Schmierung von Kugelgewindetrieben

Bei der Grenzschmierung (1) liegt nur partiell Flüssigkeitsreibung vor. Die vorhandene Schmierfilmdicke ist verschwindend klein und es kommt überwiegend zu Festkörperkontakten. Unzureichende Schmierstoffmenge, eine nicht ausreichende Betriebsviskosität oder Relativbewegung der Reibungspartner führen zu diesem Zustand. Wenn der Schmierstoff geeignete Additive enthält, so kommt es bei den hohen Drücken und Temperaturen an den Kontaktpunkten zu Reaktionen zwischen den Additiven und den metallischen Oberflächen. Es bilden sich schmierfähige Reaktionsprodukte, die eine dünne Grenzschicht (im Nanometerbereich) entstehen lassen. Diese kann zur vollständigen Trennung der Oberflächen führen und ist in ihrer Wirkung vergleichbar mit einer Vollschmierung.

Bei der Teilschmierung (2) liegt die sogenannte Mischreibung vor. Wie bei der Grenzschmierung kommt es zu partiellen Festkörperkontakten der Oberflächen. Für eine Vollschmierung ist die Schmierfilmdicke jedoch noch zu gering.

Bei der Vollschmierung (3) sind die Oberflächen der relativ zueinander bewegten Flächen ganz oder nahezu vollständig durch einen Schmierfilm getrennt. Es herrscht fast reine Flüssigkeitsreibung ohne Festkörperkontakt.

Insbesondere in hochdynamischen Bearbeitungsmaschinen führen Kugelgewindetriebe extrem viele Start- und Stoppvorgänge aus, die mit hohen Beschleunigungen und erheblichen Trägheitswirkungen großer Massen verbunden sind. Dabei befinden sich die Wälzpartner im Kugelgewindetrieb - also Kugeln, Mutter und Spindel - oft im Übergangsbereich zwischen Teil- und Vollschmierung. Dieser Übergangsbereich wird auch als Mischreibungsbereich bezeichnet. Der ideale Schmierungszustand der Vollschmierung wird bei Kugelgewindetrieben allerdings meist nur bei Eilganggeschwindigkeiten erreicht.

Alle drei Zustände treten bei Öl- und Fettschmierung auf. Der Schmierungszustand bei Fettschmierung wird primär durch die Viskosität des Grundöles bestimmt. Zusätzlich wirkt der Verdicker des Fettes schmierfilmbildend.

Kugelgewindetriebe sind hochbelastbare Antriebselemente, deren Belastung durch die Axialkraft meist mehr als 15 % der dynamischen Tragzahl beträgt (F_a > 0,15 C_am). Hierbei entstehen im Kugelkontaktpunkt Hertzsche Pressungen von 2.000 bis 4.000 MPa (N/mm²). Die Verfahrgeschwindigkeit und somit die Drehzahl des Kugelgewindetriebes ist im Vergleich zu Spindellagern eher gering und liegt meist unter 4.000 min^-1. Zur Auslegung einer optimalen Schmierung ist die genaue Kenntnis der auf den Kugelgewindetrieb einwirkenden Belastungsgrößen zwingend notwendig.

Um den Abrollvorgang der Wälzkörper sicherzustellen, ist eine Mindestbelastung erforderlich. Sie wird bei vorgespannten Kugelgewindetrieben üblicherweise durch die Vorspannkraft realisiert. Als Richtwert gilt das Verhältnis C₀/F < 60.

Bei der hydrodynamischen Schmierung wird der Schmierstoff, durch die Relativbewegung der Kontaktflächen zueinander, in den sich verengenden Schmierspalt gefördert. Hierbei entsteht in der unmittelbaren Kontaktzone ein extrem hoher Druck, der kurzzeitig zu einer erhöhten Schmierstoffviskosität führt und die Trennung der Kontaktflächen ermöglicht.

Da mit zunehmender Belastung die Viskosität steigt und sich die Berührungsflächen aufgrund elastischer Verformungen vergrößern, ist der Einfluss der Belastung allerdings eher gering. Einen großen Einfluss auf die minimale Schmierfilmdicke haben aber dabei die Rollgeschwindigkeit, die dynamische Viskosität und der Druck-Viskositätskoeffizient.

Die elastische Verformung der Kontaktkörper und die hydrodynamischen Einflüsse werden in der Theorie der Elastohydrodynamik vereint. Die EHD-Theorie wird speziell für den Schmierungszustand im Wälzkontakt verwendet und liefert die Basis zur Berechnung des Schmierungseinflusses auf Schädigungen. Deshalb setzt auch die Lebensdauerberechnung von Kugelgewindetrieben nach der DIN ISO 3408 einen elastohydrodynamischen (EHD) Schmierfilm zwischen den Wälzpartnern voraus.

Wegen der geometrischen Verhältnisse der Gewindespirale eines Kugelgewindetriebs ist eine hermetische Abdichtung zwischen Mutter und Spindel (wie z. B. bei einem Wellendichtring) prinzipiell nicht gegeben. Auch bei optimal ausgestalteten Abstreifern erfolgt stets ein geringer Schmierstoffaustrag. Demnach herrscht immer ein Schmiermittelverlust, der weg- oder zeitabhängig ausgeglichen werden muss.

Die Nachschmierfristen und die Schmierstoffmengen sind von den Betriebsdaten, den Einsatz- und Umgebungsbedingungen abhängig. Sie müssen immer auf den Einsatzfall bezogen ermittelt und festgelegt werden. Die Angaben der Schmierzyklen sind daher nur Empfehlungen, die immer eine empirische Bestätigung bzw. Korrektur erfordern.

Die Viskosität eines Schmieröls sinkt mit steigender Temperatur. Es ist daher wichtig, dass die erforderliche Viskosität gerade bei Betriebstemperatur vorliegt. Die Viskosität ändert sich aber auch mit steigendem Druck. Die nach Hertz berechneten Drücke im Wälzkontakt betragen bei hoher Belastung bis zu 4.000 MPa und führen zu einem Anstieg der Viskosität.

Hochviskose Schmierstoffe haben den Vorteil, dass sie bei dynamischen Start- und Stoppvorgängen den metallischen Kontakt der Wälzpartner minimieren und den Mischreibungsanteil und somit Adhäsion und Abrasion (also Reibung und Verschleiß der Wälzpartner) reduzieren. Wenn überwiegend höhere Spindeldrehzahlen realisiert werden, ist allerdings ein zu erwartender höherer Wärmegang nachteilig.

Niederviskose Öle weisen einen geringeren Wärmegang auf. Daher entsteht unter Last früher der Mischreibungsbereich. Sie verteilen sich leichter und unterstützen das Ausspülen von Schmutzpartikeln, die sich in der Mutter angesammelt haben. Um eine ausreichende und vor allem sichere Schmierung erreichen zu können, sind daher größere Schmiermengen erforderlich als bei hochviskosen Ölen. Der Ausgleich über die Schmierstoffmenge ist jedoch mit zwei bis drei Viskositätsklassen nur begrenzt möglich.