一、常啮合、超速档齿轮副的设计
在变速器工作时，常啮合齿轮副和超速档齿轮副相对转速较高，利用率也较高，但承受的负荷相对于低挡齿轮副要小，而对它噪声要求相对于承载能力要高得多，因此，应按噪声要求选取参数，它的制造精度和齿面粗糙应较低档齿轮副高一个等级。例如：德国ZF公司生产的变速器，其常啮合齿轮副的精度为6级(DIN3962)，齿面粗糙度Rz6.3～3.2，用磨齿方法加工，其他各档齿轮副的精度均为7级(DIH3692)，用剃齿方法加工。 因此，设计时对于常啮合齿和高速档齿轮的精度一般比低档的齿轮要高出一个精度等级。
二 、采用小模数、小压力角、大螺旋角、加大齿顶高系数
在变速箱中心距相同的条件下，减少齿轮模数，可增加其齿数，使得齿根变薄，轮齿刚度减小，受力变形变大，吸收冲击振动的能力增大，从而可增加齿轮重合度和减少齿轮噪声。
减小压力角能增加齿轮重合度，减小轮齿的刚度并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，
所有这些都对降低噪声有利。分度圆法向压力角n=20的标准齿制对汽车齿轮来说，不是最佳的齿轮，试验资料表明n=15 的噪声要比20的小一些，因此汽车变速箱的高速档齿轮的n取15，（我公司MF86A五档齿轮的压力角就是15）以减少噪声，而低速档齿轮取较大的压力角，以增加强度。
采用大螺旋角、加大齿顶高系数可以增加齿轮的重合度，从而降低齿轮的噪音。
我公司LC5T80变速器的常啮合齿、高速齿、低速齿的压力角、螺旋角、齿顶高系数见下表：
型号 | 档 位 | 压力角 | 螺旋角 | 齿顶高系数 |
LC5T80 | 常啮合齿 | 17.5° | 32° | 1.23 |
五档齿 | 17.5° | 28° | 1.677 |
一档齿 | 20° | 22° | 0.93 |
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三、尽可能采用大的重合度
齿轮副的重合度越大，则动载荷越小、啮合噪声越低、强度也越高，特别是端面重合度等于2.0时，啮合噪声最低，噪声级数将急剧地减小。由于齿轮传动时的总载荷是沿齿面接触线均匀地分布，所以在啮合过程中，随着接触线的变化，齿面受力情况也不断地发生变化，当接触线最长时齿面接触线单位长度载荷最小，当接触线最短时接触线单位长度载荷最大。显然单位载荷变化大而快时容易产生振动，引发噪声，特别是齿面接触线最长的那一对轮齿尤甚。对于齿轮重合度的分析有以下定义：
定义：斜齿轮端面重合度= K1 + KP；
斜齿轮轴向重合度= K2 + KF；
斜齿轮总重合度 = +；
式中：K1 的整数值；Kα 的小数值；
K2 的整数值；Kβ 的小数值；
在设计斜齿轮的重合度时，应满足以下几条设计准则：
1、尽可能地使或接近于整数，以获得最小的噪声，只要Kα0或Kβ0一项成立即可。
2、避免采用Kα=Kβ=0.5的重合度系数，因为这时齿面载荷变化太快，齿轮啮合噪声最大。
3、当Kα=Kβ时，齿轮副的噪声也比较大。
4、总重合度系数为整数的齿轮噪声不一定小，特别是K微生物发酵床α或Kβ在0.3至0.7的范围内噪声较大，越接近0.5噪声越大。
5、尽可能采用大的端面重合度，因为对噪声的影响要比大得多，对于汽车变速箱的高速档齿轮来说，要采用>1.8，以获得较小的噪声，而对低速档齿轮来说，也要尽可能地采用大的值，以降低噪声。
6、应该采用大的总重合度系数 以减小接触线长度变化时引起齿面载荷变化的幅度，最好使变速箱低档齿轮的>2，高档齿轮的>3。
由研究证明，增大齿数和、减小模数、加大齿顶高系数、采用小压力角、增大螺旋角和齿面宽度等，均可达到增大重叠系数的目的。
四、采用噪声指标cg和RB来选定变位系数
(1) 控制滑动比的噪声指标cg:
由于在基圆附近的渐开线齿形的敏感性非常高，曲率变化很大，齿面间的接触滑动比非常大，因此在基圆附近轮齿传递力时的变化较激烈，引起轮齿的振动而产生较大的噪声，而且齿面容易磨损，所以在齿轮设计时应使啮合起始圆尽可能远离基圆，在此推荐啮合起始圆与基圆的距离应大于0.2的法向齿距，控制滑动比的噪声指标cg的公式如下：
式中：db 基圆直径；db’ 相配齿轮的基圆直径；dfa 啮合起始圆直径；
tn 法向齿距；A 齿轮中心距；D’ 相配齿轮的外径；t 端面压力角；
在现代变速箱的设计中，为了达到良好的低噪声性能，各档齿轮的控制滑动比的噪声指标
一般都要小于1.0，而采用细高齿制来降低噪声的设计方案，这时的噪声指标五羟基己醛cg就有可能大于1.0，所以对于这种齿制的齿轮可采用cg <1.10的设计要求。对于高速档齿轮来说，降低噪声是首选目标，所以其cg必须设计的小一些。
例：LC5T80变速器二轴五档齿轮的噪声指标cg的验算，已知：mn=2.06，Z1=24，Z2=43，αn= 20°，β=28°，αt=22.4°，da1=φ62.9 ， da2=φ105.49，d1=φ55.99，d2=φ100.32。
由式5.2-1：
2 控制摩擦力的噪声指标RF
从主动齿轮的节圆到其啮合起始圆的这段齿形弧段称为进弧区，从节圆到其齿顶这段齿形称为退弧区，齿轮在啮合过程中齿面有摩擦力，当齿面接触由进弧区移到退弧区时，摩擦力方向在节圆处发生突变，从而导致轮齿发生振动而产生噪声。如果进弧区越大，齿面压
力的增加幅度也越大，那么噪声就越大，而在退弧区情况正好相反，因此工作比较平稳，噪声较小。齿面啮合从进弧区到退弧区的瞬间，摩擦力的突变量是它本身的两倍，所以产生的噪声较大。因此在汽车变速箱的齿轮设计中，采用退弧区大于进弧区的设计方法可以获得较小的啮合噪声，由此得到了控制摩擦力的噪声指标RF，其公式如下：
（5.2-2）
式中：max 齿顶的齿形曲率半径；
在现代变速箱的设计中，为了达到良好的低噪声性能，各档齿轮的控制摩擦力的噪声指标一般都要小于1.0，尤其当RF小于0.9时，降低噪声的效果比较明显。因此在设计过程中可以通过改变齿顶高系数和变位系数，来减小从动齿轮的外径和增大主动齿轮的外径，以使RF减小。在降噪设计过程中必须同时控制cg和RF两个噪声指标，使它们同时小于1.0烧镁砖，这样才能从总体上获得较小的噪声性能。
例如：LC5T80变速器二轴五档齿轮的噪声指标 RF的验算，已知：mn=2.06，Z1=43，Z2=24，αn= 20°，β=28°，αt=22.4°，da1=φ105.4 ， da2=φ62.9熔铜炉，d1=φ100.32，d2=φ55.99。
由式5.2-2：
五、合理设计齿轮副侧隙和确定齿厚偏差；
按国家齿轮标准的规定来先取侧隙，从控制噪声的角度出发，按下列公式确定最小侧隙Jnmin。
式中：fpt1、fpt2 ——主、从动齿轮齿距误差
△Fr1颠簸的航行、△Fr2——主、从动齿轮径向跳动偏差
αn火炬点火装置——法向压力角
K——考虑热变形热膨胀和尘屑等因素的系数，一般取0.7～0.85
在确定各档齿轮副侧隙时，应使其步调一致，以消除系统侧隙对噪声的不利影响。齿轮侧隙与许多因素有关，例如齿轮体热膨胀系数、齿轮受载后轮齿变形、制造误差、安装误差及润滑油膜厚度等。根据一般推荐的数值，考虑表中的最小侧隙要求，再按上述Jnmin的近似计算公式，再参照齿轮国际规定来分配齿厚上、下极限偏差。
我公司的部分变速器齿轮的侧隙见下表：
型号 | 一档副 | 二档副 | 三档副 | 四档副 | 五挡副 | 六档副 | 倒档副 |
LC5T80 | 0.035～0.147 | 0.035～0.146 | 0.035～0.147 | 0.035～0.145 | 0.04～0.15 | | 0.04～0.163 0.04～0.153 |
LC6T70 | 0.116～0.205 | 0.082～ 0.183 | 0.069～0.154 | 0.07～0.16 | 0.105～0.175 | 0.091～0.185 | 0.111～ 0.207 0.129～ 0.222 |
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六、 正确进行轮齿的修形(设计齿形和设计齿向
轮齿修形设计齿形和设计齿向是降低齿轮噪声最合理最有效的途径。它一直是国内外齿轮界研究的热门课题。当前，国内外的一些汽车变速器齿轮图纸上均标有对设计齿形和设计齿向的要求。修形原理已为众多的齿轮方面的专家和学者阐明，但修形的计算和方法是各不相同的。正是因为每种齿轮的工作条件(载荷变化大小、转速和油温等)、轮齿几何特征和综合刚度等不尽相同的，所以各个汽车变速箱生产厂家的修形计算都有它的局限性，不可能适用于所有齿轮的修形。确定自己产品的修形要求时，最有效的途径是要进行大量的试验，经获得适合本齿轮的齿形和齿向要求，以便在生产中予以执行。
一般齿轮修形有以下几种情况：
a.齿轮齿顶倒棱：仅对齿顶部分进行修正(见图1)。
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