工作裝置的可靠性對液壓挖掘機整機性能影響很大，工作裝置在工作時的工況為低速重載，這就對軸和軸承的工作性能提出了非常高的要求，而在挖掘機設計中，工作裝置的重量在能滿足設計性能參數的前提下應盡可能的小，所以合理設計軸和軸承對挖掘機整機性能至關重要。下面就分別討論軸、軸承、軸和軸承公差配合的設計。

一、軸承的設計：
工作裝置軸承的種類繁多，按其材料可分為銅軸承、鋼軸承、復合軸承等；按其潤滑方式可分為干摩擦軸承、含油軸承、不完全油膜軸承、流體膜軸承等：我廠現使用軸承的潤滑方式為不完全油膜潤滑，先后使用過銅、鋼、銅基鋼背自潤滑等多種軸承。銅軸承韌性良好，耐磨性一般，對軸有較好的保護作用，但抗變形能力較差，長時間使用后易變形，造成軸承內徑擴大，導致結構件晃動；鋼軸承強度高，耐磨性好，抗變形能力強，但表面熱處理的工藝要求高；銅基鋼背自潤滑軸承兼有鋼軸承和銅軸承的優點，同時油槽潤滑和自潤滑相結合，能有效避免軸承的燒焦，但其工藝復雜，成本較高。
軸承的設計首要考慮的是軸承的使用壽命，其壽命除燒焦外由軸承內徑的磨損量來決定。磨損量主要受摩擦條件的影響，而摩擦又受承載、速度、雜質、表面粗糙度、工作溫度、不同運行方式、所使用潤滑劑等條件影響，因此，磨損量只能是一個理論估計值，軸套的壽命取決于各種復雜的條件。若因供油不良，雜質滲入而使磨損急劇變化，就很難預測磨損情況。在正常情況下，銅軸承（ＺｃｕＡｌｌ０Ｆｅ３Ｍｎ２）磨損量可由下式近似得出：
Ｗ＝Ｋ×Ｐ×Ｖ×Ｔ
Ｗ：磨損量（ｍｍ）
Ｋ：摩擦系數【ｍｍ／（Ｎ／ｍｍ２·ｍ／ｍｉｎ·ｈｒ）】
Ｐ：承載能力（Ｎ／ｍｍ２）
Ｖ：線速度（ｍ／ｍｉｎ）
Ｔ：磨損時間（ｈｒ）
式中Ｋ＝Ｃｉ×ｋ，ｋ為理想狀態下的摩擦系數，Ｋ＝（１～５）×１０－８【ｍｍ／（Ｎ／ｍｍ２·ｍ／ｍｉｎ·ｈｒ）】
１、Ｃｉ＝Ｃ０×Ｃｌ×Ｃ２×Ｃ３
２、承載壓力Ｐ
通常所謂承載壓力是指軸承承受載荷時，軸承支撐的最大載荷除以受壓面積，所謂受壓面積，當軸承為圓筒形時，取與軸承接觸部分的載荷方向的投影面積。
３、速度Ｖ
軸承的發熱量，主要由軸承的摩擦作用引起的，根據經驗可得，對摩擦面溫度的上升，滑動速度Ｖ的影響遠大于承載壓力Ｐ的影響。
由此可見，軸承的壽命主要由Ｐ×Ｖ的值決定。同時ＰＶ值決定著軸承的發熱量。當軸承運轉時，軸承溫度受摩擦產生的熱量及熱量散發情況影響，通常會在一定溫度上穩定下來，若運轉持續進行中有雜質侵入，潤滑油的性能就會降低，同時由于摩擦粉末的影響，材料的疲勞，此時摩擦面的形變即發生變化，摩擦系數提高，軸承的溫度上升，致使摩擦面損傷，導致燒焦，基于此種情況，軸承運轉溫度越低，亦即使用低的ＰＶ值時，軸承的負荷性較好，壽命延長，所以在設計時盡可能使用較低的ＰＶ值。
二、軸的設計：
（１）、一般情況下軸的材料選用３５＃以上優質碳素結構鋼，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，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，則難以形成穩定的潤滑膜，所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩定的潤滑膜的基礎上，應盡可能的小；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：其中液壓系統的系統壓力為：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）
軸承的表面粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ）
軸在軸承內一段的直線度△Ｌ＝２０（μ ｍ）
軸承內圈的圓度△Ｄ＝１５（ｐｍ）
裝配后軸承內孔最大收縮量
△＝×δｍａｘ
式中δｍａｘ為軸承外徑最大過盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ）
ＤＢ為壓入前軸承外徑，ＤＢ＝１１０（ｍｍ）
ｄｏ為壓入前軸承內徑，ｄ０＝９０（ｍｍ）
經計算△：０．９１×４５＝４０（μｍ）
所以，形成油膜最小間隙為：
ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△
＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０
＝８４．９（μｍ）
而所選公差為９０，其最小間隙為１２２μｍ，即可見此間隙是合適的。
總之，在軸和軸承的設計中，首先要考慮使用工況，其次在滿足使用性能的基礎上，軸和軸承的使用壽命稍長與整機的使用壽命即可，從而通過系統分析確定最佳方案。