1.常嚙合、超速檔和高速檔齒輪副的設計
今年，我國不少汽車齒輪專業(yè)生產廠生產的部分轎車和輕型車變速器常嚙合齒輪副和超速檔齒輪副采用磨齒方法加工，其制造精度和齒面粗糙度較剃齒加工的可高出一個等級。在變速器工作時，這些齒輪副轉速高，利用率高，但承受的復合相對于抵擋齒輪副要小，而對它噪聲要求相對于承載能力要高得多，因此，應按噪聲要求選取參數，它的制造精度和齒面粗糙應較低檔齒輪副高一個等級。例如：德國ZF公司生產的變速器，其常嚙合齒輪副的精度為6級(DIN3962)，齒面粗糙度Rz6.3～3.2，用磨齒方法加工，其他各檔齒輪副的精度均為7級(DIH3692)，用剃齒方法加工。
2.增大齒輪副重疊系數
確定齒部基本參數應考慮盡可能增大重疊系數。重疊系數為整數2或3最適宜。但考慮誤差的存在，允許重疊系數為1.8-1.9或2.8-2.9。由國內外一些汽車變速器采用的齒輪基本參數證實，增大齒數和、減小模數、加大齒頂高系數、采用小壓力角、增大螺旋角和齒面寬度等，均可達到增大重疊系數的目的。
我國標準規(guī)定，漸開線齒輪基準壓力角。α=20°，齒頂高系數為1.0。但國內外不少汽車變速器齒輪的齒頂高系數為1.3-1.5。例如陜西汽車齒輪廠生產的富勒雙中間軸九檔重型汽車變速器齒輪的齒頂高系數皆大于1.3，其主箱中常嚙合和四檔齒輪副中的主動齒輪和齒頂高系數竟分別達到1.68和1.50。至于壓力角，不少汽車齒輪已將壓力角減小到16°、17.5°、15°和14.5°。從噪聲方面講，α=20°的噪聲比15°的大，在強度方面，直齒輪α=28°，鈄齒輪α=25°強度最大。為此，筆者建議：常嚙合和超速檔齒輪副的α可先用14.5°～15°，而低速檔和倒檔齒輪副的。可先用22.5°(鈄齒輪)和25°(直齒輪)。在中心距限定配齒的計算中，應選擇大齒數和模數小的齒輪副；加大螺旋角和齒寬的同時要相應地控制接觸精度，以防止出現端和偏接觸。
3.按噪聲指標要求分配變位系數
a.根據捏合起始點遠離基圓可降低噪聲的研究，推薦按公式(1)驗算噪聲指標。
(1)
式中：df--嚙合起始圓直徑mm
db--基圓直徑mm
tn--法向齒距mm
b.根據齒輪副嚙入段長度小于嚙出段長度可降低噪聲的研究，推薦按公式(2)驗算噪聲指標。
(2)
式中： 、 --主、從動齒輪最大曲率半徑mm
、 --主、從動齒輪基圓直徑mm
--端面嚙合角(度)
在選擇基本參數和變位系數后，按公式(1)和(2)，驗算噪聲指標，一般要求βcg<1.10和βcg<0.90。常嚙合、超速和高速齒輪副應首先滿足噪聲指標，其次滿足強度和壽命。低檔齒輪副在滿足強度和壽命的前提下，亦應使噪聲指標愈小愈好。
4.合理齒輪副側隙和確定齒厚偏差
按國家齒輪標準的規(guī)定來先取側隙，從控制噪聲的角度出發(fā)，按下列公式確定最小側隙Jnmin。
式中：fpt1、fpt2 --主、從動齒輪齒距誤差
△Fr1、△Fr2--主、從動齒輪徑向跳動偏差
αn--法向齒形角
K--考慮熱變形熱膨脹和塵屑等因素的系數
下表是一些汽車生產廠家選定的側隙，供設計時參考。
在確定各檔齒輪副側隙時，應使其步調一致，以消除系統側隙對噪聲的不利影響。齒輪側隙與許多因素有關，例如齒輪體熱膨脹系數、齒輪受載后輪齒變形、制造誤差、安裝誤差及潤滑油膜厚度等。根據一般推薦的數值，考慮表中的最小側隙要求，再按上述Jnmin的近似計算公式，再參照齒輪國際規(guī)定來分配齒厚上、下極限偏差。
5.增強軸的剛度和選擇低噪聲軸承
軸和軸承兩種運轉部件既是噪聲源之一，又是固體傳聲媒介。設計軸時，其直徑和長徑比應保證在滿負荷作用下，其總撓度和轉角分別不超過0.15-0.13mm和0.000123弧度，以使軸具有足夠的剛度，不致破壞齒輪的正常安裝和嚙合。
軸承的精度和游隙對變速器噪聲的影響是明顯的，在高轉速區(qū)(如常嚙合齒輪副和超速檔齒輪副)，如選用較高級(D級)軸承時，其噪聲較普通級軸承可降低1-2dB，不過這種D級軸承的價格要較普通級的高出2-3倍。近年軸承行業(yè)研制推出同等級別的低噪聲軸承，價格不高，我廠試驗結果證明，降噪效果明顯，一般可降低噪聲1-3dB，應大力推廣使用。
6.齒輪體結構形狀的設計
從限制噪聲傳播的角度考慮，為降低噪聲，應減小齒輪表面的輻射面積，而達到這一目的的方法：一是盡可能減小齒輪直徑，其次是在齒輪體上打孔。如日本本田汽車分動器齒輪在輻板位置上直拉鍛出均布的4個孔。另外，增加齒輪體厚度和布上環(huán)狀筋等也可降低噪聲，但這些措施受到變速器軸向尺寸的限制。
7.正確進行輪齒的修形(設計齒形和設計齒向)
輪齒修形設計齒形和設計齒向是降低齒輪噪聲最合理最有效的途徑。它一直是國內外齒輪界研究的熱門課題。當前，國內外的一些汽車變速器齒輪圖紙上均標有對設計齒形和設計齒向的要求。修形原理已為眾多的齒輪方面的專家和學者闡明，但修形的計算和方法是各不相同的。正是因為每種齒輪的工作條件(載荷變化大小、轉速和油溫等)、輪齒幾何特征和綜合剛度等不盡相同的，所以各個汽車齒輪生產廠家的修形計算都有它的局限性，不可能適用于所有齒輪的修形。確定自己產品的修形要求時，最有效的途徑是要進行大量的試驗，經獲得適合本齒輪的齒形和齒向要求，以便在生產中予以執(zhí)行。
一般齒輪修形有以下幾種情況：
a.齒輪齒頂倒棱：僅對齒頂部分進行修正(見圖1)。
△=△1+△2
式中△1--考慮加工誤差的倒棱量，對于固定工藝和精度等級，其值為常數。
△2--克服嚙合過程中由雙對齒嚙合向單對齒嚙合過渡時引起載荷突變的倒棱量，其值與載荷成正比。
關于△值，雖有不少計算方法，但過于繁雜和理論化。根據筆者多年從事汽車齒輪設計制造的經驗，推薦△=0.08～0.12mm。模數小時取大值，反之取小值。另外，倒棱部分齒形角αln+αn(25°-15°)。如齒輪齒形角αn=20°，則取αn=20°+20°=40°為宜。
b.齒形修正(設計齒形)：除齒頂和齒根部分較理論漸開線稍短一些外，一般希望沿整個齒高方向為呈正壓力角誤差的齒形為宜。具體齒形形狀仍需通過大量試驗確定。
c.齒向修正(設計齒向)：為避免輪齒的端接觸或偏接觸的出現，一般要求按齒的長度方向做成中間凸出即鼓形齒，中凸量一般為0.005-0.012mm。
8.箱體的降噪設計
已有不少國內外廠家研究箱體對噪聲的影響。研究成果表明，箱體的降噪設計是降低變速器噪聲的另一個有效途徑，潛力不小。如果條件允許的話，在變速器設計階段，利用計算機進行分析，并且在樣品試制期間，用儀器對已試制出箱體進行振動和固有頻率的測量和分析，找出薄弱環(huán)節(jié)和部位，再予以修改設計，定有不小的收獲。
a.箱體的形狀應能使其剛度大、聲輻射面積減少，避免大平面過渡。表面應設計成法向方法各異的小面連接，以降低箱壁振動和減少輻射能量。
b.改善箱體結構的動態(tài)特性，增加剛度，以避免箱體產生共振，使箱體振動幅度下降，從而達到降低結構輻射噪聲的目的。圖2為在汽車變速器箱體上加筋的例子，圖中點劃線為所加的筋。
圖2 箱體加筋降低輻射噪聲
c.箱體各窗口如取力孔、倒檔孔和頂部換檔部位孔等的相對位置予以合理布置，并且以鑄鐵蓋代替沖壓鋼蓋，或者采用帶阻壓層的蓋板，起到吸振作用。
d.箱體材料由于輕量化的需要，日前多由鑄鐵件改為鋁合金件。由于鋁合金吸振阻壓性能較差，眾多學者專家正在研究試驗在鋁合金中加入適當添加劑，改善其性能。
e.在箱壁內表面上敷以吸聲材料，吸聲效果不錯，最好時可降噪3-5dB。
f.連體的離合器殼屬于箱體范圍，設計不當會產生擴音。對于離合器殼體，有條件的應作固有頻率測定，檢測共振性能，并且要合理布置加強筋。例如我廠生產的型號BCl84B汽車變速器，實測顯示，帶離合器殼與不帶離合器殼的噪聲大約相差3-4dB。
g.合理選用潤滑油樣和規(guī)定潤滑油量。潤滑油主要起潤滑作用，也起著一定的冷卻作用。一般商用車變速器采用油浴潤滑，其油量應能使齒輪浸入潤滑油深度20-40mm為佳，或者是齒高的2-3倍。
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