WGT型鼓形齿式联轴器具有少量轴线偏移补偿性能，不能缓冲、减振。外形尺寸小，理论上传递转矩大，需要润滑、密封，但噪声较大、价格贵，用于联接水平两同轴线轴系传动。用于低速、重载工况条件下联接水平两同轴线，如冶金机械、重型机械等。不适用于高速、轴系传动，起动频繁、正反转多变的工况不宜采用。

WGT型鼓形齿式联轴器外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改进齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动，如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器，均广泛采用鼓形齿式联轴器，直齿式联轴器属于被淘汰的产品，选用者应尽量不选用。

WGT型鼓形齿式联轴器的特点(与直齿式联轴器相比有以下特点)：

1、承载力强。在相同的内齿套外径和联轴器较大外径下，的承载能力平均比直齿式联轴器提高15～20％。

2、角位移补偿量大。当径向位移等于零时，直齿式联轴器的许用角位移为1o，而鼓形齿式联轴器的许用角位移为1o30'，提高50％。在相同的模数、齿数、齿宽下，鼓形齿比直齿允许的角位移大。

3、鼓形齿面使内、外齿的接触条件获得改进，避免了在角位移条件下直齿齿端棱边挤压，应力集中的弊端，同时改进了齿面摩擦、磨损状况，降低了噪声，维修周期长。

4、外齿套齿端呈喇叭形状，使内、外齿装拆方便。

WGT型鼓形齿式联轴器设计计算简明适用方法

1、本设计方法的适用范围和特点

(1)允许两轴线角位移(交角偏差)△α≤1.5°，也可△α≤3°，△α增大，侧隙应增大，承载能力下降。允许两轴线的径向位移△y=Ltanα。

(2)适用于中、低速重载荷传动。在相同的角位移时，比直齿联轴器的承载能力高15％～20％。

(3)安装、拆卸时允许角位移△α≤±5°。

2、几何参数与几何尺寸计算

(1)鼓形齿的形成。鼓形齿联轴器的内齿套为普通直齿内齿轮，外齿套为鼓形齿，多采用滚齿加工，见图3。滚刀中心Ou的轨迹为以OB为圆心，R为半径的圆弧。以R为半径的圆弧称位移圆。一般取R=(0.5～1.9)d，R较小，允许△α较大，运转较灵活；R较大，接触强度较好。本文推荐取R=(0.5～1)d。d为分度圆直径，Ra=0.5da，鼓形齿的顶圆面为球面的一部分，对存在△α时的运转有利。德国SMS公司的重载鼓形齿设计采用此方法。

滚齿加工的鼓形齿，在任一垂直于位移圆的截面内齿廓曲线为渐开线。因此当△α=0°时，鼓形齿与内齿圈的啮合是一条共轭渐开线啮合。当△α≠0，将出现非共轭啮合，且△α的值越大，误差越大。

(2)鼓形齿啮合平面、工作圆切面齿廓曲率半径。图5为齿廓的曲率半径。

图5中，D—D视图为垂直鼓形齿套轴线齿中间截面图；A—A视图为包含啮合线AA且垂直D—D截面的截面图，A—A面称为啮合平面；B—B视图为过啮合点、与分圆相切且垂直D—D平面截面图;B—B面称工作圆切面。ge、gt分别为A—A、B—B截面单侧齿厚减薄量。

滚齿加工的鼓形齿在A—A、B—B截面内的齿廓为双曲线(插齿加工为椭圆)，各点曲率半径不相等。为简化计算，分别用半径为Re、Rt的圆弧代替，其误差很小，对工程计算足够准确。这样简化以后，Re、Rt与R有以下关系式：

式中e、ι为曲率系数，Re、Rt分别为啮合平面和工作圆切面齿廓近似曲率半径，e、ι可以计算，但几何参量和计算过程较复杂，此处从略。当a=20°，对应不同齿数的e、ι值如表1，由表1可知e、ι相差不多。

注：齿数与表中齿数不同时，可用插入法求得。

(3)鼓形齿与内齿啮合的较小法向侧隙。与齿轮传动一样，鼓形齿联轴器内外齿啮合时，非啮合侧有足够的侧隙，而且应考虑△α、鼓形齿套与轴装配以及齿部加工误差对侧隙的影响。较小侧隙Js，补偿加工误差的侧隙Jz见表2。表2中Jz适用于7～8级精度齿轮。补偿角位移△a的侧隙Jα见表3；补偿鼓形齿轴套与轴组装膨胀的侧隙设计齿侧法向侧隙

(3)联轴器装配后未装在轴上且△α=0时的法向侧隙

(4)联轴器装在轴上对中准确，且△α=0时的法向侧隙(5)联轴器工作，且△a达到允许值时的法向侧隙设计中给定侧隙的方法。侧隙给定的方法有多种，如按无侧隙啮合计算外齿轮的公法线Wn，并给以负偏差，计算内齿圈圆棒测量跨距M，并给以正偏差；对内、外齿轮加工采用不同的变位系数，改变齿厚，造成侧隙等。本文推荐的方法见表5。先选定齿型参数，取内齿的变位系数Xz=0.5，然后按要求的侧隙计算鼓形齿的变位系数X1，并按Xl和X2计算齿厚测量数据。此法加工方便，且可使内、外齿趋向等强度。

(5)几何计算。

3、强度计算

(1)载荷与损伤形式。鼓形齿联轴器工作时传递转矩，内、外齿接触线上承受法向挤压力，同时由于两半联轴器鼓形齿轴线有角位移△α或径向位移△y，将有轴向分力，导致内、外齿间相对滑动。因此，损伤形式主要是齿面点蚀剥落和磨损。一般在点蚀剥落发展到程度时，才发生轮齿折断。

减轻磨损的方法是润滑充分，润滑油合格干净，提高齿面硬度，安装，尽可能减小△α和△y。

防止点蚀剥落则需控制齿面接触应力不超过许用值，即强度计算主要计算接触应力。

(2)接触强度计算公式。如图6所示，齿面受力近似两弹性圆柱体相互挤压，接触部位产生赫兹接触应力。因此可按赫兹公式推导鼓形齿联轴器的接触强度计算公式。按赫兹公式有：

式中，El、E2、μ1、μ2为两接触的弹性模量和泊松比，对于两钢制内外齿，，μ1=μ2=0.3；E1

；ω为单位长度上的载荷，对于鼓形齿为每个齿单位齿高上的载荷ω=

Fn／Zh，N／mm；h为齿高，h=1.5 m；Fn=；K为承载能力系数，

与△a有关(图7)；T为传递的转矩；ρ为综合曲率半径，，对于鼓形齿与直齿内

齿啮合，内齿的曲率半径，，即ρ=ρ1，而(图5)。如取

φe≈2．7(表1)，并取R=O.5d，ρ1=2.7x0.5d=1.35d。

如取转矩T的单位为N.m，则上式可写成强度条件式，σHP为许用齿面接触应力

4、结构设计

鼓形齿联轴器的一般结构见图1，本文仅提及结构设计应妥善处理的几点。

(1)外齿轴套外径；

(2)内齿圈直径，以便插齿退刀，D4应按空心轴承受转矩的强度计算通过。

(3)两内、外齿宽中线距L在满足轴向活动量的前提下尽可能较大。同时应让内齿圈轴向窜动时鼓形齿宽中点在内齿的中部，内齿轮的齿宽两端点的距离大于模数。

(4)鼓形齿的齿顶倒角，倒角大小根据内齿齿根圆角半径确定，一般不小于0.1m×45°。