二、軸的設計：
(1)、一般情況下軸的材料選用35＃以上優(yōu)質碳素結構鋼，也可加入合金元素提高其熱處理性能，材料經調質、淬火等表面處理后，硬度超過軸承硬度即可收到比較理想的效果；當有硬物侵入時，就可把硬物嵌入軸承中，而不損傷軸；否則就會降低軸的疲勞壽命。
(2)、軸的表面粗糙度較大時，軸與軸套的突起部分會切斷油膜，造成兩者直接接觸。因此，提高軸的表面粗糙度，盡可能縮小油膜間隙，使其接近流體潤滑狀態(tài)，這樣就可提高軸套的使用壽命，一般情況下軸的表面粗糙度應在Ral.6以上。
(3)、對不承受交變載荷的軸進行電鍍，不僅可以提高其耐蝕性，而且可以有效防止粗糙磨損，提高潤滑性能。
三、軸和軸承的公差配合：
在通常情況下，軸承的外圈和結構件之間為中型壓入配合，軸承的內圈和軸為基孔制的間隙配合，軸承的內圈開有油槽，加潤滑脂潤滑。軸和軸承的配合間隙過大，則存在較大的沖擊載荷，嚴重影響軸和結構件的使用壽命；軸和軸承的配合間隙過小，則難以形成穩(wěn)定的潤滑膜，所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩(wěn)定的潤滑膜的基礎上，應盡可能的??；其最小值可通過下面公式理論技術：
hmin＝hs＋y12＋Ral＋Ra2＋△L＋△LD＋△
hs：油膜厚度最小安全值(mm)
Y12：軸承兩端面的相對撓曲變形量
Ra1：軸的表面粗糙度
Ra2：軸承的表面粗糙度
△L：軸在軸承內一段的直線度
△D：軸承內圈的圓度
△：裝配后軸承內孔收縮量
現(xiàn)就徐工220LC-6型挖掘機動臂和斗桿連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計算：
當直軸徑為?90的軸的油膜厚度最小安全值hs＝6(μm)，對軸做撓度分析：其中液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力為：31.4×106Pa，油缸的缸徑為140mm。
油缸的推力為：F＝π×70×70×l0-6×31.4×106＝4.8×105(N)
根據(jù)斗桿受力分析，Pl＝P2＝3.06×l05，則Rl＝R2＝3.06×105，
軸的受力圖可簡化為
軸的載荷呈對稱分布，現(xiàn)當X在(0—207)時，彎矩方程為
M(x)＝R1×X-××(X-37)×（X-37)則
Y(X)＝??＋cx＋D＝
?-＋x-x?＋Cx＋D
由X＝0，Y(x)＝0得：D＝0，X＝0，θ(x)＝0得：c＝0
所以：Y(x)＝×?-＋X-X?
式中E＝270(GPa)
I＝×D4＝×（180)4＝5.15×107(mm4)
y(37)＝＝7.5×10-7(mm)
Y(157)＝＝6.7×10-5(mm)
所以，Y12＝Y(157)-Y(37)
＝6.625×10-5(mm)
軸的表面粗糙度如Ra1＝1.6(μm)
