由于不下衡質量是以主軸轉速的二次方影響主軸動態(tài)性能的，所以主軸的轉速越高，主軸不于衡量引起的動態(tài)問題越嚴重。劉十電主軸來說，  由于電動機轉子直接過盈固定在主軸上，增加了土軸的轉動質量，使主軸的極限頻率F降，閩此超高速電土軸的動平衡精度應嚴格要求，一般應達到G1—•GO．4級(G二ectJ，f為質量’9心與回轉十心之間的位移，即偏心量：汕角速度)。對于這種等級的動下枷要求，采用常規(guī)的方法僅在裝配前劉主軸的每個零件分別進行動平衡是不夠的，還需在裝配后進行整體精確動平衡，數(shù)控機床甚至還要設計專門的自動平衡系統(tǒng)來實現(xiàn)主軸在線動平衡，以確保㈠…高速平穩(wěn)運行。
    主軸動下銜常用方法有兩種：上重法和增重法。其巾，增重法是近年來從些主軸電動機制造商為適應高速主軸發(fā)展的需要，在開發(fā)山商品化的無框架主軸電動機(Frameless spindle motor)上常采用的方法。電動機轉子的兩端沒有平衡盤，平衡盤的圓周方向沒有均勻分布的螺紋孔，轉子安裝到十軸上以后進行十軸組什整體動平衡刊，不足在平衡鼎上去重，而是在螺紋孔內擰入螺釘，以螺釘?shù)臄Q入深度和周向位置來平衡主軸組件的偏心量.
    高速精密電土軸的設訓U標要求土軸剛度島數(shù)控機床、精度尚、抗振性奸、可靠性高。傳統(tǒng)的動力學分析常將軸承剛度用假設的彈簧代替，利用有限�；蛳蛇f矩陣法等數(shù)值計算力法計算主軸的各階固有頻率和振刑，并在設訓’9使主軸的  階固有頻率高于主秈的雖高轉速。該方法刷自解釋隨著主軸速度升高，球軸承離心力變化導致主軸固有頻率變化等動力學現(xiàn)象，劉球軸承剛度的非線性變化特點出沒有充分考慮。
    根據(jù)電土軸的實際運行特點，有必要將“軸承—1’軸—電動機—軸承座”作為一個系統(tǒng)進行動力學分析，同時九分考慮支承剛度非線性、仁軸熱女‘散和熱變形等熱態(tài)性能數(shù)控機床對土軸動態(tài)性能的影響。對軸承滾動接觸界面的非線性剛度變化規(guī)律的研究，是進行卞軸動態(tài)性能設計的關鍵技術和難點。滾動軸承的支琳剛度勺運轉速度之間、載荷與變形之間是非線性的又系，且由于有限個滾動體的存在、軸承元件接觸表面的加廠幾何誤差、軸承材料的彈性及外力的變化等，使得軸承的剛度成為  個時變函數(shù)。對整個電主軸進行；動態(tài)優(yōu)化設訓，軸承系統(tǒng)的動力學仿真是基礎，1971•-1982年，MTI公司的Gupta比較系統(tǒng)地提出了模擬任意運轉條件下滾動軸承性能的動力學分析模型。1994年Nordling采用在并行計算機上解微分方程組的方法進行軸承動態(tài)數(shù)控機床仿真研究。1997年NSK公司開發(fā)了滾動軸承分析軟件BRAINL。
    高速電主軸的熱穩(wěn)定性問題是該類主秈需要解決的關鍵問題之  。由于電主軸將電動機集成廠十軸組件的結構中，  無疑在其結構的內部增加了—個熱源。電動機的發(fā)熱卞要有定T繞組的銅耗發(fā)熱及轉廠的鐵損發(fā)熱，  野1，定丁繞組的發(fā)熱葉電動機總發(fā)熱量的加以上。H外，電動機轉子正主軸殼體內的高速攪數(shù)控機床動，使內腔十的空氣也會發(fā)熱，這些熱源產(chǎn)生的熱G
    主要通過土軸殼休和土軸進行散熱，所以電動機產(chǎn)；1：的熱量有相當一部分會通過主軸傳到軸承上去，從而影響軸／兵的壽命并且會仙毛軻產(chǎn)生熱仲長，影響I件的加工精度。為改善電主釉的熱特性，通常采取的L要措施是在電動機止丁與殼體連接處毆訓循環(huán)沖卻水套，如圖5—7所示。水套用熱阻較小的構料制造，套外環(huán)¨u廠有螺旋水槽。電動機了作時，水槽衛(wèi)通入循環(huán)冷卻水，兒加強冷卻效果，冷卻水的入門溫度應嚴格控制，井有一定的佧力和流量。另外，為防止電動機發(fā)熱影響主軸軸承，毛剃購盡量采烈熱阻較人的材料數(shù)控機床，使電動機轉了的發(fā)熱1：要通過‘(隙傳給定子汁被冷卻水吸收帶止。高速精密電排…各組成零什的剛度及精度都較高，在各類誤差小，熱變形引起的誤差常常比其他誤差更為突山。建立十：秈多區(qū)段熱擴散、熱變形／上海…熱變形與振動鍋合規(guī)律的數(shù)學模型，是主軸系統(tǒng)動／J學分析的關鍵。  徘自熱分析可在獲得正確的土軸熱尋系數(shù)后采用有限元法進行研究，頂測主軸熱變形斤引起的間隙變化對軸承及主軸部件性能的影響，仆杓：王釉系統(tǒng)設計、制造、裝配過程‘¨做出補償，防L土秈單元廠作精度降低。