetische Kältemaschinenöle der Gruppe KB (KB 32 bis KB 460) einzusetzen. Durch öllösliche voll- oder teilhalogenierte Kohlenwasserstoffe (FCKW/ HFCKW, z. B. R22) verringert sich die Viskosität des Schmieröles. Die mineralischen oder synthetischen Kältemaschinenöle der Gruppe KC decken die Viskositätsklassen von KC 15 bis KC 460 ab. In der Gruppe KD sind synthetische Kältemaschinenöle (z. B. Esteröle, Polyglykole) für voll- und teilfluorierte Kohlenwasserstoffe (FKW/HFKW) mit den Viskositätsklassen KD 7 bis KD 460 zusammengefasst. Die mineralischen und synthetischen Kältemaschinenöle KE 15 bis KE 460 sind für Kühlkompressoren, die mit Kohlenwasserstoffen, wie z. B. Propan oder Isobutan betrieben werden. In der Regel sind die synthetischen Kältemaschinenöle den mineralischen deutlich überlegen. Die Wärmeträgermedien Q sind gemäß DIN 51522 als Stoffe definiert, die flüssig und/oder dampfförmig zur Übertragung von Wärme eingesetzt werden. Der Flammpunkt ist größer 100 °C, Wassergehalt kleiner 500 mg/kg und die Neutralisationszahl kleiner 0,2 mgKOH/g gefordert.

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Korrosionsschutzöle R: Da der Korrosionsschutz von normalen Motorenölen unzureichend sein kann, bieten für längere Stillstandszeiten von Motoren Korrosionsschutzöle den besseren Schutz.

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Die Schmieröle Z sind zum Schmieren der Dampf berührten, gleitenden Teile von Dampfmaschinen, unterteilt nach der Dampfeintrittstemperatur, in 5 Gruppen bis 380 °C definiert. Das Schmieröl ZS ist für Sattdampf und überhitzten Dampf bis 16 bar abs. und bis 250 °C, das Schmieröl ZA für Sattdampf und überhitzten Dampf über 16 bar abs. bis 310 °C, das Schmieröl ZB für Dampftemperaturen bis 325 °C, das Schmieröl ZC bis 340 °C und das Schmieröl ZD für Heißdampf bis 380 °C einsetzbar.

V

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detergierende (reinigende) Zusätze, z. B.: Hydrauliköl HLPD als Emulsion zum Einsatz kommende Schmierstoffe, z. B.: Kühlschmierstoff SE mit Festschmierstoff-Zusatz (wie Graphit, Molybdändisulfid), z. B.: Schmieröl CLPF erhöhter Korrosionsschutz und/oder erhöhte Alterungsbeständigkeit, z. B.: Schmieröl CL wassermischbare Kühlschmierstoffe mit Mineralölanteil, z. B.: Kühlschmierstoff SEM wassermischbare Kühlschmierstoffe auf synthetischer Basis, z. B.: Kühlschmierstoff SES mit Wirkstoffen zum Herabsetzen der Reibung und des Verschleißes im Mischreibungsgebiet und/oder zur Erhöhung der Belastbarkeit des Schmierfilms, z. B.: Schmieröl CLP mit Lösemitteln verdünnt (bedingt u.U. eine Kennzeichnung nach der Verordnung über gefährliche Stoffe (Gefahrenstoffverordnung – GefStoffV)), z. B.: Schmieröl DIN 51513 – BB-V.

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D E F L M S P

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Zusatz-Kennbuchstaben: Ausgenommen bei Motorenölen, Schmieröle für Kraftfahrzeuggetriebe und schwer entflammbare Hydraulikflüssigkeiten sind ein oder mehrere Zusatz-Kennbuchstaben möglich. Nach dem heutigen Stand der Technik enthalten die meisten Schmierstoffe Wirkstoffzusätze bzw. Additive:

Die Kennzahlen für die verschiedenen Viskositätsklassen sind Mittelpunktviskositäten mit Grenzabweichungen von ±10%: ISO Viskositätsklasse nach DIN 51519 (entspricht ISO 3448), kinematische Viskosität in Abhängigkeit der Temperatur: Die meisten Nebensorten, wie z. B. das Getriebe- oder Hydrauliköl sind gemäß der 18 Viskositätsklassen (Viscosity-Grades, kurz ISO-VG) von 2 mm2/s bis 1500 mm2/s bei 40 °C abge-


27

stuft17. Ein Öl entspricht einer Viskositätsklasse, wenn die Viskosität innerhalb der Nennviskosität bei 40 °C (mit einer Toleranzfeldes von +/- 10%) liegt. Beispielsweise bedeutet ISO VG 46 Æ ca. 46 mm2/s (+/- 10%) bei 40 °C ISO-VG 15 Æ ca. 15 mm2/s bei 40 °C An die Änderung der Viskosität mit der Temperatur, beschrieben durch den Viskositätsindex, sind keine Anforderungen gestellt. Es ist also möglich, dass verschiedene Öle in der gleichen ISO VG liegen, aber bei hohen oder tiefen Temperaturen unterschiedlich hohe Viskositäten besitzen. Kennzeichnung von Schmierölen für Verbrennungsmotoren und Kfz-Getriebe: Öle HD (Motorenschmieröle), Öle HYP (Schmieröle für Kraftfahrzeuggetriebe), Öle ATF (Automatic Transmission Fluid). Nach der DIN oder ISO besteht die Bezeichnung aus dem Kennbuchstaben für Mineralöle, dem Kennbuchstaben der API-Klassifikation18 und der SAE-Viskositätsklasse19.

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Zusätzliche Normen werden durch Vereine oder Verbände geschaffen, beispielsweise erfolgt die Interessensvertretung der Motoren und Fahrzeughersteller seit 1991 durch die ACEA20 – vormals CCMC21, für die Schmierstoffhersteller arbeitet die ATIEL22 und für die Additivhersteller die ATC23. Generell erfolgt die Normungsarbeit auf europäischer Ebene durch das CEC24. Die ACEA-Kategorien sind A für Benzinmotoren, z. B. ACEA A2, B für Pkw-Dieselmotoren, z. B. ACEA B2 und E für Heavy Duty Diesel bzw. Lkw-Dieselmotoren, z. B. ACEA E2. Die höheren ACEA Kategorien sind für Dieselmotoren, welche die immer strenger werdenden Abgasnormen erfüllen (z. B. EURO 4 und EURO 5).

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Das American Petroleum Institute (API) hat ein freiwilliges Lizenzier- und Bescheinigungsystem für Motorenöle, das Engine Oil Licensing and Certification System (EOLCS). Bei den API-Klassen wird in Motorenschmierstoffe für Benzin- („S“ Service) und Dieselmotoren („C“ Commercial) unterschieden. Die API-Klasse für Dieselmotoren kann auch z. B. in CF-4 oder CD für Viertaktmotore und CF-2 oder CD-II für Zweitaktmotore unterteilt sein.

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w

w

Im Gegensatz zu Mehrbereichs-Motorenölen erfüllen Einbereichsmotorenöle nur eine SAEKlasse. Die Mehrbereichsmotorenöle müssen mindestens zwei SAE-Klassen erfüllen, sowohl im unteren als auch im Hochtemperaturbereich. Die Grenzpumpentemperatur ist ein weiteres Prüfkriterium des SAE-Klassifikationssystems, bei der das Öl der Ölpumpe noch von selbst zuläuft, um Lufteinschlüsse und damit Mangelschmierung bzw. Motorschäden zu vermeiden.

17

18 19 20

21 22

23 24

40 °C als Kompromiss zwischen dem metrischen System bei 50 °C und dem angelsächsischen System bei 100 °F (= 37.8 °C). API = American Petroleum Institute SAE= Society of Automotive Engineers ACEA = Association des Contructeurs Européens d’Automobiles = Interessensvertretung der europäischen und einigen amerikanischen Auto- und Nutzfahrzeughersteller bzw. Motorenhersteller CCMC = Comité des Constructeurs d’Automobile du Marché Commun ATIEL = Association Technique de I'Industries Européenne des Lubrifiants = Verband der Schmierstoffhersteller ATC = Technical Committee of Petroleum Additive Manufacturers = Verband der Additivhersteller CEC = Coordinating European Council - Conseil Européen de Co-ordination pour les Developments des Essais de Performance des Lubrifiants et des Combustibles pour Moteurs = Normenausschuss für Schmierstoffe

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Tab. 2.6: SAE-Viskositätsklassen für Motorenschmierstoffe nach DIN 51511.

scheinbare Viskosität bei -18 °C nach DIN 51377 mPa s

SAE Viskositätsklasse 5W 10W 15W1) 20W 20 30 40 50

über über über

bis bis bis bis

1250 2500 5000

kin. Viskosität bei 100 °C nach DIN 51550 mm2/s min. 3,8 4,1 5,6 5,6 5,6 9,3 12,5 16,3

1250 2500 5000 10000

fo

-

max. unter 9,3 unter 12,5 unter 16,3 unter 21,9

1)

er 24

.in

In der SAE J 300 wird 15W als Fußnote ausgewiesen Ein Mehrbereichsöl ist ein Schmieröl, dessen Viskosität bei -18 °C in den Bereich einer der „W“-Viskositätsklassen fällt und dessen Viskosität bei 100 °C in den Bereich einer der Viskositätsklassen fällt, die nicht mit „W“ klassifiziert sind.

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kin. Viskosität lg lg ( Q + 0,8) 10.000

ch

5.000

50 30

w

100

w

500

w

SAE 10W Basisöl

.te

1.000

20

SAE 40 10

Mehrbereichsöl SAE 10W-40

5

-20

-10

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

110 120

Temp. lg(T)

Bild 2-11: Motorenöle: Basis-Sommeröl SAE 40, Winteröl SAE 10 W, Mehrbereichsöl SAE 10W-40.


29

Tab. 2.7: SAE-Viskositätsklasse für Achs- und Schaltgetriebe, jedoch nicht Flüssigkeitsgetriebe.

SAE Viskositätsklasse 75W 80W 85W 90 140 250

Höchsttemperatur für eine scheinbare Viskosität von 150000mPa s nach DIN 51398 °C -40 -26 -12 -

kin. Viskosität bei 100 °C nach DIN 51550 mm²/s min. max. 4,1 7,0 11,0 13,5 unter 24,0 24,0 unter 41,0 41,0 -

w

w

w

.te

.in er 24

ch

ni k

Die Kfz-Getriebeöle sind von dem API (American Petroleum Institute) nach fressund verschleißmindernden Flüssigkeiten in 5 Klassen von GL-1 bis GL-5 eingeteilt, die in aufwendigen Achstests ermittelt werden. Die Klassifikation GL-1 ist für Getriebe mit niedrigen Drehzahlen und kleinen Gleitgeschwindigkeiten sowie ohne EP-Additive. Alle anderen Klassen von GL2 bis GL5 enthalten zunehmend Verschleißschutzadditive. Nicht bei jeder Anwendung sind hochwirksame EP-Additive vorteilhaft. Sie können z. B. im Sinterwerkstoff von Kupplungen den Wärmeübergang verschlechtern. Es ist also beim Einsatz von Substituten zu beachten, ob mild- oder hochlegierte Getriebeöle erforderlich bzw. zulässig sind.

fo

Die SAE Viskositätsklassen, SAE J306 für Kfz-Getriebeöle, mit definiertem Kälteverhalten tragen, wie auch bei den Motorenölen, den Zusatz "W". Die Bezugstemperaturen, bei denen die dynamische Viskosität von 150.000 mPas noch nicht erreicht sein darf, sind je nach SAE-Klasse zwischen -12 °C und -55 °C.

Die ATF Öle (Automatic Transmission Fluid) sind für automatisch schaltende Getriebe mit einem abgestimmten Additivpaket: SAE 20 mit sehr gutem Tieftemperaturverhalten, mit Verschleißschutzadditiven, Reibwertverminderer und Alterungsschutzstoffe. Sie werden zum Teil auch als Hydraulikflüssigkeit und in Luftverdichtern eingesetzt. Bild 2-12: Vergleich der ISO-Viskositätsklassen (ISO VG) mit den SAE-Klassen für Motoren- und Getriebeölen, gültig für einen Viskositätsindex von ca. 90...95. - siehe Anhang A der DIN 51517 Teil 1.

30


2.3 Biologisch abbaubare Hydraulikflüssigkeiten Wegen der besonderen Bedeutung der biologisch schnell-abbaubaren Hydraulikflüssigkeiten für die mobilen Anwendungen (insbesondere in der Land- und Forstwirtschaft) wird dieser Themenkomplex hier noch einmal ausführlich dargestellt. Die Darstellung sind weitgehend Ergebnisse des EU-Projektes LLINCWA. 25

2.3.1 Problemfelder: Verlustschmierungen und technische Havarien

.in

er 24

als Altöl gesammelt 47%

fo

In der Bundesrepublik Deutschland werden jährlich ca. 1,2 Millionen Tonnen Mineralöl als Industrieschmierstoff, Hydrauliköl, Motorenöl oder Kühlschmierstoffe etc. verwendet. Ein Großteil wird dabei als Altöl einer Wiederverwertung zugeführt (Bild 2-13). Etwa 500.000 Tonnen kehren jedoch nicht mehr in den Kreislauf zurück, verbleiben also irgendwo in der Natur (durch technische Havarien oder Verlustschmierungen).

innerbetriebl. verwertet oder entsorgt 11%

.te

ch

ni k

Verlustschmierung 8%

im Motor verbrannt oder teilverbrannt 6%

w

w

w

Verluste in Umlaufsystemen 28%

Bild 2-13: Stoffstrombilanz für Schmierstoffe.

2.3.2 Betriebstechnisches Umfeld: Juristische Bewertung Der Gesetzgeber verpflichtet die Betreiber von technischen Anlagen und Geräten zu einem umweltverträglichen Ressourceneinsatz, stellvertretend seien hier genannt:

§§ 1 und 6 Umwelthaftungsgesetz

§§ 1 und 3 Produkthaftungsgesetz

§ 130 Ordnungswidrigkeitgesetz

§ 19g Wasserhaushaltsgesetz

§ 3a Chemikaliengesetz.

25

v. Broekhuizen, Theodori, Ullmer, Watter, et al.: Lubrication in Inland and Coastal Water Activities, A.A. Balkema Publishers, Lisse/Abingdon/Exton/Tokyo, 2003.

2.3 Biologisch abbaubare Hydraulikflüssigkeiten

31

Die Beweislast für ein sorgfältiges Handeln liegt dabei grundsätzlich beim Anlagenbetreiber. Der Gesetzgeber kennt dabei verschiedene Formen des Organisationsverschuldens (Auswahlverschulden, Instruktionsverschulden, Überwachungs- und Kontrollverschulden, Eingriffsverschulden).

2.3.3 Was sind umweltverträgliche Schmierstoffe? Bei den biologisch schnell abbaubaren Schmierstoffen wird grundsätzlich zwischen drei Stoffklassen unterschieden:

Natürliche Ester (z. B. Rapsöl, Sonnenblumenöl, Sojaöl, Rizinusöl), Synthetische Ester (z. B. Dicarbonsäureester, Glycerinester, Polyolester, Monoester) auf Pflanzenöl- oder Mineralölbasis, Polyalkylenglykole (z. B. Polyethylenglykole) auf Mineralölbasis.

fo

2.3.3.1 Chemische Grundlagen

ni k

er 24

.in

Ester, natürliche sowie synthetische, sind Verbindungen aus Alkoholen und Carbonsäuren (Fettsäuren, vgl. Bild 2-14). Sie können bei erhöhten Temperaturen und unter Wasserzutritt wieder durch die Ester-Hydrolyse in die Ausgangskomponenten Alkohol und Fettsäure gespalten werden. Ungesättigte Ester enthalten (entsprechend der Struktur ihrer Fettsäure) Doppelbindungen innerhalb der Kohlenwasserstoffketten, bei gesättigten Estern liegen hier nur Einfachbindungen vor.

ch

Alkohole enthalten die funktionelle Gruppe (-OH) (Hydroxylgruppe), gebunden an einen Kohlenwasserstoffrest. Die Einteilung erfolgt nach der Anzahl der OH-Gruppen in x

.te

einwertige (Methanol CH3OH, Ethanol C2H5OH, Propanol C3H7OH,....), zweiwertige (z. B. Ethylenglycol C2H4(OH)2 bzw. genauer: CH2OH-CH2OH), x dreiwertige z. B. Glycerol=Glycerin C3H5(OH)3 bzw. CH2(OH)-CH(OH)-CH2(OH)) Alkohole usw.

w

w

x

w

Carbonsäuren (Fettsäuren) enthalten die funktionelle Gruppe -COOH (Carboxylgruppe). Die Carboxylgruppe verleiht dem Molekühl sauren Charakter. Beispiele sind die gesättigten Fettsäuren x x

Hexadecansäure (= Palmitinsäure: C15H31COOH bzw. genauer CH3-(CH2)14-COOH), Octadecansäure (= Stearinsäure: C17H35COOH bzw. CH3-(CH2)16-COOH)

und die ungesättigte Fettsäuren x x x

Linolsäure C16H31COOH, Linolensäure C17H29COOH, Ölsäure C17H33COOH.

Tierische und pflanzliche Fette sind Ester zwischen Fettsäuren und Glycerin (Fettsäureglycerolester, Fettsäuregyceride). Sie dienen dem tierischen und pflanzlichen Körper als Depotoder Reservestoff. Bei den natürlichen Fetten sind alle drei OH-Gruppen des Glycerins verestert (= Triglyceride, vgl. Bild 2-16).

32


Natürliche Ester sind im wesentlichen Triglyceride, bei denen der dreiwertige Alkohol Glycerin C3H5(OH)3 mit langkettigen Carbonsäuren (Fettsäuren ...-COOH) verestert ist. Glycerin enthält zwei primäre und eine sekundäre Alkohol-Gruppe (..-OH). Bedingt durch die sekundäre Alkohol-Gruppe weisen natürliche Ester eine geringere Hydrolysestabilität auf als synthetische Ester, zu deren Herstellung ausschließlich Alkohol mit primären Alkoholgruppen verwendet werden. Wegen den in natürlichen Estern in erheblichen Umfang vorliegenden Glyceriden mehrfach ungesättigter Fettsäuren (z. B. Linolsäure) ist ferner die Oxidationsstabilität geringer. Esterbildung: Veresterung

(Carbon-)

Ester

Säure

Verseifung Ester-Hydrolyse

O

.... - OH

..... - C OH

bzw.

+

Wasser

O

H2 O

..... -C O - .....

bzw.

... COOH

fo

Alkohol

+

er 24

.in

... COO....

ni k

gesättigte Ester

ungesättigte Ester

O O ....(HC = CH)n - (CH2)m - C - O - ....

.te

ch

.... - (CH2)n - C - O - ....

w

Bild 2-14: Veresterung und Hydrolyse.

w

w

2.3.3.2 Grundöle / Klassifikation Für die Herstellung der umweltfreundlichen Schmier- und Druckflüssigkeiten stehen damit verschiedene Basisflüssigkeiten zur Verfügung:

mineralölbasische Öle synthetische Öle pflanzliche Öle.

Die wichtigsten technisch genutzten, natürlich vorkommenden Pflanzenöle sind Mischungen aus zahlreichen chemisch reinen Ölen. Ein wesentlicher Nachteil der natürlichen Öle ist die geringere chemische Beständigkeit im Vergleich zu den Mineralölen durch Hydrolyse (Verseifung) und Verharzung (Oxidation, bevorzugt durch Doppelbindungen), begründet damit aber gleichzeitig ein gute biologische Abbaubarkeit. Die Herstellung bzw. Umsetzung von chemischen Verbindungen wird in der Chemie allgemein als „Synthese“ bezeichnet. Bei synthetischen Ölen wird z. B. von einfach gebauten kettenförmigen Kohlenwasserstoffen (Alkene = Olefine) ausgegangen, die in mehreren Reaktionsstufen entweder zu


33

synthetischen Kohlenwasserstoffen (Poly-D-Olefine PAO bzw. Poly-Iso-Butene PIB) oder aber

durch weitere Reaktionen mit Sauerstoff, Wasserstoff, Wasser, z.T. im Beisein von Katalysatoren, zu synthetischen Estern oder Polyglykolen umgesetzt werden.

Synthetische Kohlenwasserstoffe bestehen nur aus Kohlenstoff (C) und Wasserstoff (H). Synthetische Ester und Polyglykol (Polypropylenglykol PPG bzw. Polyethylenglykol PEG) enthalten neben C und H auch noch Sauerstoff (O)).

Synthetische Öle auf Mineralölbasis: Erdöl

Alkene / Olefine: Ethen C2H2 (Äthylen) / Buten C4H8

Destillation

O

PIB (Poly- iso -Butene ) PAO (Poly- a -Olefine)

H C-(CH 2 )7 -CH 3

PPG (Polypropylenglykol) PEG (Polyethylenglykol)

.te

H C-(CH 2 )7 -CH 3

O - .....

ch

H2 C

H2 C

..... -C

ni k

H2 C-(CH 2 )7 -CH 3

Polyglykole

HO-[(CH 2 )n -O-(CH 2 )n ]m -OH

er 24

Synthetische Ester

.in

Synthetische Kohlenwassertoffe

fo

CH 2 =CH 2

H3 C

w

w

Bild 2-15: Synthetische Öle auf Mineralölbasis.

w

Ester auf Pflanzenölbasis (native Öle): Rapsöl Sonnenblumenöl Leinenöl Sojaöl

Fettsäuren = Carbonsäuren ... - COOH

O ..... - C OH

z.B.: Öl-, Linol-,Linolen-, Palmitin- und Stearinsäure

Reinigung / Aufarbeitung / Raffination O

synthetische Ester

natürliche Ester

H2C - O - C - ....

z.B.: Triglyceride (TG)

H C - O - C - .... O

O

H2C - O - C - ....

Bild 2-16: Synthetische Ester auf Pflanzenölbasis (native Öle).

34


2.3.3.3 Einstufung umweltverträglicher Schmierstoffe / Testverfahren Als umweltschonend gilt ein Schmierstoff, wenn er biologisch schnell abbaubar ist und nicht toxisch wirkt. Unter biologischer Abbaubarkeit wird die durch Mikroorganismen vollzogene biologische Oxidation verstanden, mit Kohlendioxid CO2, Wasser H2O und Biomasse als Endprodukt. Hierzu brauchen die Bakterien Sauerstoff (aerober Abbau) und Nährstoffe (Phosphor- und Stickstoffverbindungen), woraus sie Enzyme bilden, die dann als Katalysatoren den Abbau durch Spaltung ermöglichen. Der biologische Abbau wird durch eine feine Verteilung des abzubauenden Stoffes, durch Feuchtigkeit und Wärme beschleunigt.

Aerober Abbau von Kohlenwasserstoffen: Sauerstoff

CnH2n+2 +

CO2

O2

+

H2O

+

er 24

.in

fo

+ Bakterien + Wasser H2O

Energie Biomasse

Anaerober Abbau von Kohlenwasserstoffen: (von untergeordneter Bedeutung)

CnH2n+2 +

+

ni k

CH4

+

Energie Biomasse

ch

+ Bakterien + Wasser H2O

CO2

.te

Bild 2-17: Biologischer Abbau von Kohlenwasserstoffen (stark vereinfacht).

w

2.3.3.4 Normung zur biologischen Abbaubarkeit

w

w

Nachgewiesen wird das biologische Abbauverhalten anhand von verschiedenen Prüfmethoden, mit denen die Abnahme der Konzentration des Stoffes in Abhängigkeit von der Zeit gemessen wird. Als Prüfmethode für die vollständige aerobe Abbaubarkeit kommen u.a. die von der Organisation für wirtschaftliche Zusammenarbeit entwickelten Verfahren nach der OECDRichtlinien 301/302 oder die primäre Abbaubarkeit von Schmierfetten, nach dem CECAbbautest L33A93 (technisch gleichwertig mit DIN 51828) in Betracht. Über die Aussagefähigkeit dieser Tests kann durchaus ein wissenschaftlicher Diskurs geführt werden (BATTERSBY [44], KROP [45]). Die vollständige aerobe Abbaubarkeit, d. h. Mineralisierung zu Kohlendioxid, Wasser und Biomasse, wird auch bei den meisten Umweltzeichen (Blauer Engel u.a.) favorisiert. Zur Beurteilung der toxischen Wirkung auf Wasserorganismen wird die Wirkung der Inhaltsstoffe (Substanzen) des formulierten Produkts (Grundöl und Additiv) mit Hilfe von Bakterien, Algen und Fischen getestet (OECD 201-203, DIN 38412). Danach ergeben sich drei Kategorien:

Sehr Toxisch, Toxisch, Harmlos,

wenn eine der Testsubstanzen bei < 1mg/l giftig wirkt. wenn ein Bestandteil zwischen 1 und 10 mg/l giftig wirkt. wenn alle Bestandteile erst zwischen 10-100 ml/l giftig wirken.


35

Die Einstufung nach Gefahrenmerkmalen (R-Sätze / R = (engl.) Risk) ist komplexer, da sie aus der Kombination der Wirkdaten mit expositionsrelevanten Eigenschaften (Basisdatenabbau und Bioakkumulation) resultiert (z. B. R50/53 = „sehr giftig, kann in Gewässern längerfristig schädliche Wirkung haben“). Die R-Sätze R39 (giftig), R40-49 (gesundheitsschädlich, karzinogen, mutagen) und R60-64 (Reproduktionstoxizität) beschreiben gesundheitsschädliche Substanzen und sind in umweltfreundlichen Schmierstoffen generell verboten. Für die R-Sätze R50-53 (umweltgefährlich für Wasserorganismen) gelten Höchstgrenzen, z. B. < 1%. Das europäische Konzept der Gefahrenmerkmale (R-Sätze) basiert auf der Analyse der Inhaltsstoffe der Produkte und nicht auf der Toxizität des formulierten Produkts nach OECD 201-203. Bis zum 30. Juli 2002 musste die EU-Richtlinie (1999/45/EC) für gefährliche Zubereitungen europaweit umgesetzt sein. Vor diesem Hintergrund ist z. B. die Anpassung der Verwaltungsvorschrift wassergefährdender Stoffe (VwVwS) bereits am 1. Juni 1999 in Kraft getreten. Sie führt als wesentliches Element die eigenverantwortliche Einstufung über die R-Satz-Einstufung des europäischen Gefahrstoffrechts ein.

er 24

.in

fo

In Deutschland ist die Einteilung der Stoffe in Wassergefährdungsklassen (WGK) Beurteilungsgrundlage für Sicherheitsvorkehrungen zum Schutz der Gewässer. Diese Sicherheitsvorkehrungen können in differenzierten Anforderungen, z. B. an Behältnisse, Lagervolumen, Anlagenausstattung, Überwachungs- und Anzeigepflichten zum Ausdruck kommen. Ebenso liefert die Einteilung der Stoffe und Zubereitungen wichtige Anhaltspunkte bei der Beurteilung von Schadensszenarien. Die VwVwS teilt die wassergefährdenden Stoffe in drei Wassergefährdungsklassen ein:

ch

ni k

x WGK 1: schwach wassergefährdende Stoffe, x WGK 2: wassergefährde Stoffe, x WGK 3: stark wassergefährdende Stoffe

w

.te

Daneben definiert die VwVwS Stoffe und Gemische, die als nicht wassergefährdend im Sinne der §§ 19g ff Wasserhaushaltsgesetz zu betrachten sind.

w

w

Bei der Einstufung der Produkte werden in Europa unterschiedliche Kriterien und Grenzwerte für die Vergabe von Umweltzeichen und für die Gefährdungseinstufung festgelegt. Einige Umweltzeichen (Blauer Engel) definieren technische Mindeststandards, z. B. nach VDMA 24568 (Hydraulikflüssigkeiten) und schwedischem Standard SS 15 54 34. Bei anderen Produkten sind nur die Angaben der Hersteller über die technische Leistungsfähigkeit verfügbar. Manche Label verlangen einen Anteil erneuerbarer Grundstoffe, andere nicht. Für den Blauen Engel genügt z. B. eine primäre Abbaubarkeit von mind. 95% aller Inhaltsstoffe; diese müssen innerhalb von 28 Tagen zu 80% abgebaut sein, während andere europäischen Label (genauso wie die Einstufung in WGK) die vollständige aerobe Abbaubarkeit nach OECD 301 und 302 verlangen.

2.3.4 Erfahrungen / Stand der Technik Konflikte mit dem Umwelthaftungsrecht können durch die in der Praxis bewährten, biologisch schnell abbaubaren Hochleistungsschmierstoffe weitgehend vermieden werden. Nachfolgend soll ein Überblick über den 'Stand der Technik', die Performance der auf dem Markt verfügbaren 'Bioschmierstoffe' und die betriebliche Erfahrungen gegeben werden.

36


2.3.4.1 Rückblick / Historische Problemfelder Beim Einsatz biologisch-schnell abbaubarer Schmierstoffe gab es in der Vergangenheit anfänglich betriebliche Probleme (Lack- und Dichtungsverträglichkeiten). Durch die Erfahrungen der Betreiber sowie der Komponenten-, Anlagen- und Schmierstoffhersteller sind diese Probleme weitgehend im Griff. Es können tribologische Systeme kreiert werden, die eine wesentlich höhere Performance (geringere Reibwerte, längere Ölwechselintervalle) und damit (neben den rechtlichen Aspekten) auch betriebswirtschaftlich sinnvolle Lösungen bieten.

2.3.4.2 Technische Performance der 'Bio-Schmierstoffe' Moderne biologisch-schnell abbaubare Schmierstoffe sind Hochleistungsschmierstoffe auf der Basis von natürlichen oder synthetischen Estern (auf Pflanzenöl- oder Mineralölbasis) und Polyglykolen. Im Allgemeinen verfügen diese Schmierstoffe über einen höheren Viskositätsindex, d. h. die Temperaturabhängigkeit der Viskosität ist geringer (breiter Temperatur-Einsatzbereich), weshalb oft eine niedrigere Viskositätsklasse eingesetzt werden kann und somit tendenziell

x

günstigere Reibeigenschaften (niedrigere Energieverbräuche) vorliegen. Sie zeichnen sich aber auch durch

x

einen niedrigen Stockpunkt,

x

gute Verschleißschutzeigenschaften,

x

gute Oxidationsstabilität und

x

gute Hydrolysestabilität aus. Dies führt i. A. zu

x

längeren Standzeiten (insbesondere bei synthetischen Estern) und damit zu einem

x

geringeren Ölverbrauch.

w

.te

ch

ni k

er 24

.in

fo

x

w

2.3.4.3 Exemplarische Anwendungsbereiche

w

Der Schmierölmarkt hält eine Vielzahl von biologisch schnell abbaubaren Schmierstoffen bereit, so dass fast jeder Anbieter entsprechende Systemlösungen offerieren kann. Der relativ hohe Preis (im Vergleich zu Mineralölen) kann dabei oft durch eine höhere technische Performance und durch die o.g. Rechtssicherheit kompensiert werden.

Motorenöle Die Ansammlung von Kohlenwasserstoffen im Sediment des Bodensees und dessen Bedeutung als Trinkwasserreservoir in dieser Region führten zu ersten Anwendungsvorschriften und zur Entwicklung von biologisch schnell abbaubaren Motorenölen für 2-Takt-Außenbordmotoren Anfang der 1980er. Verfahrensbedingt wird hierbei der Schmierstoff mit verbrannt und über die Abgase in die Umwelt getragen. Dabei kann eine biologische Abbaubarkeit von 80% nach 21 Tagen gem. CEC L-33-A-93 erreicht werden. Obwohl durch die andersartige Verfahrenstechnik bei den 4-Takt-Motoren der Schmieröleintrag in die Umwelt wesentlich geringer ausfällt, sind auch für diese Anwendungen Motorenöle auf Pflanzenölbasis entwickelt worden.


37

Getriebeöle Für Getriebeanwendungen in der Nähe von Gewässern oder in Naturschutzgebieten (Windkraftanlagen, Lüfterantriebsgetriebe in Kläranlagen, Getriebe in Schwimmbaggern, Siebmaschinen in Kieswerken oder bei Stellantrieben von Schleusentoren) werden neben der biologischen Abbaubarkeit auch höhere Viskositätsklassen (ISO VG 150 bis 460) gefordert. Auch hier sind synthetische Ester mit

guten Verschleißschutzeigenschaften,

verifiziertem Verhalten gegenüber Elastomeren und Buntmetallen sowie

hoher Oxidations- und Hydrolysebeständigkeit

auf dem Markt verfügbar.

Hydrauliköle

ni k

er 24

.in

fo

Zu den biologisch schnell abbaubaren Hydraulikflüssigkeiten liegen jahrzehntelange, umfangreiche Erfahrungen und eine breite Produktpalette vor. Sie bilden das größte Marktsegment der 'Bioöle'. Insbesondere für freibewitterte oder mobile Hydraulikanlagen, z. B. Erdbewegungsmaschinen, Kläranlagen, Schleusen, Schiffe, Fahrzeuge der Land- und Forstwirtschaft wurden biologisch abbaubare Hydraulikflüssigkeiten entwickelt und mit dem BLAUEN ENGEL-Umweltzeichen (RAL ZU 79) ausgezeichnet. Weitere Anwendungsgebiete für biologisch abbaubare Hydraulikflüssigkeiten sind im Lebensmittelbereich und bei der Getränkeindustrie zu finden.

ch

Die Klassifizierung von biologisch schnell abbaubaren Hydraulikölen erfolgt anhand des verwendeten Grundöls nach ISO/DIN 15 380 in 4 Gruppen: Native Grundöle HETG: Hydraulic Oil Environmental Triglyceride (Umweltschonende Hydraulikflüssigkeit auf Rapsölbasis),

2.

Polyglykole HEPG: Hydraulic Oil Environmental Polyglycol (Umweltschonende Hydraulikflüssigkeit auf Polyglykolbasis),

3.

Synthetische Ester HEES: Hydraulic Oil Environmental Ester Synthetic (Umweltschonende Hydraulikflüssigkeit auf synthetischer Basis),

4.

PAO ’s und andere Kohlenwasserstoffe HEPR: Hydraulic Oil Environmental Polyalphaolefine and Related Products (Umweltschonende Hydraulikflüssigkeit auf Basis von Polyalphaolefine oder verwandeten Kohlenwasserstoffen).

w

w

w

.te

1.

Die Mindestanforderungen für biologisch schnell abbaubare Druckflüssigkeiten werden u.a. im VDMA-Einheitsblatt 24568 definiert (Viskositätsklassen, Dichtungsverträglichkeit, Tieftemperaturverhalten, Buntmetallverträglichkeit) sowie durch die Umstellungsrichtlinie im VDMA-Einheitsblatt 24569 / DIN 51524 ergänzt. Auf die verschiedenen Entsorgungswege von HETG und HEES und die unterschiedlichen Abfallschlüssel sei hier nur am Rande verwiesen.

38


Maschinen mit Industriegetriebe

Verlustschmierung

und -hydraulik

Werkzeugmaschine

Verbrennungs-

Bioschmierstoffabsatz in Deutschland nach Anwendungsbereichen (ca. 4 – 5% vom Gesamtumsatz in 2000).

ni k

Bild 2-18:

er 24

motoren

.in

Fahrzeuggetriebe

fo

andere

Mobilhydraulik

ch

2.3.4.4 Anwendungsbeispiele

.te

Schiffsbetrieb

w

w

Einige marktgängige, biologisch schnell abbaubare Hydrauliköle sind seit 1985 im Einsatz. 1992 wurde die Zentralstelle für Schiffs- und Maschinentechnik der Wasser und Schifffahrtsverwaltung damit beauftragt, zu untersuchen, welche umweltverträglichen Ersatzstoffe mineralölhaltigen Hydraulikflüssigkeiten ersetzen können.

w

Auf Behördenschiffen werden seit Anfang der 1990-er Jahre verstärkt umweltfreundliche Betriebsstoffe eingesetzt. Die positiven Betriebserfahrungen und der zunehmend routinierte Umgang der Systemhersteller mit den synthetischen Estern hat z. B. in den von der Bundesanstalt für Wasserbau (BAW) projektierten Schiffsneubauten, zu einem ständig anwachsenden Anteil der umweltfreundlichen Betriebsstoffe geführt: Einsatz als Druck- und Schmierstoff, in

Ruder-, Verstellpropeller- und Bugstrahleranlagen, in Decksmaschinen sowie bei der Stevenrohrschmierung.


39

Davit für Einsatzboot Assistenz- u. Proviantkran Bugankerwinde Heckverholspill

Davit für Arbeitsboot

Rudermaschine

Schottenschiebetür

Bugstrahlruder

.in

Flossenstabilisator

fo

Heckstrahlruder

er 24

Bild 2-19: Anwendungsbereiche der Bio-Schmierstoffe auf dem BGS-Neubau 241 (2002).

Wasser- und Hafenbau

ch

ni k

Auch im Hafen- und Wasserbau werden biologisch schnell abbaubare Produkte bevorzugt eingesetzt. Hier können Referenzanlagen des Amts für STROM UND HAFEN der Freien und Hansestadt Hamburg und der Firma BILFINGER & BERGER exemplarisch genannt werden.

w

w

w

.te

Bei der Hubinsel ANNEGRET handelt sich um ein schwimmendes Arbeitsponton von 40 m Länge, 20 m Breite, 3 m Höhe mit 40 m langen Hubbeinen. Die 6 hydraulischen Verholwinden à 9 t Zugkraft und das Stelzensystem werden mit Hydroaggregaten betrieben. Für die hydraulischen Komponenten (Hubbeine und Winden) werden ca. 8000 l biologisch abbaubares Hydrauliköl (synthetischer Ester) eingesetzt. Für die Hubbeine und den Koker wird ein biologisch abbaubares Fett verwendet. Durch Nebenstromfiltration wird ein niedriger Wassergehalt des Hydrauliköls und Langzeiteinsatz sichergestellt. Die Kosten für Betriebsstoffe sind im Vergleich zu Mineralölen etwa doppelt so hoch. Der Einsatz biologisch abbaubarer Betriebsstoffe stellt jedoch eine Schutzmaßnahme zum Zwecke der Anlagensicherheit dar. Insgesamt ergeben sich die nachfolgenden Vorteile:

Erfüllung der gesetzlichen Pflichten des Anlagenbetreibers

Reduzierung der Wartungskosten durch verlängerte Standzeiten

weniger Altöl

höhere Ausfall-/Betriebs- und Planungssicherheit

geringeres Umwelt-Haftungsrisiko und damit günstigere Versicherungsprämien

besseres Image.

40


2.4 Druckluft Luft besteht im Wesentlichen aus 79 Vol.-% Stickstoff (N2), ca. 21 Vol.-% Sauerstoff (O2) und < 1% Edelgase. Die Druckluft muss frei von Partikeln sein und eine möglichst geringe Luftfeuchtigkeit besitzen.

2.4.1 Stoffwerte von Luft Die thermodynamischen Daten von Luft können der nachfolgenden Tabelle entnommen werden. Tab. 2.8: Thermodynamische Daten von Luft bei 0 °C und kleinem Druck.

Eigenschaftsparameter

Symbol

Dichte

ρ=

Betrag

p R⋅T

ℜ

fo

allg. Gaskonstante

ℜ M

287

.in

R=

kg/m3

er 24

spez. Gaskonstante

M=

molare Masse

m 26 nL

ch

kin. Viskosität (für 1 bar und 0...20 °C) 27

J/kmol K

29

kg / kmol

13,28 · 10-6 14,18 · 10-6 15,10 · 10-6

cp cV

1,003 | 1 0,716

1,4 m2/s kJ/kg K kJ/kg K

w

.te

spez. Wärmekapazität (bei p = konst) spez. Wärmekapazität (bei V = konst)

J/kg K

8314,4

N Q0 Q10 Q20

ni k

Isentropenexponent

Dimension

w

w

2.4.2 Zustandsänderungen

Bei pneumatischen Systemen ist die Dichte nicht konstant m ρ= ≠ konst V

(2.11)

es gilt näherungsweise die thermische Zustandsgleichung für ein ideales Gas p⋅V = n L⋅ℜ⋅T = m⋅ R⋅T

(2.12)

mit R = RLuft = c p − cv = 287

J kg ⋅ K

(2.13)

und κ=

26 27

cp cv

=1, 4

nL =Substanzmenge [mol, kmol] DUBBEL: Taschenbuch für den Maschinenbauer (15. Aufl.) S. 1356

(2.14)

2.4 Druckluft

41

Verallgemeinert kann geschrieben werden p⋅V n = konst

(2.15)

wobei der Polytropenexponent

n = 1 isotherme Zustandsänderung (Zeit für Wärmeaustausch ist ausreichend) und für n = N adiabatische Zustandsänderung (Wärmeaustausch kann nicht stattfinden) ist. Eine Zusammenstellung der wesentlichen Zustandsänderungen enthält die Tab. 2.9.

Tab. 2.9: Thermodynamische Zustandsänderungen eines idealen Gases (nach GIECK). Volumenänderungsarbeit 2 w1, 2

Techn. Arbeit

³

v dp

wt1, 2

³

p dv

1

1

Isentrope s=konst n=N

Polytrope n = const.

v1 v2

· N 1 cvm T1 T2 ¸¸ ª ¹ R T1 « § p2 N «1 ¨¨ § v1 · p N 1 ¸¸ ¨¨ « © 1 ¬ © v2 ¹

§ T2 ¨¨ © T1

ni k

§ p · R T ln¨¨ 1 ¸¸ © p2 ¹

· ¸¸ ¹

N 1 º N »

ª

wie Isentrope n statt N ersetzen

¬

T 1

N 1 º

¼

0

2 1

2

s

v T

1 2

1

2

v

p 1

N RT1 « § p2 · N » » N 1 «1 ¨¨ p ¸¸ » » « © 1¹ » ¼

s

v

= w1,2

cpm T1 T2

2 1

p

p

= w1,2

T

1

c pm T2 T1

0

ch

R T2 T1

N

p2 p1

er 24

p v 2 v1

T2 T1

T-s-Diagr.

2

cvm T2 T1

R T1 T2

.te

p2 p1

0

p-v-Diagr.

p

v p1 p 2

w

Isotherme T=konst n=1

v2 v1

T2 T1

w

Isobare p=konst n=0

p2 p1

w

Isochore v=konst n=f

Wärme q1,2 =

2

fo

Zustandsgleichung

.in

Zustandsänderung Polytropenexponent n

s T

2

1 2

v beliebig

s

42


2.4.3 Feuchte Luft Bei der Verdichtung von Luft und anschließender Rückkühlung entsteht Kondensat. Daher sollte Druckluft möglichst wenig Luftfeuchtigkeit enthalten. Der Massenstrom feuchter Luft enthält trockene Luft und Wasser

=m L +m W = (1+ X )⋅m L m

(2.16)

darin ist

m

Masse der feuchten Luft, bestehend aus

mL Masse trockene Luft mW Masse der Luftfeuchtigkeit (Wasser) und X

absoluter Wassergehalt der Luft [kg/kg].

.in

fo

Die feuchte Luft erhält bei dieser Nomenklatur keinen Index, während die Teilkomponenten Luft (L) und Wasser (W) jeweils einen Index erhalten. Die Thermodynamik liefert für den Teilmassenstrom der trockenen Luft

(2.18a)

.te

ch

m pS (t ) X = W = 0,622⋅ p mL − pS (t ) ϕ

(2.17)

ni k

und für den absoluten Wassergehalt

er 24

( p − ϕ⋅ pS )⋅V p ⋅V L= L = m RL ⋅T RL ⋅T

w

wobei

mit

(2.18b)

w

w

R 287 J / kg K 0,622 = L = RW 461 J / kg K

pL Partialdruck der trockenen Luft V Gesamtmassenstrom der feuchten Luft,

T Temperatur des Luftgemisches aus trockener Luft und Wasser, pS temperaturabhängiger Sättigungsdruck (aus der Dampftafel),

M relative Feuchte (z. B. durch Messung ermittelt), RL allgemeine Gaskonstante der trockenen Luft (287 J/kg K). Tab. 2.10 und Bild 2-20 enthalten die charakteristischen Daten im Sättigungszustand.

Tab. 2.10: Dampftafelauszug. Sättigungszustand Druck p Temp. t [bar abs.] [°C] 0.010 6.98 0.015 13.04 0.020 17.51 0.025 21.10 0.030 24.10 0.035 26.69 0.040 28.98 0.045 31.04 0.050 32.90 0.055 34.61 0.060 36.18 0.065 37.65 0.070 39.03 0.075 40.32 0.080 41.53 0.085 42.69 0.090 43.79 0.095 44.83 0.10 45.83 0.15 54.00 0.20 60.09 0.25 64.99 0.30 69.12 0.40 75.89 0.45 78.74 0.50 81.35 0.55 83.74 0.60 85.95 0.65 88.02 0.70 89.96 0.75 91.79 0.80 93.51 0.85 95.15 0.90 96.71 0.95 98.20 1.00 99.63 1.50 111.37 2.00 120.23 2.50 127.43 3.00 133.54 3.50 138.87 4.00 143.62 4.50 147.92 5.00 151.83 5.50 155.46 6.00 158.84 6.50 161.99 7.00 164.96 7.50 167.75 8.00 170.41 8.50 172.94 9.00 175.36 9.50 177.66 10.00 179.88

43

Temperatur t [°C]

2.5 Übungsbeispiele 200,00 180,00 160,00 140,00 120,00 100,00 80,00 60,00 40,00 20,00 0,00 0,000

2,000

4,000

6,000

8,000

10,000

12,000

Druck p [bar abs.] Bild 2-20: Dampfdruckkurve.

fo

2.5 Übungsbeispiele Auf welche Normtemperatur ist die Dichte von Hydraulikölen bezogen? Um wie viel Prozent ist das Volumen bei Betriebstemperatur (30 ... 55 ... 70 °C) größer ? Was ist bei hydraulischen Konstruktionen zu bedenken, damit diese Volumenänderungen keine Schäden verursachen (Volumenkorrekturfaktor D = 0,0007 K-1) ?

2.2

Ein Ölbehälter mit 100 Ltr. Füllung ist gegeben.

ni k

er 24

.in

2.1

ch

(a) Welche Volumenzunahme ist vorhanden, wenn sich das Öl von 15 °C auf 65 °C erwärmt (D = 6,5 · 10-4 K-1) ?

w

.te

(b) Welche Druckzunahme im Ölbehälter wäre durch die Erwärmung vorhanden, wenn eine Volumenänderung nicht zugelassen wird ? (Kompressibilität E = 6,5 · 10-5 bar-1) Wie groß ist die Volumenänderung, wenn sich der Öldruck durch einen Schaltvorgang von 0 auf 150 bar (Manometeranzeige) ändert. Wie groß ist diese Änderung in Prozent pro 100 bar ? Wie sehen die Verhältnisse mit und ohne begrenzende Rohrleitung (Stahl d = 20 mm, s = 1 mm) aus ? Durch welchen Terminus Technicus kann diese Eigenschaft beschrieben werden ? Vergleichen Sie die Ergebnisse mit den Kompressionseigenschaften eines lufthaltigen Öles !

2.4

Wie groß ist die Änderung der dyn. Viskosität an einer Drosselstelle mit einem Druckabfall von 100 bzw. 200 bar ? Der Viskositätsdruckkoeff. D sei 2,0 · 10-3 bar-1.

2.5

Eine leere Aufzugsbühne wird durch einen hydraulischen Zylinder mit der Kolbenfläche 5 cm2, 2 m hochgefahren und dann mit 1,53 t belastet. Um wie viel sinkt die Bühne aufgrund der Ölkompressibilität ab ?

2.6

Ein Öl mit der Dichte 900 kg/m3 hat bei Betriebstemperatur eine kinematische Viskosität von 25 mm2/s. Wie groß ist die dynamische Viskosität?

2.7

Gesucht ist das Luftaufnahmevermögen einer Hydraulikanlage mit 100 dm3 Ölvolumen bei 1 bar, 100 bar und 300 bar.

w

w

2.3

44


2.8

In einigen Bereichen (Forst- und Landwirtschaft) sind biologisch schnell abbaubare Schmierstoffe vorgeschrieben. Welche Gruppen gibt es, aus welchen Grundölen bestehen sie ? Durch welche Mechanismen wird die biologische Abbaubarkeit begründet? Was ist beim „Umölen“ bestehender Anlagen gem. VDMA-Einheitsblatt zu berücksichtigen ?

2.9

Was versteht man unter Ölalterung ? Welche Faktoren begünstigen diesen Prozess ?

2.10

Durch Additivierung des Grundöls können die Eigenschaften beeinflusst werden. Was bewirken die nachfolgenden Zusätze (vgl. z. B. die Kurzbeschreibung des Laboröls HLP) ?

Flammpunkt Verkokungsneigung Aschegehalt Stockpunkt / Pourpoint NZ.

.in

fo

Erklären Sie die Bedeutung der nachfolgenden Eigenschaften/Parameter eines Öles:

er 24

2.11

Detergents / Dispersants (HD-Wirkstoffe) Oxidationsinhibitoren Verschleißinhibitoren (EP-Zusätze) VI-Impover.

Durch welche betrieblichen Vorgänge kann Hydrauliköl Wasser und Luft aufnehmen ? Welche Konsequenzen ergeben sich daraus ? Wie können Wasser und Luft aus dem System evakuiert werden ?

2.13

Aus den Datenblättern verschiedener Aggregate werden Grenzviskositäten entnommen: Wegeventil: 2,8 ... 500 mm2/s; Servoventil 15 ... 380 mm2/s, Axialkolbenmotor 16 … 36 mm2/s; Flügelzellenpumpe: 13 … 860 mm2/s. Für das Hydraulköl HLP 68 sind die jeweiligen Grenztemperaturen (mininmale Kaltstarttemperatur und maximale Betriebstempertur) zu ermitteln (vgl. UBBELOHDE-Diagr. Bild 2-7).

2.14

Was bedeuten die nachfolgenden Normbezeichnungen ? Erklären Sie kurz die Systematik !

w

w

w

.te

ch

ni k

2.12

HFC HLP ISO VG 46 API-SE SAE 10W40 SAE 80

45

3 Grundlagen der Fluidmechanik Der statische Druck p, den das ruhende Fluid auf eine Oberfläche ausübt, ist p=

F A

(3.1)

darin ist F eine Kraft

[N]

A die Fläche, auf die sich die Kraftwirkung verteilt.

[m2]

Gebräuchliche Einheiten sind PASCAL und bar: m

2

=105 Pa

N

wobei

m2

= Pa

fo

N

.in

1 bar =105

er 24

3.1 Kontinuitätsgleichung

Bei einer Rohrströmung gilt nach dem Erhaltungssatz der Masse

ni k

= V ⋅ ρ= konst m

(3.2a)

ch

1=m 2 m

w

(3.2b)

w

V = Q = A⋅c

.te

Im Anlagenbau ist es üblich, für den Volumenstrom V auch Q zu schreiben, dann wird mit der Strömungsgeschwindigkeit c und der Querschnittsfläche A der Rohrleitung

w

Die Kontinuitätsgleichung erhält dann die Form A1 ⋅c1 ⋅ ρ1 = A2 ⋅c2 ⋅ ρ2

(3.2c)

wobei A

die Fläche des Strömungsquerschnittes (z. B.Rohrleitungsquerschnittsfläche)

c

die Strömungsgeschw.

[m/s]

U m

die Dichte

[kg/m3]

der Massenstrom

[kg/s]

V = Q

der Volumenstrom

[m3/s] oder [Ltr/min].

die Indices 1 und 2 repräsentieren die unterschiedlichen Positionen auf einem Strömungsfaden.

46

3 Grundlagen der Fluidmechanik

3.2 Leistung / Energie / Satz von Bernoulli Aus der technischen Mechanik sind die nachfolgenden Energieformen bekannt: 1.

Bewegungsenergie / kinetische Energie 1 Wkin = m⋅c 2 2

2.

(3.3a)

Lagenergie / potentielle Energie W pot = m⋅ g ⋅h

3.

(3.3b)

Druckenergie (Verschiebearbeit):

Enthalpie H / innere Energie:

er 24

4.

(3.3c)

.in

∆W p = F ⋅∆s = ( p⋅ A)⋅∆s = p⋅( A⋅∆s ) = p⋅∆V

fo

Thermodynamik und Strömungslehre liefern die Druckenergie (Verschiebearbeit). Wird unter Druckeinwirkung die Fläche A um den Weg 's verschoben, so ergibt sich mit der Vomenänderungsarbeit aus Kap. 2.4.2 bei gleich bleibendem Druck mit dem verschobene Volumen 'V

hier ist

h

die spez. (massebezogene) Enthalpie

ch

Wi = H = h⋅m

ni k

Die thermische Bewegung der Moleküle in einem Fluid wird als innere Energie bezeichnet. Sie ist gleich der gespeicherten Wärmemenge und damit primär von der Temperatur abhängig. In der Thermodynamik wird die innere Energie Enthalpie H genannt und auf die Masse bezogen (h=H/m):

.te

Die spezifische Enthalphie h ist von Druck und Temperatur abhängig: h = h(p,t)

w

Nach dem Erhaltungssatz der Energie

W p +Wkin +W pot +Wi = konst

w

(3.3d)

w

gilt für eine Strömung an jeder beliebigen Stelle auf diesem Strompfad

W p1 +Wkin1 +W pot1 +Wi1 = W p2 +Wkin2 +W pot2 +Wi2 +∆WV

(3.3e)

darin beschreibt 'WV die Verluste zwischen den Punkten 1 und 2. Mit den o.g. Termen folgt 1 p⋅V + m⋅c 2 + m⋅ g ⋅h = konst. 2

wobei

V=

m ρ

(3.3f)

Bei instationären Anlauf- und Bremsvorgängen ist noch ein Integraltherm einzufügen, der den Beschleunigungsdruck beschreibt s

ρ⋅∫ 0

δc ds δt

(vgl. Beschleunigungsdruck, hydr. Induktivität – Kap. 3.4).

Bei hydraulischen Strömungsprozessen ist die Änderung der inneren Energie oft vernachlässigbar. Für inkompressible Medien (Dichte U | konst.) ergibt sich aus Gleichung (3.3f) durch Teilung mit m und Multiplikation mit U die BERNOULLI-Gleichung als Sonderfall des Energieerhaltungssatzes:

3.2 Leistung / Energie / Satz von Bernoulli p1 +

47

ρ 2 ρ c1 + ρ⋅ g ⋅h1 = p2 + c22 + ρ⋅ g ⋅h2 +∆pV 2 2

(3.4)

Darin ist 'pV

der Druckverlust zwischen den Punkten 1 und 2.

Man bezeichnet

p = pstat pdyn =

ρ 2 c 2

p+ = p +

ρ 2 c 2

statischer Druck

(3.5a)

dynamischer Druckanteil

(3.5b)

Totaldruck

(3.5c)

dW ds = F ⋅ = F ⋅c dt dt

.in

Pmech =

fo

Leistung ist Arbeit pro Zeit. Durch Ableiten erhält man aus (3.3c) bei konstanter Kraft die mechanische Leistung

er 24

sowie die hydraulische Leistung

= V ⋅∆p = Q⋅∆p Phyd = W

(3.7)

ni k

darin ist

(3.6)

Kraft in Richtung der Geschwindigkeit c

V = Q

Volumenstrom des inkompressiblen Mediums

∆p = p2 − p1

die Druckdifferenz zwischen Eintritt und Austritt

.te

ch

F

w

w

In Ausnahmefällen (bei geringen Druckänderungen) kann die Strömung auch in der Pneumatik als quasi-inkompressibel angesehen werden.

w

Bei pneumatischen Strömungsprozessen ist gewöhnlich die Höhendifferenz vernachlässigbar, während die Änderung der inneren Energie zu berücksichtigen ist. Für kompressible Medien (Pneumatik) ist daher die Anwendung der Totalenthalpie h+ aus der Thermodynamik sinnvoller. Die Totalenthalphie h+ ist die Summe aus spezifischer innerer Energie h(p,t) und spezifischer kinetischer Energie: h+ = h( p, t ) +

c2 2

Totalenthalphie

(3.8a)

Auf einem Strömungsfaden bleibt die Energie erhalten. Die Totalenthalpie wird lediglich durch die etwaigen Verlust 'hV verringert: h1+ = h+ 2 +∆hV

(3.8b)

Strömungsverluste werden in Wärme umgesetzt ∆hV = q12

(3.8c)

48


so dass der Energiesatz für kompressible Strömungen lautet: ⎛ c2 ⎞ ⎛ c2 ⎞ ⎜ h1 + 1 ⎟=⎜ h2 + 2 ⎟+∆hV ⎜ ⎜ 2⎟ 2⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠

(3.8d)

Die pneumatische Leistung ist dann

⋅∆h P=m

(3.9)

mit

m ∆h

er 24

3.3 Druckverluste (Strömungsverluste R)

.in

fo

Massenstrom der Luft Enthalphiedifferenz

ch

ni k

Aufgrund von Zähigkeitseffekten kommt es durch innere Reibung in Strömungen in den Rohrleitungen und an Einbauten zu Druckverlusten. Die Strömungsverluste steigen i. A. mit dem Quadrat der Strömungsgeschwindigkeit c an. Bezugsgröße ist daher der dynamische Druck am Eintritt einer Strömung pdyn. Als Proportionalitätskonstante wird der Widerstandsbeiwert ] eingeführt28:

.te

ρ ∆ pV = ζ⋅ c 2 2 N

w

pdyn

(3.10)

Re =

c⋅ d ν

w

w

Der Widerstandsbeiwert ] hängt von der Oberflächenbeschaffenheit, der Geometrie und vom Strömungszustand ab. Der Strömungszustand (laminare oder turbulente Strömung) wird durch die REYNOLDs-Zahl charakterisiert:

darin ist

c Strömungsgeschwindigkeit (am Eintritt c1), d eine charakteristische Länge (bei Rohrleitungen der Durchmesser d) und Q die kinematische Viskosität des Fluids.

28

Beim Pkw ist dieser Widerstandsbeiwert der cW-Wert.

(3.11)


49

3.3.1 Strömungsverluste in geraden Rohrleitungen Bei geraden Rohrstücken berechnet sich der Widerstandsbeiwert nach der Gleichung ζ = λ⋅

l d

(3.12a)

wobei

l Länge der Rohrleitung d Durchmesser der Rohrleitung und O der Rohrwiderstandsbeiwert ist. Der Rohrwiderstandsbeiwert O ist wiederum vom Strömungszustand (repräsentiert durch Re) und der relativen Rohrrauhigkeit (d/k) abhängig. d λ = f (Re, ) k

er 24

.in

Konkrete Werte können über Bild 3-1 ermittelt werden.

fo

(3.12b)

O

k· § ¨1,14 2 lg ¸ d¹ ©

2

rau-turbulente Strömung

ni k

0,06

ch

relative Rauhigkeit d/k = 100 200 500

w

O

64 Re

w

0,03

.te

0,04

0,02 0,018 0,016

1000

w

Rohrwiderstandsbeiwert O

0,05

hyd r.

0,014

O

0,012

2000 glat te

0,3164

s Ro

hr k =

0

Re 0, 25

0,010

103

2

3

4

5 6

8 104

2

3

4 5 6

8

105

2

3

4 5 6

Re

laminare

turbulente Strömung

Rekrit = 2300 Bild 3-1: Rohrwiderstandsbeiwert in Abhängigkeit von Re und (d/k).

cd

Q

8

106

50

3 Grundlagen der Fluidmechanik Rohrströmungen:

turbulente Strömung Re > 2300 im Übergangsbereich O = f(k/d, Re) für große Re, d.h. rau, turbulente Strömung O = f(k/d)

laminare Strömung Re < 2300 O = 64 /Re

mittl. Geschw.

fo

mittl. Geschw.

c | 0,8 cmax

.in

c | 0,6 cmax

er 24

Bild 3-2: Strömungsprofil und charakteristische Größen der laminaren und turbulenten Rohrströmungen.

ch

k1 Re

.te

λ=

ni k

Für den in der Hydraulik oft vorliegenden Fall der laminaren Strömungen ist der Rohrwiderstandswert nach dem Gesetz von HAGEN-POISSEULLE (3.12c)

k1 = 64 ,

w

In kreisförmigen Querschnitten (Rohrleitungen) ist insbesondere (3.12d)

w

w

für eine Kugel ist k1 = 24. Für nicht kreisförmige Querschnitte (z. B. im Leckspalt eines Ventils) ist k1 der Literatur zu entnehmen29 und als charakteristische Länge der hydraulische Durchmesser dh =

4⋅ A U

(3.13)

einzusetzen. Darin ist A die Querschnittsfläche und U der Umfang des Strömungsprofils. Mit Hilfe der Kontinuitätsgleichung und dem Rohrwiderstandsbeiwert für gerade Rohre ergibt sich damit ⎛ l⎞ ρ ⎛ 64 l ⎞ ρ ⎛ 64⋅ν l ⎞ ρ 2 ⎛ 64⋅ν⋅l ρ ⎞ ρ ∆pV = ζ⋅ c 2 =⎜ λ⋅ ⎟⋅ ⋅c 2 =⎜ ⋅ ⎟⋅ ⋅c 2 =⎜ ⋅ ⎟⋅ ⋅c =⎜ ⋅ ⎟⋅c ⎝ d⎠ 2 ⎝ Re d ⎠ 2 ⎝ c⋅d d ⎠ 2 ⎝ d2 2 2⎠

für kreisförmige Rohrquerschnitte

29

z. B. Will, Ströhl (1999) Seite 50/51.


51

⎛ 64⋅ν⋅l ρ ⎞ ⎛ Q ⎞ ⎛ 4⋅64⋅ν⋅l ρ ⎞ ∆pV =⎜ ⋅ ⎟⋅⎜ ⎟=⎜ ⋅ ⎟⋅Q = Rlam ⋅Q ⎝ d2 2 ⎠ ⎝ A ⎠ ⎝ d 4 ⋅π 2⎠

(3.14a)

∆pV ~ c ~ Q

(3.14b)

bzw.

Bei einer laminaren Rohrströmung (Re < 2320) sind die Druckverluste proportional zur Strömungsgeschwindigkeit (Volumenstrom Q) und zur Rohrlänge l sowie umgekehrproportional zur 4. Potenz des Durchmessers! In Analogie zur Elektrotechnik wird Rlam als laminarer Rohrwiderstand bezeichnet. In der Pneumatik liegt oft der Fall einer rau-turbulenten Strömung vor. D.h. der Rohrwiderstandswert O ist nur noch von der relativen Rauigkeit (d / k ) und nicht mehr von der REYNOLDs-Zahl abhängig (rechter oberer Bereich im Diagramm nach Bild 3-1). In diesem Fall werden die Druckverluste:

.in

fo

⎛ l⎞ ρ ρ ∆pV = ζ⋅ c 2 =⎜ λ⋅ ⎟⋅ ⋅c 2 ⎝ d⎠ 2 2

er 24

für kreisförmige Rohrquerschnitte

(3.15a)

(3.15b)

∆pV ~ c 2 ~ Q 2

(3.15c)

ni k

⎛ l ⎞ ρ ⎛ Q ⎞2 ⎛ l ρ 4 ⎞ ∆pV =⎜ λ⋅ ⎟⋅ ⋅⎜ ⎟ =⎜ λ⋅ ⋅ ⋅ 2 ⎟⋅Q 2 = Rturb ⋅Q 2 ⎝ d ⎠ 2 ⎝ A⎠ ⎝ d 2 d π⎠

.te

ch

bzw.

w

w

w

Es ergibt sich eine quadratische Abhängigkeit der Druckverluste vom Durchsatz Q ! In Analogie zur Elektrotechnik ist Rturb der turbulente Rohrwiderstand.

52


3.3.2 Strömungsverluste an Einbauten und Ventilen Die Verluste an Einbauten und Ventilen sind oft von der REYNOLDs-Zahl unabhängig. Den einschlägigen Tabellenwerken können geeignete Zahlenwerte entnommen werden. Nachfolgend dazu einige exemplarische Beispiele als Anhaltswerte: Tab. 3.1: Anhaltswerte für Verlustziffern ].

Einbauteil

Widerstandswert ]

Beschreibung scharfkantiger Einlauf gerundeter Eintritt Auslauf

0,5 0,1 ... 0,25 1 ... 2

Einbauten (voll geöffnet)

Durchgangsventil Eckventil Schieber Hahn

5 ...8 3 ... 7 0,2 ... 0,3 0,1 ... 0,3

Verzweigungsverluste

Stark abhängig vom Volumenstromverhältnis und Abzweigungswinkel

Querschnittsänderungen

langsame Erweiterung

er 24

.in

fo

Eintritts- und Austrittsverluste

ni k

langsame Verengung

Abhängig von der Filterfeinheit, Flächenverhältnis und Verschmutzungsgrad

⎡⎛ ⎞2 ⎤ A ⎢ 0, 2⋅ ⎜ 2 ⎟ −1⎥ ⎢ ⎥ ⎣⎝ A1 ⎠ ⎦

0,05 1 ... 10

.te

ch

Filter

0 ... 1

w

Tab. 3.2: Anhaltswerte für Verlustziffern bei Rohrkrümmern.

2

5

10

0,06 0,09 0,14 0,30

0,05 0,07 0,11 0,21

0,05 0,07 0,09 0,20

w

w

Krümmungsradius r = Innendurchmesser d glattes Rohr, Kümmerwinkel

30° 45° 90° rauhes Rohr, Kümmerwinkel 90°

Im Allgemeinen ergibt sich ein quadratischer Zusammenhang für die Druckverluste an Einbauten, die Verlustwerte sind REYNOLDs-Zahl unabhängig. Mit der Kontinuitätsgleichung folgt 2 ρ ρ⎛ Q ⎞ ⎛ ρ 1 ⎞ ∆pV = ζ⋅ c 2 = ζ⋅ ⎜ ⎟ =⎜ ζ⋅ ⋅ 2 ⎟⋅Q 2 2 2⎝ A ⎠ ⎝ 2 A ⎠

(3.16)

R

Da die Klammer auf der rechten Seite nur von Stoffwerten und den geometrischen Verhältnissen des Einbauteils abhängig ist, geben Hersteller die Verluste bevorzugt als Strömungswiderstand R an:

3.3 Druckverluste (Strömungsverluste R) Rturb =

53

∆pV

(3.17)

Q2

In der Hydraulik enthalten die Datenblätter der Wegeventile i. A. ein parabelförmiges Diagramm, mit deren Hilfe der Konstruktionsparameter R des Ventils bestimmt werden kann. In der Pneumatik wird dagegen nur ein Nenndurchfluss (z. B. 500 Ltr/min) angegeben. Dieser bezieht sich immer auf eine Druckdifferenz von 6 bar bei Normbedingungen (20 °C, 1 bar); vgl. Abschn. 4.5.2. Für eine Vielzahl von Einbauten ist die Berechnung des Widerstandsverhaltens über R daher praxisnäher als über ]. Aufgrund der o.g. Abhängigkeiten gilt für (3.18a)

und für turbulente Strömungen

∆pv = Rturb ⋅Q 2

(3.18b)

fo

∆pv = Rlam ⋅Q

er 24

.in

Widerstand R = konst

Druckverluste ρ ∆ pV = ζ⋅ c 2 ~ Q 2 2

.te

ch

ni k

Druck p [bar]

laminare Strömungen

w

w

Volumenstrom Q [Ltr/Min] Strömungsgeschwindigkeit

c

Q A

w

Bild 3-3: Druckverlustkennlinie eines hydraulischen Einbauteils.

3.3.3 Reihen- und Parallelschaltung von Ventilen und Einbauten Bei einer Reihenschaltung von Rohrleitungen und Einbauten fließt durch alle Bauteile der gleiche Volumenstrom Qges = Q1 = Q2 = ... = Qn

(3.19a)

die Druckverluste addieren sich ∆pges = ∆p1 +∆p2 +...+∆pn

(3.19b)

für den Gesamtwiderstand erhält man durch Einsetzen von (3.18) in (3.19b) für inkompressible Medien Rges = ∑ Ri = R1 + R2

(3.20)

(vgl. Analogie zur Elektrotechnik!). Für kompressible Medien ändert sich von Stufe zu Stufe der Volumenstrom. Der Massenstrom bleibt konstant; vgl. Kap. 4.5.2.

54


Bei einer Parallelschaltung von Rohrleitungen und Einbauten teilen sich die Volumenströme auf Qges = Q1 + Q2 +...+ Qn

(3.21a)

Sind die Bauteile auf beiden Seiten miteinander verbunden (kommunizierendes System), so findet über alle Bauteile der gleiche Druckabfall statt

∆pges = ∆p1 = ∆p2 = ... = ∆pn

(3.21b)

für die Strömungswiderstände der Einbauten erhält man nun durch Einsetzen von (3.18) in (3.21a) bei laminarer, inkompressibler Strömung 1 1 1 1 =∑ = + Rlam ges Ri R1 R2

(3.22a)

In Analogie zur Elektrotechnik ist es in diesem Fall einfacher mit dem Leitwert G zu rechnen. 1 = ∑ Gi R

also

Q = G ⋅∆pv

(3.22b)

fo

G=

Rturb ges

=∑

1 1 1 = + Ri R1 R2

(3.22c)

er 24

1

.in

Bei einer Parallelschaltung von turbulenten Bauteilen folgt wegen (3.18)

ch

ni k

Hinweis: Die Zusammenhänge nach (3.18) bis (3.22) gelten für inkompressible Medien (Q = konst.). Im Falle eines Pneumatiksystems ist zu bedenken, dass sich z. B. der Volumenstrom bei einer Reihenschaltung von Stufe zu Stufe ändert¸ vgl. Kap. 4.5.2.

.te

Reihenschaltung

w

'pV

w

Q ges

Q2

'p1 'p 2

w

'p ges

Q1

Q Parallelschaltung

'pV

Q ges 'p ges

Q

Bild 3-4: Reihen- und Parallelschaltung von Einbauten.

Q1 Q2 'p1

'p 2

3.4 Trägheitswirkung (Induktivität L)

55

3.4 Trägheitswirkung (Induktivität L) Durch die Beschleunigungen und Verzögerungen des Fluids und der mitbewegten Bauteile kann es zu erheblichen, dynamischen Zusatzbelastungen im System kommen (bis zur Anlagenzerstörung). Nach dem dynamischen Grundgesetz der Mechanik gilt für geradlinige (translatorische) Bewegungen:

∑ F = m⋅x

(3.23)

darin ist m

Masse Beschleunigung der Masse

x = a

∑F

Kraftwirkung aller äußeren Kräfte.

.in

fo

Die Beschleunigungen und Verzögerungen werden durch die Trägheitsgrößen behindert (Masse m bei translatorischen Bewegungen, Massenträgheitsmoment J bei rotatorischen Bewegungen).

er 24

3.4.1 Beschleunigung des Fluids

Die Beschleunigung einer Flüssigkeitssäule in einer Rohrleitung erfolgt durch die Druckdifferenz

ni k

p21 ='p = p2 – p1 .

(3.24)

ch

Das 2. NEWTONsche Gesetz der Mechanik liefert nach (3.23) d

.te

∑ F = p21⋅ A = dt (m⋅c ) = m⋅x

A m

w

Druckwirkung zur Beschleunigung (Beschleunigungsdruck) oder Druckwirkung zur Verzögerung (Verzögerungsdruck). Rohrleitungsquerschnitt Masse des Fluids.

w

p21

w

darin ist

(3.25)

Druckwirkung und Beschleunigung der Flüssigkeitssäule sind also (zu jedem Zeitpunkt) proportional: p21 (t ) =

m ⋅x (t ) A

(3.26)

Liegt an einer Rohrleitung eine Druckdifferenz an, so wird die Flüssigkeitssäule beschleunigt (Beschleunigungsdruck). Im Umkehrschluss kommt es bei Verzögerung der Flüssigkeitssäule (z. B. durch Schließen eines Ventils) durch die Trägheitswirkung zu einem Druckanstieg (Verzögerungsdruck).

56


3.4.2 Induktivität L einer Rohrleitung Ist eine Rohrleitung der Länge l mit dem Querschnitt A mit einem Fluid der Dichte U befüllt, so erfährt der Inhalt eine Beschleunigung x aufgrund der Druckdifferenz p21 A⋅l ⋅ ρ⋅x = p21 ⋅ A

(3.27)

Mit der zeitlichen Änderung des Volumenstromes Q (Beschleunigung oder Verzögerung im Zeitintervall dt) dQ d = ( A⋅x ) = Q dt dt

x = c

mit

(3.28)

kann eine Proportionalitätskonstante L zwischen der Druckwirkung und dem Volumen- oder Massenstromänderung in der Rohrleitung gefunden werden: p21 =

l⋅ ρ d l⋅ ρ d l ⋅ ρ l ⋅ ρ l ⋅ ( A⋅x ) = ⋅ Q= ⋅Q = ⋅V = ⋅ m A dt A dt A A A N N L'

fo

L

(3.29)

.in

In Analogie zur Elektrotechnik wird die Trägheitsgröße L als hydraulische Induktivität bezeichnet:

er 24

p l⋅ ρ m L = 21 = = 2 A Q A

.te

ch

die Masse des Fluids in der Rohrleitung die Querschnittsfläche der Rohrleitung die Druckdifferenz zwischen Eintritt- und Austritt der Rohrleitung die Beschleunigung oder Verzögerung des Volumenstrom Q aufgrund der Druckdifferenz

w

m A p21 Q

ni k

darin ist

(3.30a)

Q(t ) =

w

w

In einer Simulationsrechnung lässt sich der aktuelle Volumenstrom Q der beschleunigten oder verzögerten Strömung durch Integration der Druckwirkung bestimmen: 1 ∫ p21⋅dt L

(3.30b)

Wird die Masse als Bezugsgröße gewählt (pneumatische Induktivität) so folgt: L '=

∆p21 l = m A

und

(t ) = m

1 ∫ p21⋅dt L'

(3.30c)

3.4.3 Berücksichtigung der Trägheit von mitbewegten Bauteilen Auch das Trägheitsverhalten der Hydromotoren (Arbeitszylinder und Rotationsmotoren) und der zu bewegende Baugruppen und Anlagenteile kann durch eine Induktivität beschrieben werden. Dabei wird die Trägheit von den angehängten, mitbewegten Bauteilen zur Masse des Fluids addiert. Oft ist es so, dass die Masse des Fluids gegenüber der angehängten Masse vernachlässigt werden kann, so dass man über Gleichung (3.30) für translatorische Antriebe (Zylinder, Linearmotor) zu einem analogen Ergebnis kommt:

3.4 Trägheitswirkung (Induktivität L)

Ltrans =

m 2

A

57

Q(t ) =

und

1 ∫ p21⋅dt L

(3.31)

Darin ist

m Ersatzmasse für Fluid und angehängte, mitbewegte Massen, A die Fläche, für die der Volumenstrom Q berechnet wird. Dabei wird davon ausgegangen, dass die hier einzusetzende Ersatzmasse (reduzierte Masse) die gleiche kinetische Energie besitzt, wie alle mitbewegten Massen (Fluid im Zylinder, Fluid im der Rohrleitung und angetriebene Massen) des realen Systems. Die Ersatzmasse wird also über die Energiegleichung (3.3a) berechnet; vgl. auch Kap. 4.6 – Gl. (4.70).

3.4.4 Berücksichtigung der Trägheit bei rotatorischen Hydraulikantrieben

fo

Für Drehbewegungen wird die Trägheitswirkung durch das Massenträgheitsmoment J beschrieben: (3.32)

.in

∑ M = J ⋅ϕ

er 24

darin ist Massenträgheitsmoment

ϕ

Winkelbeschleunigung der Drehbewegung.

∑M

Momentenwirkung aller äußeren Momente

ni k

J

.te

ch

Bei rotatorischen Antrieben wird das gesamte Massenträgheitsmoment J der rotierenden Bauteile und Maschinenelemente auf die Abtriebswelle des Rotationsmotors reduziert. 30

w

Für rotierende Hydraulikmaschinen folgt aus der Leistungsbilanz, hier am Beispiel eines Hydromotors: (3.33)

w

w

P = M ⋅ω= Phyd ⋅η= (V ⋅∆p )⋅η

mit der Winkelgeschwindigkeit ω= 2⋅π⋅n

darin ist

M

Drehmoment des Motors dϕ Winkelgeschwindigkeit ω= dt n Drehzahl des Motors K Wirkungsgrad des Motors

30

V = Q

Volumenstrom in den Motor

'p

Druckdifferenz am Motor

Will, Ströhl (1999) Seite 66.

(3.34)

58


Definiert man das Hub- oder Schluckvermögen des Motors VH in m3 pro Umdrehung, so folgt zunächst für das Drehmoment aus (3.33) M=

(VH ⋅∆p ) 2⋅π⋅1

⋅η

(3.35a)

gleichzeitig ist VH 2⋅π⋅1 2 π 2π = = = dϕ 2⋅π⋅n Q ω dt

(3.35b)

so dass

ϕ=

2π Q. VH

(3.35c)

Setzt man dies in die dynamische Gleichung (3.32) ein 2⋅π⋅1

J ⋅ ⋅η= J ⋅ϕ=

2π Q VH

fo

(VH ⋅∆p )

(3.35d)

.in

M=

er 24

mit J als dem Trägheitsmoment aller rotierenden Bauteile, so folgt

(3.35e)

ni k

⎛ 2 π ⎞2 ∆p = J ⋅⎜ ⎟Q ⎝ VH ⎠ ⎛ 2⋅π⋅⎞2 Lrot = J⎜ ⎟ ⎝ VH ⎠

Q=

1 Lrot

∫ pa ⋅dt

(3.36)

.te

und

ch

und somit für die Induktivität der rotierenden Maschinen

w

w

w

I. A. sind die Trägheitskräfte bzw. die Induktivitäten der angehängten Bauteile Ltrans und Lrot wesentlich größer als die hydraulische Induktivität L des zu beschleunigenden Fluids, so dass dieser Anteil oft vernachlässigt werden kann.

3.5 Kompressibilität (Kapazität C) Durch eine Kraftwirkung kommt es zur elastischen Deformationen der Volumenbegrenzung (Gefäßelemente, Zylinder, Rohrleitungen, vgl. Kap. 4.8.1) und Kompression des Fluids. Das Fluid hat dann potentielle Energie gespeichert. In Analogie zur Elektrotechnik wird hierfür der Begriff Kapazität C eingeführt.

3.5.1 Kapazität C Die hydraulische Kapazität C ist definiert als Volumenänderung pro Druckänderung, C=

∆V dV = ∆p dp

[Ltr/bar]

Für Hydrauliköle folgt nach Gl. (2.3a) mit der Kompressibilität K bzw. der Pressziffer E

(3.37)

3.5 Kompressibilität (Kapazität C) CFl =

59

∆V V = =V ⋅ β ∆p K

(3.38)

Der Ausdruck ist für Öle stark vom gewählten Volumen V abhängig. Da Luft kompressibel ist und wie ein ideales Gas behandelt werden kann, ist es sinnvoller, die pneumatische Kapazität auf die Masse zu beziehen: C=

m m V = = p p R⋅T

(3.39)

3.5.2 Hydraulische Kapazität einer Rohrleitung Bezeichnet man den Eintrittsvolumenstrom einer Rohrleitung mit Q1 und den Austrittsvolumenstrom mit Q2 so wird aufgrund der Kompressibilität ein Volumenstrom 'Q gespeichert (3.40)

.in

fo

∆Q = Q2 − Q1 = Q21

dp = p dt

und

er 24

Durch Einführung der zeitlichen Ableitungen

dV = ∆V = ∆Q dt

V ∆p ⋅ = CFL ⋅ p K dt N

p=

1 CFL

∫ Q21⋅dt

(3.41)

.te

CFL

bzw.

ch

∆Q =

ni k

folgt aus Gl. (3.38) für den gespeicherten Volumenstrom

w

In einer Hydraulikanlage setzt sich C aus der hydraulischen Kapazität des Fluids CFl, der Leitungsaufweitung CLtg und ggf. vorhandenen Druckflüssigkeitsspeichern CSp zusammen:

w

C = CFl + CLtg + CSp

w

(3.42a)

Wobei CFl =

V =V ⋅ β K

mit

CLtg

β=

1 K

Pressziffer

(3.42b)

für Rohrleitungen i. A. vernachlässigbar (vgl. Kap. 4.8.1 Ersatzkompressionsmodul K’) für Schlauchleitungen gem. Herstellerangaben. 1

V ⎛ p ⎞n CSp = 0 ⎜ 0 ⎟ n⋅ p⎝ p ⎠

vgl. Kap. 4.8.2 mit

p0 p V0 n

(3.42c)

Gasfülldruck Flüssigkeitsdruck = Gasdruck, Speichergröße Polytropenexponent (isotherm n = 1, polytrop n = 1,4)

60

3 Grundlagen der Fluidmechanik Q

Reibungsverluste p1

p2

'p21

Rlam Q

'p21

Rturb Q 2

Q(t)

Trägheitswirkung p1

p2

Q1

Q2

Q(t )

1 'p 21 dt L

³

Kompressibilität p2

1 C FL

'p 21

³Q

21 dt

1 C FL

³ Q

2

Q1 dt

fo

p1

er 24

.in

Bild 3-5: Zusammenfassung: Widerstand, Trägheitswirkung und Kompressibilität der Rohrströmung.

Nach dem Impulssatz der Mechanik gilt

G

G

d (m⋅c ) dm G dc = ⋅c + m ⋅ dt dt dt

ch

G

dF =

ni k

3.6 Kraftwirkungen strömender Flüssigkeiten / Impulssatz

(3.43a)

.te

wobei die zeitliche Änderung der Geschwindigkeit bei stationären Strömungen

G

(3.43b)

w

w

w

dc =0 . dt

Der erste Term repräsentiert den Massenstrom dm = ρ⋅Q =m dt

so dass

G

G

F = ∫ dF = ∫

(3.43c)

G

d ( m ⋅c ) G G G G G ⋅c 12 = m ⋅c2 − m ⋅c1 = I 2 − I1 =m dt

(3.43d)

Das Produkt aus Massenstrom und Strömungsgeschwindigkeit wird Impuls I genannt. Der Impuls erzeugt eine Kraftwirkung („Rückstoß der Strömung“). Unter Berücksichtigung von Druck- und Geschwindigkeitsunterschieden zwischen Eintritt (1) und Austritt (2) ergibt sich vektoriell (!): G G G G G G G G G ( c2 − c1 ) = ( p2 + ρ2 ⋅c22 )⋅ A2 − ( p1 + ρ1 ⋅c12 )⋅ A1 F = p2 ⋅ A2 − p1 ⋅ A1 + m

3.7 Leckverluste / Volumenstrom durch Drosselung Q

61

p2 A2 c2 .

I2= m . c2

I2

F = I2 – I1

p1 .

A1

fo

I1= m . c1

- I1

er 24

.in

c1

ni k

Bild 3-6: Kraftwirkung / Impulssatz.

ch


ρ 2 c 2

(3.44a)

w

w

p1 − p2 = ∆p = ζ

.te

Ist der Druck vor und hinter einer Drosselstelle/Leckstelle mit der Querschnittsfläche AD bekannt, so gilt nach Gl. (3.10)

w

durch Einsetzen der Kontinuitätsgleichung und Umstellen nach dem Volumenstrom Q ergibt sich für ein inkompressibles Medium (Hydraulik) die Blendengleichung Q = AD ⋅c = α⋅ AD ⋅

2⋅∆p ρ

(3.44b)

Darin berücksichtigt die Durchflusszahl D den Einfluss von Reibung und Geschwindigkeitsverteilung sowie Turbulenzen an der Blende mit der Querschnittsfläche AD: α=

1 = f ( AD , Re) ζ

(3.44c)

Leckverluste oder Volumenströme durch Drosselstellen können also durch Umkehrung der Ergebnisse aus Kapitel 3.3.1 berechnet werden.

3.7.1 Leckströmungen infolge von Druckdifferenzen im parallelen Spalt Es wird von einer laminaren Strömung in einem Spalt der Länge l, der Breite b und der Höhe h ausgegangen. Nach dem STOKEschen Gesetz stellt sich dabei ein parabolisches Strömungs-

62


profil ein, wobei die mittlere Strömungsgeschwindigkeit etwa 67 % des Maximalwertes beträgt. Bild 3-7 veranschaulicht die Verhältnisse. 31 l

y p2

p1

W(y)

er 24

.in

fo

c(y) bei laminarer Strömung nach STOKE parabolisches Strömungsprofil mit c 0,67 c max

ni k

Bild 3-7: Laminare Spaltströmung und Schubspannungsverteilung.

ch

Nach dem NEWTONschen Reibungsgesetz (2.4) sind Geschwindigkeitsgefälle und Schubspannung proportional: τ = η⋅ D

.te

mit dem Geschw.-Gefälle

D=

dc dy

und den Stoffdaten η= ν⋅ ρ

w

w

w

Da das Geschw.-Profil nach dem STOKEschen Gesetz parabolisch ist, muss der Schubspannungsverlauf linear sein. Für die Schubspannungen gilt gleichzeitig aufgrund der wirkenden Kräfte F ∆p⋅( y⋅b ) y τ= = = ∆p ⋅ . (l ⋅b ) A l Die Schubspannung ist der Strömungsrichtung entgegengesetzt, so dass τ ( y ) = η⋅

dc y =−∆p⋅ . dy l

Durch Integration über das halbe Strömungsprofil (vgl. Koordinatensystem in Bild. 3-7) liefert diese Differentialgleichung c( y )

c( y ) =

∫ 0

∆p dc =− η⋅l

y

∫ −

h 2

∆p y 2 y⋅dy =− ⋅ η⋅l 2

y −

h 2

so dass das Strömungsprofil durch die nachfolgende Gleichung beschrieben werden kann: 31

Findeisen (1994) S. 131 f.


c( y ) =−

63

∆p ⎡ 2 h 2 ⎤ ⋅⎢ y − ⎥ 2⋅η⋅l ⎣ 4 ⎦

Der Maximalwert der Strömungsgeschwindigkeit liegt bei y = 0 und beträgt cmax =

∆p ⋅ h 2 8⋅η⋅l

(3.45a)

Den Leckstrom Q für den parallelen ebenen Spalt erhält man durch Integration über das Geschwindigkeitsprofil: h 2

h 2⎛ h2

h/2

⎞ 2b⋅∆p b⋅∆p⎛ h 2 y3 ⎞ ⎜ ⎜ Q = 2∫ c( y )⋅b⋅dy = − y2 ⎟ dy = y− ⎟ ∫ ⎜ ⎟ ⎜ 2 ηl 0 ⎝ 4 3⎟ ηl ⎝ 4 ⎠ ⎠ 0

0

Darin ist

ni k

ch

w

'p R G

.te

K

Spaltbreite Spalthöhe Spaltlänge dyn. Viskosität des Fluids Druckdifferenz über dem Spalt Rohrwiderstand Leitwert des Rohrwiderstandes

(3.45b)

w

b h l

.in

b⋅h3 ⋅∆p ∆p = = G ⋅∆p . Rlam 12⋅η⋅l

er 24

Q=

fo

so dass

w

Die daraus resultierende Verlustleistung ergibt sich aus der Leistungsbilanz zu PV = ∆p⋅Q =

b⋅h3 ⋅∆p 2 = Q⋅ ρ⋅c p ⋅∆ϑ 12⋅η⋅l

(3.46a)

da diese Verluste direkt in Wärme umgesetzt werden, lässt sich aus der Wärmebilanz die Temperaturerhöhung des Fluids berechnen: ∆ϑ =

∆p cp ⋅ ρ

(3.46b)

Hinweis: Die Temperaturerhöhung ist nur von der Druckdifferenz, nicht aber vom Volumenoder Massenstrom abhängig!

64


3.7.2 Leckstrom im Ringspalt Setzt man für die Spaltbreite den mittleren Spaltumfang b = π⋅d m so folgt für den konzentrischen Ringspalt direkt aus Gl. (3.45b) Q=

π⋅d m ⋅h3 ⋅∆p ∆p = = G ⋅∆p Rlam 12⋅η⋅l

(3.47a)

Die Herleitung für den Leckstrom im exzentrischen Ringspalt ist etwas aufwendiger. Die Lösung wird hier vollständigkeithalber angegeben. Die Analogie zum konzentrischen Ringspalt ist deutlich erkennbar: Q=

π⋅d m ⋅h3 ⋅∆p ⋅ 1+1,5⋅ε3 = G ⋅∆p 12⋅η⋅l

(

)

e ε= = 0...1 h

mit

(3.47b)

fo

3.7.3 Leckströmungen in röhrenförmigen Strömungskanälen

64 l ⋅ Re d

Re =

c⋅d ν

ν=

c=

Q = x A

(3.48a)

ni k

so dass

η ρ

er 24

ζ=

.in

In kleinen Strömungskanälen von Hydraulikventilen stellt sich nach dem Gesetz von HAGENPOISSEULLE (vgl. Gl. (3.12) und (3.14) in Kap. 3.3.1) eine laminare Strömung ein

w

w

⎛ d 4 ⋅π ⎞ Q =⎜ ⎜ 128⋅η⋅l ⎟ ⎟⋅∆p = G ⋅∆p ⎝ ⎠

w

bzw.

(3.48b)

.te

ch

⎛ l⎞ ρ ⎛ 64 l ⎞ ρ ρ ∆pV = ζ⋅ c 2 =⎜ λ⋅ ⎟⋅ ⋅c 2 =⎜ ⋅ ⎟⋅ ⋅c 2 ⎝ d⎠ 2 ⎝ Re d ⎠ 2 2 ⎛ 64⋅ν l ⎞ ρ 2 ⎛ 128⋅ν⋅l ⋅ ρ ⎞ =⎜ ⋅ ⎟⋅ ⋅c =⎜ ⎟⋅Q ⎝ c⋅ d d ⎠ 2 ⎝ d 4 ⋅π ⎠

(3.48c)


65

3.7.4 Ausfluss an Drosselstellen (Pneumatik) Bei kompressiblen Medien ist Vordruck p1

V = Q ≠ konst

+

Totalenthalphie h1 = h2

+

m

dm dt

U c A

p c A R T

Enthalpie h

vielmehr gilt nach der Kontinuitätsgleichung nun konst.

so dass die Massenstromdichte

c12 2 h 1 = h ( p 1 , t1 )

c22 2

Hinterdruck p2

m = ρ⋅c . A 'hs

.in

c2 = konst. 2

bzw. unter Berücksichtigung von Verlusten

Entropie s

ni k

1 1 h1 + c12 = h2 + c22 +∆hV 2 2

er 24

ht = h +

h2 = h(p2 , t2 )

fo

Bei adiabaten Strömungsvorgängen erhält der Energieerhaltungssatz mit der Gesamtbzw. Totalenthalphie die Form

ch

Die Enthalphiedifferenz 'hs bei gleichbleibender Entropie s ist gem. Tab. 2.9

w

w

.te

χ−1 ⎡ ⎤ ⎢⎛ p2 ⎞ χ ⎥ χ ∆hS = ⋅ p1 ⋅v1⎢⎜ ⎟ −1⎥ χ−1 ⎢⎝ p1 ⎠ ⎥ ⎣ ⎦

w

Bei einem Ausströmvorgang mit dem Anfangszustand p1, T1, c1 | 0 wird somit c2 ≈ 2⋅(h1 − h2 )

(3.49a)

und unter Berücksichtigung einer isentropen Zustandsänderung ⎛ T ⎞ c2 ≈ 2⋅c p (T1 −T2 ) = 2⋅c pT1⎜1− 2 ⎟ ⎝ T1 ⎠

mit χ−1 χ

T2 ⎛ p2 ⎞ =⎜ ⎟ T1 ⎝ p1 ⎠ folgt

und

cp R

=

χ χ−1

(3.49b)

66

3 Grundlagen der Fluidmechanik χ−1 ⎞ ⎛ ⎜ ⎛ p2 ⎞ χ ⎟ χ c2 ≈ 2⋅ ⋅ R⋅T1⎜1−⎜ ⎟ ⎟ χ−1 ⎜ ⎝ p1 ⎠ ⎟ ⎝ ⎠

(3.49c)

Der austretende Massenstrom im Querschnitt A2 wird also χ−1 ⎞ ⎛ ⎜ ⎛ p2 ⎞ χ ⎟ χ = ρ2 ⋅ A2 ⋅ 2⋅ ⋅ R⋅T1⎜1−⎜ ⎟ ⎟ . m χ−1 ⎜ ⎝ p1 ⎠ ⎟ ⎝ ⎠

(3.49d)

Ersetzt man hier 1

fo

⎛ p ⎞χ ρ v ρ2 = ρ1 ⋅ 2 = ρ1 ⋅ 1 = ρ1 ⋅⎜ 2 ⎟ ρ1 v2 ⎝ p1 ⎠

.in

so folgt

er 24

1 χ−1 ⎞ ⎛ ⎛ p2 ⎞χ ⎜ ⎛ p2 ⎞ χ ⎟ χ = ρ1 ⋅⎜ ⎟ ⋅ A2 ⋅ 2⋅ ⋅ R⋅T1⎜1−⎜ ⎟ ⎟ m χ−1 ⎝ p1 ⎠ ⎜ ⎝ p1 ⎠ ⎟ ⎝ ⎠

ni k

2 χ+1 ⎞ ⎛ χ ⎜⎛ p2 ⎞χ ⎛ p2 ⎞ χ ⎟ = A2 ⋅ 2⋅ p1 ⋅ ρ1 ⋅ m ⎜⎜ ⎟ −⎜ ⎟ ⎟ χ−1⎜⎝ p1 ⎠ ⎝ p1 ⎠ ⎟ ⎝ ⎠

w

Widerstandbeiwert ] Durchflusszahl D Durchflussfunktion \

w

x x x

w

Unter Berücksichtigung von

.te

ch

(3.49e)

(Reibung, Verwirbelungen) (Strömungseinschnürung) und (Druckverhältnis vor und hinter Drossel/Blende)

wird die Blendengleichung

= A2 ⋅ p1 ⋅ m

2 ⋅ψ⋅ζ⋅α R⋅T1

Für die Durchflussfunktion gilt im unterkritischen Bereich 0,528
x 2 bzw. x3 > x 1

4.5 Ventile

95

4.5 Ventile 4.5.1 Hydraulikventile Bei den Hydraulikventilen erfolgt die Druck- oder Volumenstromregelung über die Freigabe von Strömungsquerschnitten nach der Drosselgleichung (3.44) Q = α⋅ A⋅

2⋅∆p ρ

(4.36)

Die Bauarten können wie folgt klassifiziert werden: Hydraulikventile

Druckbegrenzungs-

Drossel-

Absperr-

Druckreduzier-

Stromregel-

Rückschlag-

Druckdifferenz-

Stromteiler-

Wechsel-

Druckverhältnisventile

ventile

Wegeventile

fo

Sperrventile

.in

Stromventile

Proportional- und Servoventile

zur Steuerung zur Steuerung oder von verschiede- Regelung von Teilnen Wegen des volumenströmen Ölstromes, z. B. nach links oder rechts.

ni k

er 24

Druckventile

.te

ch

ventile

w

w

Die Aufgaben und Funktionsweisen der jeweiligen Ventiltypen werden nachfolgend erörtert.

w

4.5.1.1 Druckventile

a) Druckbegrenzungsventil Aufgabe des Druckbegrenzungsventil (DBV) ist es, den Systemdruck zu begrenzen. Es gehört zur Betriebseigenschaft einer Konstantpumpe, dass unabhängig von der Belastung ein gleichbleibender Volumenstrom geliefert wird. Würde das System keinen Volumenstrom mehr abnehmen (z. B. weil der Zylinder in der Endlage ist), würde die Pumpe weiterhin Öl fördern, bis das schwächste Glied im System zerstört wird (Leitungsbruch, Wellenbruch o.ä.). Deshalb gehört parallel zu jeder Verdrängerpumpe ein Druckbegrenzungsventil.

96

4 Komponenten und Bauteile

Druckbegrenzungs ventil

Konstantpumpe

p2 Q2

p1 Q1

x

x Kolbenposition A Kreisfläche A‘ Kreisringfläche

.in

fo

Bild 4-26: Druckbegrenzungsventil (nach MATTHIES).

er 24

Zur Herleitung der Betriebscharakteristik liefert der Schwerpunktsatz der Mechanik mit der Trägheitskraft, den Druckkräften und der Federkraft (c = Federkonstante [N/m]) aus Abb. 4-26

∑ F = m⋅x = p1 ⋅ A− A⋅ p2 +(− p1 A '+ p1 A ')− c⋅ x − FD

(4.37)

w

FD ⎛ 64 l ⎞ ρ 2 =⎜ ⋅ ⋅⎟ ⋅c A ⎝ Re d ⎠ 2

wobei

Re =

c⋅d Ȟ

und

ν=

η ρ

(4.38a)

w

ǻp =

.te

ch

ni k

Dabei ist FD die Dämpfungskraft, die der Bewegungsrichtung entgegengesetzt ist. Diese Kraft resultiert aus den Strömungwiderständen der Überströmkanäle: Bei der Aufwärtsbewegung des Kolbens wird Öl über den oberen Überströmkanal mit der Querschnittsfläche Akanal verdrängen und über den unteren Kanal angesaugt. In beiden Kanälen stellt sich eine laminarer Strömung nach dem Gesetz von HAGEN-POISSEULLE (3.12) ein

w

Mit der Kontinuitätsgleichung wird die Strömungsgeschwindigkeit im Kanal A x c= Akanal

(4.38b)

Es ergibt sich eine geschwindigkeitsproportionale Widerstands- bzw. Dämpfungskraft ⎛ η⋅l A ⎞ FD =⎜ A⋅32⋅ 2 ⋅ ⎟⋅x Akanal ⎠ ⎝ d

(4.38c)

bzw. mit den Abkürzungen aus dem Anhang A2 FD = b⋅x

mit

b

Dämpfungskonstante.

(4.38d)

Die Gleichung (4.38c) kann auch als geschwindigkeitsproportionaler Dämpfungsdruck interpretiert werden: ∆p =

FD ⎛ η⋅l 1 ⎞ =⎜32⋅ 2 ⋅ ⎟⋅ A⋅x A ⎝ Akanal ⎠ d

bzw.

dann ist G der Leitwert der Verbindungsleitung.

x⋅ A = G ⋅∆p

(4.38e)

4.5 Ventile

97

Formuliert man nun den Schwerpunktsatz so um, dass die Bewegungsgrößen x, x,x auf die linke Seite und die Störgrößen auf die rechte Seite kommen, so erhält man nach Teilung durch die Masse m die Schwingungsdifferentialgleichung 2. Ordnung in der normierten Form

x +

b c A x + ⋅ x = ⋅( p1 − p2 ) m m m

(4.39a)

Das Druckbegrenzungsventil ist also ein schwingungsfähiges Feder-Masse-System, das bei ungünstigen Betriebsbedingungen „flattern“ kann – z. B. bei Schwingungserregung durch den Ungleichförmigkeitsgrad der Pumpe F(t). Verallgemeinert erhält die Schwingungsdifferentialgleichung die Form (vgl. Anhang A2)

x + 2 D ωo ⋅x +ωo2 ⋅ x =

F (t ) m

(4.39b)

dabei wurde ersetzt

.in

c m

er 24

ωo2 =

b m

fo

2 D Ȧo = 2 į =

G ZR

Dämpfungskonstante Dämpfungsgrad Abklingkonstante Eigenkreisfrequenz.

ch

b D

ni k

mit

.te

Die Schwingungsdifferentialgleichung liefert direkt die Eigenkreisfrequenz Z0 und die Eigenfrequenz fo des Druckbegrenzungsventils

w

2π c = T m

w

ωo = 2 π⋅ f o =

(4.40)

w

Im stationären Zustand (Ruhelage x = x = 0 ) kann gem. (4.39) der Systemdruck durch den Federweg x (Federkraft c x) eingestellt werden c A ⋅ x = ⋅( p1 − p2 ) . m m

(4.41)

Bis zum Erreichen des eingestellten Druckes 'p = p1 – p2 bleibt das Ventil geschlossen; die stationäre Kennlinie Abb. 4-27 ist fast unabhängig vom Volumenstrom. Nach Überschreiten des eingestellten Druckes, zeigt das Ventil eine quadratische Kennlinie nach Abb. 3-3: 'p ~ Q2 bzw. 'p = R . Q2. Nach der Drosselgleichung (3.44) erhält man mit der, an der Drosselstelle freigegeben Querschnittsfläche A(x) den Volumenstrom Q = α⋅ A( x)⋅

2⋅∆p ρ

(4.42)

Abb. 4-27 zeigt die stationäre Kennlinie eines Druckbegrenzungsventils. Durch Strömungskräfte kommt es bei höheren Volumenströmen zu einer leichten Abweichung von der idealen Kennlinie.

98


Vordruck p1

direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil vorgesteuertes DBV ideale Kennlinie

fo

unterhalb dieser Linie reicht der freigegebene Querschnitt A(x) nicht mehr aus, der Systemdruck ist nicht mehr einstellbar.

.in

Volumenstrom Q

ni k

er 24

Bild 4-27: Stationäre Kennlinie eines Druckbegrenzungsventils.

b) Druckregelventil / Druckminderer / Druckreduzierventil

.te

ch

Das Druckregelventil hält den Hinterdruck p2, z. B. für einen Niederdruckkreislauf, konstant.

p1 Q1

Lecköl

Niederdruck (ND) p2

p1

w

w

w

Hochdruck (HD)

x

p2 Q2

p1

Bild 4-28: Druckreduzierventil (nach MATTHIES)

In Analogie zu den o.g. Ausführungen ergibt sich hier, wenn das Lecköl frei abfließen kann,

∑ F = m⋅x =( p1 A '− p1 A ')+ p2 ⋅ A− c⋅ x − FD x +

b c A x + ⋅ x = ⋅ p2 . m m m

(4.43a) (4.43b)

4.5 Ventile

99

Für den statischen Fall (x = x = 0) wird daraus c A ⋅ x = ⋅ p2 . m m

(4.43c)

Mit der Federkraft wird hier also der Hinterdruck p2 eingestellt. Aus Abb. 4-28 ist erkennbar, wenn der Leckölabfluss verstopft, kommt es zur Fehlfunktion des Ventils. Dies gilt grundsätzlich für alle Hydraulikventile, da das Öl nahezu inkompressibel ist.

c) Differenzdruckventil / Druckdifferenzventil

x

.in

fo

Dieses Ventil hat die Aufgabe, die Druckdifferenz, z. B. zwischen dem Haupt- und dem Hilfsdrucksystem konstant (unabhängig vom Volumenstrom) zu lassen. Es kann z. B. auch zur Drehmomentbegrenzung für einen Hydromotor eingesetzt werden.

p2 Q2

A

er 24

p1 Q1

ni k

A0

p1 Q1

w

w

w

.te

ch

p0

x

M p2 Q2

Bild 4-29: Bauformen für Differenzdruckventile (nach MATTHIES).

Der Schwerpunktsatz der Mechanik liefert für Abb. 4-29 (unten)

∑ F = m⋅x =− c⋅ x +( p1 A '− p1 A ')+ p1 ⋅ A− p2 ⋅ A− FD

(4.44a)

Somit wird die dynamische Grundgleichung

x +

b c A x + ⋅ x = ( p1 − p2 )⋅ m m m

und damit die Eigenkreisfrequenz

(4.44b)

100


ωo = 2 π⋅ fo =

2π c = T m

(4.44c)

In der statischen Ruhelage ist x = x = 0 und deshalb c⋅ x = ( p1 − p2 )⋅ A

(4.44d)

Über die Federkraft wird hier also eine Druckdifferenz eingestellt. Der Durchfluss wird für p1 > p2 Q1 = α⋅ A( x)⋅

2 ( p1 − p2 ) . ρ

(4.44d)

d) Druckverhältnisventil

.in

fo

Das Druckverhältnisventil sorgt dafür, dass zwischen Eingang- und Ausgangsdruck ein konstantes Verhältnis eingehalten wird. Hierdurch kann beispielsweise die Leistungsaufteilung bei Pumpen und Motoren eingestellt werden.

p1 Q1

p2 Q2

ch

ni k

x

er 24

A1

w

.te

Lecköl

w

w

A2

p1

p2

Bild 4-30: Druckverhältnisventil nach MATTHIES, Anwendungsbeispiel zur Lastverteilung.

Die einzelnen Drücke wirken dabei auf unterschiedliche Flächen, so dass nun bei freiem Leckölabfluss

∑ F = m⋅x =− p1 ⋅ A1 + p2 ⋅ A2 +( p1 ⋅ A1' − p1 ⋅ A1' )− F D in der statischen Ruhelage (x = x = 0) wird

(4.45a)

4.5 Ventile

101

p1 A = 2 , p2 A1

(4.45b)

das Druckverhältnis hängt also nur vom Flächenverhältnis ab. In der Symbolik repräsentieren die Flächen links und rechts vom Ventil die relative Größe der Kolbenflächen.

4.5.1.2 Stromventile Stromventile haben die Aufgabe, den Volumenstrom zu steuern (Blende, Drosselventile, Stromteiler) oder zu regeln (Stromregelventil).

Konstantdrossel

a) Drosselventil

Konstantblende

Blenden oder Drosselventile beeinflussen über eine Querschnittsverengung den Volumenstrom nach der Drosselgleichung (3.44b)

fo er 24

.in

2⋅∆p ρ

Q = α⋅ AD ⋅

einstellbare Drossel

Bei verstellbaren Drosseln ist der Drosselquerschnitt AD einstellbar. Drosselstellen führen zu Energieverlusten und Erwärmung des Öls nach Gl. (3.46b)

ni k

∆p cp ⋅ ρ

ch

∆ϑ =

w

w

w

.te

Dies führt zu ungünstigen Betriebskosten und sollte nach Möglichkeit vermieden werden. So sollte die Stromdrosselung (z. B. zur Drehzahl- oder Geschwindigkeitsverstellung) eher durch Änderung der Druckdifferenz (z. B. mit einer Verstellpumpe) erfolgen; vgl. dazu Kap. 5.2 Load-Sensing. Dies erfordert i. A. zu höhere Investitionskosten, reduziert damit aber die Energieverluste und Betriebskosten.

b) Stromteilerventil

Stromteilerventile teilen den Volumenstrom so auf, dass z. B. zwei Hydromotoren im Parallelbetrieb gefahren werden können. Durch die Drosselquerschnitte werden die Teilströme bestimmt. Dabei gewährleistet eine Druckwaage hinter den Drosselstellen, dass vor den Motoren der gleiche Druck anliegt. Über beiden Motoren liegt also (belastungsunabhängig) die gleiche Druckdifferenz an.

p1

p2 Q

Q1 Q2 wobei

Q1 Q2

konst.

Bild 4-31: Stromteilerventil mit Anwendungsbeispiel.

102


c) Stromregelventil Stromregelventile haben die Aufgabe, den Volumenstrom unabhängig von der Belastung des nachgeschalteten Verbrauchers konstant zu halten. Q = konst.

In der nachfolgenden Abb. 4-32 hält dazu ein Druckventil (Druckwaage) die Druckdifferenz über einer Drosselstelle konstant (hydraulische Rückkopplung):

'pDR = konst.,

Q = α⋅ AD ⋅

so dass

2⋅∆pDR = konst. ρ

p3 V3

ni k

er 24

.in

xV

xC

fo

pC

p1 Q1

p4 V4

ch

p2 Q2

.te

Bild 4-32: Stromregelventil.

w

w

Ein Stromregelventil ist also eine Kombination aus Druckdifferenzventil und Drosselventil (hydraulische Rückkopplung).

w

Für die beiden Drosselstellen in Abb. 4-32 gelten die Drosselgleichungen Q1 = α1 ⋅ A( xC )⋅

2 ( pc − p1 ) ρ

(4.46a)

Q2 = α2 ⋅ A( xv )⋅

2 ( pc − p2 ) ρ

(4.46b)

Das Kräftegleichgewicht am Kolbenschieber liefert mit den Druck- und Federkräften ⎡p4 − p3 ⎦ ⎤+ ( FcO − c⋅ xc ) m⋅xc = Ac ⋅⎣

(4.46c)

Die Dämpfungskräfte aus den Überströmkanälen können nach dem Gesetz von HAGEN POISEULLE gem. Gl. (3.48) bestimmt werden. Nachfolgend soll exemplarisch gezeigt werden, wie die beiden Verbindungskanäle physikalisch miteinander kommunizieren: Mit der Kolbenbewegung x und der Leckströmung nach Gl. (3.48) folgt aus der Kontinuitätsgleichung unter Berücksichtigung der Kompressibilität der eingeschlossenen Volumina dQ = dQzu – dQab

4.5 Ventile

103

hier also explizit V3 ⋅ p3 =−Ac ⋅xc − G3 ⋅( pc − p3 ) K

mit

G3 =

1 R3

V4 ⋅p4 =+Ac ⋅xc + G4 ⋅( p4 − p2 ) . K

(4.46d) (4.46e)

Wird angenommen, dass die Kapazität C = V/K jeweils vernachlässigbar ist (V | 0), so folgt Ac ⋅xc = G3 ⋅( p3 − pc )

(4.46f)

Ac ⋅xc = G4 ⋅( p2 − p4 )

(4.46g)

Die Drücke oberhalb und unterhalb des Kolbenschiebers sind also A p3 = pc + c ⋅xC G3

fo

(4.46h)

G3 + G4 ⎡p2 − pc ⎦ ⎤+ FcO ⋅xc + c⋅ xc = Ac ⋅⎣ G3 ⋅G4

(4.46i)

(4.46j)

ni k

m⋅xc + Ac2

er 24

Setzt man dies in (4.46c) ein, so erhält man

.in

A p4 = p2 − c ⋅xC . G4

bzw. in normierter Form nach Anhang A2

ch

⎡p2 − pc ⎦ ⎤+ FcO Ac ⋅⎣ Ac2 G3 + G4 c ⋅xc + ⋅ xc = m G3 ⋅G4 m m

(4.46k)

.te

xc +

Eigenkreisfrequenz

w

c m

w

ω02 =

w

mit

b A2 G + G4 A2 = c 3 = c ( R3 + R4 ) = 2 D ω0 m m G3 ⋅G4 m

Dämpfungsgröße

(4.46l) (4.46m)

Die Verbindungskanäle wirken also wie eine Reihenschaltung nach Kap. 3.3.3 Gl. (3.20) ! In der statischen Ruhelage (x = x = 0) folgt daraus F c ⎡pc − p2 ⎦ ⎤= cO − ⋅ xc = ⎣ Ac Ac

Fc Ac

(4.46n)

Die Druckdifferenz über der Drosselstelle A(xV) ist also abhängig von der Kolbenschieberposition xc, sie kann durch die Federspannung Fc eingestellt werden: Steigt der Druck p2 so bewegt sich der Kolbenschieber xc nach oben, es wird ein größerer Querschnitt A(xc) freigegeben, der Druck pc steigt solange, bis das Druckleichgewicht wieder hergestellt ist. Durch die hydraulische Rückkoppelung des Ausgangsdruckes p2 auf den Kammerdruck pc (über p4) wird die Druckdifferenz 'p = pc – p2 konstant gehalten, so dass nach der Drosselgleichung immer ein gleich bleibender Volumenstrom Q zur Verfügung steht:

104

4 Komponenten und Bauteile 2 ( pc − p2 ) = konst. ρ

(4.46o)

Volumenstrom Q

Q = Q2 = α2 ⋅ A( xv )⋅

Druck p2

.in

fo

Bild 4-33: Kennlinie eines Stromregelventils.

er 24

4.5.1.3 Sperrventile

ni k

Zu den Sperrventilen gehören die Rückschlag- und Wechselventile. Die Druckverluste steigen mit dem Quadrat der Strömungsgeschwindigkeit.

Rückschlagventil

A

B

Q

.te

'p

ch

Wechselventil

y x1

x2

w

w

w

Drosselrückschlagventil

Druckverlust 'p

A

„ODER“ B

Volumenstrom Q

Bild 4-34: Sperrventile.

x2

x1

AÆB

x2

y

0

0

0

0

1

1

1

0

1

1

1

1

x1

x2

y

0

0

0

0

1

0

1

0

0

1

1

1

y

BÆA 'p ~ Q2

x1

„UND“

4.5 Ventile

105

4.5.1.4 Wegeventile Wegeventile geben verschiedene Schaltwege für das Fluid frei. Dabei wird i. A. ein Kolbenschieber so verschoben, dass unterschiedliche Strömungskanäle freigegeben werden. Abb. 4-35 zeigt ein geschnittenes 4/3-Wegeventil, in Abb. 4-36 wird die Funktionsweise eines 4/2Wegeventils beschrieben und Abb. 4-38 zeigt in Ergänzung zu Kap. 4.3 die Symbolik dazu. Dabei bezeichnet die erste Zahl die Anzahl der Anschlüsse A,B P T

gesteuerte Anschlüsse Druckanschluss Tankanschluss

und die zweite Zahl die Anzahl der Schaltpositionen (hier PÆA, PÆB und ggf. Sperrstellung). Beim Umschalten gibt es die Varianten mit

er 24

.in

fo

a) pos. Schaltüberdeckung: Æ Beim Schaltvorgang sind die Anschlusskanäle kurzzeitig gegeneinander gesperrt, Æ der Druck bleibt in den Leitungen erhalten, Æ ggf. kommt es zu Druckspitzen durch dyn. Vorgänge.

ni k

b) Neg. Schaltüberdeckung: Æ Beim Schaltvorgang sind die Anschlusskanäle kurzzeitig verbunden, Æ es kommt zum Druckeinbruch beim Umschalten, Æ d.h. es besteht die Gefahr der Lastabsenkung am Verbraucher (z. B. Hydraulikzylinder).

w

w

w

.te

ch

c) Null-Schaltüberdeckung: Æ Ermöglicht die kontinuierliche Steuerung und Umschaltung, erfordert jedoch einen hohen Fertigungsaufwand, geringe Toleranzen und ist damit teurer.

Bild 4-35: 4/3-Wegeventil (Foto Prust).

106

4 Komponenten und Bauteile A

4/2-Wegeventil

B

P T PÆA

QA

QT

QB

QA

PÆB

QP

QT

pos. Überdeckung

QP

QA

QB

er 24

.in

fo

neg. Überdeckung

QB

QP

QP

w

w

w

.te

ch

ni k

Bild 4-36: 4/2-Wegeventil in Kolbenschieberbauweise, Funktionsweise, Schaltüberdeckung.

Bild 4-37: 4/3-Wegeventil (Foto Prust).

4.5 Ventile

107

4/3-Wegeventil

A B

A B

A B

P T Durchflussstellung

P T Umlaufstellung

P T Schwimmstellung

A B

P T Sperrstellung 3/2-Wegeventil

P T

P T

A

fo

A

...mit Zwischenstellung (pos. Schaltüberdeckung)

P T

proportionalwirkendes Wegeventil

er 24

Standardsymbol

.in

A

ni k

ch

Bild 4-38: Beispiele für Wegeventile.

A B

.te

4/3-Wegeventil

mit beliebigen Zwischenstellungen PÆA: 0...100 %

w

P T

w

Druckverluste 'p [bar]

10

w

Nenndruchfluss 50 Ltr/Min bei 36 mm²/s

8

PÆA PÆB A Æ T, B Æ T PÆT

6

4

2

10

20

Bild 4-39: Kennlinie eines 4/3-Wegeventils.

30

40 50 Volumenstrom Q [Ltr/Min]

108


4.5.1.5 Proportionalwirkende Ventile Proportionalwirkende Ventile sind Wegeventile, die beliebige Zwischenpositionen einnehmen können. Sie werden auch als Regelventile bezeichnet. So kann z. B. in einem Bagger der Bediener entscheiden, ob der hydraulische Ausleger ausgefahren, gehalten oder eingefahren werden soll. Das Proportionalventil kann für jeden Volumenstrom zwischen „voll voraus“... „stopp“... „voll zurück“ eingestellt werden (Stellgröße s: -100 % ...0% ... +100 %).

Servoventile und

x

Proportional-Wegeventile.

.in

x

fo

Abb. 4-40 zeigt eine geregelte Anwendung zur Positionierung einer, durch eine Kraft F(t) belastete Masse m. Dabei wird die Position x der Masse über einen Wegaufnehmer gemessen. Ein Regler vergleicht den Ist-Wert mit dem Soll-Wert und ändert ggf. die Stellgröße s solange, bis keine Regelabweichung mehr existiert (Soll-Wert = Ist-Wert). Das Regelventil drosselt entsprechend den Volumenstrom zum Zylinder zwischen –100% QN und +100% QN. Sie werden deshalb auch als „drosselnde Wegeventile“ oder als „Stetigventile“ bezeichnet. Die Betätigung kann mechanisch (vgl. Bagger Abb. 4-41) oder elektromechanisch erfolgen (vgl. Positionierung Abb. 4-40 und 4-46). Man unterscheidet zwei Bauformen:

er 24

Bei den Schaltsymbolen ist die Bauform nicht erkennbar (gleiches Symbol).

ni k

x x x

A

Masse m Q2 p2

w

w

w

Q1 p1

.te

ch

F(t)

xIst Regler

B Stellgröße 's

Regelventil RV

P

xSoll

T

Druckquelle Systemdruck pS Bild 4-40: Positionierung einer Masse mit einem Regelventil.

Tankdruck p0

109

ni k

er 24

.in

fo

4.5 Ventile

.te

ch

Bild 4-41: Handbetätigtes Wegschieberventil aus der Mobilhydraulik (Foto Prust).

a) Servoventile

w

w

w

„Servo“ bedeutet, dass mit einer kleinen Eingangsleistung eine große Ausgangsleistung gesteuert wird. Vom Prinzip sind es vorgesteuerte Proportionalventile. Servoventile werden eingesetzt, wo eine schnelle und präzise Einstellung von Bewegungen oder Drücken notwendig ist. Abb. 4-42 zeigt das Funktionsschema eines Servoventils: Kernstück ist ein elektromechanischer Steuermotor, der so genannte Torque-Motor41, und ein Prallplattensystem.42 In der dargestellten Ruheposition versorgt der Druckanschluss P nicht nur den Steuerkolben (der wiederum, je nach Kolbenschieberposition das System über die Anschlüsse A und B versorgt), sondern auch das Prallplattensystem mit QD. Das Öl fließt dabei über die linke und rechte Kammer zu den Düsen des Prallplattensystems. Wird die Prallplatte nach links verschoben, so steigt in der linken Kammer des Kolbenschiebers der Druck etwas an, der Kolbenschieber wird nach rechts verschoben und das System wird über den Anschluss A mit Drucköl versorgt. Die Verschiebung der Prallplatte erfolgt mit dem Torque-Motor. Mit Hilfe von zwei Spulen kann die Prallplatte gegen oder im Uhrzeigersinn gedreht werden, so dass wahlweise die linke oder die rechte Düse leicht blockiert und dadurch der Kolbenschieber nach rechts oder links verschoben werden kann. 41 42

Torque (engl.) = Drehmoment, Verdrehung / Verdrillung siehe auch http://www.moog.de/noq/_general__c345/

110


Durch Ansteuerung des vorgeschalteten Torque-Motors können mit kleinen Betätigungskräften äußerst fein sehr große Stellkräfte und Ausgangsgrößen erreicht werden (Prinzip der Vorsteuerung; große Verstärkung). Da die magnetische Feldstärke abhängig vom Strom I (und nicht von der Spannung U) ist, besitzt die Ansteuerelektronik einen Stromeingang und ist nicht spannungsgeführt. Strom I

Steuermotor (Torque-Motor) Permanentmagnet Prallplattensystem

QA pA

QD

QB pB

QD

er 24

.in

fo

Steuerkolben

QP pP

ni k

QT pT

w

w

w

.te

ch

Bild 4-42: Funktionsprinzip eines Servoventils.

Bild 4-43: Servoventil: Ventilgehäuse mit Torque-Motor und Permanentmagnet (Mitte), Torque-Motor mit Prallplatte (rechts oben), Düsenträger – mittig zwei Düsen erkennbar (links oben) – Foto: Prust.

111

er 24

.in

fo

4.5 Ventile

ni k

Bild 4-44: Frequenzgang (BODE-Diagramm) eines Servoventils.

G ( s) =

w

w

w

.te

ch

Die Analyse des dynamischen Systems ist hier etwas komplizierter als bei den Druckventilen. Abb. 4-44 zeigt den Frequenzgang (BODE-Diagramm) eines Servoventils, vgl. dazu die Ausführungen im Anhang A3.3. Bei niedrigen Frequenzen folgt das Ventil direkt, in der Nähe der Eigen- bzw. Eckfrequenz sinkt die Amplitude, es kommt zur Phasenverschiebung. Oberhalb der Eckfrequenz sind Eingangs- und Ausgangsgröße gegenphasig, der Eingang kann keine Signalwirkung mehr erzeugen, die Amplitudenwerte der Ausgangsgröße QA werden immer kleiner. Das Servoventil zeigt also ebenfalls das Verhalten eines Verzögerungsgliedes 2. Ordnung (Tiefpass-Verhalten). Die dazugehörige Übertragungsfunktion lautet: X k* k = 2 = 2 2 2 I s + 2 D ωo ⋅ s +ω0 T2 ⋅ s +T1 ⋅ s +1

(4.47a)

Eingangsgröße ist dabei der Strom I; Ausgangsgröße die Kolbenschieberposition x bzw. der Volumenstrom QA (wobei Nichtlinearitäten durch die Geometrie und die Ansteuerelektronik kompensiert werden können). Zur Lastabhängigkeit des Volumenstrom QA siehe Abschn. „Kennlinienbeispiel eines Proportionalventils“). Die Frequenzkennlinie in den Datenblättern ist gewöhnlich normiert (vgl. Anhang A3.3), so dass ⎡ ⎢ G dB = 20⋅log G = 20⋅⎢ log1− log ⎢ ⎣ 2

⎤ ⎛ ω2 ⎞2 ⎛ 2 D ω ⎞2 ⎥ ⎜1− ⎟ +⎜ ⎟ ⎥= ⎜ 2⎟ ⎝ ω0 ⎠ ⎝ ω0 ⎠ ⎥ ⎦

⎛ ω2 ⎞ ⎛ 2 D ω ⎞ ⎟ = 0 − 20 log ⎜ ⎟ ⎜1− ω2 ⎟ +⎜ ω0 ⎠ ⎝ 0⎠ ⎝

2

(4.47b)

112


gilt. Die Eigen- oder Eckfrequenz kann direkt aus der Frequenzgangkennlinie des Herstellers entnommen werden (bei der Phasenverschiebung von 90°): ωE =

1 c = T2 m

(4.48)

der Dämpfungsparameter D kann über ein beliebiges Wertepaar aus dem Diagramm berechnet werden.

b) Proportional-Wegeventile/Proportionalventile/Stetigventile/Regelventile

er 24

.in

fo

Proportionalventile besitzen stetig steuerbare Elektromagneten, so dass jede Kolbenschieberposition einstellbar ist. Durch die Magnet- und Reibungshysterese ist die Positionsgenauigkeit weniger ausgeprägt als bei Servoventilen. Aufgrund der Druck- und Strömungskräfte müssen die Magnetkräfte deutlich größer sein als bei Servoventilen. Der Anschaffungspreis ist im Vergleich zum Servoventil jedoch deutlich günstiger, daher sind Proportionalventile in der Industrie- und Mobilhydraulik weit verbreitet. Abb. 4-45 zeigt das Funktionsschema und die wichtigsten Kennlinien eines Proportionalventils.

's

QA pA

QT pT

QP pP

Durchfluss-Eingangsstromkennlinie A) linear – ohne Hysterese Durchfluss-Lastdruck-Kennlinie B) positive Überdeckung Q A C) negative Überdeckung 100 % 's = 1 A C 's = 0,75 B

w

w

w

T

.te

's

P

QB pB

ni k

B

ch

A

QA pA

I~'s

4/3-Proportionalwegeventil

QB pB

's = 0,5

Qa

50 %

Qc

Qb QP pP

QT pT

100 % 50 % Eingangsstrom I oder Steuerkolbenposition 's

0%

50 %

100 %

Lastdruck 'p=pA- pB

Bild 4-45: Durchfluss-Schema und Kennlinie eines Proportionalventils (Regelventil).

113

ni k

Bild 4-46: Proportionalwegeventil (Foto Prust).

er 24

.in

fo

4.5 Ventile

I ⋅n l

[A/cm]

+I µ

(4.49)

.te

H=

ch

Aus der Elektrotechnik ist bekannt, dass die magnetische Feldstärke H proportional zum Strom I ist.

)

w

w

w

darin ist n Wicklungszahl [-] I Strom [A] -I l Länge der Feldlinie [cm] Die magnetische Induktion B ist ein Stoffgröße (Luft, Eisen). Sie wird durch die Permeabilität µ (magnetische Durchlässigkeit) ausgedrückt: ĭ B = µ⋅ H = [Vs/m² = T] (4.50) A mit ) magnetische Fluss [Vs] A Fläche, z.B. des Luftspaltes [m2] µ Permeabiltät [:s/m] Die Permeabilität ist stoffabhängig und kann bei magnetisierbaren Stoffen sogar von den Feldstärke H abhängen (Magnetisierungskennlinien). Die Permeabilität des Vakuums und von unmagnetische Stoffe beträgt µo = 1,25 · 10-6 :s/m. Die Energie des Magnetfeldes verrichtet mechanische Arbeit im Ventil Wmagn =

1 1 B⋅ H ⋅V = ( µ0 ⋅ H )⋅ H ⋅( A⋅l ) = Wmech = F ⋅l 2 2

(4.51a)

114


dies liefert unmittelbar die Kraft (Zugkraftformel) F=

1 B2 ⋅ A 2 µo

(4.51b)

wobei A die Polfläche im Luftspalt.

Die Zugkraft F ist also proportional zum Eingangsstrom I. Proportionalventile haben daher einen Stromeingang. Ggf. kann durch die Ansteuerelektronik ein Spannungssignal in ein Stromsignal umgewandelt werden. Die stufenlose elektrische Ansteuerung des Elektromagneten ermöglicht so eine stufenlose Steuerung von Ventilen. Nichtlinearitäten durch die Feldlinienführung im Ventilkörper können durch die Ansteuerelektronik kompensiert werden.

Kennlinienbeispiel eines Proportionalventils

ni k

er 24

.in

fo

Die Kennlinienherleitung nach Abb. 4-45 ist kompliziert und hängt stark von der Bauart des Ventils ab [9, 24, 29]. Bei negativer Schaltüberdeckung sind beispielsweise alle Verbindungskanäle kurzzeitig geöffnet. Über die vier offenen Verbindungskanäle fließt dann gemäß Drosselgleichung (3.44) jeweils der Volumenstrom Qa, Qb, Qc, und Qd. Dies entspricht einer Brückenschaltung aus vier Strömungswiderständen. Bei Änderung der Kolbenschieberposition nach +'s werden zwei Spalte verkleinert (Qb, Qc) und zwei Spalte vergrößert (Qa, Qd). Die Volumenströme hängen dann von der Druckdifferenz über der Drosselstelle und der freigegebenen Querschnittsfläche ab.

.te

ch

Zum Verbraucher gehen die Volumenströme QA, und QB, diese Volumenströme hängen von der Volumenstrombilanz im Ventil und der Belastung durch einen externen Verbraucher (Zylinder oder Hydromotor) ab. Hier sind zwei Extremfälle denkbar: Der Verbraucher ist unbelastet (d.h. der Zylinder kann unbelastet, reibungsfrei ausfahren), die Druckdifferenz über dem Verbraucher (Lastdruck) ist ∆p = p A − pB = 0 (Kurzschluss).

2.

Der Verbraucher ist blockiert (z. B. Zylinder drückt gegen eine Wand), dann ist der Volumenstrom zum Verbraucher QA = 0 (Leerlauf).

w

w

w

1.

Nachfolgend wird ein vereinfachtes Kennlinienbeispiel QA = f (∆p ) für eine Vierkantensteuerung eines Kolbenlängsschiebers mit Null-Schaltüberdeckung abgeleitet, vgl. Abb. 4-45. Leckströme werden vernachlässigt. Der freigegebene Drosselquerschnitt AD hängt von der Kolbenschieberposition s ab und wird vereinfachend als Zylindermantelfläche angenommen AD = d π⋅ s

(4. 52a)

so dass nach Drosselgleichung (3.44) über jede Drosselstelle der Volumenstrom Q fließt Q = α⋅d π⋅ s⋅

2⋅∆p ⎛ 2⎞ ⎟⋅ s⋅ ∆p = G ⋅ =⎜ α⋅d π⋅ ' s ⋅ ∆p . ⎜ ρ ρ⎟ ⎝ ⎠

Darin ist G’

ein modifizierter Leitwert, der alle konstanten Größen zusammenfasst.

(4.52b)

4.5 Ventile

115

Für Null-Schaltüberdeckung und unter Vernachlässigung von Leckströmungen wird der Volumenstrom P Æ A für s > 0 QP = Qa = QA = G ⋅ ' s⋅ p p − p A ,

Qb = Qc = 0

(4.52c)

Qa = Qd = 0

(4.52d)

für s < 0 P Æ B: QP = Qb = QB = G ⋅ ' s ⋅ p P − pB ,

mit pP pA pB 'p = pA – pB

Vordruck am Ventil / Systemdruck Vordruck am Verbraucher Hinterdruck am Verbraucher Lastdruck / Druckdifferenz über dem Verbraucher.

fo

Es zeigt sich also, dass der Volumenstrom zum Verbraucher sowohl von der Spaltbreite s als auch von der Druckdifferenz über dem Spalt abhängt.

er 24

.in

Die Gleichungen berücksichtigen noch nicht die Druckdifferenz am Verbraucher (Lastdruck 'p = pA – pB). In [24, 29] wird daher für symmetrische Belastung mit Null-Schaltüberdeckung die kompaktere Form QA = G ⋅ ' s⋅ pP − sgn( s )⋅∆p

⎧ 1: ⎪ sgn( s ) = ⎨ 0 : ⎪ ⎩−1:

ni k

mit

s>0 s=0 sjmf\dY_]fÜmf\Ü8fo]f\mf_]fÜl][`fak[`]jÜJqkl]e] ÜOÜ~ÜJÜÜealÜÜ8ZZÜmÜ~ÜKYZÜ9jÜT W Ta @

fo

Verlustleistung PV = 12kW (1-0,7)= 3,6 kW

konst.

er 24

Q K

.in

Wärmeabfuhr durch den Kühler

ni k

T1

.te

ch

T2 Ta

1

m cp

O

kA

w

w

Zeitkonstante W '

w

Randbedingungen der Dgl.: T ( τ = 0) = T1 T ( τ =∞) = T2

,

T ( τ =∞) = 0

Zeit W

Startwert Endwert

Exponentialansatz zur Lösung der Differentialgleichung: T = C ⋅e λ⋅τ durch Einsetzen dieses Ansatzes in die homogene Differentialgleichung (Störglied = 0) ergibt sich die charakteristische Gleichung m⋅ c p 1 k⋅A ⋅ λ+1 = τ ' ⋅ λ+1 = 0 mit dem Eigenwert λ =− =− τ' m⋅ c p k⋅A

Aus den Randbedingungen ergibt sich mit der inhomogene Differentialgleichung C = (T1-T2), so dass zusammenfassend die Lösung der Differentialgleichung bzw. das Zeitverhalten des Ölbehälters berechnet werden kann nach −

k⋅A τ m⋅c p

T = (T1 −T2 )⋅e Aus der Differentialgleichung ergibt sich mit der Endbedingung

A5 Lösungen zu den Übungsbeispielen

227

K P −Q ⋅0 +T ( τ =∞) = T2 = V +Ta k⋅A k⋅A d. h. ohne den Kühler wird die Öltemperatur steigen auf m⋅c p P −0 3600 W ⋅0 +T ( τ =∞) = T2 = V +Ta = + 20 = 116 ° C W k⋅A k⋅A 2 15 2 ⋅2,5m m K Wird eine Maximaltemperatur von T2 = 45 °C zugelassen, so muss nach diesem Ansatz durch den Kühler abgeführt werden: W K = PV −⎣ ⎡T ( τ =∞) −Ta ⎦ ⎤⋅k ⋅ A = 3600 W − (45 − 20)⋅15 Q ⋅2,5m 2 = 2662,5 W m2 K Lösungsweg 2: Am Ende des Prozesses ändert sich der Wärmeinhalt im Ölbehälter nicht mehr: K −Q ab = dQÖl = 0 PV − Q dt Die Gleichung liefert ohne Ölkühler für W = f: ab = k ⋅ A (T2 −Ta ) also T2 = PV +Ta = 3600 + 20 ° C = 116 ° C PV = Q k⋅A 1,5⋅2,5 dies wäre nicht tollerierbar. Daher ist ein Ölkühler einzubauen. Die Bilanzgleichung liefert nun mit einem Ölkühler und der Maximaltemperatur von T2 = 45 °C: K = PV − Q ab = PV − k ⋅ A⋅(T2 −Ta ) = 3600 −15⋅2,5⋅( 45 − 20) = 2662,5 W Q

ni k

er 24

.in

fo

m⋅c p

zu 4.25: Speicherdimensionierung und Betriebsverhalten vgl. Kap. 4.8.2: Entnahmevolumen 1

1

w

w

w

.te

ch

⎛ p ⎞n ⎛ p ⎞n ∆V = V1 −V2 = Vo⎜ o ⎟ −Vo⎜ o ⎟ = 5 Ltr , Vorfülldruck p0 = 50 bar, Betriebs⎝ p1 ⎠ ⎝ p2 ⎠ druckbereich p1 ... p2 = 150 ... 200 bar, somit Speichervolumen bei polytroper Zustandsänderung VÖl V0 = = 11,8 · 5 Ltr = 59 Ltr 1 1 ⎛ p0 ⎞n ⎛ p0 ⎞n ⎜ ⎟ −⎜ ⎟ ⎝ p1 ⎠ ⎝ p2 ⎠ bei isotherme Zustandsänderung (lange Zeiträume) G G F mc VÖl V0 = = 12 · 5 Ltr = 60 Ltr p0 p0 − p1 p2

zu 4.26: Induktivität (vgl. Kap. 3.4), Kapazität (vgl. Kap. 3.5) zu 4.27: Stofftransport, Kontinuitätsgl. (vgl. Kap. 3.1); Schallgeschw. (vgl. Kap. 3.8), Impulskräfte treten in den Umlenkstellen auf und führen dort zu mech. Belastungen. zu 4.28: Resonanzen von Zylindern (vgl. Kap. 4.6.1: Zylinder als Federelement, Abb. 4-57) a) Federsteifigkeit ∆p⋅ AK2 ∆F ∆p⋅ AK A 0, 082 ⋅π⋅105 Nm 2 c= = = = K = = 11, 2⋅106 N/m ∆V ∆h β⋅Vo β⋅h 4⋅0, 75⋅10−4 ⋅0, 6 m 2 m AK

228

ANHANG

Resonanz, wenn Eigenkreisfrequenz = Erregerkreisfrequenz: Ω = 2 π⋅ f = ωo =

c m

c = 1259 kg ; Ziel sollte daher eine überkritische Auslegung sein, d. h. 2 π⋅ f die Erregerfrequenz sollte weit über der Eigenfrequenz liegen! b-c) Doppelt wirkender Zylinder und Gleichgangzylinder Æ Parallelschaltung von Federn c ges = c1 + c2 (vgl. Abb. 4-57). Æ

m=

zu 4.29: Druckstöße durch Massenträgheit am Hydraulikzylinder, vgl. Energiemethode zur Abschätzung von Druckspitzen Gl. (4.70d) mred ⋅ K 500 kg⋅14000⋅105 N/m 2 = 0,5⋅ = 187,5 bar V 500/1003 m3 Diese Druckspitze kann durch Einbau eines Speichers abgesenkt werden! zu 4.30: Druckstöße durch Massenträgheit rotierender Maschinen: Analoge Vorgehensweise mit der Energie der rotierenden Massen: 1 1 V Wrot = J ⋅ω2 = ⋅ 0 ⋅∆p 2 Æ 2 2 K

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∆p = c ⋅

J ⋅K ⎛ 1400 ⎞ 0,4 kgm 2 ⋅14000⋅105 N/m² =⎜ 2ʌ⋅ = 115,7 bar ⎟⋅ ⎝ 60s ⎠ V0 90⋅10−3 m3

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∆p = ( 2 π⋅n )⋅

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Die auftretende Druckspitze kann zum Ansprechen des parallel zur Konstantpumpe angeordneten Druckbegrenzungsventils führen Æ Einbau eines Speichers sinnvoll. zu 4.31: Druckstöße durch Massenträgheit der Flüssigkeitssäule: a) Kompressionsmodul unter Berücksichtigung der Rohrwandungsaufweitung K 14000 bar K ′= = = 13636 bar (Absenkung um 2,6%) 14000 bar ⋅12 mm K ⋅d 1+ 1+ E ⋅s 2,1⋅106 bar ⋅3 mm

w

b) Schallgeschw. a =

K = 1248 m/s für Öl; 1231 m/s mit K’ (1,3 % geringer), ρ

zum Vergleich: Schallgeschwindigkeit in Hochdruckschläuchen 320 m/s, in Niederdruckschläuchen 51 m/s c) Druckstoß aus Energiemethode: Sonderfall von ALLIEVE nach Gl. (4.70e) 1 1 V (V ⋅ ρ)⋅c 2 = ⋅ ⋅∆p 2 Æ ∆p = ρ⋅ K ⋅c = ρ⋅a⋅c = 89,9 bar bzw. 88,6 bar 2 2 K Æ mechanische Beanspruchung

A5 Lösungen zu den Übungsbeispielen

229

Kap. 5: Messen, Steuern, Regeln zu 5.1: Vgl. Kap. 5.2.1 Druck p

Druckabschneidung

Leistungsh yperbel P Q p konst .

Leistungsregelung

Load-Sensing

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Volumenstrom Q

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zu 5.2: Aus Diagramm abgelesen (vgl. z. B. Servoventil 4WS.2EM10 von BOSCH-REXROTH): Nennvolumenstrom 20 Ltr/min., Eckfrequenz 210 Hz (bei Phasenverschiebung –90°), -3 dB bei 210 Hz (= Eigenfrequenz):

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2 2 G dB =−3 dB = 0 − 20 log (1−1) + ( 2 D ) = 0 − 20 log ( 2 D )

3

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1 2 = 0, 707 das Servoventil ist also optimal gedämpft, d. h. es also D = ⋅10 20 ≈ 2 2 neigt nicht zum Überschwingen, ist aber auch nicht zu träge.

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Æ LAPLACE-Transformiert zu 5.3: Drossel laminar im Zeitbereich p = Rlam ⋅m

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Æ komplexe Übertragungsfunktion G = P = Rlam Æ P-Verhalten P = Rlam ⋅ M M

2 , linearisiert: Drosselstelle turbulent: p = Rturb ⋅m Rohrleitung: ∆p = L⋅

dp = 2⋅ Rturb Æ P-Verhalten dm

d Q Æ LAPLACE ∆P = L⋅ s⋅Q dt

Æ Übertragungsfunktion G ( s ) =

∆P = L⋅ s Æ D-Verhalten Q

= Druckluftspeicher „abblasend“: m

d ⎛ p⋅V ⎞ p⋅V dp p⋅V p ⋅ = ⎜ ⎟= dt ⎝ R⋅T ⎠ R⋅T dt R⋅T

= p⋅V ⋅ s⋅ P Æ LAPLACE M R⋅T ÆÜbertragungsfunktion G ( s ) =

M p⋅V = ⋅s P R⋅T

Æ D-Verhalten

230

ANHANG Druckluftspeicher befüllend Æ Eingangs- und Ausgangsgröße wurden vertauscht: p=

R⋅T V

∫ m ⋅dt

Æ LAPLACE P =

R⋅T 1 ⋅ M V s

P R⋅T 1 ⋅ Æ I-Verhalten Æ Übertragungsfunktion G ( s ) = = V s M

Hydraulikaggregat: s ~ Q ~ x bzw. x = k ⋅ s (wobei hier s nicht der LAPLACEOperator ist, sondern die Ventilstellung. Bezüglich der Geschwindigkeit ergibt sich also ein proportionales Verhalten (P-Verhalten). Da die Ausgangsgröße jedoch der Weg x sein soll, bedeutet dies

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x = ∫ x⋅dt = ∫ k ⋅ s⋅dt , also I-Verhalten.

A6 Online-Service

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A6 Online-Service Der VIEWEG-Verlag hält auf seinen Web-Seiten www.vieweg.de zu diesem Buch exemplarische Datenblätter und hilfreiche Informationen bereit. Nachfolgend ein Auszug dazu (Stand Drucklegung, Aktualisierungen sind geplant). Die exemplarischen Datenblätter auf diesen Seiten dienen nur zu Lehrzwecken: Wegeventil Servoventil Proportionalventil Axialkolbenmotor Flügelzellenpumpe Hydraulikzylinder Aktuelle Unterlagen finden Sie auf den Seiten der Hersteller, z.B. www.boschrexroth.com: Hydraulik: www.boschrexroth.com/business_units/bri/de/products/index.jsp Pneumatik: www.boschrexroth.com/business_units/brp/de/pneumatik-produkte/index.jsp Ebenso Anwendungsbeispiele aus der Mobilhydraulik: Hydrostatischer Antrieb Load Sensing

Lenkungskomponenten

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„Googeln“ Sie bitte ausdrücklich auch bei den anderen Herstellern von hydraulischen und pneumatischen Komponenten. Hier finden Sie Komplettlösungen z.B. zu „Load-Sensing“, Servolenkungen, hydraulische Fahrantriebe etc. Dort finden Sie auch aktuellere Unterlagen (die Liste erhebt nicht den Anspruch auf Vollständigkeit!): x Verband Deutscher Maschinen und Anlagenbauer www.vdma.org/fluid x Ventiltechnik www.moog.de/ x Hydraulikkomponenten: www.sauer-danfoss.de/ x Speicherdimensionierung www.olaer.de/ x Pneumatikkomponenten, Simulationstechnik und Lernsysteme: www.festo.com x Simulationstechnik http://www.mathworks.de/, http://www.fluidon.com/, http://www.iti.de/, http://www.automationstudio.com u.a.

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Weitere Informationen finden Sie hier: 1. Zur Dichtungsproblematik in hydraulischen und pneumatischen Systemen: www.fachwissen-dichtungstechnik.de 2. Zur Vermeidung von Verlusten in Druckluftsystemen und zur Energieeffizienz: www.druckluft-effizient.de

Exemplarische Anwendungsbeispiele aus dem Labor für Hydraulik und Pneumatik (HuP) der Hochschule für Angewandte Wissenschaften (HAW) Hamburg: 1. Stark vereinfachtes, gepacktes MATLAB SIMULINK-Modell (nach Kap. 5.3) 2. Vollständiges Simulationsmodell für eine hydraulische Positioniervorrichtung von Bestmann, Boris: Simulation einer hydraulischen Positioniervorrichtung in MATLAB SIMULINK 3. Beispiele für die Ansteuerung von hydraulischen und pneumatischen Achsen mittels PC (am Beispiel der HAW-Versuchsstände): x hydraulische Achspositionierung mittels LabView x pneumatische Achspositionierung mittels FESTO WIN PISA 4. siehe dazu auch http://www.haw-hamburg.de/~watter/labor.htm

232

Quellen- und Literaturhinweise


Fluidmechanik / Strömungslehre / Thermodynamik [1] [2] [3] [4] [5] [6] [7]

Baehr, H.D.: Thermodynamik (5. Aufl.), Springer-Verlag, Berlin, Heidelberg, New York (1981). Geller, W.: Thermodynamik für Maschinenbauer – Grundlagen für die Praxis (2. Aufl.), Springer-Verlag, Berlin, Heidelberg, New York (2003). Becker, E.: Technische Strömungslehre, Teubner Studienbücher, Teubner-Verlag, Stuttgart (1982). Raabe, Joachim: Hydraulische Maschinen und Anlagen, VDI-Verlag, Düsseldorf, 1989. Findeisen, D. und F.: Ölhydraulik – Handbuch für die hydrostatische Leistungsübertragung in der Fluidtechnik (4. Auflage), Springer-Verlag, Berlin, Heidelberg, New York, 1994. Beater, Peter: Entwurf hydraulischer Maschinen – Modellbildung, Stabilitätsanalyse und Simulation hydrostatischer Antriebe und Steuerungen, Springer-Verlag, Berlin, Heidelberg, New York, 1999. Langeheinecke, Klaus: Thermodynamik für Ingenieure, Vieweg-Verlag, Wiesbaden, 2006.

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Hydraulik / Pneumatik

Matthies, H.J.: Einführung in die Ölhydraulik (2. Aufl.), Teubner Studienbücher Maschinenbau, Teubner-Verlag, Stuttgart, 1991. [9] Will, Dieter; Ströhl, Hurbert; Gebhardt, Norbert: Hydraulik – Grundlagen, Komponenten, Schaltungen, SpringerVerlag, Berlin, Heidelberg, New York, 1999. [10] Krist, Thomas: Hydraulik/Fluidtechnik: Grundlagen der Ölhydraulik und Fluidtechnik; Bauelemente, Bauformen und Arbeitsweise ölhydraulischer Anlagen, ihr Einsatz in Fertigung, Produktion und Transport (8. Aufl.), VogelFachbuch, Würzburg, 1997. [11] Bauer, G.: Ölhydraulik (7. Aufl.), Teubner-Verlag, Stuttgart, 1998. [12] Haug, R.: Pneumatische Steuerungstechnik (2. Aufl.), Teubner-Verlag, Stuttgart, 1991.

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[8]

Kolbenmaschinen, Kompressoren, Verdichter, Hydraulische Maschinen

Betriebsstoffe

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[13] Küttner, K.-H.: Kolbenmaschinen (6. Auflage), Teubner-Verlag, Stuttgart, 1993. [14] Groth, Klaus: Kompressoren (Grundzüge des Kolbenmaschinenbaus II), Vieweg-Verlag, Braunschweig, Wiesbaden, 1996. [15] Groth, Klaus: Hydraulische Kolbenmaschinen (Grundzüge des Kolbenmaschinenbaus III), Vieweg-Verlag, Braunschweig, Wiesbaden, 1996.

[16] Kristic, Milorad; Lämmle, Patrick: Umweltfreundliche Schmier- und Druckflüssigkeiten – Vorteile und Auswahlkriterien für die Anwendung, Verlag Moderne Industrie (Bibliothek der Technik Bd. 204), Landsberg/Lech, 2000. [17] Möller, Uwe; Boor, Udo: Schmierstoffe im Betrieb, VDI-Verlag, Düsseldorf, 1986. [18] Kara, Werner: Schmierstoffe – Herstellung, Eigenschaften, Anwendungen, Deutsche Shell AG, Hamburg, 1986.

Messen, Steuern, Regeln [19] Tränkler, H.-R.: Taschenbuch der Messtechnik mit dem Schwerpunkt Sensorik (3. Aufl.), R. Oldenbourg Verlag, München, Wien, 1992. [20] Schnell, Gerhard (Hrsg.): Sensoren in der Automatisierungstechnik, Vieweg-Verlag, Braunschweig, 1991. [21] Kaspers, Küfner, Heinrich, Vogt: Steuern – Regeln – Automatisieren (Lehr- und Arbeitsbuch), 8. Auflage, Vieweg-Verlag, Wiesbaden, 2005. [22] Schrüfer, Elmar (Hrsg.): Lexikon Meß- und Automatisierungstechnik, VDI-Verlag, Düsseldorf, 1992. [23] Strohrmann, G.: Automatisierungstechnik (Bd. I und II), R. Oldenbourg-Verlag, München, 1992. [24] Föllinger, Otto: Regelungstechnik (6. Aufl.), Hüthig-Verlag, Heidelberg, 1990.


233

Maschinenelemente / Antriebstechnik [25] Kallenbach, Bögelsack: Gerätetechnische Antriebe, Carl Hanser Verlag, München, Wien, 1991.

Tabellen und Nachschlagewerke [26] Lipsmeier, Teml (Hrsg.): FRIEDRICH Tabellenbuch Metall- und Maschinentechnik (1150. Aufl.), DümmlerVerlag, Bonn, 1993. [27] Müller, H.W.: Kompendium der Maschinenelemente (Selbstverlag), Darmstadt, 1984.

Simulationstechnik

Umwelt- und Haftungsrecht / Vorschriften

fo

[28] Scherf, H.E.: Modellbildung und Simulation dynamischer Systeme (mit Matlab- und Simulink-Beispielen), Oldenbourg Verlag, München, Wien, 2003. [29] Egeland, Olav, Gravdahl, Jan Tommy: Modeling and Simulation for Automatic Control, Marine Cybernetics, Trondheim, Norway, 2002. [30] Hoffmann, Josef: MATLAB und SIMULINK – Beispielorientierte Einführung in die Simulation dyn. Systeme, Addison-Wesley-Longman, Bonn, 1998.

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Chemische Grundlagen

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[31] Gasser, Volker (GERLING): Vorausschauende Planung und betriebliches Notfallmanagement, VDI-Tagung, Neumünster, 17.10.2000. [32] Krstic, Milorad (KLEENOIL PANOLIN AG): Auswahlkriterien und Gesetzeslage biologisch abbaubarer Schmierstoffe, IWSVortrag/st2000 / LLINCWA Arbeitsgruppensitzung vom 20.11.2000, KLEENOIL PANOLIN AG, Dogern, 2000. [33] Krstic, Milorad (KLEENOIL PANOLIN AG): Gesetzliche Grundlagen mit Auswirkungen auf Bioschmierstoffe – empfohlene Vorgehensweisen bei Ölunfällen, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [34] Umweltbundesamt (Hrsg.).: Einstufung wassergefährdender Stoffe auf der Basis der Verwaltungsvorschrift wassergefährdender Stoffe (VwVwS) vom 17.05.1999, KBwS-Anlage 99-511, Hrsg. Umweltbundesamt, Dez. 1999.

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[35] Schröter, Lautenschläger, Bibrack: Taschenbuch der Chemie (17. Auflage), Verlag Harry Deutsch, Frankfurt am Main, 1995. [36] Feßmann, Jürgen; Orth, Helmut: Angewandte Chemie und Umwelttechnik für Ingenieure, Ecomed, Landsberg/Lech, 1999. [37] Möller, Uwe J. / Boor, U.: Schmierstoffe im Betrieb, VDI-Verlag, Düsseldorf, 1986.

Bioschmierstoffe [38] Krstic, Milorad / Lämmle, Patrick: Umweltfreundliche Schmier- und Druckflüssigkeiten - Vorteile und Auswahlkriterien für die Anwendung (Bibliothek für Technik Band 204), Verlag Moderne Industrie, Landsberg/Lech, 2000. [39] BMELF (Hrsg.): Bericht über biologisch schnell abbaubare Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, Bundesministerium für Ernährung, Landwirtschaft und Forsten, Bonn, Okt. 1999. [40] Kröhl, Röhler, Radel, Staeck, Pocklington, Brunner, Seehausen: Praktizierter Umweltschutz – Welchen Beitrag leisten Schmierstoffe, Deutsche SHELL AG, Technische Dienste, Hamburg, 1994. [41] Jähning, Wilfried (Fuchs DEA Schmierstoffe GmbH & Co KG): Umweltschonende Hydraulikflüssigkeiten: Ökologische Aspekte, Produkte, Einsatzmöglichkeiten und Grenzen, Umstellung, Einsatzempfehlungen, Ölunfall, Entsorgung, Fachveranstaltung „Hydrauliköle in Zukunft nur noch ‚Bio-Öle‘ ?“, Haus der Technik, Essen, 07.12.99. [42] Reichel, Jürgen: Biologisch schnell abbaubare Druckflüssigkeiten: Eigenschaften, technische Anforderungen und Voraussetzungen zur erfolgreichen Anwendung in hydrostatischen Anlagen, Fachveranstaltung „Hydrauliköle in Zukunft nur noch ‚Bio-Öle‘ ?“, Haus der Technik, Essen, 07.12.99.

234


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[43] FNR (Hrsg.): Statusseminar „Biologisch schnell abbaubare Schmier- und Verfahrensstoffe“, Hrsg. Fachagentur nachwachsende Rohstoffe (FNR), Gülzow, Dez. 1999. [44] Battersby, Nigel S.: The biodegradability and microbial toxicity testing of lubricants – some recommendations, Chemosphere 41 (2000), 1011 - 1027. [45] Krop, H.B.: Health and environmental hazards of commonly used additives in lubricants, University of Amsterdam (Chemiewinkel Consultancy and Research Centre – LLINCWA-Report), Amsterdam (2002). [46] Hornscheidt (Carl Bechem GmbH): Zehn Jahre AG-Bioschmierstoffe, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [47] Keiemburg, Reiner (TotalFinaElf): Biologisch schnell abbaubare Betriebsstoffe als Element höchster Qualitätsund Sicherheitsstandards, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [48] Tschauder, Kirsten: Die Leistungsfähigkeit von biologisch abbaubaren Getriebeölen in Labor und Praxis, CASTROL/TRIBOL GmbH, Möchengladbach, [49] Luther, R. (Fuchs DEA Schmierstoffe GmbH & Co): Einsatz von Pflanzenölen in Motorenölen, in: FNR (Hrsg.) Statusbericht „Biologisch schnell abbaubare Schmier- und Verfahrensstoffe“, Gützow, 1999. [50] Wagner, Helena (FUCHS PETROLUB AG): Bioschmierstoffe in der Praxis – Wünsche und Realitäten, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [51] Kunz, A. (John Deere Werk Mannheim): Entwicklung und Bewertung eines umweltfreundlichen UniversalTraktorgetriebeöls auf Pflanzenölbasis, in: FNR (Hrsg.) Statusbericht „Biologisch schnell abbaubare Schmierund Verfahrensstoffe“, Gützow, 1999. [52] Hahn (Sonderforschungsbereich 442, RWTH Aachen): Umweltverträgliche Tribosysteme durch geeignete Werkstoffverbunde und Zwischenstoffe am Beispiel einer Werkzeugmaschine, ISSUS/LLICWA Advice Group Meeting, 09.04.2001 (unveröffentlicht). [53] Feldmann, Dirk Goetz (TUHH): Biologisch schnell abbaubare Hydraulikflüssigkeiten – Forschung und Quantifizierungstests an der TU Hamburg-Harburg, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [54] Kaschubuwski, Bernd (Fachstelle für Verkehrstechniken): Erfahrungen mit umweltverträglichen Druckflüssigkeiten im Stahlwasserbau, ISSUS/LLICWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [55] Christiansen, Marten (BAW): Darstellung des Einsatzes umweltverträglicher Betriebsstoffe an ausgewählten Beispielen von Behördenschiffen des Bundes, ISSUS/LLICWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [56] Schuberth (Amt für Strom und Hafen der Freien und Hansestadt Hamburg): Umbau des Sturmflutsperrwerks 'Billwerder Deich', ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [57] Ullmer, Sylvia; Watter, Holger: Hubinsel „Annegret“ – Wasserbau mit Biohydraulik im Hafen und Offshorebereich, ISSUS/LLINCWA-Workshop „Umweltverträgliche Schmierstoffe und Hydraulikflüssigkeiten, ein Beitrag zum Gewässerschutz“, Versuchs- und Außenstelle der BfG, Koblenz, 08.10.2001. [58] Frost & Sullivan.: Introduction to the European Biolubricants Market, Research and Consultant Report, 2000. [59] Ullmer, Sylvia; Watter, Holger: The german (loss) lubricants market, LLINCWA non technical research report 1st half year (2000), University of Amsterdam, 2000. [60] v. Broekhuizen, Theodori, Ullmer, Watter, et al.: Lubrication in Inland and Coastal Water Activities, A.A. Balkema Publishers, Lisse/Abingdon/Exton/Tokyo, 2003.

235

Sachwortverzeichnis β -Wert 151

BODE-Diagramm 111, 203 b-Wert 120

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C CAN 172 Carbon residue 17 Carbonsäure 31 CEC 27, 36 COC 17 COULOMBsche Reibung 82 f., 129 Cracken 17

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B Basenzahl 21 Bereich, überkritischer 66 –, unterkritischer 66 BERNOULLI-Gleichung 46 Beschleunigungsdruck 55 Beschleunigungskraft 118 Betriebspunkt 85 Bildbereich 201 Bingham-Körper 14 Blasenspeicher 148 Blendengleichung 61, 66 BN 21

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D Dämpfungsdruck 96 Dämpfungsgrad 196 Dämpfungskonstante 196 Dämpfungsstrecke 135 Darstellung, komplexe 193 Datenblatt 231 dB(A) 156 Detergentien 20 Dichte 6 Dichteänderungskoeffizient 7 Dichte-Druck-Verhalten (Kompressibilität) 7 Dichtekorrekturfaktor 8 Dichte-Temperatur-Verhalten 6 Dichtungsproblematik 231 Dichtungsverträglichkeit 36 Differenzdruckventil 99 Dispersanten 20 Dispersion 15 Drehflügelmotor 125 Drehmomentkonstante 83 Drehmomentverhältnis 140 Drehmomentwandler 141 Drehzahlverhältnis 139 Drosselventil 101 Druck, statischer 47 Druckabschneidung 174 Druckanteil, dynamischer 47 Druckbegrenzungsventil 95 Druckdifferenzventil 99 Druckkoeffizient 11

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A Abbaubarkeit, biologische 34 Abklingkonstante 196 Absetzvorgang 149 Absinkgeschwindigkeit 150 Achse, hydraulische 178 Achse, pneumatisch 166 Additiv 18 Alkalitätsreserve 21 Alkohol 31 Alterung 17 Amplitudengang 198, 203 –, dimensionsloser 204 Anlagenkennlinie 75 Antioxidantien 19 Antischaum-Additiv 20 Antiwear (AW) 20 Antrieb, hydrostatischer 136, 231 API-Klasse 27 Aromat 18 Aschegehalt 17 AS-Interface 173 ATF 27 Auffüllvolumen 144 Aufheizgrad 93 Axialkolbenmotor 231 Axialkolbenpumpe 79 Axialkraft 118

236

Sachwortverzeichnis

Druckluft 40 Druckluftfeder 135 Druckpulsation 86 Druckquelle 81 Druckregelung 174 Druckregelventil 98 Druckspitze 133 Druckverhältnisventil 100 Druckverstärkung 117 Durchflussfunktion 66 Durchflusszahl 61, 66 Durchmesser, hydraulischer 50 Durchsatzgrad 93

–, pseudoplastische 14 Flüssigkeitsschlag 16 FÖTTINGER-Kupplung 138 – -Wandler 141 Frequenzgang 111, 203 Frequenzverhältnis 197 Friction Modifier 20 Füllungsgrad 92 Funktionsplan 163

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F Federsteifigkeit 131 Feldbusebene 168 Fettsäure 31 Filter 151 Filterfeinheit 151 Flammpunkt 16 Flammpunktänderung 17 Flügelzellenpumpe 78, 231 Fluid 5 Fluidtechnik 1 Flüssigkeit, dilatante 14 –, plastische 14

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H H 24 HAGEN-POISSEULLE 50 Handhabungstechnik 2 Hydrauliköl 24 ff. –, HD 27 –, HE, HEES, HEPG, HETG 25, 37 –, HF, HFA, HFB, HFC, HFD 25 –, HL, HLP, HLP-D, HVLP 24 f. –, HYP 27 Hydraulikflüssigkeit –, biologisch schnell abbaubar 25, 30 –, schwer entflammbar 25 Hydraulikzylinder 231 Hydromotor 124

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E Eckfrequenz 111 Eigenwert 195 Endlagendämpfung 133, 135 Energie, potentielle 131 Energieeffizienz 231 Energiesatz 48 Energieverlust 101 Entlastungsrille 119 Entwässerung 16 Erregerfrequenz 196 Ersatzkompressionsmodul 15, 144 Ersatzmasse 57, 133 Erwärmung 101 Ester 21, 31 Ethernet 168 EULER-Hauptgleichung 138 – -Knickfall 134 EULERsche Turbinengleichung 137 Extreme Pressure (EP) 20

G Gefahrenmerkmal 35 Geräuschemission 152 Gesamtsäurezahl 21 Gleichung, charakteristische 195

I Impuls 60 Induktivität, hydraulische 56 –, pneumatische 56 Integrationsverfahren 206 Integrator 183, 207 f. Interbus 170, 173 ISO-VG 26 K Kapazität, hydraulische 58 –, pneumatische 59 Kavitation 86 Kennzeichnung 23 Kesselformel 144 Knicklänge 134

Sachwortverzeichnis

237

Knickung 134 Koksrückstand 17 Kolbenspeicher 148 Kompressibilität 7 Kompressionsmodul 7 Konstantdruck-Schaltung 174 Konstantpumpe 81 Kontinuitätsgleichung 45 Korrosionsschutz-Additiv 20 Kurzbezeichnung 23 Kurzschluss 114

O OECD-Richtlinie 34 Öl, synthetisches 32 Olefine 21 Oxidasche 17 Oxidation 17

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P PAO 22, 33 Paraffine 11 Parallelschaltung 54, 124 PEG 33 Phasengang 203 Phasenlage 197 PIB 33 PMCC 17 Polyalkylenglykole 31 Polyalphaolefine 22 Polyglykole 22 Positionierung 178 Positioniervorrichtung, pneumatische 166 Pour Point 17 – -Verbesserer 19 PPG 33 Prallplatte 109 Pressziffer 7 Profibus 170 Proportionalventil 108, 112, 231 Pulsationsfrequenz 88 Pumpenkennlinie 81

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L Lackverträglichkeit 36 LAPLACE-Transformation 201 Lastdruck 114 Lastdruck-Meldesystem 176 Leckstrom 63 Leerlauf 114 Leistung, hydraulische 47 –, pneumatische 48 Leistungsregelung 177 Leistungsübertragung 73 Leitwert 54 Lenkungskomponente 231 Liefergrad 82, 92 –, indizierter 92 Linearisierung 200 Linearmotor 127 Load Sensing 176, 231 Löslichkeitsgesetz 15 Luft, ungelöste „freie“ 15 Luftaufnahmevermögen 15 Luftfeuchtigkeit 42 Lufttrocknung 94 Luftverbrauch 67

NEWTONsche Flüssigkeit 9 – Reibung 82 f. Nicht-NEWTONsche-Flüssigkeit 9, 14 Normzustand 90 Nullhubregelung 174 Nutzvolumenstrom 90 NZ 21

M Magnetfeld 113 Masse, reduzierte 57, 133 Membranspeicher 148 Modellbildung 181 N Naphtene 11 Nenndurchfluss 53, 115, 120, 122 Neutralisationsvermögen 21 Neutralisationszahl 21

R Radialkolbenpumpe 80 Radialkraft 119 Realgasfaktor 147 Regelkreisglied 202 Regelventil 108 Reibwertverminderer 20 Reihenschaltung 53, 122 ff. Resonanzfrequenz 131

238

Sachwortverzeichnis

REYNOLDs-Zahl 48 Rohrströmung, laminare 51 Rohrwiderstand, turbulenter 51 Rohrwiderstandsbeiwert 49 R-Satz 35 Rückschlagventil 104 RUNGE-KUTTA 207

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T TAN 21 Tank 149 TBN 21 Temperaturerhöhung 63 Tiefpassverhalten 204 Torque-Motor 109 Total Acid Number 21 Totaldruck 47 Totalenthalpie 47 Trägheit 56

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S SAE-Klasse 27 Schadraum 92 Schadraumverhältnis 92 Schalldruckpegel 153 –, A-bewerteter 156 Schallgeschwindigkeit 67 Schallintensität 153 Schallleistung 153 Schallleistungspegel 154 Schallwahrnehmung 155 Schaltsymbole 76 Schaltüberdeckung 105 Schaltung, logische 165 Schauminhibitor 20 Scheinkavitation 16 Scheinviskosität 9 Scherstabilität 19 Schluckvermögen 58 Schluckvolumen 81 Schlupf 139 Schmierstoff, synthetisch 21 Schwingung 193 Schwingungsantwort 197 Schwingungsdifferentialgleichung 195 Servoventil 109, 231 Silikonöl 22 Simulationstechnik 181 Softwarelösung 188 Speicher 145 Speicherprogrammierbare Steuerung (SPS) 165 Sperrventil 104 Sprungantwort 203 Stellkraft 118 Stetigventil 108 Stick-Slip-Effekt 129 Stockpunkt 17 STOKEsches Gesetz 62 Stromregelventil 102

Stromteilerventil 101 Strömung, laminare 50 –, turbulente 50 Strömungsgeschwindigkeit 143 Strömungsgetriebe 141 Strömungskraft 118 Strömungskupplung 138 Strömungswiderstand R 52 Stromventil 101 Stromverstärkung 117 Strukturbild 199 Strukturviskosität 9, 14 Sulfatasche 17

U Ubbelohde-Walter-Diagramm 12 Überdruckventil 81 Übertragungsfunktion 111, 201 Ungleichförmigkeitsgrad 88 V Vakuumtechnik 2 VAN HOFFsches Gesetz 17 VDMA-Einheitsblatt 37 Ventildruckdifferenz 115 Verdrängungsvolumen 81 Verkokungsneigung 17 Verlustleistung 63 Verlustziffer 52 Verschleißschutz-Additiv 20 Verstärkungsfunktion 197 Verzögerungsdruck 55 Verzögerungsglied 2. Ordnung 199 VI-Improver 12 Viskosität 8 –, dynamische 9

Sachwortverzeichnis

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–, kinematische 10 –, scheinbare 14 Viskositätabnahme 17 Viskositäts-Druck-Verhalten 11 Viskositätsindex 12 Viskositätsklasse 26 Viskositäts-Temperatur-Verhalten 12 Viskositätszunahme 17 VI-Verbesserer 12, 19 Volumenänderungskoeffizient 6 Volumenstrompulsation 87 Volumenstromquelle 81 V-p-Verhalten 11 V-T-Verhalten 12

Wärmeübertragung 151 Wassergefährdungsklasse (WGK) 35 Wassergehalt 16 Wechselventil 104 Wegeventil 105, 231 Weg-Schritt-Diagramm 163 Widerstandsbeiwert 48, 66 Wirkungsgrad 84 –, volumetrischer 92 Z Zähigkeit 8 Zahnradpumpe 81 Zugkraftformel 114 Zustandsänderung 41, 163 Zustandsgröße 199 Zustandsraumdarstellung 198 Zylinder 127

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W Wandler, hydrodynamischer 137 Wärmebilanz 63

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