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两轴式变速器主要用于发动机前置、前轮驱动的车辆。图3-4显示了一些两轴式变速器的传动方案。
图3-4 一些两轴式变速器的传动方案
与中间轴式变速器相比，两轴式变速器具有以下优点：结构更简单，齿轮尺寸更小，更容易定位，中间齿轮的效率更高，噪声更低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅增加了工作噪声，而且相对容易损坏。由于结构的限制，在两轴式变速器中也很难提高换档比。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。
两轴式变速器的特点如下：
1）变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮；发动机横置时用圆柱齿轮。
2）除倒档传动常用滑动齿轮外，其他档位都采用常啮合齿轮传动。
3）各档的同步器多装在输出轴上，如图3-4a、b、c所示。但是也有例外，参见图3-4d，其第3、第4档的同步器安装在输入轴上，这是因为其主动齿轮尺寸较大，便于与同步器零件连接。
中间轴变速器通常用于发动机前置、后轮驱动布置形式的汽车中。图3-5显示了一些中间轴式变速器的传动方案。中间轴传动的特点是，第一轴和第二轴的轴线在同一条线上，把它们固结起来，就形成了传动效率高、磨损小、噪声低的直接档；在中心距较小的情况下，一档仍有较大的传动比（ i =7～8）。
下面将分析一些变速器的设计。
（1）四档变速器
图3-5所示为三种四档变速器传动方案。在图3-5a、b所示方案中有四对常啮合齿轮，可采用同步器或啮合套换档；倒档用直齿滑动齿轮换档。在图3-5c所示方案中有三对常啮合齿轮，一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。
图3-5b显示了一些轿车中间轴式变速器的布置形式。在这种变速器中，变速器的后端较长，以减少传动轴的长度，第二根轴也较长，有三个支架，最后一个支架位于一个扩展的附加壳体中。在图3-5a所示的解决方案中，通过将倒档及其换档机构放在一个额外的壳体中，可以减少变速器主体部分的尺寸。
图3-5 三种中间轴式四档变速器传动方案
（2）五档变速器
图3-6所示为中间轴式五档变速器传动方案。图3-6a所示方案中，除一档、倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档采用常啮合齿轮传动。图3-6b～d所示方案的各前进档均用常啮合齿轮传动。图3-6d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减小齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档时形成一个只有四个前进档的变速器。
图3-6 中间轴式五档变速器传动方案
（3）六档变速器
图3-7所示为两种六档变速器传动方案。在图3-7a所示方案中，一档和倒档用直齿滑动齿轮换档，而其余档位都用常啮合齿轮；超速档位于变速器后部的附加壳体内，有利于系列化。在图3-7b所示方案中，所有的前进档都采用常啮合齿轮，而倒档采用滑动齿轮（无花键）和啮合套相接合的方法换档。
图3-7 两种六档变速器传动方案
在传统的中间轴式变速器中，各个换档部件（同步器、啮合套、直齿滑动齿轮等）多数装在第二轴上。而第二轴前端常支承在第一轴常啮合齿轮内腔的小轴承上。这样致使第二轴前端支承刚度偏小，不利于低档的同步换档。为了克服这个缺点，在传动比较大的货车变速器中有采用如图3-8所示的方案。其特点是第二轴较短，第一轴较长，其后端支承在第二轴齿轮中的支承上。由于第二轴承受的载荷比较大，其设计得比较粗，第二轴上的齿轮尺寸也比较大，使得第二轴后支承的刚度有所提高。低档同步器装在支承刚度较大的中间轴上，因而同步惯量减小，减小了换档部件的磨损和自动脱档的可能性，并可缩短同步时间或减轻换档力。由于常啮合齿轮后置，各档齿轮直接承受发动机的负荷，没有因经过常啮合齿轮而加大，使得中间轴上的齿轮、换档部件的尺寸和质量也得以减小。而在传统中间轴式变速器中，由于常啮合齿轮的增矩作用，使得各档齿轮受力较大，不得不将体积设计得较大。
图3-8 传动比较大的货车变速器传动方案
在重型货运车辆的变速器中，有一种双中间轴式设计，如图3-9所示。从发动机传输到第一轴的动力分别传输到每个中间轴，然后传输到第二轴的齿轮输出，第二轴由一个浮动支架支撑。由于动力分离，两个齿轮承受相同的输入转矩应力，齿轮上的应力减少，齿轮宽度可以减少约40%，从而减少了变速器的长度和轴承的负荷。然而，这种效果是以更复杂的结构为代价的，中间轴、齿轮和轴承的数量更多。这一解决方案目前用于重型货车的变速器中。
图3-9 重型货运车辆的传动解决方案
由于倒档的使用频率较低，并且都是在停车时换档，因此大多数解决方案是采用直齿滑动齿轮方式换档。反转齿轮可以通过在中间轴和第二轴之间的齿轮路径上使用一个中间驱动齿轮，或者使用两个联轴器来实现。前者结构更简单，但中间齿轮的齿处于最不利的正负交替对称弯曲应力状态，而后者则处于有利的单向循环弯曲应力状态，倒档的传动比较大。
图3-10所示为常见倒档布置方案。图3-10b中的系统的优点是，在切换至倒档时可以借用中间轴的第一档，从而减少中间轴的长度。然而换档过程较为困难，因为换档时需要两组齿轮同时啮合。图3-10c中的布置方案增加了反向齿轮比，但其缺点是换档程序不合理。图3-10d中的布置方案改善了图3-10c中布置方案的缺点，并取代了前者。图3-10e中的布置方案是增加中间轴上第一和第二齿轮的齿宽并将其整合。图3-10f中的布置方案适用于所有齿轮都正确啮合的情况，且换档比较平顺。为了有效利用空间并减少变速器的轴向长度，图3-10g所示的布置方案被用于一些货车的倒档。在这种情况下，缺点是齿轮和倒档使用变速器的叉轴，这使变速器盖的操作机构变得复杂。
图3-10 常见倒档布置方案
变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也较大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态恶化，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论两轴式变速器还是中间轴式变速器的一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低档到高档的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证易于装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。这样在倒档工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一档工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。
变速器的档数及其传动比由总布置设计确定。档数多，可以提高发动机最大功率的利用率，即可以减小在图3-1中所示 A 、 B 、 C 区域的面积，从而提高汽车的动力性和燃油经济性。但是，增加档数会使变速器结构复杂、质量增加、轴向尺寸增大（齿轮多引起）、操纵复杂、成本高。当前进档数多于五档时，用手动方式换档难以达到准确、迅速。一般来说，采用手动换档的变速器档数上限是五档。但是，当采用副变速器时不在此例，因副变速器装有独立的换档机构。
轿车变速器一般采用3～5个档。轻、中型货车变速器一般有4～5个档，其中装载质量为2～3.5t的汽车采用4档或5档，装载质量为4～8t的汽车采用5档。五档以上的变速器用于重型货车。
传动比范围取决于汽车行驶的道路条件和汽车的比功率（发动机的最大功率输出与汽车质量的比率）。传动比范围是指从第一齿轮比到变速器最高齿轮比的比率，对于一个最大速比为1的变速器，其第一齿轮比就是传动比范围。路况越复杂（如越野驾驶），变速器的齿比范围就应越宽，齿比越小。目前，所有车辆类型的传动比范围是：乘用车为3.0～4.5，标准货车和客车为5.0～8.0，越野车和拖拉机为10～20。
一些汽车变速器配备了齿轮比小于1的超速齿轮，通常为0.7至0.8，目的是提高发动机的负载系数，降低发动机转速，从而降低油耗和磨损，特别是在良好的道路上和空载、轻载情况下。然而，与直接齿轮相比，使用超速齿轮会降低变速器的传动效率。
机械变速器的传动效率与选择的传动方式有关，包括啮合的齿轮对数量、速度、传输的功率、润滑的有效性以及齿轮和壳体部件的制造精度。在没有测试数据的情况下，变速器的传动效率可以近似地认为4～6档为0.95，副档和分档为0.95，8档及以上为0.9。
由于重型货车的单位功率小、使用条件复杂、变化大，为了满足其使用要求，必须扩大传动比的范围。在传动比范围扩大的情况下，如果变速器的档数还为5个或6个，则相邻档位的传动比间隔就会增大，造成换档冲击。为了便于换档，一般要求相邻档位的传动比之比不大于发动机的最大转速与其最大转矩转速之比。解决这个问题的办法是采用多档位变速器的组合，通常有7～10个档位，有些有12个档位，个别有16或20个档位。这种变速器使发动机有更多机会产生接近最大功率的高输出，从而提高汽车的动力性，同时也使发动机有更多机会实现低油耗，从而提高汽车的燃油经济性。
重型货车生产的特点是种类多、批量小。为了提高生产率和降低成本，其多档变速器普遍采用组合式方案。即以一个或两个四速或五速变速器为主体，在变速器系列组中设置不同档位的齿轮槽和分变速器，不同的转矩容量和齿轮比范围。
1. 一些常见的组合方案
图3-11显示了几种多档变速器的组合方案，下面对一些常见的组合方案进行分析。
（1）前置副变速器（图3-11a）
前置副变速器相当于在一级传输之前使用二级传输。如果二级变速器的这个传动比范围做得太大，一级变速器的质量和尺寸就会增加。这是因为如果二级齿轮箱的传动比过大，传输到一级齿轮箱的转矩将更大，必须使用更强的齿轮和轴，导到一级齿轮箱的质量和尺寸增加。因此比率范围有限是这个解决方案的一个缺点。
参照图3-11a，如果副齿轮箱的输入轴直接连接到主齿轮箱的输入轴（副齿轮箱直接传动），直接传动可以以与单独使用主齿轮箱时相同的方式实现，但如果副齿轮箱的非直接传动被接合，组合齿轮箱的每个齿轮将啮合两组齿轮并且其效率可以保持在单独使用主齿轮箱的水平。这是因为副齿轮箱的最大齿轮比有一个限制，为了获得足够的最大齿轮比，必须提高主齿轮箱的最大齿轮比。这就是为什么中心之间的距离如此之大。
（2）后置副变速器（图3-11b～d）
图3-11 几种多档变速器组合方案
图3-11b和d所示的后装副变速器有两套恒定啮合齿轮，而图3-11c所示的配置有一套行星齿轮。这些副变速器的共同特点是，它们是直接的，而且比主变速器有更大的齿轮比范围。
这些组合变速器的传动比可以达到12至13，甚至更高。主齿轮箱的输出转矩相对较低，导致中心距较小。在这种组合变速器中，动力由二级变速器中的两组齿轮驱动，一级变速器的直接齿轮与二级变速器的低速齿轮啮合。如果二级变速器的直接齿轮啮合，而主变速器处于低速档，则动力由主变速器的两组齿轮驱动，如果二级变速器的低速档啮合，则动力由所有四组齿轮驱动，总传动比提高，但效率降低。
（3）主变速器前、后各设置一个副变速器（图3-11e）
由于前后副变速器有两个齿轮，而主变速器有四个齿轮，因此这种变速器组合的齿轮数为2×4×2=16。为了获得一个特定的齿轮组合，必须有三个啮合套，在主变速器和副变速器中各一个。
2. 组合式多档变速器传动比的搭配方式
（1）插入式
主齿轮箱的齿轮比相对较大，副齿轮箱的齿轮比在主齿轮箱的齿轮比之间平均插值，因此，两个交替的齿轮变化共同构成了一个齿轮比序列（单调变化）（图3-12a）。
图3-12 组合式多档变速器的传动比搭配方式
（2）分段式
如果主变速器中的齿轮比相对较小，而副变速器中的齿轮比较大，则副变速器中的高、低齿轮比与主变速器中的每个齿轮配对，形成高、低两个齿轮比段（图3-12b）。这有利于提升换档质量。
（3）综合式
综合式是插入式和分段式的结合，其特点是齿轮比范围大（图3-12c、d），综合式只有后置副变速器，但其有高低档。
以上分析了多档变速器的组合方案，它们的共同特点是：主变速器和副变速器配合工作。副变速器的结构与主变速器基本相同，只是档数减少（一般仅有两个档）。副变速器大都采用同步器，以便于换档，也有采用啮合套换档的，这主要是为了简化结构、便于维修。
采用组合方案的多档变速器一般用于重型汽车，这类变速器的质量和反转矩较大。为改善壳体受力情况，并便于维修，经常将主、副变速器固结在一起，形成一个总成，分别用万向节与离合器和传动轴相连。主、副变速器总成直接固结在离合器壳上的设计也很常见。轻、中型货车的动力输出一般利用变速器中间轴齿轮进行。由于壳体强度和结构布置的限制，组合式多档变速器有的利用中间轴后端进行动力输出，有的在前端或副变速器的中间轴输出动力。