已知条件：离合器从动片结构尺寸。
变速器档位数、档位排列及各档速比。
变速器各档位齿轮的结构尺寸。
变速器中心距。
匹配发动机最大功率时转速。
1．同步器理论设计计算：1）转动惯量的计算：换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、一轴、中间轴、与中间轴齿轮相啮合的主轴上的常啮齿轮。
统称为同步过程的输入端。
（见同步系统简图）而输入端的转动惯量Jc的计算步骤是：首先计算上述相关零部件的转动惯量，而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。
园柱体盘式零件的转动惯量计算公式为;实心J=Q×D2/8g=（γ×π/32g）×D4×L空心J=Q×（D2-d2）/8g=（γ×π/32g）×（D2+d2）×（D2-d2）式中：Q—零件重量（克）D—零件外径（厘米）d—零件内径（厘米）g—重力加速度（980厘米/秒2）γ—材料比重（钢：7.85克/厘米3）L—零件厚度（厘米）转动惯量的转换：基本公式为J换=J×i=J×主动齿轮齿数/从动齿轮齿数各档的总转动惯量ΣJ，需要将各相应零件的转动惯量转到被同步的零件上。
ΣJ=J+J换2）角速度差Δω的计算：在理论设计计算中，一般是按角速度差的最大值计算。
所以只有假设在两个角速度中有一个是相当为发动机最大功率时的转速的值，才是同步过程中的最大角速度差。
a.低档换高档：此时汽车处于加速过程，可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的低档转速。
而输入端（被同步齿轮）的转速则高于输出端转速。
输入端需要减速才能同步。
只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速n N，才能得到角速度差的最大值Δωmax。
所以：ω出=（2×π×n N/60）/i低ω入=（2×π×n N/60）/i高Δωmax=ω入-ω出= 2×π×n N/60×（1/i高-1/i低）b）高档换低档：此时汽车处于减速过程，亦可以假定与整车相连的输出端（二轴及同步器齿套）换档时转速不变，仍为换档前的高档转速。
而输入端（被同步齿轮）的转速则低于输出端转速。
输入端需要加速才能同步。
只有假定换档前输入端的转速是相应于发动机最大功率的转速n N，才能得到角速度差的最大值Δωmax。
所以：ω出=（2×π×n N/60）/i低发动机在换档前的角速度ω发为：ω发=ω出×i高=（2×π×n N/60）×i高/i低输入端（被同步齿轮）换档前的角速度为：ω入= ω发/i低= （2×π×n N/60）×i高/i2低Δωmax=ω出-ω入= 2×π×n N/60×（1/i低-i高/i2低）2. 锁环式同步器的结构参数、尺寸设计计算：根据同步器计算基本方程式（5）：P×μ×R锥/Sinα= Jc×Δω/ t按已知条件：同步器输入端转动惯量Jc、角速度Δω均可计算出，而同步时间t一般在同步器设计时可取t = 0.5（S）。
根据式（5），即可计算出所需的同步摩擦力矩Mf值。
根据式（4）：Mf = P×μ×R锥 / Sinα其中：换档力P —为了换档轻便，力P应有所控制。
按汽车行业标准QC/T 29063—1992中的有关规定：轻型车中型车重型车400N（最大） 500N（最大） 620N（最大）同步锥面摩擦系数μ：在同步器设计计算时一般可取μ= 0.1同步锥角α：同步摩擦力矩Mf可随着α角减小而增大，但α角的极限取决于锥面角避免自锁的条件，即：tgα≥μ（见后说明）根据式（4）：可得R锥= Mf×sinα/P×μ（7）同步环结构参数及尺寸的确定：（图10）D—分度圆直径φ—同步环大端直径α—同步环锥面角 B—同步环锥面宽由图9可推算出：φ= 2R锥+ B×tgα（8）考虑到同步环本身的强度和刚性，根据统计数据和经验，设计时可按下式初步确定同步环接合齿分度圆直径：D = φ/0.8～0.85 （9）考虑到同步环的散热和耐磨损，提供足够大的锥面面积。
设计时推荐按下述经验公式确定同步锥面宽B：B = （0.25～0.40）R锥（10）在初步确定分度圆直径D后，即可按表1选取相近的渐开线花键参数：模数m 、齿数Z。
表一3．锁环式同步器的基本尺寸：1）锥面角α：由式（4）可知，α越小则摩擦力矩Mf越大。
但α小到一定程度时，将发生两个摩擦锥面抱死分不开的现象。
-在两锥面达到同步以后，这时换档力P还在作用着，则：P = N×sinα+μs×N×cosα式中：μs—两锥面间的静摩擦系数当完成同步换档且换档力P=0 时，同步环内锥面应脱离同步锥体外锥面，此时摩擦力μs×N 的方向就反过来了。
它有阻止同步环脱开，或是说有使两锥面之间互相抱死的趋势。
只有在保证下列条件时，才能避免两锥面间发生抱死分不开的现象。
即N×sinα＞μs×N×cosαtgα＞μs （11）由于摩擦系数μs在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角α一般可取6°～7°30′.对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30′。
2）同步环的几个结构尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。
设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。
R锥越大则同步摩擦力矩Mf也就越大。
而W大小则与同步锥环的强度和刚性有关。
W越大则锥环的强度就越大而且不容易变形，保证锥环在长期工作中不易损坏。
c.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。
一般在设计时， R锥越大则B也要相应选择大一些。
有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R锥d.同步锥环内锥面上的螺纹线：⑴螺纹顶宽：在内锥面上加工螺纹线的目的是为了能把锥面间已有的齿轮润滑油油膜很快的切割破坏并刮走。
油膜破坏得越快，摩擦力提高的也越快。
螺纹顶宽设计得越窄，则切割刮走油膜越快。
但螺纹顶宽过尖，则接触面上的压强大磨损也大。
一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。
另一方面要求螺顶的表面粗糙度要好，且不允许留有切削刀痕。
所以螺顶表面增加最后一道研磨工序是十分必要的。
⑵螺距及螺纹角：螺距的大小要保证螺纹之间的间隙足以容纳被挤出来的油量。
但螺距也不能过大，否则锥面的接触面积要变小，磨损会变大。
一般螺距推荐取0.6～0.75。
螺纹角一般取60°，螺纹深可取0.25～0.40。
⑶轴向排油槽：在螺纹线上开轴向油槽的主要目的是尽快地把油排掉，以尽快地提高摩擦力。
一般油槽槽宽可取为3mm，槽深要稍大于螺纹底径。
油槽数按R锥的大小可选取6～9个。
为减小应力集中，油槽底的圆角半径应尽量取得大一些。
⑷同步锥环锁止角β锁：在锁环式同步器中设置锁止角的目的有二：一是通过锁止角斜面将换档力传至同步锥面上。
二是通过锁止角斜面换档力将分解一切向分力，从而产生一拔环力矩。
此力矩将会使同步锥环转动一角度而脱离齿套齿端的斜面。
使齿套可继续前移与齿轮结合齿圈啮合完成挂档。
但从设计上要保证，同步摩擦力矩Mf始终应大于此拨环力矩。
只有当两啮合件达到同步，Mf等于0时，拨环力矩才可将同步锥环转动一角度，使齿套前移完成同步啮合挂档。
图12为锁环式同步器同步过程的受力分析。
图12。
同步过程受力分析由图12可知：T = N×cosβN = P/sinβ∴ T = P/tgβMo = T×r锁= P×r锁/ tgβ（12）式中： P—换档力N—作用在锁止斜面上的正压力T—作用在锁止斜面上的切向分力β—锁止角r锁—锁止斜面的作用半径（分度圆半径）Mo—作用在锁止斜面上的拨环力矩为避免“不同步啮合”：同步摩擦力矩Mf＞Mo由式（4）、（12）：P×μ×R锥/sinα＞P×r锁/ tgβ整理后：tgβ≥r锁/ R锥×sinα/μ（13）在锁环式同步器设计时锁止角β选取为：β= 52°—60°若考虑到锁止斜面间的摩擦力，则由图12：切向力T∑= N×cosβ- N×μB×sinβ轴向力P∑= N×sinβ+ N×μB×cosβ将T∑、P∑代入Mf及Mo计算式并整理后得：tgβ≥（r锁sinα-μμB R锥）/（μR锥-μB r锁sinα）式中：μB—锁止斜面间的摩擦系数综上所上述：锁止角β选取大些，可以避免发生“不同步啮合”的不正常现象。
但β角过大时，拨环力矩将过小，将影响顺利啮合。
一般在锁环式同步器设计时，同步器齿套、同步锥环及结合齿圈的锁止角β选取同一值。
但近来这一设计原则有所改变，即结合齿圈的锁止角β应比齿套的小1～2°，而结合齿圈的锁止角则取得更小。
前者是为了避免角的棱边首先接触易划伤锁止面。
（见图13）后者则是为了顺利啮合。
图13⑸锁止面的平均半径R锁和同步环滑块槽口宽度H：锁止面的平均半径R锁的大小，可以参照上述式（4）的计算结果而定。
同步锥环齿的锁止面和同步器齿套齿的锁止面贴靠情况，对顺利地同步换档有很大影响。
而同步锥环一端的滑块缺口能允许同步锥环产生转角的大小，则起着十分重要的作用。
在设计上应予以控制，该转角过大或过小都会使两锁止面接触位置不良。
（图14 b、c）在锁止位置时，两个锁止面彼此之间贴靠的位置要最为有利。
（图14 a）如果锁止面之间贴靠的位置不当，会导致同步锥环锁止齿的过早损坏或换档困难。
同步锥环产生的转角大小是和同步锥环一端的滑块缺口宽度H和滑块本身的宽度h有关。
一般推荐：H-h ≥ 0.5×锁止齿周节3.锁环式同步器主要零件适用的原材料及热处理要求：见有关行业标准和企业标准。
4. 锁环式同步器结构设计应注意的几个问题：1）锁环式同步器的各个零件装配成套后，零件彼此之间的装配间隙正确与否，对同步器能否正确工作十分有关。
正确的设计应该是同步器齿套端面间隙大于滑块端面间隙，即δ2＞δ1（见图15）否则会出现摩擦锥面尚未接触，还没有产生使同步锥环相对齿套转动一角度并形成锁止位置的摩擦力矩时，齿套就可能通过同步锥环。
导致不同步啮合及换档冲击。
一般设计时可取：δ1= 0.5—1.0 mm δ2-δ1= 0.20—0.30 mm2)考虑到同步锥环锥面的磨损，同步锥环齿的端面与结合齿圈端面之间应保有一定的间隙δ3（见图15）。