CN116379072A - 一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置及其设计方法 - Google Patents

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CN116379072A CN202310282465.XA CN202310282465A CN116379072A CN 116379072 A CN116379072 A CN 116379072A CN 202310282465 A CN202310282465 A CN 202310282465A CN 116379072 A CN116379072 A CN 116379072A
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李睿
刘巍
杨姝
裴连政
刘学术
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Abstract

本发明提供一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置及其设计方法，属于永磁推力轴承检测技术领域，包括由永磁推力轴承法兰盘、外花键、内花键、深沟球轴承基座、梅花弹性联轴器组成的主要结构部件，以及由定位紧固螺钉、螺栓、螺母、平键组成的辅助零部件。在轴承动态性能测试上，永磁推力轴承的轴向偏移量较传统推力轴承更大，传统高弹性联轴器大多难以无法补偿该类轴向位移。本发明公开了一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置设计方法，在传递电机驱动系统的扭矩和转速均的同时，补偿永磁推力轴承动态性能测试中的大轴向偏移量，能够确保动态性能测试中电机驱动系统的安全运行。

Description

一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置及其设计方法
技术领域
本发明属于永磁推力轴承检测技术领域，涉及一种大位移补偿装置及其设计方法，特别涉及一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置及其设计方法。
背景技术
推力轴承是机械传动部件中的重要机械零部件，但由于存在机械接触，轴承易出现摩擦磨损，给设备带来潜在的故障风险。永磁推力轴承能够在满足推力轴承的性能需求的同时，通过磁场相互作用实现转子悬浮，实现无机械磨损，明显提升设备最高额定转速。永磁推力轴承的工作原理是，在外界载荷下，转子与定子上的磁组阵列发生相对位移，进而产生磁场推力，磁推力将转子驱使至平衡位置。在实际工作中，永磁推力轴承会受到不同频段和幅值的激振力，研究分析磁轴承在特定的动态激扰下抵抗变形的能力，建立外界动态激励与磁场力学性能参数间的量化映射关系，可进一步指导永磁推力轴承的优化设计，进而实现磁轴承动态力学性能的提升。
永磁推力轴承动态性能测试需载荷加载装置和电机驱动系统分别布置于永磁推力轴承两端。载荷加载装置对永磁推力轴承端加载特定静推力以及激振力。载荷加载过程中，永磁推力轴承的轴向最大偏移量较传统轴承更大，永磁推力轴承的轴向最大偏移量可达15mm以上。电机驱动系统与永磁推力轴承端的连接使用高弹性联轴器传递扭矩和转速。然而，传统高弹性联轴器难以补偿该范围的轴向位移。因此，亟需针对永磁推力轴承动态性能试验的特殊需求设计一种大位移量补偿装置。针对高校科研项目需求，本发明公开一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置设计方法。
发明内容
有鉴于此，本发明公开了一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置设计方法，在传递电机驱动系统的扭矩和转速的同时，补偿永磁推力轴承动态性能测试中的大轴向偏移量，以确保动态性能测试中电机驱动系统的安全运行。
为实现上述目的，本发明采用如下技术方案：
一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，所述的大位移补偿装置包括由永磁推力轴承法兰盘6、外花键5、内花键4、深沟球轴承基座2、梅花弹性联轴器1组成的主要结构部件，以及由定位紧固螺钉3、螺栓8、螺母7、平键9组成的辅助零部件。所述内花键4和外花键5通过键齿联接，该部分是本装置的关键部件，其作用是利用键齿相互挤压以传递扭矩，以及利用内外花键间的相对滑动来补偿轴向大位移量；所述深沟球轴承座轴承2的轴承内圈通过紧固螺钉3与内花键4相连，以实现内花键在轴向位置上的固定；所述梅花弹性联轴器1通过平键9与内花键4端部的键槽连接，定位紧固螺钉3将内花键4与梅花联轴器1固定；所述外花键5由花键结构和法兰盘组成，花键结构与内花键4连接，法兰盘与永磁推力轴承法兰盘6通过螺栓7和螺母8相连接。
具体结构描述如下：
所述的外花键5由矩形花键结构以及法兰盘共同组成，该结构为一体化设计，花键结构部分与法兰盘分别位于该部件的两端，花键结构与法兰盘间通过轴段过渡，所述轴段的直径为外花键齿根圆直径；其中，外花键的花键结构用于与内花键4的花键槽配合，外花键的法兰盘与永磁推力轴承法兰盘6通过螺栓8和螺母7相连接，实现扭矩和转速的传递，其外花键端法兰盘6的尺寸参数与永磁推力轴承法兰盘6相同；所述永磁推力轴承法兰盘6，在轴向载荷的加载下会发生轴向偏移，该轴向偏移量是本装置所需补偿的主要目标。
所述内花键4结构为内部带有矩形花键槽的圆柱体，花键槽与外花键5相连接，该部件可通过键齿间的相对滑动实现位移补偿和花键的相互挤压实现扭矩传递。内花键圆柱体外表面共有两处安装位置，分别安装梅花弹性联轴器1和深沟球轴承座2。内花键4圆柱体表面近端部处加工有平键槽及对应键槽180°位置的定位螺纹孔，梅花弹性联轴器1分别通过平键9和定位紧固螺钉3与内花键连接，将驱动端的扭矩和转速稳定传递至内花键结构；内花键4圆柱体外表面加工有2个呈180°位置的定位螺纹孔，深沟球轴承座2通过定位紧固螺钉3在该安装位置与内花键配合连接，深沟球轴承座2的轴承部分能确保内花键4传递驱动端的扭矩和转速至外花键，其轴承基座确保内花键4在轴向位置的固定，以避免产生内花键产生轴向位移而损坏驱动端。
所述的外花键5和内花键4间存在大位移量的相对移动，且移动频率高，选择配合间隙较大的滑动联接；外花键5和内花键4的配合间需要添加润滑油，以降低摩擦力；所述外花键5和内花键4组成的机构构成花键副，通过相对滑移来补偿来自于永磁推力轴承法兰盘端的轴向偏移量，通过花键间的相互挤压传递扭矩，进而带动永磁推力轴承端旋转。为了防止应力集中，实际加工的内外花键齿面边缘会加工倒角。
所述深沟球轴承座2安装于预定安装平台上，深沟球轴承座2为整个大位移补偿装置提供支撑点。同时，所述深沟球轴承座2用于保证内花键在轴向位置上的固定，通过外花键4在内花键5槽内的滑动来补偿轴向位移量。
所述梅花弹性联轴器1的一端与电机驱动系统的输出端相配合，另一端通过定位紧固螺钉3和平键与内花键4相配合；梅花弹性联轴器1作为联接部件，将电机驱动系统输出端的转矩和转速传递至内花键4，进而外花键5在内花键4的挤压下发生同步旋转运动，再通过外花键法兰盘传递至永磁推力轴承端，实现永磁推力轴承动态性能测试的旋转工况加载。当永磁推力轴承法兰盘6加载中产生径向/角向/轴向偏差时，梅花弹性联轴器1能够凭借其自身高弹性结构特点直接补偿对应误差，以保证电机驱动系统端加载环境的安全。
进一步的，所述的一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置的设计方法，包括以下步骤：
(a)设计内外花键的齿面接触长度
从强度方面计算，假设由于不可避免的加工误差，导致只有约75％的内外花键键齿受到承载，实际平均压强为：
Figure BDA0004138497500000031
其中，KA为使用系数；T为传递扭矩；dm为内花键平均直径，其中dm＝(D+d)/2，D为内花键大径，d为内花键小径，两者依据于DIN ISO 14进行选择；L为内外花键的齿面接触长度；n为内外花键的齿数(内外花键齿数相同)；
在虑及实际加工中，内外花键存在倒角f的情况下，h'为内外花键齿面的承载高度为：
h'＝(D-d)/2-2f≈0.4(D-d)
进而，内外花键的齿面接触长度L为：
Figure BDA0004138497500000032
其中，pzul为动连接条件下的许用压强。
从尺寸方面计算，内外花键的齿面接触长度L还需满足轴向窜动量的设计需求：
Figure BDA0004138497500000033
其中，Lm为轴向窜动量最大值，即内外花键的齿面滑动至少需要为最大窜动量的一半接触长度，以保持滑动和传扭的稳定性。
内外花键的齿面最小接触长度Lmin为：
Figure BDA0004138497500000034
(b)设计外花键法兰盘
本发明中，外花键5结构是花键和法兰盘的结合设计。法兰盘与外花键相连接的轴段部分存在失效风险，需对外花键零部件进行强度校核，以确保整体结构工作过程中的安全性。采用有限元分析方法，对外花键5整体部件进行静力学仿真分析，校核外花键整体结构的强度。在有限元分析结果中，外花键5的最大应力需满足：
σmax≤[σ]
其中，σmax为外花键的最大应力，[σ]为选用材料的许用应力。
(c)选择深沟球轴承座尺寸
本发明的深沟球轴承座的主要作用是为整体大位移补偿装置提供支撑，以及固定内花键的轴向位置。在实验过程中，深沟球轴承受到的主要载荷是缓慢加载的轴向静推力，该推力来自于永磁推力轴承法兰盘6端。深沟球轴承的尺寸选择依据于轴向静载荷标准进行选择，深沟球轴承需满足：
Fmax＜Cr
其中，Fmax为永磁推力轴承动态性能测试的轴向最大静推力，该参数由永磁推力轴承的设计最大轴向承载力所决定；Cr为深沟球轴承的额定静载荷；
同时，深沟球轴承座2内的深沟球轴承内圈尺寸需满足：
Dbearing＝Din
其中，Din为内花键的圆柱体最大直径，Dbearing为深沟球轴承座内深沟球轴承的内圈直径。
(d)选择梅花弹性联轴器尺寸
梅花弹性联轴器1作为联接部件，其作用是将驱动端输出的转矩和转速传递至内花键4，实现永磁推力轴承动态性能测试的旋转工况加载。同时，梅花弹性联轴器1确保永磁推力轴承法兰盘6加载中产生径向/角向/轴向偏差时，保证驱动端加载环境的安全。梅花弹性联轴器两端的内径尺寸需满足：
Dc＝Dm
dc＝Din
其中，Dc为梅花弹性联轴器的电机侧内径，Dm为电机传动轴直径，dc梅花弹性联轴器的内花键侧内径。
同时，梅花弹性联轴器的额定传递扭矩Tc需满足：
Tc≥a×Tm
其中，Tm为电机最大输出扭矩，a为安全系数，a的取值范围为1.5-2.5，优选为1.5。
本发明的有益效果为：针对永磁推力轴承动态性能测试面临轴承轴向加载产生的大偏移量难以补偿的问题，本发明采用内外花键结构，通过花键的相对滑动来补偿轴向大位移；本发明选用深沟球轴承座固定内花键结构的轴向位置，并为整体装置提供支撑点；本发明选用梅花弹性联轴器，可保证驱动端扭矩和转速的稳定传递，并补偿径向/角向/轴向偏差。本发明可有效补偿永磁推力轴承动态加载下的轴向大偏移量，并确保驱动端转速扭矩的安全加载。
附图说明
图1是一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置结构示意图；
图2是一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置俯视图；
图3是一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置爆炸示意图；
图4是一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置局部剖视图；
图5是大位移补偿装置的外花键法兰盘有限元分析结果图。
图中：1梅花弹性联轴器；2深沟球轴承座；3定位紧固螺钉；4内花键；5外花键；6永磁推力轴承法兰盘；7螺母；8螺栓；9平键。
具体实施方式
有鉴于此，本发明公开了一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置设计方法，在传递电机驱动系统的扭矩和转速的同时，补偿永磁推力轴承动态性能测试中的大轴向偏移量，以确保动态性能测试中电机驱动系统的安全运行。
为了实现上述目的，本发明采用如下技术方案：
如附图1，一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置设计方法，其特征在于，包括由永磁推力轴承法兰盘6、外花键5、内花键4、深沟球轴承基座2、梅花弹性联轴器1组成的主要结构部件，以及由定位紧固螺钉3、螺栓8、螺母7、平键9组成的辅助零部件。如附图2，所述内花键4和外花键5通过键齿联接，该部分是本装置的关键部件，其作用是利用键齿相互挤压以传递扭矩，以及利用内外花键间的相对滑动来补偿轴向大位移量；所述深沟球轴承座轴承2的轴承内圈，通过紧固螺钉3与内花键4相连，以实现内花键在轴向位置上的固定；所述梅花弹性联轴器1，通过平键9与内花键4端部的键槽连接，定位紧固螺钉3将内花键4与梅花联轴器1固定；如附图3，所述外花键5由花键结构和法兰盘组成，花键结构与内花键4联接，法兰盘与永磁推力轴承法兰盘6通过螺栓7和螺母8相联接。
如附图2，所述的外花键5由矩形花键结构以及法兰盘共同组成，该结构为一体化设计，花键结构部分与法兰盘分别位于该部件的两端，花键结构与法兰盘间通过轴段过渡，所述轴段的直径为外花键齿根圆直径；其中，外花键的花键结构用于与内花键4的花键槽配合，外花键的法兰盘与永磁推力轴承法兰盘6通过螺栓8和螺母7相连接，实现扭矩和转速的传递，其外花键端法兰盘6的尺寸参数与永磁推力轴承法兰盘6相同；所述永磁推力轴承法兰盘6，在轴向载荷的加载下会发生轴向偏移，该轴向偏移量是本装置所需补偿的主要目标。
如附图2，所述内花键4结构为内部带有矩形花键槽的圆柱体，花键槽与外花键5相连接，该部件可通过键齿间的相对滑动实现位移补偿和花键的相互挤压实现扭矩传递。内花键圆柱体外表面共有两处安装位置，分别安装梅花弹性联轴器1和深沟球轴承座2。内花键4圆柱体表面近端部处加工有平键槽及对应键槽180°位置的定位螺纹孔，梅花弹性联轴器1分别通过平键9和定位紧固螺钉3与内花键连接，将驱动端的扭矩和转速稳定传递至内花键结构；内花键4圆柱体外表面加工有2个呈180°位置的定位螺纹孔，深沟球轴承座2通过定位紧固螺钉3在该安装位置与内花键配合连接，深沟球轴承座2的轴承部分能确保内花键4传递驱动端的扭矩和转速至外花键，其轴承基座确保内花键4在轴向位置的固定，以避免产生内花键产生轴向位移而损坏驱动端。
如附图2，所述的外花键5和内花键4间存在大位移量的相对移动，且移动频率高，选择配合间隙较大的滑动联接；外花键5和内花键4的配合间需要添加润滑油，以降低摩擦力；所述外花键5和内花键4组成的机构构成花键副，通过相对滑移来补偿来自于永磁推力轴承法兰盘端的轴向偏移量，通过花键间的相互挤压传递扭矩，进而带动永磁推力轴承端旋转。为了防止应力集中，实际加工的内外花键齿面边缘会加工倒角。
如附图4，所述深沟球轴承座2安装于预定安装平台上，深沟球轴承座2为整个大位移补偿装置提供支撑点。同时，所述深沟球轴承座2用于保证内花键在轴向位置上的固定，通过外花键4在内花键5槽内的滑动来补偿轴向位移量。
所述梅花弹性联轴器1的一端与电机驱动系统的输出端相配合，另一端通过定位紧固螺钉3和平键与内花键4相配合；梅花弹性联轴器1作为联接部件，将电机驱动系统输出端的转矩和转速传递至内花键4，进而外花键5在内花键4的挤压下发生同步旋转运动，再通过外花键法兰盘传递至永磁推力轴承端，实现永磁推力轴承动态性能测试的旋转工况加载。当永磁推力轴承法兰盘6加载中产生径向/角向/轴向偏差时，梅花弹性联轴器1能够凭借其自身高弹性结构特点直接补偿对应误差，以保证电机驱动系统端加载环境的安全。(a)内外花键4面接触长度设计
本具体实施例中，内外花键材料选择为45钢，齿面选择表面热处理。
(a)设计内外花键的齿面接触长度
从强度方面计算，假设由于不可避免的加工误差，导致只有约75％的内外花键键齿受到承载，实际平均压强需满足：
Figure BDA0004138497500000061
其中，KA为使用系数；T为传递扭矩；dm为内花键平均直径，其中dm＝(D+d)/2，D为内花键大径，d为内花键小径，两者依据于DIN ISO 14进行选择；L为内外花键的齿面接触长度；n为内外花键齿数(内外花键齿数相同)；在虑及实际加工中，内外花键存在倒角f的情况下，为内外花键齿面的承载高度为：
h'＝(D-d)/2-2f≈0.4(D-d)
本具体实施例在实际工况中存在冲击，取KA为1.35；本具体实施例中，传递扭矩由电机驱动系统决定，最大传递扭矩为77N·m；
本具体实施例选用DIN ISO 14中系列，齿数n为6，内花键大径D为34mm，内花键小径d为28mm，内花键平均直径dm为：
dm＝(D+d)/2＝(34+28)/2＝31mm
本具体实施例中，材料选择为45钢，同时齿面选择热处理硬化，动连接条件下的许用压强pzul为70Mpa；依据于DIN ISO 14中系列，内外花键齿数n为6；齿面承载高度h'为：
h'＝(D-d)/2-2f≈0.4(D-d)＝0.4(34-28)＝2.4mm
内外花键的内外齿面接触长度L为：
Figure BDA0004138497500000071
从尺寸方面计算，内外花键的齿面接触长度L为：
Figure BDA0004138497500000072
其中，Lm为轴向窜动量最大值，即内外花键的齿面滑动至少需要为最大窜动量的一半接触长度，以保持滑动和传扭的稳定性。本具体实施例中Lm取为15mm，即：
Figure BDA0004138497500000073
经计算，内外花键的齿面最小接触长度Lmin为：
Figure BDA0004138497500000074
虑及加工因素，本具体实施例中L取为10mm。
(b)设计外花键法兰盘
本发明中，外花键5结构是花键和法兰盘的结合设计。法兰盘与外花键相连接的轴段部分存在失效风险，需对外花键零部件进行强度校核，以确保整体结构工作过程中的安全性。采用有限元分析方法，对外花键5部件整体进行静力学仿真分析，校核外花键整体结构的强度。在在有限元分析设置中，将外花键端面设为固定边界；本具体实施例中，永磁推力轴承的轴向最大推力为3kN，载荷均匀加载至法兰盘端面。如附图5所示，外花键整体结构的应力分布较为均匀，没有出现局部高应力区域。从整体结构来看，由于推力主要在轴段和外花键结构中传递，外花键结构整体应力分布高于法兰盘部分。外花键法兰盘部件最大应力σmax为20.607Mpa，最大应力出现在轴段与法兰盘的交界处。在本具体实施例中，外花键的材料为45钢，对应该种材料材料的许用应力[σ]为215Mpa。从结果可知：
σmax≤[σ]
经校核，外花键结构强度符合要求。
(c)选择深沟球轴承座尺寸
本发明的深沟球轴承座的主要作用是为整体大位移补偿装置提供支撑，以及固定内花键的轴向位置。在实验过程中，深沟球轴承受到的主要载荷是缓慢加载的轴向静推力，该推力来自于永磁推力轴承法兰盘6端。深沟球轴承的尺寸选择依据于轴向静载荷标准进行选择，深沟球轴承需满足：
Fmax＜Cr
其中，Fmax为永磁推力轴承动态性能测试的轴向最大静推力，该参数由永磁推力轴承的设计最大轴向承载力所决定，本具体实施例中，确定永磁推力轴承的设计最大轴向承载力Fmax为3kN；选用UC208型深沟球轴承座，轴承的额定静载荷Cr为32.5kN，符合性能需求。
同时，深沟球轴承座2内的深沟球轴承内圈尺寸需满足：
Dbearing＝Din
其中，Din为内花键的圆柱体最大直径，Dbearing为深沟球轴承座内深沟球轴承的内圈直径。本具体实施例中，对应深沟球轴承内径尺寸Dbearing为40mm；内花键的外径尺寸Din为40mm。
(d)选择梅花弹性联轴器尺寸
梅花弹性联轴器1作为联接部件，其作用是将驱动端输出的转矩和转速传递至内花键4，实现永磁推力轴承动态性能测试的旋转工况加载。同时，梅花弹性联轴器1确保永磁推力轴承法兰盘6加载中产生径向/角向/轴向偏差时，保证驱动端加载环境的安全。联轴器两端的内径分别取决于内花键外径尺寸以及电机驱动系统输出端直径确定，本具体实施例中，内花键外径尺寸Din为40mm，电机端直径Dm为25mm；联轴器电机侧内径尺寸Dc和联轴器内花键侧内径尺寸dc为：
D＝D＝25mm
c m
dc＝Din＝40mm
梅花弹性联轴器的额定传递扭矩由电机的最大输出转矩决定，本具体实施例中，电机驱动系统的最大传递扭矩为77N·m。梅花联轴器的额定传递扭矩Tc为：
Tc≥a×Tm＝1.5×77＝115.5N·m
本具体实施例中，选用梅花弹性联轴器的额定传递扭矩Tc为120N·m，满足性能需求。
以上所述仅是本发明的优选实施方式，应当指出：对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以做出若干改进和润饰，这些改进和润饰也应视为本发明的保护范围。

Claims (6)

1.一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，其特征在于，所述的大位移补偿装置包括主要结构部件和辅助零部件，其中，主要结构部件包括永磁推力轴承法兰盘(6)、外花键(5)、内花键(4)、深沟球轴承基座(2)、梅花弹性联轴器(1)，辅助零部件包括定位紧固螺钉(3)、螺栓(8)、螺母(7)、平键(9)；
所述梅花弹性联轴器(1)的一端与电机驱动系统的输出端相配合，另一端通过平键(9)与内花键(4)端部的键槽连接，定位紧固螺钉(3)将内花键(4)与梅花联轴器(1)固定；梅花弹性联轴器(1)将电机驱动系统输出端的转矩和转速传递至内花键(4)，实现永磁推力轴承动态性能测试的旋转工况加载；
所述内花键(4)和外花键(5)通过键齿连接，组成花键副，其作用是通过花键间的相互挤压以传递扭矩，进而带动永磁推力轴承端旋转，以及通过内外花键间的相对滑动补偿来自于永磁推力轴承法兰盘端的轴向偏移量；所述外花键(5)由花键结构和法兰盘组成，花键结构与内花键(4)连接，法兰盘与永磁推力轴承法兰盘(6)连接，永磁推力轴承法兰盘(6)在轴向载荷的加载下会发生轴向偏移，该轴向偏移量是本装置所需补偿的主要目标；
所述深沟球轴承座轴承2安装于预定安装平台上，为整个大位移补偿装置提供支撑点，其轴承内圈通过紧固螺钉(3)与内花键(4)相连，以实现内花键在轴向位置上的固定。
2.根据权利要求1所述的一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，其特征在于，所述的外花键(5)包括两端的矩形花键结构、法兰盘和中部轴段，外花键(5)为一体化设计，花键结构与法兰盘之间通过轴段过渡；其中，花键结构用于与内花键(4)的花键槽配合，法兰盘用于与永磁推力轴承法兰盘(6)通过螺栓(8)和螺母(7)相连接，实现扭矩和转速的传递，外花键端法兰盘的尺寸参数与永磁推力轴承法兰盘(6)相同；所述轴段的直径为外花键(5)齿根圆直径。
3.根据权利要求1所述的一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，其特征在于，所述内花键(4)结构为内部带有矩形花键槽的圆柱体，其花键槽与外花键(5)相连接，该部件可通过键齿间的相对滑动实现位移补偿和花键的相互挤压实现扭矩传递；所述内花键圆柱体外表面共有两处安装位置，分别安装梅花弹性联轴器(1)和深沟球轴承座2；所述内花键(4)圆柱体表面近端部处加工有平键槽及对应键槽180°位置的定位螺纹孔，梅花弹性联轴器(1)分别通过平键(9)和定位紧固螺钉(3)与内花键连接，将驱动端的扭矩和转速稳定传递至内花键结构；所述内花键(4)圆柱体外表面加工有两个呈180°位置的定位螺纹孔，深沟球轴承座2通过定位紧固螺钉(3)在该安装位置与内花键配合连接，深沟球轴承座2的轴承部分能确保内花键(4)传递驱动端的扭矩和转速至外花键(5)，其轴承基座确保内花键(4)在轴向位置的固定，避免产生内花键产生轴向位移而损坏驱动端。
4.根据权利要求1所述的一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，其特征在于，所述的外花键(5)和内花键(4)之间为滑动联接，组装过程中添加润滑油，降低摩擦力；且为了防止应力集中，所述内外花键齿面边缘会加工倒角。
5.根据权利要求1所述的一种用于永磁推力轴承的大位移补偿装置，其特征在于，当永磁推力轴承法兰盘(6)加载中产生径向/角向/轴向偏差时，梅花弹性联轴器(1)能够凭借其自身高弹性结构特点直接补偿对应误差，以保证电机驱动系统端加载环境的安全。
6.一种权利要求1-5任一所述的用于永磁推力轴承的大位移补偿装置的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
(a)设计内外花键的齿面接触长度
从强度方面计算，实际平均压强为：
Figure FDA0004138497490000021
其中，KA为使用系数；T为传递扭矩；dm为内花键平均直径，其中dm＝(D+d)/2，D为内花键大径，d为内花键小径；L为内外花键的齿面接触长度；n为内外花键的齿数，且内外花键齿数相同；
在虑及实际加工中，内外花键存在倒角f的情况下，h'为内外花键齿面的承载高度为：
h'＝(D-d)/2-2f≈0.4(D-d)
进而，内外花键的齿面接触长度L为：
Figure FDA0004138497490000022
其中，pzul为动连接条件下的许用压强；
从尺寸方面计算，内外花键的齿面接触长度L还需满足轴向窜动量的设计需求：
Figure FDA0004138497490000023
其中，Lm为轴向窜动量最大值，即内外花键的齿面滑动至少需要为最大窜动量的一半接触长度，以保持滑动和传扭的稳定性；
内外花键的齿面最小接触长度Lmin为：
Figure FDA0004138497490000024
(b)设计外花键法兰盘
外花键(5)的法兰盘与外花键相连接的轴段部分存在失效风险，需对外花键零部件进行强度校核，以确保整体结构工作过程中的安全性；采用有限元分析方法，对外花键(5)整体部件进行静力学仿真分析，校核外花键整体结构的强度；在有限元分析结果中，外花键(5)的最大应力需满足：
σmax≤[σ]
其中，σmax为外花键的最大应力，[σ]为选用材料的许用应力；
(c)选择深沟球轴承座尺寸
深沟球轴承受到的主要载荷是缓慢加载的轴向静推力，该推力来自于永磁推力轴承法兰盘(6)端；深沟球轴承的尺寸选择依据于轴向静载荷标准进行选择，深沟球轴承需满足：
Fmax＜Cr
其中，Fmax为永磁推力轴承动态性能测试的轴向最大静推力，该参数由永磁推力轴承的设计最大轴向承载力所决定；Cr为深沟球轴承的额定静载荷；
同时，深沟球轴承座2内的深沟球轴承内圈尺寸需满足：
Dbearing＝Din
其中，Din为内花键的圆柱体最大直径，Dbearing为深沟球轴承座内深沟球轴承的内圈直径；
(d)选择梅花弹性联轴器尺寸
梅花弹性联轴器两端的内径尺寸需满足：
Dc＝Dm
dc＝Din
其中，Dc为梅花弹性联轴器的电机侧内径，Dm为电机传动轴直径，dc梅花弹性联轴器的内花键侧内径；
同时，梅花弹性联轴器的额定传递扭矩Tc需满足：
Tc≥a×Tm
其中，Tm为电机最大输出扭矩，a为安全系数，a的取值范围为1.5-2.5。
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