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根据公式（4）和（8），可以得出增加直线轴承前后换挡力的变化值：
△F换＝F换-F1换＝μ（Fv +G-μ1（Fv+G1）（9）
式中：
Fv----自锁弹簧的阻力，为设计时设定；
G、G1----相关零部件的重力；
μ----拨叉轴与上盖的滑动摩擦系数；
μ1----滚子与拨叉轴的滚动摩擦系数。
硬质材料的圆柱或球滚动摩擦系数在5×10-3～5×10-5之间，而滑动摩擦系数在0.1～1之间，因此滚动摩擦力较滑动摩擦力而言可以忽略不计。则（9）式可简化为：
△F换＝μ（Fv+G）（10）
以某变速器2、3挡为例计算△F换，相关零部件包括2、3挡拨叉轴、2、3挡拨叉、自锁钢球、自锁弹簧，由此可算出：
G =mg＝（0.312 +0.588 +0.004＋0.009）×9.8=8.9N；
Fv=68.5N；
μ=0.15（拨叉轴材料45#，上盖材料ADC 12 ），由此可得：
△F换＝0.15×（68.5+8.9）＝11.6N
三、换挡性能试验研究
（一）测量试验
为了验证直线轴承对变速器换挡性能的影响，对某型变速器加直线轴承前后新旧2种状态下的换挡力分别进行了3项对比测量试验。
A试验：为了验证上述分析结果，需要忽略弯矩对拨叉轴的影响，将新、旧上盖总成安装于同一个空的变速器壳体上，测各挡静态换挡力；
B试验：将新、旧上盖总成安装于同一个变速器主体上，分别测各挡静态换挡力；
C试验：将新、旧上盖总成安装于同一个变速器主体上，分别测各挡动态换挡力。
A试验与B试验测量时需要2人配合，一人使用电子式拉力计进行换挡，另一人记录换挡过程中所需的最大换挡力，每个挡位测5.7组数据。C试验动态换挡力由台架仪器完成并记录数据。
（二）测量结果
1.A试验
为保证可比性，将换挡力统一换算到拨头处，下同。表1为A试验拨头处各挡位的换挡力。
由表1可知，各挡位节省的换挡力平均为△F换＝=10.7N，与理论计算基本相符。
2.B试验
表2为B试验拨头处各挡位的换挡力。
由表2可知，各挡位节省的换挡力平均为△F换=44.7N。未加直线轴承的各挡平均换挡力为174.9N，所以直线轴承对节省静态换挡力的贡献为44.7/174.9≈26%。
3.C试验
表3为c试验拨头处各挡位的换挡力。
由表3可知，各挡位节省的换挡力平均为△F换=34.1 N。未加直线轴承的各挡位平均换挡力为466.2N 、所以直线轴承对节省动态换挡力的贡献为34.1/466.2≈7%。
（三）数据分析
在对进行试验的变速器进行测量后，对所得数据进行分析得到以下结论：
1．由表1可以看出，在不考虑弯矩对拨叉轴影响的情况下，各挡节省的换挡力平均为10.7N，与理论分析基本相符。
2．比较表2和表3，直线轴承在静态和动态换挡力中的绝对贡献量相近，约为39AN均值）；静态换挡时，换挡力平均可减小26％左右；动态换挡时，换挡力平均可减小7％左右。
3．由表1、表2、表3数据分析可知：直线轴承在减少摩擦力方面对节省的换挡力贡献为10.7/39.4≈-27%左右；则在抵消弯矩对拨叉轴的影响方面贡献为1-27%=73％左右。
四、结论
本文分析了直线轴承对变速器换挡性能的影响，并对某型变速器进行了3项测量试验，在对试验结果进行分析的基础上，得出了以下结论：
1．在不考虑弯矩对拨叉轴影响的情况下，增加直线轴承后，节省的换挡力主要与拨叉轴与上盖之间的摩擦系数、自锁弹簧设计时的预紧压力、拨叉轴等相关零部件的重力有关。
2．增加直线轴承后节省的平均换挡力在静态换挡和动态换挡情况下基本相同。
3．对于文中进行试验的变速器，增加直线轴承后，静态换挡力平均节省26％左右；动态换挡力平均可节省7％左右；直线轴承在减少摩擦力方面对节省的换挡力贡献为25％左右，而在抵消弯矩对拨叉轴的影响方面贡献为75％左右。
本文通过理论分析，对进行试验的变速器增加直线轴承前后进行了换挡力的测试，得出直线轴承对换挡力改善的量化结果，可为其它型号变速器改善换挡力时提供借鉴。本文的不足之处在于理论计算时，对拨又轴的受力分析模型建立还不够完整。建一立完整的受力分析模型，考虑拨叉轴受到的弯矩，这也是今后需要进一步深入研究的方向。
