支承导向的设计
出处：按学科分类—工业技术 北京理工大学出版社《新编液压工程手册下册》第1528页（5928字）
伺服液压缸的支承导向装置就是为了防止活塞与缸筒、活塞杆与端盖之间的直接接触、互相摩擦、产生磨损，从而达到降低摩擦、减少磨损、延长寿命、起到导向和承受侧向力的作用。
活塞与缸筒、活塞杆与端盖是二对承担一定载荷的相对运动副，统称为支承，伺服液压缸的支承方式也有二类，一类是接触型，另一类是非接触型。
支承导向环属于接触型支承；
静压支承属于非接触型支承。
(1)接触型支承
A．喷涂非金属耐磨层
这种接触型支承就是在一对摩擦副即相对运动副的一个表面上按照一定的工艺规程，喷涂一层耐磨的非金属材料，其方法大致如下：用尼龙、石墨、二硫化钼的粉末，按一定的配比与粒度混合成一体，在一定的高温条件下喷涂在活塞外圆表面和端盖的内孔表面，随室温冷却以后对涂层进行精车，形成一层厚度为0．1～0．2mm的非金属材料耐磨层。它和另一金属表面组成一对相对运动副，这层非金属涂层既光滑耐磨，又具有柔性，因而可吸收一定的侧向冲击。其不足之处是工艺比较复杂，对工人的操作水平要求较高，报废率也较高，非金属层容易脱落。
B．导向环(斯来圈)
在相对运动副之间设置二个用填充聚四氟乙烯材料制成的耐磨环，使活塞与缸筒，活塞杆与端盖的的配合间隙加大，使相对运动副成为金属表面与耐磨环组成的摩擦副，此种耐磨环称之为导向环，斯来圈。它的特点：
·避免了金属之间的接触；
·具有高的径向负荷支承触力；
·能补偿边界力；
·具有强耐磨性和高寿命；
·摩擦力小；
·能抑制机械振动；
·有良好的防尘效果，允许外界异物嵌入；
·保护密封件不受过分的挤压；
·导向时即使无润滑也没有液动力方面的问题；
·沟槽简单，安装方便；
·维护费用低。这里推荐二种支承导向环：一种是美国霞板公司的特开斯来圈，另一种是广州市天河密封技术研究所的世达导向环。
(A)宝色霞板特开斯来圈
应用范围
最大速度：15m／s(50ft／s)
温度：－60℃～+200℃(－76下～+392°F)
动态压缩强度：60℃时最大为15N／mm2
注：动态应用时，温度不要超过100℃(212下)
标记 活塞用特开斯来圈
缸径B：100．00mm
系列号：GP69
沟槽宽度：9．70mm
厚度：2．50mm
材料：特开T47
标准类型：具有斜切口和网纹状结构
零件型号 
①系列号码
②标准类型*
③活塞直径×10
④材料代号
*“L”表示不需要网纹状。
a．活塞用宝色霞板特开斯来圈
图24．7－14 活塞用特开斯来圈结构图
表24．7－11 活塞用特开斯来圈参数 单位：mm
b．活塞杆用宝色霞板特开斯来圈
图24．7－15 活塞杆用特开斯来圈结构图
表24．7－12 活塞杆用特开斯来圈参数 单位：mm
(B)世达导向环(斯来圈)
应用范围
耐压：100MPa(常温)；50MPa(80℃时)
使用温度：50℃～80℃
工作介质：矿物油、气、水
世达导向环标记
①代号
②名称，导向环
③规格号*
④杆或缸径×10
*活塞杆用规格号为5800
活塞(缸)用规格号为5900
a．活塞用世达导向环(缸用5900)
图24．7－16 活塞用世达导向环尺寸图(缸用5900)
表24．7－13 活塞用世达导向环参数(缸用5900) 单位：mm
b．活塞杆用世达导向环(杆用5800)
图24．7－17 活塞杆用世达导向环尺寸图
(杆用5800)
表24．7－14 活塞杆用世达导向环参数(杆用5800) 单位：mm
(2)非接触型支承(静压支承)
A．静压支承的工作原理
接触型支承和接触型动密封一样，总是存在活塞与缸筒、活塞杆与端盖之间的摩擦副，摩擦副产生的干摩擦力是无法消除的，非接触型的支承就解决了这一难题。目前常用的静压支承就是非接触型支承，又称之为静压轴承。静压轴承的结构形式繁多，有小孔节流、毛细管节流、薄膜反馈、滑阀反馈等不同节流形式。然而就其本质来说，静压支承是依靠节流控制元件来保持稳定的油膜，这些控制元件的共性是以改变流量来补偿支承上载荷的变化。
图24．7－18(a)为常用的小孔节流静压支承。这是个通过小孔节流供压的向心轴承。轴承上施加径向负载力f后，轴颈相对于轴承径向偏移量e，这时下油腔压力增加，上油腔压力降低，上下油腔压力之差所产生的恢复支承力f与f相平衡，这一作用过程可用图24．7－18(b)框图表示。
图24．7－18 小孔节流型静压支承
(a)原理图；(b)方框原理图
图24．3－2所示的静压支承伺服液压缸采用了一种既新颖又简单的轴向移动静压支承——圆锥形静压支承。双向圆锥体活塞和缸筒组成一对圆锥静压支承；端盖孔的双向圆锥孔和活塞杆组成一对圆锥静压支承。
B．静压支承的优缺点
静压支承的优点是：
·运动精度高；
·摩擦力很小，可以忽略不计；
·无磨损，寿命长；
·工作速度范围宽；
·静动刚度大；
·能承受侧向力。
静压支承的缺点是：
·设计调试工作量大；
·工艺性差；
·要单独用一套低压油源；
·造价高。
现以小孔节流型静压支承为例，介绍一下计算方法：
图24．7－19为小孔节流型静压支承计算用图。现以小孔节流型静压支承为例，介绍设计方法：
图24．7－19 静压支承计算图
C．静压支承的设计步骤
①负载力f
式中 f——负载力；
A——油腔面积；
A′——隔壁的面积；
p0——供给静压腔的供油压力；
Fω——负荷系数。
负荷系数由下式求得
式中 pm——平衡压力；
Fθ1——上油腔油量通过系数；
Fθ3——下油腔油量通过系数
图24．7－20所示为以p0／pm为参变量时负荷系数Fω与偏心率e的关系，曲线是在θ=30°，θm=35°、b／ω=3／2的条件下计算出的结果。由图可知当偏心率e<0．5时，p0／pm=2时的Fω最大。
图24．7－20 以p0／pm为参变量时负荷系数与偏心率的关系
②通过流量q
式中 q——通过流量；
γ——活塞杆半径，
；
c——间隙；
L——节流长度(见图24．7－19)；
FG——流量系数；
式中 Fθ2——为左右油腔的油量通过系数，由下式求得
Fθ2=2θ1+3e2(θ1+1／2sin2θ1)+ω／b(1+e2sin2θm)
流量系数FG也取决于压力比p0／pm和偏心率e，用θ1=30°，θm=35°，b／ω=3／2代入上计算式，可以得到如图24．7－21所示的以p0／pm为参变量时流量系数与偏心率的关系
图24．7－21 以p0／pm为参变量时流量系数与偏心率的关系
从图24．7－21可看出，压力比p0／pm愈大，通过油量就愈小，这与形成最大负荷系数Fω的条件有些不同。实用上可按p0／pm≈3进行设计
③供油口的节流尺寸γt、Lt与轴承间隙C的关系
除毛细管节流的长度Lt外，适当地给定L、γ、θ、b／ω等，并以p0／pm为参变量，就能够求得c与γt的关系。例如，当给定Lt=2mm，L=5mm，θ=30°，b／ω=3／2时，所得计算结果如图24．7－22所示。
图24．7－22 以p0／pm为参数变量时轴承间隙c与供给油□节流半径γt的关系
式中 Lt——进油口节流长度；
γl——供油口节流半径；
b——支承的宽度；
ω——图示尺寸。
以上的计算是油腔按上下左右4处分布进行的。实际设计时，预想的负荷方向油腔布置的方向也可与垂直位置错开某个角度，油腔个数也可有5个或5个以上。根据位置预先改变供油口的节流尺寸的大小，也可以设计成承受活塞杆的自重或预定负载时偏心率e恰好为零的结构布局。