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車輛傳動軸是貨車傳動系統中的關鍵零部件，具有傳遞功率大，所受載荷高等特點，在傳動過程中受到較大扭矩，產生較大變形和應力。國內外研究者對傳動軸的振動特性，抗沖力能力，熱處理等做了相關研究，對傳動軸承載能力提出了一些理論依據，總結出相關結論。
但是在使用過程中，存在著軸承因摩擦生熱導致十字軸與叉頭燒壞失效，零部件在應力集中處斷裂等情況。同時傳動軸結構笨重，存在輕量化的可能。因此針對大型車輛的傳動軸總成強度進行分析計算，提出了具體改進方案。
1、有限元模型
由于兩端萬向節結構不同，載荷不對稱，需要對整個傳動軸進行有限元分析。根據實際受載情況和簡化分析模型的需要，作如下假設：
（1）簡化軸承模型，將滾針與軸承考慮為一個整體，只關心軸承外圈與叉頭之間的應力關系。
（2）忽略一些不重要和受力較小的局部區域，如凸緣叉底盤端而齒等。
（3）簡化花鍵部分，將花鍵軸叉和花鍵套之間設定為兩個曲面的剛性連接，在他們之間建立綁定約束。
根據低速檔車速，在凸緣叉的底盤上施加10102 N.m的扭矩，另一個凸緣叉底盤上施加全約束。
采用四面體實體單元對叉頭進行有限元網格劃分，六面體實體單元對十字軸、軸承、軸管、花鍵套進行有限元網格劃分。將叉頭與軸叉、十字軸與軸承接觸區域的網格細化，以便更精確的得到他們之間的接觸應力。調整網格后共計136265個單元，142817個節點。
2、傳動軸有限元分析計算
對上述模型進行有限元分析，得到低速檔時的傳動軸等效應力和綜合位移云圖。
由分析結果可知，在低速檔時，十字軸、花鍵軸叉的安全系數較低，分別為1.24和1.37，其它在1.5以上；它們的綜合位移也較大。十字軸和花鍵軸叉最大應力出現在各自的倒圓角處，原因是由于形狀突變引起的應力集中；凸緣叉最大應力出現在螺釘連接處，原因也是螺釘連接產生的應力集中。同時凸緣叉和花鍵軸叉與軸承配合部分最大應力值與萬向節叉相同。
3、結構優化及有限元分析
通過上面的分析可知，需要改善軸承受力情況，于是提出以下兩種改進方案：a)改變叉頭結構，增加其與軸承的接觸面而積；b)增加十字軸長度，釋放軸承與叉頭的應力集中，將應力集中到十字軸上，均衡應力場。
根據這兩種改進方案，計算結果可以得出，隨著接觸面積的增加，叉頭和軸承的最大綜合應力呈二次關系減小，十字軸最大應力變化不大。而將十字軸加長時，叉頭和軸承的應力分別減小20%和15%左右，而十字軸的應力增大20%左右。根據分析可知，增加十字軸長度效果較好，但需要改動所有零部件，會增加成本，而且十字軸安全系數將至非常低，故采用增加接觸面積的方案。
4、總結
a)對傳動軸總成進行有限元計算，得到各零部件的應力和變形情況。對其萬向節系統做了研究，得到了接觸面積對軸承影響的規律，得出在不干涉的情況下以接觸而積達到80%以上為最合適的結論。b)綜合各個因素，對傳動軸的各零部件進行了結構改進，減少了原產品的應力集中，同時減少了非應力集中區域的材料，使各零部件結構更加合理。結構改進后傳動軸在減輕重量的同時提高了性能，具有重要的參考價值。
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