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兩齒差擺線針輪行星傳動，由于具有較強的齒面抗膠合能力，因而在小傳動比的傳動中，得到了廣泛的應用。然而，由于兩齒差擺線輪齒廓曲線的不連續性，造成工藝上的復雜和精度難以保證，加工周期與一齒差擺線輪相比成倍增加，為此文獻提出了對兩齒差擺線輪“等效代換”的理論和方法，通過優化方法所設計出的一齒差擺線輪齒廓，可以一次完成兩齒差擺線輪的修頂，取代兩齒差齒廓。但等效代換齒廓兩齒差擺線輪尚無較準確的嚙合力計算方法，在此主要是用解析法來計算等效代換擺線輪的受力問題，并用受力分析結果對擺線輪進行強度分析計算。
理論上，如果ax是齒廓能夠參與嚙合的最大相位角，7ma可以根據理論計算求得，則可能參加的最多嚙合齒數為Zmax。但擺線輪經過修形后，擺線輪齒厚變小，修形后的擺線輪和針輪嚙合空載時，只有幾個針齒和擺線輪先接觸，其余各對齒間均有一定的間隙，此時沿理論公法線方向的間隙稱為初始嚙合間隙，記作△Qia由于理論齒廓a與針齒嚙合時沒有間隙，也就是說擺線輪與針輪之間沒有側隙，因此，針輪的包絡線與擺線輪嚙合點的軌跡，在擺線輪與針輪嚙合的固定坐標系中是相同的，所以，兩者的方程也是相同的。
實踐表明，擺線輪與針齒齒面的失效形式是疲勞點蝕和膠合，嚙合齒面的接觸應力、滑動速度、潤滑情況及零件的制造精度，都是影響齒面產生疲勞點蝕和膠合的因素。為了防止產生點蝕和膠合的可能性，應進行擺線輪的強度計算。齒面接觸應力應按式計算，式中6HP為許用應力，文獻試驗采用機型的擺線輪是用鋼材GCr15制成的6H，在1000MPa-1200MPa之間。應用上述的理論分析和有關公式，對BWD22-EBL11.5， 260Nm/r-110mm/r型等效代換齒廓兩齒差擺線減速機進行計算，計算結果616.7MPa遠小于許用應力6Hpa空載時，在相位角K處首先接觸，再加載荷時產生變形，但由于初始間隙的存在，其他針齒不一定都和擺線輪嚙合，只有變形量大于或等于初始間隙的針齒才能和擺線輪接觸，真正參與嚙合。如果變形量小于初始間隙，則不能參與嚙合，因此，力只能與△Q，成正比，才符合工程實際情況。理論分析和光彈實驗應力分析的結果都證明上述假定是符合實際的。
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