機床的運動主要包括主運動和進給運動，精密機床的精密性也依靠這兩種運動來保證。機床的質量標準，除了切削能力之外，加工精度是衡量機床質量的關鍵標準。加工精度主要受主軸的徑向和軸向的靜態和動態剛性及熱性能的影響。主軸的徑向和軸向運轉精度取決於滾動軸承的精度，也取決於軸、軸承、軸承座和床身等相配的零部件的精度。
１．影響機床主軸組件精度的因素
（１）主軸箱體孔同軸度、主軸前後支承軸頸同軸度對主軸組件精度的影響如圖４－２—３６所示為廣泛采用的高精度數控車床主軸組件的典型結構。
主軸組件的固定端采用三套角接觸球軸承，這種主軸軸承的接觸角較小，一般為１５°或２５°。軸承以麵對背、背對背排列，這就意味著兩套軸承共同承受軸向力，而第三套軸承則是固定的。主軸軸承在預加載荷條件下運轉，可提高軸向和徑向剛性。在其驅動端采用一套雙列短圓柱滾子軸承作為浮動軸承。
圖４－３７所示為主軸組件安裝到箱體孔上後，由於箱體孔同軸度偏差而引起軸承外圈軸線與主軸組件軸線產生的夾角（即安裝偏角）。θＡ和θＢ分別為兩軸承的安裝偏角。δＡ為Ａ孔對Ｂ孔的同軸度，δＢ為Ｂ孔對Ａ孔的同軸度（對主軸旋轉軸線）導致與主軸組件的旋轉中心產生偏角。
如圖４－３８所示，軸承在與箱體和主軸安裝後軸承內圈與軸承外圈產生軸向夾角θ，是由主軸前後支承軸頸的同軸度和箱體前、後軸承孔同軸度共同作用的結果。它對主軸組件的影響為軸承內、外圈的圓周上將產生非均勻分布的相互作用的結果，其對主軸的影響為：
①由於軸承內、外圈軸線產生夾角θ，將導致主軸在旋轉時產生角度擺動，使被加工工件產生圓柱度誤差。
②由圖４－２３８可知，由於軸承內、外圈相互產生傾斜，導致鋼球與軸承內外圈的接觸點發生變化，造成內、外圈相對位移δ，圖中Ｏｅ、Ｏｉ分別為正常狀態時外圈和滾道的曲率中心。由於安裝偏角的影響使內圈滾道曲率中心由Ｏｉ點移動至Ｏｉ點，成為軸承βｏ正常狀態下的接觸角；在軸承圓周Ａ點處的接觸角變小，即β＜βｏ，在軸承圓周Ｂ點處的接觸角變大，即β＜βｏ。並且在軸承整個圓周上各點的接觸角均不相同，導致主軸組件在旋轉時的軸向剛度和徑向剛度均成周期性變化。主軸組件在工作狀態下受綜合負載作用時，產生被加工工件的圓度誤差並出現波紋。
③當角接觸球軸承進行預緊或在其他任何形式的軸向力Ｆ作用下（軸承的外圈固定），在軸承內、外圈的圓周上將產生非均勻分布的相互作用力，在軸承受軸向力Ｆ後，軸承內圈相對於外圈移動一微小量δ。此時在軸承圓周Ｂ點內、外圈錯位量變為δ＋δ＇，而在軸承圓周Ａ點處內、外圈錯位量為｜δ—δ＇｜，故軸承外圈通過滾球對內圈的軸向力在Ｂ點為最大，Ａ點為最小。當在角接觸球軸承預緊時出現δ＇＜δ，軸圈Ａ點可能會出現未預緊狀況。
圖４－２－３９所示為軸承外圈通過滾珠對內圈的作用力沿圓周分布情況。由於軸承內圈圓周上各點所受的力ｆｉ對主軸軸線方向將產生力矩ｆｉｒ，ｒ為軸承內圈半徑，ｒ＝Ｄ／２。在正常情況下所有的力矩和為∑ｆｉｒ＝０。而圖４－２－３８和圖４－２－３９所示的情況中∑ｆｉｒ≠０，即會對主軸沿軸線方向產生一彎曲力矩。當主軸高速轉動時，由於受∑ｆｉｒ力矩的作用將產生交變彎曲，使主軸產生交變的彎曲疲勞，特別是對高硬化表麵處理的主軸，更容易產生表麵微觀裂紋，直接影響主軸的壽命。
（２）軸承內圈，外圈圓跳動對主軸組件精度的影響深溝球軸承如果用於切削力的方向不隨主軸旋轉而旋轉的主軸（即固定敏感方向），則由於外圈滾道的受力區域是固定的，所以對主軸旋轉精度影響最大的是內圈（如車床、銑床、磨床類主軸等）。如果切削力方向隨主軸旋轉而旋轉的主軸（即旋轉敏感方向），則由於軸承內圈受力區域是固定的，對主軸旋轉影響最大的是軸承的外圈（如鏜床類主軸）。需要說明的是，這裏所討論的僅限於軸承內圈旋轉，而外圈固定的軸承支承。
如圖４－２－４０ａ所示，前軸承內圈（或外圈）的徑向圓跳動對主軸端部所引起的軸心偏移情況。若Ｌ為前後軸承的跨距，ａ口為主軸頭部距前軸承的距離，則主軸端部的軸心偏移量為δ１
δ１＝Ｌ／Ｌ＋αδａ１
δ１＝２／１Ｋｉａ１或δａ１＝２／１Ｋｅａ１式中Ｋｉａ１、Ｋｅａ前軸承的成套軸承內圈徑向圓跳動和外圈徑向圓跳
動值。
圖４－２－４０ｂ所示為表示後軸承內圈或外圈徑向圓跳動所引起的主軸端部軸心偏移情況，由圖可知
δ２＝Ｌ／αδａ２
δａ２２／１Ｋｉａ２或δａ２２／１Ｋｅａ２式中Ｋｍａ２、Ｋｅａ２——後軸承的成套軸承內圈徑向圓跳動和外圈徑向圓跳
動值。
前後軸承的徑向圓跳動分別對主軸端部引起的軸心偏移量δ１、δ２具有方向性。當δ１、δ２同向時，則主軸端部偏移量
δ＝δ１＋δ２＝Ｌ／α（δａ１＋δａ２）＋δａ１當δ１、δ２反向時，則
δ＝｜δδ２｜＝｜δａ１＋Ｌ／α（δａδａ２）｜
（３）軸承的端麵圓跳動和主軸軸肩圓跳動對主軸組件精度的影響
１）軸承內圈端麵對滾道的圓跳動（Ｓｉａ）它實際上是反映滾道的側擺，即滾道和滾道側麵之間最寬距離和最窄距離之差。當軸承外圈固定後，即反映的是軸承內圈的軸向竄動，與軸承內圈套在一起的主軸隨之產生軸向竄動，如圖４－２－４１所示。當然在Ｓｉａ精度值中還包括了軸承端麵的平麵度誤差。
當一個主軸的支承是由幾個軸承組配而成時，主軸的軸向竄動是由所有軸承共同作用的結果。
２）軸承內圈基準端麵對軸承內徑的端麵圓跳動及主軸軸肩的端麵圓跳動對主軸組件的影響無論是軸承內圈基準端麵對軸承內徑的端麵圓跳動，還是主軸軸肩的端麵圓跳動，都將影響軸承內圈端麵與主軸軸肩或隔套的接觸情況。當以任何形式的軸向力作用於軸承內圈時，都將使軸承內圈產生如圖４－４２所示的傾斜。當軸承內圈與主軸配合較緊，並且螺母的鎖緊使得在主軸軸頸和主軸軸肩之間產生張力ｆ１、ｆ２（在圓周的某一方向）時，導致主軸產生彎曲變形，從而引起主軸端部軸線的偏斜。同時，軸承內圈的傾斜導致角接觸軸承的接角沿圓周發生變化，使主軸組件的軸向剛度和徑向剛度發生周期性變化。同時，旋轉的軸承套圈的端麵側擺在軸承套圈卡死時也能引起滾道偏斜，從而改變軸向圓跳動。
２．提高主軸組件精度的措施
提高主軸組件的精度主要依靠各傳動件的加工精度和安裝準確性來保證。
（１）主軸箱體孔的修整對於主軸箱體孔磨損不太嚴重時，通常采用塗鍍和研磨的工藝加以修複。對於磨損非常嚴重的主軸箱體，必須更換新件。新的箱體孔，首先采用坐標鏜床調頭鏜削前、後軸承孔，並留研磨量０．００５～０．０１ｍｍ。
研磨時，采用可調式鑄鐵研磨棒，如圖４－２－４３所示。由於留研磨量很少，不宜多加研磨劑。研磨時研磨棒要整周沿同一方向旋轉並作微量軸向移動，待幾何精度合格後，再用氧化鉻研磨膏精研。
（２）主軸的修正若主軸軸頸磨損量超差，一般是采用鍍鉻法加大尺寸後，按軸承內圈尺寸公差配磨修正。主軸磨損嚴重或發現裂紋，則應更新。配磨時，首先將主軸恒溫４ｈ後，對其軸頸部分在恒溫條件下測量外徑尺寸，分別在上、中、下三個位置上測量出具體數值，並取其平均值做好記錄。用內徑百分表在標準量規的校準下測量軸承內孔的實際尺寸公差。通過以上兩個數據便可計算出主軸軸頸的修磨量。如圖４－２－４４所示為數控車床主軸簡圖。按修磨量，在恒溫條件下配磨主軸軸頸外徑尺寸，保證和軸承內圈配合過盈量為０．０１～０．０１６ｍｍ。
（３）主軸的動平衡機床主軸因質量不均衡而引起的不平衡量大小和位置總是任意的，這將導致機床主軸產生不平衡振動。振動具有與軸的旋轉相同周期的特征，易於識別。對機床主軸，若按剛性軸的要求進行動平衡時，通常均明確規定校正麵，采用兩麵鑽削（減重）的方法去除不平衡量。平衡精度按ＩＳＯ標準要求達到ＧＴ６．３級。
（４）主軸軸承的潤滑高速和精密旋轉機械的軸承潤滑是十分重要的，特別是在設計時需使潤滑油膜能完全隔開相對運動的表麵，這一點對於數控機床支承比其他通用機械用的支承更為重要。任何由於油質不清潔或短時間的斷油都可能造成主軸軸承的損壞。
機床主軸軸承，特別是現代數控機床主軸軸承，絕大部分均采用潤滑脂潤滑。主軸軸承潤滑脂的選擇必須應該保護其相配表麵不受磨損，減少摩擦和保持較長的使用壽命。常用的潤滑脂有鈣基潤滑脂、鋰基潤滑脂、特種鋰基潤滑脂和精密機床主軸潤滑脂等。數控機床主軸常常采用特種鋰基潤滑脂或精密機床主軸潤滑脂。它們含有抗氧化劑和緩蝕添加劑，並具有良好的氧化安定性、膠體安定性、低溫性。
主軸軸承的潤滑脂的用量對主軸組件的精度和性能以及使用壽命等都有影響。若用量不足，可能導致在高速運轉中所有接觸處滾動體和滾道不能完全隔開的作用，就會導致磨損加劇，支承的精度和使用壽命將受到嚴重影響。用量過多會造成軸承發熱，溫升過高，影響主軸支承的精度。實踐證明，較為理想的用量為軸承滾動體空間的３０％～４０％。
主軸軸承的預緊對於精密機械特別是數控機床的主軸均應消除軸承的遊隙，其目的是為了提高回轉精度，增加軸承組合的剛性，提高切削零件的表麵質量，減少振動和噪聲。
消除軸承的遊隙通常可采用預緊的方法，其結構形式有多種，圖４－２－４５ａ、ｂ是彈簧預緊結構，這種預緊方法可保持一固定不變的、不受熱膨脹影響的附加負荷，故又稱為定壓預緊；圖４－２－４５ｃ、ｄ和圖４－４６分別采用不同長度的內外圈預緊結構，在使用過程中其相對位置是不會發生變化的，故稱為定位預緊。兩套軸承內、外環墊圈的厚度對軸係的旋轉精度和剛性影響極大。一般內、外環墊圈厚度的設計是根據給定其中一件的尺寸，而另一件的厚度是根據軸承內、外環端麵的軸向名義尺寸差計算得出的，如圖４－２－４７所示：
Ｌ２＝Ｌ１＋△１＋△２
應用預加載荷理論，△１、△２不能根據軸承的名義尺寸確定，必須在預加載荷的作用下實際測量，加以計算而得。具體方法如下：
首先，將按要求選配的軸承作好標記，並分別測量出每一套軸承的內環、外環的實際厚度（精確到０．００１ｍｍ），作好記錄。然後，如圖４－２－４８所示，把被測軸承放在專用測量工裝上，並把它們一起放置於１級平板上；把加工有四個均布測量缺口的壓頭放置在軸承內環孔內；根據所選軸承型號，在壓頭上施加確定的預加載荷ｐ（必須是靜載荷），保證壓力中心與軸承軸心線重合；用千分表在圓周方向的四個位置上測出軸承內環、外環的高度差分別為δ１１、δ１２、δ１３、δ１４取其平均值（δ１１＋δ１２＋δ１３＋δ１４）／４作為δ１。假設這套軸承的內外環厚度實際測量值為Ａ１、Ｂ１；則有
△１＝Ａ１＋δＢ１用同樣方法，測出第二套軸承δ２、Ａ２、Ｂ２，則
△２＝Ａ２＋δ２－Ｂ２根據以上兩式，便可精確設計出軸承內、外環墊圈的厚度。
應注意預加載荷的選擇，預加載荷的大小，應根據所選用的軸承型號而定。預加載荷太小達不到預期的目的；預加載荷太大會增加軸承摩擦，運轉時溫升太高，從而降低了軸承的使用壽命。對於同一類型軸承，外徑越大，寬度越寬，承載能力越大，則預加載荷也越大。
根據經驗和有關資料介紹，對常用的向心推力球軸承預加載荷可參４－２－５
減小箱體孔的同軸度誤差和主軸箱軸頸的同軸度誤差對主軸組件精度影響的措施主軸箱部件在裝配時，如圖４－２－４９所示，ａ為箱體孔Ａ、Ｂ兩孔的同軸度誤差值，即兩孔軸線的偏移量為ａ／２。對於敏感方向類主軸組件，則可以利用前後軸承的外圈徑向圓跳動，按圖示進行定向裝配後，使前軸承外圈溝槽軸心線與後軸承外圈溝槽軸心線的相對偏移量變為△（即同軸度為２△）。
△＝２／１［ａ－（Ｋｅａ１＋Ｋｅａ２）］
當不采用定向裝配時，即可能產生最大偏移量△ｍａｘ
△ｍａｘ＝２／１（△＋Ｋｅａ１＋Ｋｅａ２）
對於旋轉敏感方向類主軸組件，則可用前後軸承的內圈徑向圓跳動（Ｋｉａ）來校正主軸前後軸頸和同軸度誤差，使裝配後（軸承內圈裝到主軸上）前後軸承內圈的偏移量最小。
減小軸承內圈或外圈的徑向圓跳動對主軸組件精度影響的措施影響主軸組件的徑向圓跳動無論是主軸近端還是遠端，主要因素有三個方麵：一是前軸承內圈圓跳動或外圈的徑向圓跳動；二是後軸承的內圈圓跳動或外圈圓跳動；三是主軸錐孔或主軸端部外錐麵對前後支承軸頸的徑向圓跳動。上述三個因素所引起的主軸組件的主軸近端或遠端軸線偏移量分別為δ１、δ２、δ３。由於軸承外圈與箱體孔的周向裝配位置和軸承內圈與主軸的周向裝配位不同，導致δ１、δ２、δ３相互間具有方向性，即在主軸軸線的垂直平麵內δ１、δ２、δ３是一個矢量，如圖４－２－５０所示。
一般情況下，δ１、δ２、δ３值能構成三角形的三邊，通過合理的定向裝配，使得
δ＝δ１＋δ２－δ３＝０
若將δ１、δ２、和δ３三個誤差值中的最大值布置在一個方向，其餘兩個誤差布置在其相反方向，這樣的定向裝配可使δ值大大減小，即主軸組件的徑向圓跳動量大太變小。減小軸承內圈端麵對滾道的圓跳動對主軸組件精度影響的措施軸承內圈端麵對滾道的圓跳動（δｉａ）將導致主軸周期性的軸向竄動，對於由幾個軸承組成的支承，其由δｉａ產生的軸向竄動要求很高的機床，則應盡量減小由δｉａ而引起的主軸軸向竄動。如圖４－２－５１所示是一對角接觸主軸軸承，為減小由δｉａ而引起的主軸軸向竄動，將兩個軸承的內圈端麵對滾道圓跳動的高點、低點在周向分別在同一位置安裝，則由兩個軸承分別引起的軸向竄動△１、△２方向相反，由此而產生的主軸軸向竄動△為
△＝｜△△２｜這樣即可大大減小主軸軸向竄動。
減小軸承內圈基準端麵對內孔圓跳動及主軸軸肩端麵圓跳動對主軸組件精度影響的措施當軸承承受較大的軸向力時，由於軸承內圈端麵與主軸軸肩接觸不良，將對主軸組件精度產生較大影響。其解決方法是通過軸承內圈端麵與主軸軸肩的定向裝配，即軸承內圈端麵圓跳動的低點與主軸軸肩端麵圓跳動的高點相對安裝，以改善軸承與主軸軸肩的接觸情況。當不能進行定向裝配時（即主軸組件因其他精度要求而不能進行定向裝配），則可通過修磨隔套端麵的辦法進行修正。
以上是提高主軸組件精度的措施。主軸組件在裝配到箱體以後，還必須嚴格按照試車規程進行試車，試車的目的主要是全麵掌握主軸組件前後支承軸承在高速運轉時的溫升規律及主軸運轉時的工作性能。