有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。
惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。
按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象[22]。
1、锁环式同步器结构
如图5-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环4或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环4或7上的齿和做在啮合套10上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。
锁环式同步器工作原理
换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差?w，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5-2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5-2b），完成同步换档。
锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。
4、7—锁环 ；3、8—接合齿圈；2—滚针轴承； 6—滑块 ； 5—弹簧圈；
10—啮合套座 ； 11—啮合套 锁环式同步器
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1、9—齿轮；图
5.1
3 驱动桥设计
3.1主减速器的齿轮类型
设计采用单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。
3.2主减速器主，从动锥齿轮的支承形式
图2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图2-4 主动锥齿轮跨置式
图2-5 从动锥齿轮支撑形式
3.3主减速器计算载荷的确定
3.3.1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 从动锥齿轮计算转矩Tce
Tce?kdTemaxki1ifi0?n （2-1）
式中：kd——猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fj?0的汽车:kd?1，
fj?0的汽车：kd?2或由经验选定。
Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取242N?m； ?——发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.85； k——液力变矩器变矩系数，,k???k0?1?????1， k最大变矩系数，k
02??在此
取1；
i1——变速器一挡传动比，在此取6.09； if——分动器传动比，在此取3.7； i0——主减速器传动比 ，在此取6.33； n——该汽车的驱动桥数目在此取1； 代入式（2-1），有：
Tce?1?242?1?6.09?3.7?6.33?0.851?29339.8Nm
主动锥齿轮计算转矩T=4576.3Nm
3.3.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs?G2m2?rr，?mim （2-2）
式中: G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N），预设后桥所承载47645N的负荷;
?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.0～20，则车论的滚动半径为0.456m；
m，2 ——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2
?m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和
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传动比，?m取0.9，由于没有轮边减速器im取1.0
所以Tcs?1.2?47645?0.85?0.4560.9?1.0?24622.9N?m
3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
Tcf?式中：
式中：Ft——汽车日常行驶平均牵引力，在此取 32145.29N r——车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ；
rFt?rrim??m?n N?m （2-4）
im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 ?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 n——该汽车的驱动桥数目在此取1； 所以Tcf?32145.29?0.4564.5?0.87?1=3744.126N?m
3.4主减速器基本参数的选择
3.4.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。
2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。
3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。
根据以上要求，这里取z1=7 z2=40，能够满足条件：z1+z2=47〉40
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