拉拔机设计设计共21页

1前言
在现代的工业生产中异型棒材得以广泛应用，尤其是在机械、建筑等行业中。

拉拔工艺作为棒材加工的最常用方法之一，其与车削加工相比，材料能够得到最大的利用，而且加工速度快，操作过程简单。

拉拔产品有比较精确的尺寸而且表面质量好，力学性能好。

拉拔机的结构简单和操作容易，对工人的要求较低，并且对于管材、棒材、型材均能够在同一台机器上进行拉拔加工，因此拉拔机目前在实际生产中应用的最为普遍。

本设计主要是针对加工异型棒材的链式拉拔机的主传动系统进行设计，通过电动机-减速变速器-链传动-工作台的动力传动关系，来完成对异型棒材的拉拔加工。

本章就拉拔机的研究的目的、意义及国内外的研究现状进行了分析和总结。

1.1课题的目的和意义
由于异型棒材在实际的生产生活中得到了广泛的应用，因此棒材的需求量比较大。

这就要求企业增加对棒材的生产效率和生产总量。

但是作为加工异型棒材的主要设备——拉拔机还不太常见，并且效率也不是很高。

因此，设计一结构简单、高效的拉拔机很有必要。

本课题就是主要针对拉拔机的主传动系统进行设计。

在异型棒材的拉拔加工过程中，拉拔机的主传动系统是拉拔机执行拉拔工作的重要组成部分。

对其主传动系统进行改进，拉拔机的性能可能会有很大的提高。

1.2国内外研究现状
拉拔工艺具有悠久的历史，在古代出现了把金块进行锤锻后，使其通过一个小孔，将其拉成很细的丝。

这就是最早的拉拔工艺。

经过漫长的发展，拉拔成型工艺在今天已经逐步走向完善与成熟。

最近的几十年，人们相继研究出了强制润滑拉拔法、辊模拉拔法、超声波拉拔法等许多新的方法，使拉拔加工的效率有了很大的提高。

同时也展开了对高速拉拔工艺的研究，制造出了许多新式的、更高效的拉拔机如：圆盘式拉拔机、多模高速连续拉拔机、多线链式拉拔机。

现在，国内外的高速拉线机的拉拔速度可达到80 m/s；圆盘式拉拔机的最大加工直径已达到φ3 m，拉拔速度达到25 m/s，多线链式拉拔机实现了更大程度的自动化，可以自动上料、自动穿模、自动套芯杆、管材自动下落以及自动调整中心。

目前被企业广泛使用的用于管棒型材的拉拔机是链式拉拔机。

根据链数的不同，可将拉拔机的种类分为单链拉拔机和双链拉拔机。

有些拉拔机的全部工序已经采用全自动化程序控制，实现了对拉拔技术和控制技术的完美结合，大大提高了拉拔生产率。

尽管拉拔技术理论和拉拔机器得到了突飞猛进的发展，但是拉拔缺陷的产生还是不能够避免。

其缺陷主要有：工件表面裂纹、起皮麻坑、内外层机械性能不均匀等。

为了防止这些缺陷的产生，还需要我们进一步的对拉拔过程进行更加详细和全面的研究、分析，同时对拉拔机器进行更加精确的控制。

1.3课程设计的内容
本次课程设计的内容主要针对于链式拉拔机的主传动系统设计。

它的主要构成分为链传动部分和减速变速器两部分。

链传动与摩擦型带传动相比无弹性滑动和整体打滑现象，能够保持准确的平均传动比，并且链传动的制造安装精度要求也比较低，在远距离传动时更是比齿轮传动有更大的优势。

此外，链传动还能在高温和潮湿的环境下平稳的工作，这就决定了链传动在拉拔机上优势。

减速变速器内有花键轴、滑移齿轮、拨叉、惰轮、低速轴等零件。

其具体工作过程是：通过拨动拨叉使滑移齿轮在花键轴上滑动，从而使其与不同的齿轮啮合，进一步实现不同级的齿轮传动，保证输出轴的正转和反转。

当滑移齿轮与低速轴大齿轮啮合时能使链轮实现慢速正转；当其与惰轮啮合时就能实现减速器的二级齿轮传动从而让链轮快速反转转动，通过变速箱-链传动-工作台（夹具）的动力传递关系从而使工作台上的夹具在进行拉拔时速度较慢，不进行拉拔工作时能够快速返回。

在异型线材的拉拔加工中，拉拔机的主传动系统是拉拔机执行拉拔工作的重要组成部分。

下图为链式拉拔机的主传动系统的三维图形：
图1.1 链式拉拔机的主传动系统图
2系统总体方案设计
2.1计算拉拔力
2.1.1设计参数
设计参数的确定：在本设计中采用45号钢作为拉拔棒材，其拉拔前的直径为15mm，经过拉拔后直径变为14mm。

对于45号钢来说，它的屈服极限σs=355MPa。

模具与45号钢之间的摩擦系数f=0.4，模具工作区的锥角α=14°。

图2.1 棒材拉拔示意图
2.1.2 选公式计算
与挤压、轧制、锻造等加工过程不同，拉拔过程是借助于被加工的金属前端施以拉力实现的，该力称作拉拔力。

拉拔力与被拉拔金属出模处的横断面积之比称为拉拔应力，实际上拉拔应力就是变性区末端的纵向应力。

在拉拔过程中要注意拉拔应力应小于金属出模口的屈服强度。

如果拉拔应力过大，超过金属在出模口的屈服强度，就可能引起材料出现细径，甚至拉断。

因此要注意，拉拔时要保证
s F P σσ<=
1
1
1 （2.1） 式中 σ1 ：出模口处横断面上的拉拔应力； P 1 ：拉拔力；
F 1 ：金属出模口横断面积； σs ：金属屈服强度 。

其次，由上可知拉拔力最大时出现在模具的定径区，并且定径区的拉拔力计算公式为 ])(1)[1(20
11B s D D
B B -+=σσ （2.2）σ1：拉拔应力； σs ：屈服应力； B ：参数，且α
tan f
B =
； f ：模具与棒材的摩擦系数，此处f =0.4； α：模具工作区的锥角，α=14°； D 0：坯料原始直径； D 1：棒材拉拔后的直径。

将σs =355MPa ，D 0=15mm ，D 1=14mm 带入公式（2.2）中，计算出结果为σ1=115MPa 并且满足s F P σσ<=
1
1
1，能够保证棒材的正常拉拔。

2.2 确定电机
根据2.1.2中计算出的拉拔应力,由公式
则可以算出拉P 1 =17694 (N) 这样就可以根据拉拔力和常见的拉拔机所用的电机来进行初次选择本次设计中所需电机的型号，还要在后面进行验算，看所选型号是否满足要求。

1、类型 工业用电动机
2、型号 Y315S-4
3、相关参数 电机空载转速 1500r/min
电机同步转速 1480r/min 额定功率 110Kw
2.3 传动装置的运动和动力参数
花键轴上的功率及转速
.910811099.01=⨯==M P P 联η(Kw)； （2.3） 14801==m n n (r/min)； （2.4） 低速轴上的功率及转速
7.7021480
9.10895509550
11
1=⨯==n P T (m N ⋅)； （2.5） .7106.91089.909.9012=⨯⨯=∙∙=P P 齿承ηη(Kw )； （2.6） 3704
1480112===
i n n (r/min)； （2.7） 2754370
7
.10695509550222=⨯==n P T (m N ⋅)； （2.8）
2.4 链条的选择
链传动为一种挠性传动，通过链轮轮齿与链条链结的啮合来传递运动和动力。

链传动与带传动相比，具有无弹性滑动和整体打滑的优点，能够保持准确的平均传动比，且传动效率比较高。

链传动还有结构紧凑，能在高温和潮湿等恶劣环境下工作等优点，远距离传动更是比带传动和齿轮传动有优势。

由拉拔机的结构可知，减速变速器通过链条与工作台的夹具相连，通过链条将电动机主轴的回转运动变成工作台的直线运动。

但是，要保证拉拔过程的实现还必须使链条紧边拉力不小于拉拔力。

由低速轴的功率7.1062=P (Kw ),假定拉拔速度V=3-8 m/s ，小链轮和从动链轮的齿数为Z=25。

2.4.1链号的选择
查表可知工作情况系数K A =1，初定中心距0a =40p ，确定链条节数L P ：
2
0122102240
2525105(222
P a z z z z p p L p a p π+-⨯+⎛⎫=++=+= ⎪
⎝⎭节） （2.9） 根据链轮的转速及功率，选链号为24A 单排链，再查表得链节距P=38.1mm 2.4.2计算中心距 22212121()()8()4222P P Z Z Z Z Z Z P a L L π⎡
⎤---=
-
+--⎢⎥⎣⎦
=3048mm （2.10） 144.93048003.0=⨯=∆a mm （2.11） 取mm a 9=∆，则实际中心距为
mm a a a 3039930480=-=∆-= （2.12）2.4.3验算链轮的轮毂孔径k d
经查表知链轮的轮毂孔径许用最大值为184mm ，这里取k d =140mm ，满足要求。

2.4.4计算紧边拉力
链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力，如果不计传动中的动载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为
1e c f F F F F =++ ； （2.13） f c F F F +=2 ； （2.14） 式中：e F 有效圆周力； c F 离心力引起的拉力； f F 悬垂拉力； 有效圆周力e F 为 183968
.57
.10610001000
=⨯==v P F e （N ） （2.15）
离心力引起的拉力c F 为 2
c F q v = ； （2.16）
式中：q 为链条单位长度的质量，
()22c F 5.6 5.794187.994qv N ==⨯= （2.17） 取 c F =188（N ）
悬垂拉力f F 为
),m a x ('
''f f f F F F = 其中 2
'10f f F K qa -=⨯ （2.18）
式中：a 链传动的中心距，
f K 垂度系数，查表可得，α为两轮中心联线与水平面的倾斜角。

由设计的传动机构可知，α为0。

故计算'f F 即可。

()2
'4 5.6304810
682.7
52f F N -=⨯⨯⨯= （2.19） 取f F =683（N ）
所以由上可知链条所受的拉力F 1为
1e c f F F F F =++=18396+188+683=19267（N ）
可见，链条的拉力F 1>P ，所以所选的电机满足要求，同时也能够说明链条的型号符合要求。

图2.2 链号为24A 的节链
3 减速换向机构
3.1 齿轮设计
在本设计中选择直齿圆柱齿轮，因为在轴的两端均与链轮相连，轴向力相互对
称且相互抵消。

3.1.1 正转齿轮对 1、设计参数：
.910811099.01=⨯==M P P 联η(Kw)； (3.1) 14801=n r/min ；3702=n r/min ； i=4；T 1=702.7（m N ⋅）；
T 2=2754（m N ⋅）；寿命t=19200h ； 精度等级为7级。

2、齿轮材料：
大齿轮：40Cr ，调质处理； 小齿轮：40Cr ，表面淬火。

3、确定齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力 1）许用接触应力：
[]lim H b
H HL H
K S σσ＝
(3.2)
()2l i m 117
20174820836/H b HRC N mm σ=+=⨯+= (3.3)
()2
l i m 2269
230069669/H b HBS N
mm σ=+=⨯+= (3.4) 由上可知2lim 1lim b H b H σσ>，因此只需要考虑2][H σ即可。

因为经过调质处理后的齿轮安全系数S=1.1，应力循环次数
8211026.4192003706060⨯=⨯⨯==t n N (3.5)
==
4
1
2N N 810065.1⨯ (3.6) 通过应力循环次数然后查表取接触疲劳寿命系数
所以2][H σ=
=22
lim HN b H K S
σ608（MPa ） (3.7)
2）许用弯曲应力
由公式 []l i m F b
F Fc FL F
K K S σσ＝ (3.8)
查表知
2
l i m 1
600/F b N mm σ= 取2F S =，单向传动取1Fc K =，因为8603.6910410FV H F N N N ==⨯>=⨯ 所以取1FL K =，则有： []()2l i m 1
600
300/2
F b
F Fc FL F
K K N mm S σσ=
=1＝
(3.9)
[]()2l i m
2
540270/2
F b F Fc FL F
K K N mm S σσ=
=2＝
(3.10)
4、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 31
2
11)][(
32.2d
H E
t KT u u Z d Φ±=σ (3.11)
选定载荷系数K=1.4；转矩7027001480
9.10895509550
11
1=⨯==n P T （mm N ⋅）； 齿宽系数d Φ=0.8；2
18.189MPa Z E =；MPa H 608][=σ； 计算出小齿轮的分度圆直径
31
2
11)][(
32.2d
H E
t KT u u Z d Φ±=σ=142.5mm
取 d 1=142.5mm ，Z 1=30，m=4mm ，
则大齿轮的齿数Z 2=120，大齿轮的分度圆直径d 2=mZ 2=480mm ；
中心距300)(2
21=+=Z Z m
a mm
3.1.2 反转第一级齿轮对 1、设计参数：
.910811099.01=⨯==M P P 联η(Kw)； 14801=n r/min ；14802=n r/min ； i=1；T 1=702.7（m N ⋅）； 寿命t=19200h ； 精度等级为7级。

2、齿轮材料：
大齿轮：40Cr ，调质处理； 小齿轮：40Cr ，表面淬火； 3、确定齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力： 1）许用接触应力
][H σ=
HN b
H K S
lim σ (3.12)
由此可以看出1lim 2lim b H b H σσ<，所以应该考虑2][H σ。

同样，对于调质处理的齿轮S=1。

9221070.11920014806060⨯=⨯⨯==t n N (3.13) 取HN K =1 所以
=22
lim HN b H K S
σ608MPa
2）许用弯曲应力
由公式知
[]lim F b
F Fc FL F
K K S σσ＝
(3.14)
查表可知
取2=F S ，单向传动取Fc K =1，1=FL K ，于是得出：
4、按齿面接触强度计算 由设计计算公式进行试算，即 其中1,3.1,8.0===Φu K d 经过计算得出
31
2
11)][(
32.2d
H E
t KT u u Z d Φ±=σ=131.5mm
所以取 d 1=132mm ，Z 1=33，m=4mm ，则有 齿宽B=60mm ，Z 1=Z 2=33，132)(2
21=+=z z m
a mm ，mm d d 13221==
3.1.3 反转第二级齿轮对 1、设计参数：
.910811099.01=⨯==M P P 联η(Kw)； 14801=n r/min ；5.9732=n r/min ； i=1.545；T 2=702.7（m N ⋅）； 寿命t=19200h ； 精度等级为7级。

2、齿轮材料：
大齿轮：40Cr ，表面淬火； 小齿轮：40Cr ，表面淬火；
因为在反向第一级齿轮传动中，要保证同正转齿轮具有相同的中心距，因此反向第二级齿轮的中心距也已经确定 ：
168132300=-=a mm ； 同样第二级齿轮传动的大齿轮的参数也能够确定：
大齿轮Z 2=51,模数m=4mm ，齿宽B=60mm ，分度圆直径mm d 1682=。

3、验算齿面接触疲劳强度
11311
21
V H H E d T K K i Z Z Z d i βεσψ+= (3.15)
其中76.1=H Z ，1=εZ ，2
271mm N Z E =，1.1=HV K ，计算出
满足要求。

4.、验算弯曲应力
S
K FE
FN F σσ=
(3.16)
查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ； 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 (3.16)计算得 计算载荷系数K
K=35.1112.11⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K =1.512 (3.17) 查取齿形系数 查取应力校正系数 计算大、小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ的值并加以比较。

013.057
.30358
.165.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ (3.18)
016.086
.238764
.1225.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ (3.19) 所以大齿轮的值比较大，用大齿轮的值来验算模数。

32
3
2016.0517********.12)][(2⨯⨯⨯=Φ≥F Sa Fa d Y Y z KT m σ=3.06
m 值满足条件，所以弯曲应力满足。

齿轮设计结果：
d
m
z
a
b
α
*a
h *c
正
转
大 480 4
120
300
45
20︒ 1 0.25
小 120 30 50 反转
一级
132
33
132
50 惰轮 132
33
55 二级
168
小
204
51
62 表 3.1 齿轮参数
3.2 轴的设计计算
参 数
齿
轮
3.2.1 联轴器的选择
m N T ⋅=3.7021，电机轴直径：D=60，所以选择联轴器的型号GYS8；
3.2.2初选轴径
花键轴和低速轴的材料为45号钢，调质处理,惰轮轴的材料采用40Cr ，调质处理。

轴径d 初步计算公式为：
3n
P A d ≥ (3.20) P 轴传递的额定功率，单位Kw ；
A 参数；
n 轴的转速；
花键轴的轴径：
因为该轴为花键轴，考虑到花键轴的型号，所以选择花键轴的最小轴径为65mm 花键轴的结构效果图如下所示：
图3.1 花键轴的结构三维效果图
花键轴的型号为10—78×72×12；
惰轮轴的轴径：
考虑到惰轮轴上的键槽，取惰轮轴的最小直径为40mm ；
低速轴的轴径：
考虑到低速轴的键槽和联轴器的尺寸，选择低速轴的最小轴径为70mm 。

低速轴的结构效果图：
图3.2 低速轴的三维效果图
3.3减速器箱体结构和尺寸的确定
箱座壁厚：设计中采用二级齿轮传动，所以δ=0.025a +3≥8mm ，这里a =300mm ，所以，取δ=15mm ；
箱盖壁厚：设计中采用二级齿轮传动，所以1δ=0.02a +3≥8mm ，这里a =300mm ，所以，取1δ=15mm ；
箱盖、箱座凸缘厚度：δ5.11==b b ，这里取==b b 130mm ；
箱座底凸缘厚度：δ5.22=b ，这里取2b =30mm ；.
地脚螺钉的个数：n=6；
轴承旁连接螺栓直径：f d d 75.01=，这里取=1d 24mm ；
盖与座连接螺栓直径：f d d 6.02=，这里取=2d 30mm ；
地脚螺钉的直径：12036.0+=a d f ，这里取=f d 36mm ；
中心高：H =大齿轮的齿顶圆半径+40+20，这里取=H 350mm ；
定位销直径：28.0d d =，这里取=d 24mm ；
箱盖、箱座肋厚：1185.0,85.0δδ==m m ，取=m 1m =20mm 。

3.4 初选轴承及轴承端盖尺寸的确定
3.4.1轴承的选择
轴承的型号选择要根据轴的轴径和具体工作时的受力情况来分析、选取，由于在本设计中轴所受的轴向力不大，所以选择深沟球轴承。

花键轴的轴承：6213；
惰轮轴的轴承：惰轮轴的小端选择6206，大端选择6208；
低速轴的轴承：6216；
3.4.2 轴承端盖的尺寸
花键轴的轴承端盖：螺钉直径3d =6mm ，个数为4 ，
305.2d D D +==120+2.5⨯6=135mm （D 为轴承外径）， (3.21) 3025.2d D D +==135+15=150mm ； (3.22) 惰轮轴的轴承端盖：螺钉直径3d =6mm ，个数为4 ，
小端的轴承端盖的尺寸 305.2d D D +==62+15=77mm （D 为轴承外径），
3025.2d D D +==77+15=92mm ；
大端的轴承端盖的尺寸 305.2d D D +==80+15=95mm （D 为轴承外径），
3025.2d D D +==95+15=110mm ；
低速轴的轴承端盖：螺钉直径3d =8mm ，个数为4，
305.2d D D +==140+2.5⨯8=160mm （D 为轴承外径），
3025.2d D D +==160+20=150mm ；
3.4.3 轴承座的设计
在远离减速变速器的一端的链轮需要靠轴来连接，轴需要靠轴承座来进行轴向和径向固定。

因此，本次设计中需要对轴承座进行设计。

设计中从动轴与减速变速器中的低速轴受力情况相似，因此可以参照减速变速器中的轴的轴承来进行对轴承座进行设计。

设计中的轴承型号为6216，D=140mm ，B=20mm 。

滚动轴承座的型号SN216 GB/T 7831—2019。

.其三维图形如下所示：
图3.3 滑动轴承座的三维图
3.5 轴的校核计算
3.5.1轴的扭转强度校核：
花键轴：
M P a W T
T T 8.12065
.02.07
.7023=⨯==τ；
(3.23) 查表知][T τ的范围为25MPa ≤][T τ≤45MPa ，所以该轴的扭转强度符合要求。

惰轮轴：
查表知][T τ的范围为35MPa ≤][T τ≤55MPa ，所以该轴的扭转强度符合要求。

低速轴：
查表知][T τ的范围为25MPa ≤][T τ≤45MPa ，所以该轴的扭转强度符合要求。

3.5.2 轴的弯曲强度校核
轴的受力分析：
花键轴：
1T =702.7m N /
根据力的平衡原理得出：
花键轴的受力分析如下图所示
图3.1 花键轴的受力分析
所以，得出
查表知2
/650mm N B =σ，而2
121/215][,/60][mm N mm N b b ==+-σσ
38)(22=+=T M M VC αN/m
所以危险截面的直径c d 为
5.19]
[1.031==-b VC
c M
d σmm
因为确定的轴的最小直径为65mm ，所以能够保证强度安全要求。

低速轴：
根据力的平衡原理得出：
花键轴的受力分析如下图所示
图3.2 低速轴受力分析图
查表知2/650mm N B =σ，而2121/215][,/60][mm N mm N b b ==+-σσ
因为确定的轴的最小直径为70mm ，所以能够保证强度安全要求。

3.6 轴承的使用寿命校核
花键轴上的轴承（6213）：
有以上的计算可知作用在花键轴上的力为
;719,29821N F N F t t ==N F F a a 2461==,轴的转速为n=1480r/min ， 所以77528971922=+=r F （N ）
对于轴承6213:kN C kN C r r 1.7;110== 计算项目 计算结果
e 0.225
0/a r F C
0.0317 ,X Y
0.56; 1.94X Y == /a r F F 0.301e >
p f 1.1
()p r a P f XF YF =+
942.2N '316670h j t L n P C f =，1t f =
11kN 结果 j r C C ≤（满足要求）
表3.1花键轴上的轴承校核
低速轴上的轴承（6216）
有以上的计算可知作用在花键轴上的力为
对于轴承6216：;7.25,5.380kN C kN C r r ==
计算项目 计算结果
e 0.192
0/a r F C
0.015 ,X Y 1;0X Y ==
/a r F F 0.144e <
p f 1.1
()p r a P f XF YF =+
1727N '316670
h j t L n P C f =，1t f = 12.4kN 结论 j r C C <（满足要求）
表3.2低速轴的轴承校核
3.7 齿轮的三维效果图
高速级齿轮采用滑移齿轮，齿轮的三维效果图如下所示：
图3.3 滑移齿轮的三维效果图
低速级齿轮有2个，其三维效果图如下所示
图3.4低速级小齿轮的三维效果图
图3.5低速级大齿轮的三维效果图
图3.6惰轮的三维效果图
4 链传动部件计算
4.1 链轮的设计计算
4.1.1 链轮的尺寸参数
前面计算出链条的节距P=38.1mm ，滚子的直径1d =22.23mm ，链轮齿数Z=25，所以链轮的分度圆直径d
38.1 303.99()s i n (180/)s i n (180/25)p d m m z =
==︒︒ （4.1） 齿顶圆的直径a d
1801800.5c o t 38.10.5c o t 318()25a d p mm z ︒︒⎛⎫⎛⎫=+=+= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭ （4.2）
齿根圆直径
f
d
f1
d=d-d =281.76(mm)（4.3）滚子链与链轮的啮合属于非共轭啮合，其链轮的齿形的设计比较灵活，常用的链轮端面齿形由三段圆弧和一段直线组成。

这种齿形已经标准化，由标准成型刀具加工。

链轮的轴面齿形有圆弧形和直线行2种，其中圆弧形比较有利于链结的啮合和脱出。

轴面齿形通常有A形和B形。

如图所示:
图4.1 链轮的轴面齿形
由于链条的型号选择24A，所以轴面齿形按A形计算。

查表可得链条内链节内宽
的最小值b
1=25.22mm，取b
1
=26；则链轮齿宽
mm
b
b
f
24
95
.0
1
1
=
=（4.4）
4.1.2 链轮的结构和材料
链轮的结构有整体式、孔板式、腹板式、组合式、和齿圈和轮心螺栓联结式等几种。

小直径的链轮可制成整体式；中等尺寸的链轮可制成孔板式；大直径的链轮，常将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上。

在本设计中，根据尺寸情况链轮选择孔板式。

链轮的轮齿要具有足够的耐磨性和强度。

通常由于小链轮的轮齿的啮合次数比大链轮的多，所受的冲击也比较大，所以小链轮应采用较好的材料制造。

但是，在本次设计中两个链轮的大小完全一致。

链轮的材料通常选用碳素钢（20、35、45），普通灰铸铁和铸钢，还有在特别的场合可采用合金钢。

在本次设计中链轮的材料选铸钢。

链轮的三维效果图如下所示：
图4.2 链轮的三维效果图
5结论
毕业设计是对我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会、从事职业工作前一个必不可少的过程。

“千里之行始于足下”，通过这次毕业设计我们深深体会到这句千古名言的真正含义。

我今天认真地进行毕业设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为了明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。

在本次的设计过程中，通过查阅相关书籍，上网了解有关拉拔的资料我对拉拔机的基本结构、工作流程、部件组成有了深入的认识，了解到了拉拔机的各方面的性能要求。

目前拉拔机的发展已呈现出高科技姿态，把越来越先进的科技引用到拉拔机中，
使其正朝着高速化、规模化、大型化、自动化方向发展。

在国外已成功的制造了多模高速连续拉拔机、圆盘式拉拔机、多线链式拉拔机等高科技含量的机器。

使拉拔加工技术技术有了突飞猛进的发展。

目前高速拉线机的拉拔速度可达到80 m/s；多线链式拉拔机实现了更高程度的自动化，一般可自动供料、自动穿模、自动套芯杆、自动咬料和挂钩、管材自动下落以及自动调整中心等，大大的减轻了工人的劳动量。

但是，拉拔工艺仍然有很多的问题出现，使拉拔工件产生缺陷，这就要求我们未来在避免产生拉拔缺陷方面进行努力研究。

经过这段时间的毕业设计的工作，我首先认识到了自己不足之处，也看到了自己的差距，这都是我以后努力地方向。

其次，我也学到许多东西，把以前学习的专业课知识进行了温习与应用，在具体实践中加深了对课程的认识与了解，更是学会了其中的应用。

由于没有太多的实际设计经验，在本次设计中肯定会有有一些错误，敬请老师给予指正，在此我对给我提出整改意见的老师和同学表示感谢。

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