核算轴的最大直径d和支承间距离L的比值：
对于本例微型货车，前面算过，5档变速器壳体的轴向尺寸取2.8A，则L=248mm，中间轴支承间的距离略小于变速器壳体的轴向尺寸L，可近似取240mm参与计算。
中间轴：d/L=40/240≈0.17 满足设计要求
第二轴支承间的距离通常由经验公式确定：L支=L壳－2b1
L支=248－2×24.5=199mm
第二轴：d/L=40/199≈0.20 满足设计要求 4.3.3.2轴的强度验算
1）轴的刚度验算
对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图4-x所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。
初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取eamx
轴的挠度和转角可按《材料力学》有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4-13所示时，若轴在垂直面内挠度为挠度为
Tfc，在水平面内
fs和转角为?，则可分别用下式计算
F1a2b2fc?3EIL (4-34)
F2a2b2fs?3EIL (4-35) Fab(b?a)??13EIL (4-36)
图4-x 变速器轴的挠度和转角
式中，F1为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；F2为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；E为弹性模量(MPa),E?2.1?10MPa；I为惯性矩(mm4)，对于实心轴：I??d/64； d为轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离；L为支座间距离。
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对于本例，由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上常啮合齿轮处的强度和刚度即可。变速器轴向尺寸L＝248mm，取a=29mm，则b=L-a=219mm。
2Temax?i?tan?2?129.94?1.52?tan20?103F1????166.6Ndcos?z?mn?cos?32?3.0?cos26 F2?2Tgtan?d2Temax?i?tan?2?129.94?1.52?tan26?103???2006.9Nz?mn32?3.0
2Tgtan?带入到式（4-34）（4-35）及（4-36）可得到轴的刚度。
2）轴的强度验算
作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc 和Fs 之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。
??轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为
M32M?W?d3,式中，
M?Mc2?Ms2?Tn2 (N?mm)；d为轴的直径(mm)，花键处取内径；w为抗弯截面系数。
在低挡工作时，??? ≤400N／mm2。 变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。