将以上数值代入公式中可计算出功率Pm=1.2KW
考虑到轴承传动效率（查得为0.99）和花键传动效率（查得为0.98），所以可计算出钻床主轴要传递的功率P为：
P=Pm/(0.99×0.99×0.98)=1.25KW
由工况分析可知，在钻床的切削加工过程中，钻床主轴主要受到切削扭矩和轴向进给力的作用。轴向进给力是沿主轴轴向的，在主轴保持其与工作台的垂直度的情况下，轴向力作用产生的弯矩基本为零，可忽略不计。所以，钻床主轴为仅受转矩作用的轴类。查《机械设计》得钻床最小直径的计算公式如下：
dmin?C?3pn
选C=110，计算出dmin=13mm
由计算结果可知，在满足加工条件的情况下，钻床主轴最小直径不能小于13mm，根据普通台式钻床的主轴结构，现选自动钻床直径为40mm。
3.5.3 轴的结构设计
由图3-2进给系统结构简图可知，钻床主轴上主要安装有一对深沟球轴承、一对推力球轴承、一个轴承挡环、一个锁紧螺栓和轴端的花键连接。根据钻床轴径选用轴承及花键尺寸如下（表3-1）表示：
根据主轴的的行程，可确定钻床主轴的基本长度尺寸如下图示（图3-3）：
表3-1 主轴零件选用表
主轴零件 深沟球轴承 推力球轴承
花键
型号
滚动轴承 6208 GB/T 276-1994 滚动轴承 51308 GB/T 301-1995 8×32×36×6 GB/T 1144-1987
图3-3 钻床主轴基本尺寸简图
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3.5.4 轴强度的校核
由工况分析可知，钻床主轴的受力图如下（图3-4）：
Mk
F液压力 Ff
M
图3-4钻床主轴受力简图
图3-5钻床主轴转矩简图
考虑到传动效率，钻床主轴要传递的转矩M=Mk/（0.99×0.99×0.98）=14 N·M,液压力为对称受为，合力方向沿钻床主轴方向，大小与进给切削力Ff相互抵消。所以，绘制主轴所受转矩图如图3-5。
根据轴上零件的布置，轴的危险截面为轴端花键处，所以应对该处进行轴的强度校验。
扭转强度约束条件：
?T?MWT?[?T]
式中：τ
T—— 轴的扭转应力（MPa）
M——轴的传递转矩(N·mm) WT——轴的抗扭截面模量（mm3） [τ
T]——轴的许用扭转应力（MPa）
查《机械设计》得花键的抗扭截面模量WT的计算公式为：
WT??d1?bz(D?d1)(D?d1)16D4
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式中：d1——花键内径（mm）
b——花键齿宽(mm) z——花键的齿数 D——花键的外径（mm）
将选用花键的基本参数代入公式中可计算出WT=5739mm，所以可以计算出钻床主轴的扭转应力?T=2.44MPa。
由于[?T]=35MPa，显然?T≤[?T]，所以，轴满足强度要求。
33.6 进给液压系统设计
3.6.1 负载分析
一般情况下，作往复直线运动的液压缸的负载由六部分组成，即工作阻力、摩擦阻力、惯性力、重力、密封阻力和背压力。
负载分析中，我们暂不考虑回油腔的背时压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因改造后的自动钻床和普通台式钻床一样竖直放置，所以需要考虑的力有：工作阻力（钻床轴向切削力）、系统摩擦阻力（在机械效率中考虑）、重力和惯性力。
负载中工作阻力为钻床的轴向切削力，其大小Ff=2595 N
系统摩擦阻力在机械效率中考虑，轴承传动效率取0.99，花键传动效率取0.98，液压传动效率取0.95，所以计算出整下系统的机械效率η为：
η=0.99×0.99×0.98×0.95=0.91
系统要克服的重力有钻床主轴重力和液压缸活塞杆重力，钻床主轴重力可按下式计算：
?3查《机械设计手册》钢材密度取7.85 t?m，主轴体积V为：
V??dl4?1092
式中： V——主轴体积（m3）
d——主轴直径 (mm)，取40mm
l——主轴长度（mm），取
550mm
所以主轴重力G主轴为：
G主轴=mg???V?g
式中： V——主轴体积（m3）
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ρ——主轴材料密度（kg?m?3） g——重力加速度（ms?2），取10ms?2
G主轴——主轴重力（N）
计算出主轴重量G主轴=55N.考虑到轴上零件和液压缸活塞杆重力，现取整个系统要承受的重力G=200N。
惯性力Fm指运动部件在启动或制动过程中的惯性力，查《液压与气压传动》得其计算公式为：
式中，G——系统重力
gFm?G?vg?t——重力加速度
?v——?t时间内的速度变化量
?t——加速或减速时间
已知主轴系统重力G=200N；快进行程70mm；工进行程为20mm；根据工时安排可确定主轴快进快退速度为3m/min；工进速度为0.17m/min；加速、减速时间一般取Δt=0.2s；所以可以计算出惯性力：
Fm?2003100.2?60=5N
快进时，在不考虑背压的情况下，主轴会在重力的作用下自动下移，且加速度大约为9.8ms?2，因此，液压缸在快进时受到的最大作用力F=G×η=182N。
工进时，液压缸要克服工作阻力（主轴轴向切削力）和系统摩擦力，此时系统重力起到动力作用。所以F=（Ff-G）/η，为了设计的可行性，使得液压缸有足够的液压作用力，计算中我们取系统重力的一半代入到式中，F=2742N。
快退时，液压缸要克服重力和系统摩擦力，所以F=G/η考虑到钻头退出工件时的摩擦力，η在计算时取0.89，所以计算出此时F=225N。
列出主轴系统各运动阶段的液压负载计算公式及大小如下表（表3-2）：
表3-2 液压缸各运动阶段负载表
运动阶段 主轴快进 主轴工进 主轴快退
计算公式 F=G×η F=（Ff-G）/η
F=G/η
负载大小（N）
182 2742 225
根据液压缸各运动阶段负载计算结果和已知各阶段的运动速度，我们可以画出负载图（F-l）和速度图(V-l)如下（图3-6）：
V（m/min）
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F（N） 182 0 2742 3 0.17 72 l(mm) 70 225 70 -3 72 l(mm)
图3-6 液压系统负载及速度简图
3.6.2 液压缸执行元件主要参数的确定
(一)初选液压缸的工作压力
表3-3液压设备常用的工作压力表
设备类型 磨床 机床 组合机 龙门拉床 刨床 床 工作压力0.8～3～5 P1/（MPa） 2.0 农业机械或中型工程机械 2～8 8～10～16 10 液压机、重型机械起重运输机械 20～32 液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同的液压设备，由于工作条件的不同，通常采用的压力范围也不同。根据钻床的工作条件和加工要求，参考液压设备常用的工作压力表（表3-3）和同类机床的液压工作压力，初选液压缸的工作压力P1=3MPa。
(二)确定液压缸的类型及主要结构尺寸
根据设计的要求和钻床主轴的运动规律，选择双杆活塞缸，活塞杆为中空杆，以便主轴穿过；活塞杆两端装有轴承，以固定主轴。
双杆活塞缸的活塞杆两侧都可伸出，根据工作需要，选用活塞缸采用缸筒固定式。 缸筒固定式双杆活塞缸简图如下（图3-7）：
图3-7 缸筒固定式双杆活塞缸结构简图
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