WGT型鼓形齒式聯(lián)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(lián)接水平兩同軸線軸系傳動。用于低速、重載工況條件下聯(lián)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(lián)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(lián)軸器可允許較大的角位移（相對于直齒聯(lián)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(tài)。齒式聯(lián)軸器在工作時，兩軸產(chǎn)生相對角位移，內(nèi)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(lián)軸器需在有良好和密封的狀態(tài)下工作。齒式聯(lián)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(jīng)動平衡的齒式聯(lián)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(lián)軸器角向補償大于直齒式聯(lián)軸器，均廣泛采用鼓形齒式聯(lián)軸器，直齒式聯(lián)軸器屬于被淘汰的產(chǎn)品，選用者應盡量不選用。
WGT型鼓形齒式聯(lián)軸器的特點(與直齒式聯(lián)軸器相比有以下特點)：
1、承載力強。在相同的內(nèi)齒套外徑和聯(lián)軸器較大外徑下，的承載能力平均比直齒式聯(lián)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(lián)軸器的許用角位移為1o，而鼓形齒式聯(lián)軸器的許用角位移為1o30'，提高50％。在相同的模數(shù)、齒數(shù)、齒寬下，鼓形齒比直齒允許的角位移大。
3、鼓形齒面使內(nèi)、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(nèi)、外齒裝拆方便。
WGT型鼓形齒式聯(lián)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(lián)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(shù)與幾何尺寸計算
(1)鼓形齒的形成。鼓形齒聯(lián)軸器的內(nèi)齒套為普通直齒內(nèi)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(nèi)齒廓曲線為漸開線。因此當△α=0°時，鼓形齒與內(nèi)齒圈的嚙合是一條共軛漸開線嚙合。當△α≠0，將出現(xiàn)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(nèi)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(shù)，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(shù)的e、ι值如表1，由表1可知e、ι相差不多。
注：齒數(shù)與表中齒數(shù)不同時，可用插入法求得。
(3)鼓形齒與內(nèi)齒嚙合的較小法向側隙。與齒輪傳動一樣，鼓形齒聯(lián)軸器內(nèi)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(lián)軸器裝配后未裝在軸上且△α=0時的法向側隙
(4)聯(lián)軸器裝在軸上對中準確，且△α=0時的法向側隙(5)聯(lián)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(nèi)齒圈圓棒測量跨距M，并給以正偏差；對內(nèi)、外齒輪加工采用不同的變位系數(shù)，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(shù)，取內(nèi)齒的變位系數(shù)Xz=0.5，然后按要求的側隙計算鼓形齒的變位系數(shù)X1，并按Xl和X2計算齒厚測量數(shù)據(jù)。此法加工方便，且可使內(nèi)、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(lián)軸器工作時傳遞轉矩，內(nèi)、外齒接觸線上承受法向擠壓力，同時由于兩半聯(lián)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(nèi)、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(fā)展到程度時，才發(fā)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(chǎn)生赫茲接觸應力。因此可按赫茲公式推導鼓形齒聯(lián)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(nèi)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(shù)，
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(nèi)
齒嚙合，內(nèi)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(lián)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(nèi)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(nèi)、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(nèi)齒圈軸向竄動時鼓形齒寬中點在內(nèi)齒的中部，內(nèi)齒輪的齒寬兩端點的距離大于模數(shù)。
(4)鼓形齒的齒頂?shù)菇牵菇谴笮「鶕?jù)內(nèi)齒齒根圓角半徑確定，一般不小于0.1m×45°。
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