n取峰值转速时，变速箱轴的转速，C取125。则
d?8.8mm当轴上有键槽时，应该加大轴的直径，单键直径增加3%，双键直径增加7%。
4.1.6 轴的三维模型 1输入轴模型
根据计算，运用CATIA建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.3 变速箱输入轴
2中间轴模型
根据计算，运用CATIA建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.4 变速箱中间轴
3输出轴模型
变速箱第二轴为输出轴，上面有同步器等换挡机构，阶梯轴各部分宽度与中间轴相匹配，在计算的基础上，绘制第二轴三维模型如图所示：
图3.5 变速箱输出轴
4.2 驱动桥齿轮
4.2.1 主减速器锥齿轮
主减速器锥齿轮的主要参数包含主动锥齿轮齿数Z1、从动锥齿轮齿数Z2、从动齿轮大端分度圆的直径D2、端面模数ms、中点螺旋角β、法向压力角α等。
选择主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数时必须考虑以下的条件： ①为了使齿轮磨合均匀，两个齿轮的齿数之间尽量避免存在公约数； ②主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数和应该大于40，尽可能的得到理想的齿面重合度以及较高的轮齿弯曲强度；
③为了使两个齿轮啮合好、噪音小并且具有较高的疲劳强度，对于乘用车，主动锥齿轮齿数一般大于9
④主减速比较大时，主动锥齿轮的齿数应该尽量小一些，以此来尽可能的获得满意的整车最小离地间隙。
根据上述主减速比，查阅相关资料，绘制出主减速器齿轮如图所示：
图3.6 主减速齿轮和输入齿轮
4.2.2对称锥齿轮式差速器
汽车上大部分的差速器都使用对称锥齿轮式差速器，对称锥齿轮式差速器结构比较简单、重量较轻的优点，所以被广泛使用。对称锥齿轮式差速器又分为普通锥齿轮式差速器、强制锁止式差速器以及摩擦片式差速器。
本设计采用普通锥齿轮式差速器。它结构简单、工作状态安全可靠，一般使用条件的汽车驱动桥大部分都会采用这种普通锥齿轮式差速器。
差速器四个齿轮相同如下图所示：
图3.7 差速器齿轮
4.3 十字轴万向节的强度校核
在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设诸滚针对十字轴颈作用力的合力为F，则：
TF?2rcos?式中T—传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；
r—合力作用线与十字轴中心间的距离；
?—万向节的最大夹角；
4.3.1 十字轴颈根部的弯曲应力计算
十字轴颈根部的弯曲应力为：
32d1Fs??44?(d1?d2)式中：d1—十字轴轴颈直径；
d2—十字轴油道孔直径；
s —力作用点到轴颈根部的距离。 弯曲应力应不大于250～350N/mm2。
4.3.2 十字轴轴颈的剪应力计算
十字轴轴颈的剪应力：
4F???(d14?d24)剪应力应不大于80～120N/mm2。
4.3.3 滚针轴承的接触应力计算方法
滚针轴承的接触应力：
11Fn?j?272(?)d1dL式中：d—滚针直径（mm）； L—滚针工作长度（mm）；
； d1—如前所述（mm）
Fn—在力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N）
4.6FFn?iZ式中：i—滚针列数； Z—每列中的滚针数。
当滚针和十字轴轴颈表面硬度在HRC58以上时，许用接触应力为3000～3200N/mm2。
4.4 本章小结
本章首先对传动系统设计要求等进行了简单介绍，然后通过汽车设计的相关知识，对变速箱，驱动桥等相关的数据进行了设计计算，运用力学的有关知识对齿轮、轴、以及十字轴万向节等进行了强度校核，详细的介绍了强度校核的有关知识。最后在三维设计软件CATIA中完成了对变速箱、驱动桥的零部件的建模过程。