1概述
在汽车传动轴系或其它系统中，为了实现一些轴线相交或相对置经常变化的转轴之间的动力传递，必须采用万向传动装置。万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，当距离较远时，还需要中间支承。在汽车行业中把连接发动机与前、后轴的万向传动装置简称传动轴。传动轴设计应能满足所要传递的扭矩与转速。现轻型载货汽车多采用不等速万向节传动轴。
2传动轴设计
2．1传动轴万向节、花键、轴管型式的选择
根据整车提供发动机的最高转速、最大扭矩及变速箱提供的一档速比，及由后轴负荷车轮附着力，计算得扭矩，由两者比较得出的最小扭矩来确定传动轴的万向节、花键、轴管型式。
a按最大附着力计算传动轴的额定负荷公式：
Mψmax=G·r k·ψ/i o
G满载时驱动轴上的负荷
r k车轮的滚动半径
ψ车轮与地面的附着系数
i o主减速器速比
b按发动机最大扭矩计算传动轴的额定负荷公式：
Mψmax =M·i k1·i p/n
M 发动机最大扭矩
i k1变速器一档速比
i p 分动器低档速比
n 使用分动器时的驱动轴数
按《汽车传动轴总成台架试验方法》中贯定选取以上二者较小值为额定负荷。考虑到出现最大附着力时的工况是紧急制动工况此时的载荷转移系数为μ因此实际可利用最大附着力矩：
M ψmaxo = M max ·μ
传动轴的试验扭矩：
由汽车设计丛书《传动轴和万向节》中得知：一般总成的检查扭矩为设计扭矩的1.5-2.0倍。传动轴设计中轴管与万向节的设计扭矩也应选取1.5-2.0倍的计算扭矩，以满足整车使用中的冲击载荷。
轴管扭转应力公式:
τ=16000DM π(D 4-d 4)<[τ] =120N/ mm
2
D 轴管直径； d 轴管内径；
M 变速箱输出最大扭矩；
花键轴的扭转应力：
τ=16000M πD 2
3<[τ] =350N/ mm 2
D 2花键轴花键底径；D 2=27.667mm 。
Z 花键齿数 m 花键模数
M变速箱输出最大扭矩；
传动轴花键齿侧的挤压应力：
δ=
汽车传动轴2×T
Ψ×Z×m×L×Z×m
在2推荐范围内
Ψ各齿载荷不均系数；
Z花键齿数；
L花键齿的最短工作长度长度；m花键模数；
2．2传动轴的临界转速
计算传动轴的临界转速。
传动轴临界转速公式：
n k=1.2×108D2+d2 L2
n max＜0.7 n k
n max= n·i5
n k传动轴临界转速
n max传动轴最大输入转速
n发动机最高转速
i5变速箱五档速比
n max传动轴最大输入转速，可由发动机的最高转速及变速箱的速比计算得出，及由整车的设计转速反推出，取两者中的较大者。若该单传动轴的临界转速不能满足设计要求，可通过使用双节传动轴，或将轴管壁厚减薄（必须在该轴管满足设计扭矩的前提下），以使用传
动轴的临界转速满足使用要求。
2．3传动轴的动平衡及共振
因传动轴为高速旋转件，任何质量的偏移都会导致剧烈振动。所以传动轴在组装完成后都要进行动平衡。剩余不平衡量不低于GB9239中规定的G40平衡品质等级。
传动轴许用不平衡量计算公式：
U per =1000·M·G
ω
U pe  许用不平衡量（g ·mm ）
M 传动轴质量（kg ）
G 平衡精度（mm/s ）
ω 角速度（rad/s ）
2．4传动轴布置角度
因十字轴万向节本身的不等速性，使传动轴部件产生扭转振动，从而产生附加的交变载荷，影响零部件使用寿命。为改变这种不等速性，而应尽量使传动轴两端万向节叉处于同一平面，使第一万向节两轴间夹角与第二万向节两轴间夹角相等。实际上变速箱输出轴和驱动桥输入轴之间的相对位置是变动的，因此不可能设计夹角为零。但轴间夹角越大，传动轴转动的不均匀性越大，产生的附加交变载荷也越大，对传动件的使用寿命越不利，同时也降低传动效率，所以在汽车总体布置上应尽量减小这些轴间交角。轻型载货汽车设计的两轴线夹角在空载静止时，一般不超过6-8度。
3常见故障及解决方法
传动轴常见失效模型主要有以下几种：
3．1传动轴管折
分析原因及解决方法：首选通过理论计算、试验及故障出现前后整车的一现象来判断传动轴的失效原因，出现该种失效模式多半是由扭矩及临界转速引起的。扭矩原因引起的传动轴失效模式多为轴管折或扭成麻花，出现该现象时车速一般不高或在起步时，扭矩或冲击扭矩发挥到最大。这时应采取加粗轴管的措施提高传动轴的承载扭矩。当由临界转速原因导致该故障时，传动轴管多为扭成麻花，并且车速较高行驶，当故障发生前整车会感觉到激烈的抖动。这时应采取将轴管加粗管壁减薄的措施来提高传动轴的临界转速。当传动轴较长时，可采取将传动轴分成两节来提高传动轴的临界转速。
3．2十字轴滚针损坏