（1）主减速器噪声的理论分析
主减速器的齿轮啮合误差会产生齿面间的敲击力，从而引起驱动系统振动和主减速器噪声，下面讲述其模拟方法。
1）中简单叙述发生原理；
2）中介绍齿轮间的啮合力公式，以及驱动系统振动和主减速器噪声的模拟方法；
3）中介绍对模拟方法的验证结果。
①主减速器噪声的发生原理。一般来说，主减速器的激励源有两个：一个是齿形几何形状误差及齿面间的定位误差而产生的啮合误差；另一个是齿面的变形及弯曲使齿轮啮合时刚度的变化。对于每一种情况，位移激励、刚度变动激励都有确定的公式。主减速器噪声的强制激励源虽然还有未明部分，但根据2）中所介绍的方法，可以确定在主减速器齿轮上装有准双曲面齿轮时的强制激励源为齿轮啮合误差。
由于齿轮啮合误差而产生的主减速器壳体振动，从主减速器壳体悬架系统到副车架，并经过车身悬置、悬架系统向车身的各个部位传递。因此，可以推断传动轴的弯曲、扭转振动特性对主减速器噪声有影响，悬架系统、副车架的振动特性也对主减速器噪声有很大的影响。在过去的报告中所介绍的内容，都是以自由度较小的弹簧-刚度系统模拟模型为主体而进行的。如（2）中所介绍，使用有限元法对驱动系统、悬架系统、副车架等进行模型搭建，即可以开展考虑这些因素的详细分析。
②主减速器噪声的模拟方法73）。如上所述，主减速器噪声有两个主要的激励源，但使用准双曲面齿轮时，强制位移是主减速器噪声的唯一激励源。这是因为准双曲面齿轮的重复性啮合率较高，自身刚度变化也较小。另外，由于齿轮的啮合率高，齿轮表面以及齿轮的弯曲刚度比驱动系统的刚度高很多，刚度变化不会产生过大的激励，而是从齿轮啮合误差方面产生负面影响。即，对于振动传递系统可以将齿轮视为刚性体。
接下来，基于以上假设条件，当给定齿轮啮合误差时，在驱动系统上产生激励，驱动系统振动、主减速器噪声均可以用固定的公式表达，使用齿轮表面直接激励求得柔度，对驱动系统振动和主减速器噪声进行模拟。下面将对这种方法加以介绍。另外，也证明了在3）中的根据试验对验证结果的可靠性。
a）齿轮啮合误差和强制力：当给定齿轮啮合误差时在齿面所发生的力加以公式化。
当齿轮表面的刚度比驱动系统刚度高很多时，伴随主减速器齿轮的啮合误差θe而产生的主动小齿轮的旋转变化θp和内啮合齿轮的旋转变化θr之间存在以下关系：
θe=θp-αθr （6.1）式中，α为减速比。另外，在主动小齿轮的齿面受到激励的过程中，将因啮合误差而产生的变化成分设为Fp；在内啮合齿轮受到激励的过程中，将因啮合误差而产生的变化成分设为Fr。根据齿轮啮合时的作用力、反作用力法则，Fp与Fr有以下的关系。
Fp=-Fr （6.2）
另一方面，当主动小齿轮在啮合点受到力Fp时，主动小齿轮的旋转变化θp根据图6-23中所示的关系可以表示为
同理，将下标p更换为r，即为内啮合齿轮的表达式。
从式（6.1）～式（6.4）中可以求得Fp，如下式所示：
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图6-23 主动齿轮的旋转变化
b）驱动系统振动、主减速器噪声的推定：利用式（6.5），当给定齿轮啮合误差和车身灵敏度时，驱动系统振动和主减速器噪声就可以表达为固定的公式。
驱动系统振动y为主动小齿轮、内啮合齿轮分别受到独立的激励Fp、Fr时的振动矢量和。如果定义单位激励作用时主动小齿轮齿面的传递函数为Yp，内啮合齿轮齿面的传递函数为Yr，则有
y=（Yp-Yr）·Fp （6.6）
根据式（6.5）在式（6.6）中使用啮合误差θe，可以推导出
同理，对于主减速器噪声p，将传递函数Y替换成声压传递函数P，则有
式（6.7）和式（6.8）括号中的内容是单位啮合误差时车身的传递函数，分别称为车身振动灵敏度和车内声学灵敏度。
如上所述，根据激励试验和啮合误差θe测试，就可以对驱动系统振动和主减速器噪声进行模拟。
③激励模拟验证。此处将介绍模拟方法的验证结果。
a）激励试验装置：为了在齿面的旋转方向施加激励，使用了图6-24所示的试验装置。加速或者减速时，主动齿轮轴的支撑刚度会发生变化。在主减速器结合法兰处施加推力即可模拟该状态。
测试齿轮啮合误差θe时需要在齿轮之间施加转矩。使用旋转编码器对输入、输出轴的旋转变化差即啮合误差θe进行测试。
图6-24 加振试验装置
b）模拟方法验证：使用试验车辆，根据式（6.7）和式（6.8）对主减速器噪声和驱动系统振动进行激励模拟。与实车行驶数据比较的结果如图6-25所示，激励模拟和实车行驶时的结果是一致的。另外，对于主减速器的齿轮啮合误差θe，实车行驶时的主减速器壳体振动和车内噪声在480Hz时峰值与激励模拟分析结果也是一致的。
基于以上结果，将主减速器噪声的强制激励源假设为齿轮啮合误差而进行激励模拟分析的方法被普遍认为是可靠的。即在主减速器噪声的激励源中，啮合误差是占主导地位的。