WGT型鼓形齒式聯軸器具有少量軸線偏移補償性能，不能緩沖、減振。外形尺寸小，理論上傳遞轉矩大，需要潤滑、密封，但噪聲較大、價格貴，用于聯接水平兩同軸線軸系傳動。用于低速、重載工況條件下聯接水平兩同軸線，如冶金機械、重型機械等。不適用于高速、軸系傳動，起動頻繁、正反轉多變的工況不宜采用。

WGT型鼓形齒式聯軸器外齒分為直齒和鼓形齒兩種齒形，所謂鼓形齒即為將外齒制成球面，球面中心在齒輪軸線上，齒側間隙較一般齒輪大，鼓形齒聯軸器可允許較大的角位移（相對于直齒聯軸器），可改進齒的接觸條件，提高傳遞轉矩的能力，延長使用壽命。有角位移時沿齒寬的接觸狀態。齒式聯軸器在工作時，兩軸產生相對角位移，內外齒的齒面周期性作軸向相對滑動，必然形成齒面磨損和功率消耗，因此，齒式聯軸器需在有良好和密封的狀態下工作。齒式聯軸器徑向尺寸小，承載能力大，常用于低速重載工況條件的軸系傳動，并經動平衡的齒式聯軸器可用于高速傳動，如燃汽輪機的軸系傳動。由于鼓形齒式聯軸器角向補償大于直齒式聯軸器，均廣泛采用鼓形齒式聯軸器，直齒式聯軸器屬于被淘汰的產品，選用者應盡量不選用。

WGT型鼓形齒式聯軸器的特點(與直齒式聯軸器相比有以下特點)：

1、承載力強。在相同的內齒套外徑和聯軸器較大外徑下，鼓形齒式聯軸器的承載能力平均比直齒式聯軸器提高15～20％。

2、角位移補償量大。當徑向位移等于零時，直齒式聯軸器的許用角位移為1o，而鼓形齒式聯軸器的許用角位移為1o30'，提高50％。在相同的模數、齒數、齒寬下，鼓形齒比直齒允許的角位移大。

3、鼓形齒面使內、外齒的接觸條件獲得改進，避免了在角位移條件下直齒齒端棱邊擠壓，應力集中的弊端，同時改進了齒面摩擦、磨損狀況，降低了噪聲，維修周期長。

4、外齒套齒端呈喇叭形狀，使內、外齒裝拆方便。

WGT型鼓形齒式聯軸器設計計算簡明適用方法

1、本設計方法的適用范圍和特點

(1)允許兩軸線角位移(交角偏差)△α≤1.5°，也可△α≤3°，△α增大，側隙應增大，承載能力下降。允許兩軸線的徑向位移△y=Ltanα。

(2)適用于中、低速重載荷傳動。在相同的角位移時，比直齒聯軸器的承載能力高15％～20％。

(3)安裝、拆卸時允許角位移△α≤±5°。

2、幾何參數與幾何尺寸計算

(1)鼓形齒的形成。鼓形齒聯軸器的內齒套為普通直齒內齒輪，外齒套為鼓形齒，多采用滾齒加工，見圖3。滾刀中心Ou的軌跡為以OB為圓心，R為半徑的圓弧。以R為半徑的圓弧稱位移圓。一般取R=(0.5～1.9)d，R較小，允許△α較大，運轉較靈活；R較大，接觸強度較好。本文推薦取R=(0.5～1)d。d為分度圓直徑，Ra=0.5da，鼓形齒的頂圓面為球面的一部分，對存在△α時的運轉有利。德國SMS公司的重載鼓形齒設計采用此方法。

滾齒加工的鼓形齒，在任一垂直于位移圓的截面內齒廓曲線為漸開線。因此當△α=0°時，鼓形齒與內齒圈的嚙合是一條共軛漸開線嚙合。當△α≠0，將出現非共軛嚙合，且△α的值越大，誤差越大。

(2)鼓形齒嚙合平面、工作圓切面齒廓曲率半徑。圖5為齒廓的曲率半徑。

圖5中，D—D視圖為垂直鼓形齒套軸線齒中間截面圖；A—A視圖為包含嚙合線AA且垂直D—D截面的截面圖，A—A面稱為嚙合平面；B—B視圖為過嚙合點、與分圓相切且垂直D—D平面截面圖;B—B面稱工作圓切面。ge、gt分別為A—A、B—B截面單側齒厚減薄量。

滾齒加工的鼓形齒在A—A、B—B截面內的齒廓為雙曲線(插齒加工為橢圓)，各點曲率半徑不相等。為簡化計算，分別用半徑為Re、Rt的圓弧代替，其誤差很小，對工程計算足夠準確。這樣簡化以后，Re、Rt與R有以下關系式：

式中e、ι為曲率系數，Re、Rt分別為嚙合平面和工作圓切面齒廓近似曲率半徑，e、ι可以計算，但幾何參量和計算過程較復雜，此處從略。當a=20°，對應不同齒數的e、ι值如表1，由表1可知e、ι相差不多。

注：齒數與表中齒數不同時，可用插入法求得。

(3)鼓形齒與內齒嚙合的較小法向側隙。與齒輪傳動一樣，鼓形齒聯軸器內外齒嚙合時，非嚙合側有足夠的側隙，而且應考慮△α、鼓形齒套與軸裝配以及齒部加工誤差對側隙的影響。較小側隙Js，補償加工誤差的側隙Jz見表2。表2中Jz適用于7～8級精度齒輪。補償角位移△a的側隙Jα見表3；補償鼓形齒軸套與軸組裝膨脹的側隙設計齒側法向側隙

(3)聯軸器裝配后未裝在軸上且△α=0時的法向側隙

(4)聯軸器裝在軸上對中準確，且△α=0時的法向側隙(5)聯軸器工作，且△a達到允許值時的法向側隙設計中給定側隙的方法。側隙給定的方法有多種，如按無側隙嚙合計算外齒輪的公法線Wn，并給以負偏差，計算內齒圈圓棒測量跨距M，并給以正偏差；對內、外齒輪加工采用不同的變位系數，改變齒厚，造成側隙等。本文推薦的方法見表5。先選定齒型參數，取內齒的變位系數Xz=0.5，然后按要求的側隙計算鼓形齒的變位系數X1，并按Xl和X2計算齒厚測量數據。此法加工方便，且可使內、外齒趨向等強度。

(5)幾何計算。

3、強度計算

(1)載荷與損傷形式。鼓形齒聯軸器工作時傳遞轉矩，內、外齒接觸線上承受法向擠壓力，同時由于兩半聯軸器鼓形齒軸線有角位移△α或徑向位移△y，將有軸向分力，導致內、外齒間相對滑動。因此，損傷形式主要是齒面點蝕剝落和磨損。一般在點蝕剝落發展到程度時，才發生輪齒折斷。

減輕磨損的方法是潤滑充分，潤滑油合格干凈，提高齒面硬度，安裝，盡可能減小△α和△y。

防止點蝕剝落則需控制齒面接觸應力不超過許用值，即強度計算主要計算接觸應力。

(2)接觸強度計算公式。如圖6所示，齒面受力近似兩彈性圓柱體相互擠壓，接觸部位產生赫茲接觸應力。因此可按赫茲公式推導鼓形齒聯軸器的接觸強度計算公式。按赫茲公式有：

式中，El、E2、μ1、μ2為兩接觸的彈性模量和泊松比，對于兩鋼制內外齒，，μ1=μ2=0.3；E1

；ω為單位長度上的載荷，對于鼓形齒為每個齒單位齒高上的載荷ω=

Fn／Zh，N／mm；h為齒高，h=1.5 m；Fn=；K為承載能力系數，

與△a有關(圖7)；T為傳遞的轉矩；ρ為綜合曲率半徑，，對于鼓形齒與直齒內

齒嚙合，內齒的曲率半徑，，即ρ=ρ1，而(圖5)。如取

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

如取轉矩T的單位為N.m，則上式可寫成強度條件式，σHP為許用齒面接觸應力

4、結構設計

鼓形齒聯軸器的一般結構見圖1，本文僅提及結構設計應妥善處理的幾點。

(1)外齒軸套外徑；

(2)內齒圈直徑，以便插齒退刀，D4應按空心軸承受轉矩的強度計算通過。

(3)兩內、外齒寬中線距L在滿足軸向活動量的前提下盡可能較大。同時應讓內齒圈軸向竄動時鼓形齒寬中點在內齒的中部，內齒輪的齒寬兩端點的距離大于模數。

(4)鼓形齒的齒頂倒角，倒角大小根據內齒齒根圓角半徑確定，一般不小于0.1m×45°。