机床的主轴部件与机床的加工精度和生产率密切相关，决定着机床的大部分性能，在机床的结构中占有重要地位。主轴部件的技术问题包括主轴部件的刚度和回转精度两个方面，主要影响因素有主轴的支承方式、主轴轴承的类型与大小。一般机床 (除磨床外) 主轴都采用滚动轴承，主轴采用两点或三点支承方式。以前用三点支承方式较多，但这种支承方式使主轴结构复杂，主轴及主轴箱的加工装配费时费力且刚度提高不多，现在广泛采用两点支承方式。一般认为，主轴部件的刚度取决于前轴承，后轴承及中间轴承几乎没有影响，因此，主轴部件的刚度足够与否，可由前轴承内径的大小来判别。同时，主轴部件的刚度不仅与机床能否进行强力切削和承受颤振有关，还与机床的加工精度密切相关。
1. 机床主轴设计
我国目前在设计机床主轴时，广泛采用以下计算方法:
主轴前轴内径的计算公式
式中，d为主轴前轴内径;nj为计算转速;［φ］为主轴允许扭转角。
其中
而
式中，Fz为主切削刀;ap为切削深度。
所以
式中，Z为机床的转速级数; υmin为最小切削速度; Dmax为最大加工直径; φ为转速公比。
该方法是以切削功率、计算转速和主轴的扭转刚度为前提，但是随着数控技术及变频技术在现代机床上的运用，机床主轴及其他进给传动的形式和结构发生了根本性的改变，再以计算转速为计算条件的设计方式已不适应现代机床的设计需要。
对于数控机床的主轴，很多是采用变频无级调速，式 (4-27) 中的公比φ取什么数据? φ=R无，但是R无=50～100，那么计算出来的主轴前轴径在一个较大的范围内，所以，主轴前轴径按式 (4-27) 计算出的是粗算值并且偏小，为保证主轴工作的稳定性，还需进行轴径大小的校核，这在以往的机床设计中是忽略了的。
2. 主轴前轴径大小的校核
主轴用的滚动轴承副在机床上属于动结合，为了使机床主轴正常工作并能保证轴承内圈与主轴轴径的配合性质，结合面之间不能有间隙，并由主轴轴径通过摩擦力带动轴承内圈旋转。基于此，根据摩擦计算的库仑定律: 当瞬心位于主轴轴径端 (轴承内圈) 的圆心点时，力矩M取得最大值，有
式中，Mf为主轴轴径与轴承内圈摩擦力对质心的力矩; Qj为轴承的动载荷(可查轴承样本); μ为主轴轴径与轴承内圈的摩擦系数; A为主轴轴径与轴承内圈之间的接触面积。
由于
Mfω≥Fzv (4-29)
当满足式 (4-29) 时，主轴部件工作是稳定的，而
A =πdl (4-30)
式中，d为主轴轴径; l为主轴轴径与轴承内圈的接触长度。
此时，x、y都等于d/2，根据二重积分的中值定理，有
所以
故
式中，Fr为径向载荷。
根据粗算出的主轴径，参照同类型谱机床主轴径，先预选前轴承，得到Qj、l; 根据式(4-32) 就可精确算出主轴稳定工作状态下的轴径，对比粗算值，如果粗算值小一些，要以核算的轴径作为设计值 (一般来说，粗算的都要小一些)。
3. 主轴组件的刚度校核
以往对主轴刚度的核算都采用式 (4-36)，主轴组件的刚度与主轴受力后的端部变形有关，主轴受力后，主轴和主轴支承都会产生弹性变形，分别使主轴端部产生位移y1(仅主轴端部位移) 和主轴支承产生位移y2。主轴端部总的位移
y=y1+y2
根据材料力学中的两支点梁和悬臂梁的挠度公式，可得
式中，P为主轴端部的切削负载; L为主轴两支承的跨距; a为主轴端部的悬伸; C1为前支承的刚度; C2为后支承的刚度。
在主轴结构已定的条件下 (E，I)，主轴要有高的刚度 (小的挠度)，最优的设计方案为: a和L应取小值，C1和C2取大值。但是现有的机床设计手册以及机床设计教材都没有关于准确计算轴承刚度的公式，这对主轴刚度的核算是非常草率和不负责任的。
实际上，轴承的刚度计算比较麻烦，要考虑主轴和轴承的实际工况。轴承的实际工况存在游隙，它不是半圆区域承载，载荷由少数滚动体承受; 轴承的弹性变形也增大。计算时应根据轴径和径向载荷算出零间隙条件下的轴承弹性变形δ0，然后按间隙量和预紧量计算相对间隙
，求出弹性位移系数β，即可求得轴承在实际工况下的弹性位移δ1。
根据美国T.A.Harris等文献:
对于任何类型的球轴承，零间隙条件下的轴承弹性变形δ0为
式中，d Q为轴承滚子直径。
对于任何类型的滚子轴承，零间隙条件下的轴承弹性变形δ0为
式中，i为滚动体的例数; α为滚子接触角; Fr为径向载荷; Z为滚动体的个数; La为滚子的长度。
而轴承在任意间隙条件下的弹性变形
δ1=βδ0(4-39)
式中，β为弹性位移系数。
当相对间隙
时，球轴承和滚子轴承
当相对间隙
时
球轴承
滚子轴承
式中，Δr为轴承中的间隙或预紧量 (μm)，间隙为正，预紧为负; 弹性变形的单位为μm。
所以，前轴承的刚度为
那么，后轴承的刚度为
此时，y即可计算出来。
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