最低的稳定车速，驱动轮和路面的附着力、主减速比和驱动轮滚动半径来确定最终传动比。
低速爬坡时空阻我们概不计算，因此最大的驱动力应根据下列公式计算得出。
满足要求I传动比：
式中：m汽车总质量g重力加速度ψmax道路最大阻力系数rr驱动轮的滚动半径Temax发动机最大转矩i0主减速比η传动效率。
根据驱动轮的附着条件：
求得：
f式中G2汽车满载时静止于水平路面上时驱动桥给路面的载荷φ路面附着系数，计算的时候取φ0506
由已知条件得，满载质量为1800kgrr33725mmTemax170Nmi04782η095
根据公式可求得，igI393传动比大多数取零点七到零点八之间，在这次毕业设计中取：igⅤ075。中间档传动比q为：
实际与理论略有出入。根据上式得：q151故：
igⅡ260igⅢ172igⅣ114（修正为1）
22中心距的选择
中心距至关重要，为保证齿轮强度而选取合适的中心距。两轴的中心距根据一下初定：
式中：我们定义表彰中心距的一个系数为KA，对与轿车KA大多数取八点九到九点三。
TImax：TImaxTemaxigIη6397Nm
初始中心距经过计算得A7754mm。
23轴向尺寸的选择
本设计中选取手动五档变速器。其壳体轴向尺寸为：3×7754mm23262mm
f变速器总图的结构尺寸链决定了变速器轴向尺寸的大小。
24齿轮参数
法向模数为m
：
其中
170Nm，可得出m
25。
1档直齿轮的模数m：
通过计算得m3
齿形、压力角α、螺旋角β、齿宽b的选取：
项目车型
齿形
压力角α
轿车
高齿并修形的齿形
145°，15°，16°165°
一般货车
GB135678规定的标准齿形20°
重型车
GB135678规定的标准齿形低档、倒档齿轮225°，25°
压力角较小时重合度大、传动平稳、噪声低；较大时可以提高轮齿的抗弯强度与表面接触强度。对与轿车而言，为加大重合度已降低噪声，故取小些。对于货车而言，为提高齿轮承载力，故取大些。在本次设计中变速器齿轮压力角α取20°、啮合套或同步器取30°、斜齿轮的螺旋角β取30°
应注意的是在选择斜齿轮螺旋角时应力要求使中间轴上是轴向力间相互抵消。因此，中间轴上全部齿轮应一律去右旋，第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体所承受。
齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力，b加大的话，齿的承载能力增高。但试验发现，齿宽增大到一定的数值后，由于载荷分配的不均匀，反而使齿轮承载能力降低。所以，在保证齿轮强度条件下，应尽量选取较小的齿宽，有利于减轻变速器重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小选定齿宽r