伴随着对噪音、振动和声振粗糙度(Noise, Vibration and Harshness, NVH)要求的提高，行业内 NVH 开发的研究中指出，项目开发过程中需要持续对 NVH 进行测量和优化，需要大量的周期和资源，如初始的 NVH 基底设计较差，后期优化可能无法规避风险。为了降低系统的 NVH 风险，需要从设计之初便考虑 NVH 的系统设计。
一、概念设计阶段
齿轮作为变速器中主要的传动部件，最重要的就是满足传动需求，包括传动的形式、传动级数的设计、传动比要求等。概念设计阶段的交付物有：1)一份包含系统框架、方案选型、边界、性能、强度校核以及风险识别的设计校核报告;2)初版包络的 3D 数模;3)包含精度等级、工艺要求、清洁度要求等用于初始报价的 2D 图纸;4)零件的物料清单(Bill Of Material, BOM)以及初始的设计失效模式与影响分析(Design Failure Mode and Effects Analysis, DFMEA)。齿轮阶次噪音的“DNA”设计，是从设计之初就规定与传动系统性能表现相关指标的方法，不仅仅满足于阶次噪音的需求，而且全面充分地考虑从性能到可靠性，从加工到成本，从周期到平台化等需求。为了同时满足以上各方面的需求，需要借助一些决策工具，如表 1 所示，采用决策矩阵帮助进行决策。根据需求给对标应用、性能、重量、可靠性、工艺、平台化、成本、周期等赋予不同的权重，通过比较各个方案的效果，给出评分，由权重×评分的方式，得到各个方案最终的加权总分，以帮助我们对方案进行比较及选择。为了便于区分和拉大差距，权重可按 2、5、8 设计，权重的取值可根据项目的需求调整，方案评分按方案和方案一(基准均为 5 分)的差异按 1、3、5、7、9 设计。
1)对标应用：评估行业内标杆的、成熟的应用;2)性能：评估传动系统的阶次偏离度、重合度、轴系挠度、啮合错位、传递误差、效率等;3)重量：评估整个方案的重量差异，应包含关联部件的重量;4)可靠性：评估安全系数、轴承损伤率、最大应力等;5)关联变更：评估更改可能引起其他零件的性能、强度、接口和空间的匹配;6)工艺：评估零件加工生产工艺的可行性和装配工艺的可行性;7)平台化：评估当前设计方案的通用性;8)成本：评估方案的总体成本，包括零件自身变化带来的成本变更，以及关联变更带来的成本变更，装配工艺的成本变更，可能产生的修模费用和报废费用;9)周期：评估方案的生产制造周期，验证周期是否能够满足项目要求。具体决策矩阵如表 1 所示。
1.齿轮阶次噪音的来源
齿轮的阶次噪音的产生，主要来源于齿面啮合时的冲击。冲击产生的振动由齿面传递至齿体，由齿体传递至轴，最终由轴上的轴承传递至变速器壳体，引起壳体表面的振动，从而发出我们能够听到的齿轮阶次噪音。
2.啮合次数的优化
齿轮每秒钟啮合的次数多，其产生的频率会高，如果次数过多就会引起主观感受上的“啸叫声”或“口哨声”。优化啮合次数，可以从降低齿轮转速及齿数入手。
与电机连接的一级齿轮通常与电机同转速，转速高达 16 000 r/min，且有更高速化的发展趋势。在满足传动比需求的前提下，选取齿数时尽量选取较低的齿数，来避免引起更高频率噪音。同时，还需要避免齿数<17 齿，引起齿轮的根切，导致齿轮强度的下降。
拥有多级传动的变速器中，下一级传动的齿数比也尤为重要。除了每级的传动产生的啮合阶次，还需要注意避开电机的槽、极阶次。一阶及其倍数阶次需要与不同部件的一阶及其倍数阶次存在阶次偏离度(>7%或更高)，避免阶次相同的振动源在啮合时产生相同的频率，引起共振问题。如图 1 所示，某变速器中与电机直连的 P3 轴齿轮，其齿数为 26 齿，其主阶次为 26 阶，需要关注其与电机 8 阶及其倍阶的校核，按当前经验需要在 5 倍阶次内都满足>7%的偏离要求，超过 5 倍阶后，由于能量下降可不再重点关注。
3.啮合冲击能量的降低
除了通过优化啮合次数来降低过高的啮合频率外，还需要降低啮合时冲击的能量，以此来降低振动的幅值。齿轮副啮合时，主动齿推动被动齿，可看作对主动齿的减速，以及对被动齿的加速。零侧隙工作时，齿面保持常啮合状态，不会产生额外冲击能量。但实际应用时，需要预留润滑油进入的间隙，包容零件加工误差和装配误差，设计时需要保留一定的工作侧隙。文献基于接触动力学相关理论建立齿轮啮合接触冲击模型。因此，在非啮合接触时，主动齿面进行加速，冲击的能量可近似理解为
式中，m 为工作齿的质量;v 为主动齿接触时的相对被动齿的速度。
当扭矩一定时，齿的加速度 a 为一定值，故其冲击大小 E 与加速的时间 Δt 有关。因此想要降低冲击时的能量，可以通过缩小齿侧间隙来缩小加速时间 Δt，还可以通过降低从动齿轮的回转惯量，降低相对速度 v 值。
上文已经提到，通过保证齿面常啮合也可以保证振动能量的下降，因此，引入了齿轮的另一设计指标——重合度。重合度的概念在齿轮设计行业内已经广泛普及，在本文中不再赘述。重合度的增加可以降低冲击，但设计时，不仅需要关注法向重合度 εα 和轴向重合度 εβ 的分配关系，如文献所示。需要注意过分追求高法向重合度 εα 时，齿顶部宽度过小，热处理后硬脆崩落的风险。
4.优良的支撑定位结构
由上文可知，振动冲击的幅值，来源于冲击。齿轮副的不对中情况，包含了沿轴向的、径向的及夹角，实际上也是改变了啮合齿轮副的间隙以及重合度，即引入了冲击的能量的波动，使得运转趋于不平稳，增大了阶次噪音的表现。
齿轮的轴向定位，需要选用缩小窜动量的方案，来避免沿轴向的齿侧间隙波动。同时，需要留有足够的啮合余量来保证齿轮窜动及安装后的重合度，通常保证单侧≥1.5 mm。后续在详细设计阶段时，还需要通过尺寸链校核这一啮合余量是否满足。
齿轮的径向定位，需要尽量选用同轴度最高的方案，来保证沿法向的齿侧间隙和重合度的波动，即确保齿轮啮合时的中心距。
除此以外，还需要选定支撑刚度高的结构，优化轴承匹配，通过降低支撑轴的变形，缩小轴齿轮副之间的啮合夹角。如选用悬臂结构时，尽量缩短悬臂长度，来优化对齿轮的支撑刚度。选用高强度的材料，并设定与之相符的热处理要求。
5.高精度的加工工艺
齿轮加工时，通常采用滚/剃齿-热处理-磨齿/珩齿，齿的形状是连续加工的。由于既不是一次成型的，也不是同时完成整周的加工，导致了每个齿自身形状的误差，齿与齿之间的形状误差，以及圆周上的齿侧间隙会存在误差，即单齿距偏差和齿距偏差累计。这些误差，会影响齿侧间隙，最终引起冲击能量的波动。内齿圈虽然可通过拉齿一次性加工出全部齿的形状，但是也需要进行热处理，且由于热后加工难度大，热处理后基本不再进行加工，所以常常采用氮化这种热处理变形小的方式，也会存在误差的问题。
随着电机高速化的发展，输入齿轮副的精度要求会越来越高，甚至粗糙度导致的齿侧间隙波动也会导致明显的感知差异。所以，当设计时，需要考虑零件加工的工艺性，提高装夹定位精度，规整零件的形状来降低热处理变形，在利于加工的同时，也利于降低加工误差。
6.概念设计总结
在概念设计阶段，往往由于齿轮的“DNA” 设计的不好，详细设计阶段很多宏观的优化无法按部就班的进行，或者优化的效果十分有限。故除了确保基本的强度以外，以上的内容也需要考虑。
二、详细设计阶段
详细设计阶段，除了对概念设计进行补充完善，提供接口单，完善 3D 数模和 2D 图纸，梳理关键特性清单和试验大纲，还需要建立一个系统级的模型，对整个传动系统进行仿真，而不是仅仅针对齿轮自身。借助如 MASTA 或 ROMAX这样的仿真软件建立出一个相对准确的模型，有助于后续对 NVH 设计指标的确认，需要搭建详细的轴系的结构、齿和轴的连接状态，轴承的安装配合、限位、预紧，对异形的结构如差速器壳体还需要进行有限元刚度导入，最后还需要导入变速器壳体的刚度矩阵并与轴承连接。
1.阶次噪音的宏观优化
宏观上，需要确认齿轮的啮合错位量，表现为一对啮合齿轮副，实际啮合位置和理想啮合位置的偏差，此值越低表示两个齿轮的啮合状况更良好。针对啮合错位量，首先需要关注的是齿轮自身轮缘和腹板，轮缘厚度或腹板厚度过薄时，在齿轮力作用下会产生较大的变形，增大错位量。其次，需要关注轴的挠度，齿轮布置位置远离在轴上支撑点，采用较长的悬臂结构也会增大轴系变形，从而加大错位量。最后，需要关注轴承的游隙，以及轴承的限位，锥轴承在未给定轴向预紧时，其轴系挠度会有较大的下降。
宏观的优化不能完全消除错位量带来的影响，变形只会减小不会完全消失，还需要通过微观层面进一步优化。
2.阶次噪音的微观优化
微观层面，需要确认齿轮的传递误差以及接触斑点仿真。通过部件的刚度导入，使轴承座的支撑刚度接近实物，可以提升仿真精度。我们可以通过齿轮修形优化齿轮的接触，如增加法向、轴向的鼓形，压力角或螺旋角方向的微调修形。修形参数设定时，需要确认规定的左右齿面、实际接触的齿面、图纸规定的齿面、加工和检测的齿面，五者相同，避免设计落地时出现偏差。
通过设定多种梯度相同的正向扭矩工况模拟车辆前进，设定负扭矩的工况模拟拖曳、能量回收和倒车，可以得到如表 2 所示的不同工况下的传递误差峰峰值(Peak to Peak Transmission Error, PPTE)，及如图 2 和图 3 所示的接触斑点。
借助试验设计(Design Of Experiment, DOE)的方法，以齿轮修形参数为因子，以公差偏差及中值为水平，以传递误差为响应值，进行修形参数的全因子设计如表 3 所示，并通过效应分析，可以得到每种修形在不同工况下的效应图，如图 4 和图 5 所示。可以看出图 4 中，高速级对修形参数的变化比较敏感，图 5 中低速级对修形参数的变化相对不敏感。通过这种方法，可以确认设计值的中值以及公差带范围，并且针对将来可能出现不同扭矩下的阶次噪音问题，已经获得了零件的修形倾向，极大地增强了设计的鲁棒性。
对已经获得的修形参数及范围，需要与加工确认是否可实现。如精度过高，无法满足时，需要重新确认整体设计的鲁棒性，检查对微观修形影响较大的宏观设计。
三、设计验证
通过制样及样机建造，进行相关的测试，如耐久测试、阶次噪音测试、齿轮啮合斑点试验，对设计进行确认，并帮助我们修正模型，提高仿真精度。
通过耐久试验后，使用齿轮测量机对齿轮进行检测，观察齿形齿向上的啮合情况，测量结果如图 6 所示。可看出未出现由于偏载带来的啮合凹陷，齿面接触状态良好，齿面状态与新件接近。
通过阶次噪音测试，获得测试的瀑布图如图 7 所示，切片信息如图 8 所示。台架及整车上均未发现明显的齿轮阶次线，且阶次的切片低于总声压级 30 dB 值左右，表现良好。
对已有的齿轮，按仿真的载荷开展啮合斑点试验，并与仿真的接触形状比对，所获得的斑点如图 9 所示。未观察到有偏载现象，与仿真结果基本一致。
四、总结
采用“DNA”设计的理念，在概念设计阶段确认了输入及边界，明确了设计需求及性能指标需求，后续通过详细设计进行细化优化，运用 DOE 分析提升鲁棒性，并在首次建造时便能通过试验测试。说明此方法开发的产品，可靠性良好，成功率高，且能够缩短产品开发的周期，降低开发的成本。
参考文献略.