众所周知，差速器的种类繁多，如开式、防滑式、锁止式、电子差速锁式，其应用领域各异，优缺点明显。 在新车型的研发中，驱动桥作为汽车传动系中的一个关键性部件，其性能直接影响着整车性能，而差速器则是其中的重中之重。差速器的作用是当汽车转弯行使或在不平路面上行使时，使左右驱动轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动轮与地面问作纯滚动运动。
孙传祝等在总结了各类差速器的优缺点后，提出了一种新型差速器--轴向滑块凸轮式差速器。它是防滑差速器的一种，结构简单，体积更小．成本低廉，已实际应用于发动机排量在400 mL以下(功率≤20 kw)的越野车，左右两轮差速效果比较理想，两半轴的转矩也比较大。本文针对用于发动机排量为500 mL，即车辆功率增大后的该差速器做了进一步分析研究。
1 结构及工作原理
1．1 结构
轴向滑块凸轮式差速器主要由差速器壳、差速器盖、差速轮、滑块以及碟形弹簧等组成，其结构如图1所示。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
差速轮的齿面为左右旋交替、螺距相间的螺旋面，从而沿圆周形成了多个形状相同的凸起，且螺旋面的母线呈内高外低的倾斜状态，如图2所示。左右差速轮的结构相同，通过花键与左右半轴连接。差速轮的背面加工有一条阿基米德螺旋线，用以将差速器壳外面的润滑油引入壳内，为差速轮和滑块创造润滑条件。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
滑块两端分别加工有与差速轮相应的、左右旋交替的螺旋面，如图3所示。它有相互对称的两种形式，装配时沿差速器壳内孔表面的圆周方向相间地装人内孔表面的轴向槽内。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
差速器壳内表面加工有与滑块数量相同的轴向槽，滑块沿轴向槽移动，因为差速轮螺旋面的母线内高外低，而滑块内低外高．使得滑块背面受到差速轮径向力的作用，使其始终贴合在差速器壳的内壁上．如图4所示。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
图5是差速器盖的结构图，装配时差速器盖通过螺栓连接在差速器壳上，润滑油经进油槽流入差速器壳体内，保证滑块、差速轮以及差速器壳能够在润滑环境中正常工作。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
1．2工作原理
车辆直线行驶时．动力由差速器壳通过滑块带动左右差速轮旋转，并且在摩擦力作用下滑块与羞速器壳之间也无相对滑动，三者转速相等。
转弯行驶时．由于两驱动轮遇到的阻力不同，使得左右差速轮也产生转速差。此时，滑块除带动两差速轮转动外，还在差速器壳内孔表面的轴向槽内轴向移动，但由于碟形弹簧的轴向压力作用，差速轮的螺旋面始终与滑块的螺旋面啮合．并且两者之间存在相对滑动。由于滑块与左右差速轮产生的摩擦转矩作用，使慢转差速轮可以得到比快转差速轮更大的转矩。
轴向滑块凸轮式差速器的锁紧系数与凸轮表面的摩擦系数和倾角有关，正是利用了滑块与差速轮问产生的较大数值的内摩擦转矩，才使得该差速器的锁紧系数较大，成为一种高摩擦自锁式差速器。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
图6 仿真分析步骤
2 仿真与分析
2．1 运动仿真概述
现代科学研究、生产开发、社会工程、经济运行中涉及的许多项目，都有一定的规模和复杂度。在进行项目设计和规划时，往往需要对项目的合理性、经济性等品质加以评价；在项目实际运行前，也希望对项目的实施结果加以预测，以便选择正确、高效的运行策略或提前纠正该项目设计中的缺陷，最大限度地提高实际系统的运行水平。采用仿真技术町以省时、省力．省钱地达到下述目的。
计算机仿真的显著特点是：它是一种在计算机上进行试验的方法，试验所依赖的是实际产品抽象出来的仿真模型。由于这一特点，计算机仿真给出的是由试验选出的较优解，而不像数学分析方法那样给出问题确定性的最优解。
2．2仿真设置
基于COSMOS/MOTION软件的动态仿真，可以依据如图6所示的基本步骤进行。为了达到仿真与实际情况尽最大可能相符，在差速轮与滑块、滑块与差速器壳、差速轮与差速器壳之间分别添加了摩擦，并设置差速器各零部件间的工作条件为润滑，为各个零件设置密度和质量。
车辆转弯时，由于地面施加给内外侧车轮的摩擦力不一样，所以两轮上的反转矩也不相等。在仿真中给两轮没定不同的反转矩值，根据车辆的正常行驶速度及差速器的额定载荷，配有该差速器的车辆最高行驶速度约为50 km／h，车轮直径为800 mm，最大驱动转矩为140 N·m，因此，设定差速器壳(即滑块)的角速度为ω0=2 000(°)／s，在30～140 N·m范围内，给两差速轮设置了多组合反转矩值进行仿真模拟。
2．3 仿真结果分析
在仿真过程中，选取发动机排量为500 mL，差速轮(滑块)螺旋面螺距分别为84 mm和120 mm两组不同规格的差速器进行动态仿真。为区分左右两侧差速轮，分别取名为轮l，轮2。仿真中发现．当合反转矩及反转矩差不同时，差速器既有正常差速，也有反转等非正常差速，还有差速不明显或相当于直线行驶状态的不差速。所谓反转，就是添加较大反转矩的差速轮旋转方向与差速器壳的旋转方向相反，即不正常结果。
2．3．1 发动机排量为500 mL．螺距为84 mm时的仿真与分析在30～140 N·m范围内，各组合反转矩下的仿真统计结果看出，当合反转矩在50～110 N·m范围内，反转矩差≤24 N·m时，差速器在各合反转矩下基本卜都能正常差速运行。图7是两轮的合反转矩为100 N·m时差速轮的角速度曲线，其中图7a、图7b添加的反转矩分别为60 N·m和40 N·m。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
由图7可以看出，轮l的角速度在1 995(°)／s上下波动，而轮2的角速度在2 005(°)／s上下波动。在ExceI中输出O．30～O．50 s范围内两差速轮的角速度值．并计算其平均角速度得：ω1=l 994．472(°)／s，ω2=2005．488(°)／8，其平均值为l 999．98(°)／s。因此，可以认为，当两轮的合反转矩为100 N·m，且转矩差为20 N·m时，能够正常差速，并且ω1+ω2=2ω0。
2)合反转矩对差速效果的影响
仿真中发现，如果差速轮合反转矩降低到40 N·m时，差速就不明显了。图8是两轮的合反转矩为40 N·m时差速轮的角速度曲线，其中图8a、图8b添加的反转矩分别为30 N·m和lO N·m。由图8可以看出，两差速轮的角速度均在2 O00(°)／s上下波动；输出两轮的角速度值后，所求得的各差速轮的平均角速度与滑块角速度的差值均不超过O．1％。因此，可认为当两差速轮合反转矩减小到40 N·m时．差速器基本上就不再差速了，而足以直线状态运行。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
3)左右两轮的转矩分配关系
差速器性能的主要评价参数是其锁紧系数，定义为差速器的内摩擦转矩乃与差速器壳接受的转矩T0之比，即
k=T3/T0
定义快慢差速论的转矩之比T2/T1，为转矩比，以kb表示
kb=T2/T1=(1+k)/(1-k)
普通圆锥齿轮差速器的锁紧系数为K=0．05～0．15，左右两轮的转矩比kb=1．11～1．35，如果主减速器传给差速器的驱动转矩为100N·m，则普通圆锥齿轮差速器的内摩擦转矩几乎等于O，左右半轴转矩比近似为50：50。
仿真结束后，分别输出差速器壳、差速轮的反作用转矩曲线，图9、图lO分别就是左右轮合反转矩为100 N·m、110N·m时，轮l、轮2及差速器壳的反作用转矩曲线，其中图a，b分别是轮l、轮2的反作用转矩曲线，图c是差速器壳的反作用转矩曲线。
在Excel中分别输出、并计算两图中差速器壳的反作用转矩平均值，结果分别是100．47 N·m和110．78 N·m。根据作用力和反作用力的关系，轮l、轮2及差速器壳的反作用转矩，即是它们各自的驱动转矩。设由主减速器传给差速器壳的转矩为％，分配给轮l、轮2的转矩分别为L和疋。由曲线图和计算结果分析得到两轮的驱动转矩符合下列关系
T1+T2=T0
上述仿真模拟的是车辆转弯时的情况，即ω1＜ω2(轮l、轮2的角速度分别为ω1，ω2)。由于滑块与羞速轮的螺旋面、以及差速轮与差速器壳间的相对滑动均存在较大的摩擦．所以将产生一内摩擦转矩T3，该摩擦转矩使慢转的轮l转矩增加，而使快转的轮2转矩减小。因此当左、右轮存在转速差时，T1=(T0+T3)/2 ，T2=(T0-T3)/2即满足
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
分析时截取合反转矩在50～llO N·m之间的一段数据，并且从中提取出仿真中即将出现不正常差速的l临界值，其如表2所示。
从表2中，可以得到在50～110 N·m范围内，锁紧系数的平均值为0．36，最大内摩擦转矩的平均值为24．86 N·m，左右两轮的转矩比平均值为2．09。这与内摩擦小，锁紧系数小的普通锥齿轮差速器相比具有比较大的优越性，基本上能满足汽车越野通过性的要求。
nload="javascript:if(>740)=740" align=center border=0>
2．3．2 发动机排量为500 ml螺距为120 mm时的仿真与分析
在仿真中还选取发动机排量为500 mL．螺距为120 mm的差速器模型作为仿真对象。图11是发动机排量500 mL．螺距为120 mm，两差速轮输入100 N·m合反转矩时，差速轮和差速器壳反作用转矩曲线，其中罔a．b分别是轮l、轮2的反作用转矩曲线，图c是差速器壳的反作用转矩曲线。
3 结论
1)当反转矩差≤24N·m时，差速器在50-110N·m范围内的各反转矩下，基本上都能正常差速运行，并且左右两侧差速论的角速度之和和近似等于差速器壳角速度的两倍，
即：ω1+ω2≈2ω0
2)当两差速论合反转矩减小到40N·m，且转矩差≤30N·m时，差速器基本上就不再差速了。
3)在发动机排量为500 mL，差速轮和滑块的螺距为84 mm时，锁紧系数的平均值为O．36，内摩擦转矩的平均值为24．86 N·m，左右两轮的转矩比为2．09，满足了汽车越野通过性的要求。
4)通过改变差速轮和滑块的螺距．即改变螺旋面的倾角，会得到不同的锁紧系数．两轮转矩比也会相应地增大。
5)目前．该差速器在发动机500 mL以下排量(功率在25 kw以下)车辆上已得到r实际应用，效果良好。但是，用于发动机大排量车辆的差速器尚处于试验研究阶段，许多性能参数有待于进一步探讨研究。
