两齿差摆线针轮行星传动，由于具有较强的齿面抗胶合能力，因而在小传动比的传动中，得到了广泛的应用。然而，由于两齿差摆线轮齿廓曲线的不连续性，造成工艺上的复杂和精度难以保证，加工周期与一齿差摆线轮相比成倍增加，为此文献提出了对两齿差摆线轮“等效代换”的理论和方法，通过优化方法所设计出的一齿差摆线轮齿廓，可以一次完成两齿差摆线轮的修顶，取代两齿差齿廓。但等效代换齿廓两齿差摆线轮尚无较准确的啮合力计算方法，在此主要是用解析法来计算等效代换摆线轮的受力问题，并用受力分析结果对摆线轮进行强度分析计算。
      理论上，如果ax是齿廓能够参与啮合的最大相位角，7ma可以根据理论计算求得，则可能参加的最多啮合齿数为Zmax。但摆线轮经过修形后，摆线轮齿厚变小，修形后的摆线轮和针轮啮合空载时，只有几个针齿和摆线轮先接触，其余各对齿间均有一定的间隙，此时沿理论公法线方向的间隙称为初始啮合间隙，记作△Qia由于理论齿廓a与针齿啮合时没有间隙，也就是说摆线轮与针轮之间没有侧隙，因此，针轮的包络线与摆线轮啮合点的轨迹，在摆线轮与针轮啮合的固定坐标系中是相同的，所以，两者的方程也是相同的。
      实践表明，摆线轮与针齿齿面的失效形式是疲劳点蚀和胶合，啮合齿面的接触应力、滑动速度、润滑情况及零件的制造精度，都是影响齿面产生疲劳点蚀和胶合的因素。为了防止产生点蚀和胶合的可能性，应进行摆线轮的强度计算。齿面接触应力应按式计算，式中6HP为许用应力，文献试验采用机型的摆线轮是用钢材GCr15制成的6H，在1000MPa-1200MPa之间。应用上述的理论分析和有关公式，对BWD22-EBL11.5， 260Nm/r-110mm/r型等效代换齿廓两齿差摆线减速机进行计算，计算结果616.7MPa远小于许用应力6Hpa空载时，在相位角K处首先接触，再加载荷时产生变形，但由于初始间隙的存在，其他针齿不一定都和摆线轮啮合，只有变形量大于或等于初始间隙的针齿才能和摆线轮接触，真正参与啮合。如果变形量小于初始间隙，则不能参与啮合，因此，力只能与△Q，成正比，才符合工程实际情况。理论分析和光弹实验应力分析的结果都证明上述假定是符合实际的。

                                                                                  专业从事机械产品设计│有限元分析│强度分析│结构优化│技术服务与解决方案
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