毕业设计（论文）-多功能齿轮实验台的设计【全套图纸】.doc

目录全套图纸，加153893706第一章 封闭齿轮实验台的介绍211 主要特性及用途212 组成部分及其工作原理213 实验机的操作314 齿轮的拆装315 测扭传感器的使用和标定416 配套仪器4第二章 多功能齿轮实验台的设计421齿轮的设计计算422输出轴的结构设计723输入轴的结构设计1224滚动轴承的选择及其寿命计算1625键的选择1726联轴器的选择1827链传动的设计1928轴承端盖的设计23总结24参考文献25英文翻译25第一章封闭齿轮实验台的介绍11主要特性及用途本试验台为封闭功率流式，用直流电动机驱动，能在运行中进行双向加载，可同时进行封闭扭矩与电机扭矩的测量及显示。本试验机最大封闭功率为40公斤米。如改为单向加载最大可达80公斤米，转速为01000转/分，无级可调。本试验机配有测量封闭牛局及电机你局的传感器及输出装置。配以扭矩转换仪（数字频率计）可同时进行该两项扭矩的数字显示。这两种传感器静态标定误差满载时低于0.2%。本试验机可进行以下的试验：1 齿轮效率。2 齿轮的承载能力(可按载荷谱模拟实际工作状态进行强度及寿命试验)。1 2、组成部分及工作原理（参看附图）2 齿轮箱：被试齿轮箱及陪试齿轮箱为结构及尺寸完全相同，齿数比为1：1的两个齿轮箱，均安装在同一底板上。3 加载器：用套筒滚珠及左右螺旋组成机械式加载器。用专用钩子扳手旋动加载器螺旋，通过轴承及拉杆拉动套筒而使左、右旋的螺旋轮作反向旋转，从而使齿轮加载。4 扭矩测量及显示装置：电机扭矩及封闭扭矩均用板行弹性元件及可变电容组成的传感器，通过随机转动的L.C振荡器输出频率扭矩而变的正弦波。接收装置为一线圈，通过感应接受正弦波讯号，用屏蔽线接入扭矩转换装置（数字频率计）显示正弦波的频率。经静态标定后频率即可转换成扭矩值。5 润滑装置：本试验台齿轮箱可采用两种润滑方式：（1）浸油飞溅润滑，在箱盖下部设有油标。（2）恒温喷油润滑（此装置为附加设备，在定货时须另行提出）。控温仪温度最高可达100，使用使，可根据试验需要控制油温（一般可取5070）。恒温箱加热后，电源电压为交流220V。6 驱动电机及电器：本试验台用4KW直流电动机驱动，电机由可控硅无级调速设备控制。润滑油泵为90瓦。交流异步电动机（接线及操作请看电机及可控硅无级调速器说明书）。13试验机的操作。运转前用手转动联轴器，观察各部分是否能正常转动，检查电池及各部分接线。1 操作程序1。接通恒温加热装置温控仪的电源，将感温探头插入油箱盖孔内，将温控选择盘旋至需要控制的温度。此时，油箱加热后的电路自动接通，开始加热油（具体使用参考温控仪说明书）。2首先装好测电机及封闭扭矩两传感器的电池（积层电池9伏），接同扭矩转换仪（频率计）电源及接好讯号接受仪与仪器两组连线。讯号接受器与传感器距离20mm。然后观察数字频率计的读书看是否为零点的频率值（扭矩与频率的标定值见附表），如果不是，可松开相应的有机玻璃套后端钢套上的紧固螺钉（见附表），缓慢反复旋动有机玻璃套后，使频率读书为零点的值。调好后，再将紧固螺钉旋紧（一般误差在300HZ以下即可）。由于其及电器元件参数变化，可能调不到适合的零点值。此时，可将讯号接受器与传感器距离前后移动，以调整零点。3当油温升至预定值后，起动油泵，向齿轮箱送油。待油温稳定后，即可缓慢启动直流电动机使试验台缓慢升速（切忌启动时使试验台电机扭矩测扭装置受到明显的冲击载荷，以免损坏测扭传感器的元件和影响测量的精确性），转速到预定值时（最高转速为1000转/分），即可按预定程序进行试验。注：无恒温润滑装置的试验台不进行1、3两步。4用专用的勾扳手旋动加载器螺旋加载。其方向可根据试验要求确定。加载值可由扭矩转换仪（频率计）显示频率，由频率查曲线，可得相应扭矩。如为预定载荷，则可预先根据扭矩查出相应的频率值，然后加到该值即可。在次同时，电机的扭矩由转换仪的另一组数字显示。2 其他说明1 作一般教学试验求效率，可认为两齿轮箱效率相等，用下式求效率（）是足够精确的。 T封封闭扭矩 T电电机扭矩 总总效率 两齿轮箱的材料或工艺等条件不同时，可先用次法求得陪试齿轮箱的效率（陪），再更换被试齿轮测效率，则2 作强度或寿命试验时，由于运转时间长，为了防止由于振动等原应引起加载器螺旋松动而使载荷下降，应用专用的内六角扳手，拧紧加载螺旋端的内六角螺钉使螺旋与螺母锁紧。3 用户可根据附表的数据绘制成电机扭矩频率曲线与封闭扭矩频率曲线。1 4、齿轮的拆装：在进行试验时，常需要拆装齿轮，拆装的步骤如下：1 拆去侧盖螺钉，并取下侧盖。2 松开轴上圆螺母的防松螺钉，并旋紧螺母。3 取出压在齿轮端凹坑内的两个半圆块。4 拆去观察孔有机玻璃盖板，从盖孔可插入铜棒拨松齿轮，即可将齿轮从轴上退出。5 装上要换入的齿轮装两半圆块及旋紧圆螺母，拧紧防松螺钉，盖上才侧盖，即可进行实验。15.测扭传感器使用说明及其标定：本机专用的电容传感器，多采用片式电容，制造及装配要求较高，请勿拆卸。如发现异常情况可作以下检查：1 电池电压一般在7.5V以下须更换。2 取出电容传感器内的振荡器线路板，检查是否有零件损坏及断线。3 检查接受器是否断线。 传感器一般在使用两年后，可连同钢板以及扭矩频率对照表，一并寄回我校，重新标定。 此类传感器，我们虽经上十次该进，但设计及制作经验尚不足，请同志们在使用中向我们反映时候情况和意见，不胜感谢。1 6、配套仪器：2 本实验机配用的温度控制器（WMZK01型）系上海医用仪表厂生产。配以CJ10系列交流接触器，电压220V（恒温箱内电热管电源为220V）3 本试验机配用的扭矩转换仪（频率计）与可控硅无级调速器均为我们推荐及代运。 以上设备如发生故障请直接与生产单位联系。第二章、多功能齿轮实验台的设计21齿轮的设计计算1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）根据所设计传动的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）此齿轮箱为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）。 （3）材料选择。因为两个齿轮都设计成完全一样的一对齿轮，所以都选用45钢，调质处理，硬度为240HBS。 （4）选择两个齿轮的齿数Z1=Z2=70个。 （5）选取螺旋角。初选螺旋角=140。2、按齿面接触疲劳强度来设计 由设计计算公式得：d1t=（1）确定公式内的各计算数值 选择载荷系数Kt。 由原动机为电动机，根据载荷的情况、齿轮的精度、结构、位置，取Kt=1.2。 齿轮的转矩T T1=T2=T=400, (最大封闭功率) 选择齿宽系数 由于齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置，所以取=1 确定许用接触应力 由机械零件设计手册查得： 550 MPa 1=2=540 MPa (取失效概率为1%，安全系数为S=1) 选取材料的弹性影响系数ZE ZE=189.8 MPa0.5 （由机械设计表10-6查得） 选取区域系数ZH ZH=2.42 （由机械设计表10-30查得） 故（2）计算 试计算齿轮的分度圆直径d1t d1t= =92.76mm计算圆周速度V0 V0= =4.85m/s 计算载荷系数K 已知使用系数KA=1,根据V=4.85m/s，7级精度，由机械设计手册查得： =1.11 =1.22 =1.35 =1.3 K=11.111.31.22=1.76 按实际的载荷系数校正所计算出的分度圆直径d95 mm 取d1=95 mm 计算模数 故取=2.5 mm3、校核齿轮的弯曲疲劳强度 （1）确定齿轮的弯曲应力 由机械设计图10-20C查得：齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 =0.88 =0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.2 MPa（2）计算齿轮的弯曲应力 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得： 查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得: 计算载荷系数K 11.1211.35=1.512 计算齿轮的弯曲应力为： MPa =268.9 MPa278.66 MPa故齿轮的弯曲疲劳强度足够、满足要求。4、齿轮的几何尺寸计算 齿顶高 2.5（1+0）=2.5 齿根高 （1+0.25）2.5=3.125齿顶圆直径 190+22.5=195齿根圆直径 190-23.125=183.75齿全高 5.625齿宽 B=60齿厚 5、齿轮的结构设计 齿轮的结构采用锻造毛坯的腹板式结构，具体有关尺寸计算如下：轴孔直径 d=55mm轮毂直径 D1=1.61.7d=90mm轮毂的长度 L=60mm轮缘厚度 (34)mn=(7.510)mm 取10mm轮缘内径 D2=da-2h-2=195-25.625-20=163.75mm 取D2=160mm腹板的厚度 c=0.3B2=0.360=18mm腹板中心孔直径 D0=0.5(D2+D1)=0.5(160+90)=125mm腹板孔直径 d0=0.25(D2-D1)=0.25(160-90)=17.5mm 取d0=18mm齿轮倒角 n=0.5mn=0.52.5=1.25mm 取n=1.5mm齿轮的具体工作图见齿轮的零件图（附）。2、2、输出轴的结构尺寸设计1、求出轴上的功率P、转速n和转矩T(1)已知传动轴的转速n=1000r/min(2)轴的转矩T=400Nm (最大封闭功率)2、求作用在齿轮上的力 已知两个齿轮的分度圆直径为 d=mz=370=210mm 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。3、选择材料、确定许用应力 (1)选取轴的材料为45号岗，调质处理。 由机械设计第八版表15-1查得材料强度极限，对称循环状态下许用应力=60MPa 。 (2)估算轴的最小直径 (A0=110，由机械设计第八版表15-3查得) 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数K， 查直径系列取标准直径d=40mm4、轴的结构设计 (1)根据轴上零件的定位、拆装方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计成阶梯轴，如下图所示： (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-轴段的直径，；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L1=45mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的断面上，故-轴段的长度应比L1略短一些，现取44mm。初步选定滚动轴承。因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，而且轴向力有Fa=1050N，故可以选择 圆锥滚子轴承和角接触的球轴承，同时也考虑到两者的经济价值和角接触球轴承也能够完全满足要求，因此选择角接触的求轴承。参照工作要求，选择0组基本游隙、标准精度等级的求轴承7210C，其尺寸为 故 取安装齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地要压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂的宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度，则轴环处的直径，轴环的宽度为10 mm。轴承端盖的总宽度为30 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体内壁之间的距离为10 mm，角接触球轴承距箱体内壁的距离17 mm，故取。至此，基本上已经初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长度为50 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为k6。 (3)参考表15-2，取轴端倒角为2-450,各轴肩处的圆角半径具体见轴的零件图。5、校核轴的强度 (1)受力分析（如下图） 轴上的扭矩： T=400Nm 圆柱斜齿轮 圆周力 径向力 垂直面支反力 水平面支反力 (因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以各支反力等于径向力和切向力的一半) (2)求危险截面的弯矩，并绘制弯矩图 垂直面 水平面 (3)合成弯矩 (4)扭矩 (5)当量弯矩 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数） (6)强度校核 考虑到键槽的影响，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页： 2、3、输入轴的结构尺寸设计 1、求出轴上的功率P、转速n和转矩T(1)已知传动轴的转速n=1000r/min(2)轴的转矩T=400Nm (最大封闭功率)2、求作用在齿轮上的力 已知两个齿轮的分度圆直径为 d=mz=2.538=190mm 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。3、选择材料、确定许用应力 (1)选取轴的材料为45号岗，调质处理。 由机械设计第八版表15-1查得材料强度极限，对称循环状态下许用应力=60MPa 。 (2)估算轴的最小直径 (A0=110，由机械设计第八版表15-3查得) 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数K， 查直径系列取标准直径d=40mm4、轴的结构设计 （设计的方法与原则同输出轴） (1)确定各轴段的直径 段: ，根据最小的轴径来估算。 段: ，根据油封标准。 段: ，与轴承（角接触球轴承7210C）配合。 段: ，大于，减少加工面。 段: ，大于，安装齿轮处的尺寸尽量圆整。 段: ，轴肩，。 段: ，与第三段相同，与轴承配合。 段: ，与第二段相同，根据油封标准选择。 段: ，与第一段相同，与联轴器相连，根据最小的轴径来估算。确定箱体的内宽 由于箱体内有齿轮的旋转，两侧应留有的间隙；考虑到铸造的不精确，要将箱体内宽圆整到整数。因为齿轮宽度，故箱体的内宽度W 确定各轴段的长度段: ，根据联轴器的标准来选择。段: ，外露尺寸，轴承端盖的长度。段: ，轴承的宽度为，套筒伸出轴肩一点点。段: ，轴承距左端箱体内壁，齿轮距箱体壁。段: ，小于轮毂，便于定位可靠。段: ，轴环的长度。段: ，（套筒的轴承宽度）段: ，与第二段轴的长度相同，外露尺寸，轴承端盖的长度。段: ，与第一段轴相同，根据联轴器的标准来选择。 总轴长L： 各支撑点的间距 轴承间距 各段轴的直径、长度确定后，即轴的结构尺寸设计基本完成。但是最终能不能用还必须校核其危险截面。主要是根据设计的结构尺寸，按弯扭组合来校核轴的强度。5、校核轴的强度 (1)受力分析（如下图） 轴上的扭矩： T=400Nm 圆柱斜齿轮 圆周力 径向力 垂直面支反力 水平面支反力 (因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以各支反力等于径向力和切向力的一半) (2)求危险截面的弯矩，并绘制弯矩图 垂直面 水平面 (3)合成弯矩 (4)扭矩 (5)当量弯矩 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数） (6)强度校核 考虑到键槽的影响，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页：2、4、滚动轴承的选择及其寿命计算考虑到轴承同时受有径向力和轴向力的作用，而且轴向力有Fa=1050N，故可以选择圆锥滚子轴承和深沟球轴承，同时也考虑到两者的经济价值和深沟球轴承也能够完全满足要求，因此选择角接触的求轴承。参照工作要求，选择（0）2尺寸系列组基本游隙、标准精度等级的深沟球轴承6208，其尺寸为 查滚动轴承样本可知深沟球轴承6208的基本额定动载荷，基本额定静载荷。轴承的的受力分析图如下： (1)求两轴承受到的径向力 因为已知齿轮所受的径向力，又因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以。 (2)求两轴承的计算轴向力和 对于7210AC型轴承，按机械设计第八版表13-7，轴向派生力，其中，为表13-5中的判断系数，其值。 根据上面的受力图，可知 轴承被放松： 因此， 轴承被压紧： 所以，又因为 ； 所以两轴承的当量载荷为和 查机械设计第八版表13-5可知， ，； ，；所以， 因为，所以按轴承2的疲劳寿命来计算 年（寿命足够）2、5、键的选择及其校核1、齿轮轮毂与轴相连接的键 (1)选择键的连接类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。又由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。 根据从机械设计第八版表6-1查得键的截面尺寸为：宽度，高度。由于轮毂宽度，并参考键的长度系列，取键长（比轮毂的宽度略小一些） (2)校核键的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。由式（6-1）可得 （强度足够）键的标记为：2、联轴器轮毂与轴相连接的键(1)选择键的连接类型和尺寸 一般8级以上精度的联轴器传动有定心精度的要求，应选用平键连接。又由于键的位置的设计不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。 根据从机械设计第八版表6-1查得键的截面尺寸为：宽度，高度。由于联轴器轮毂宽度，并参考键的长度系列，取键长（比联轴器轮毂的宽度略小一些） (2)校核键的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。由式（6-1）可得 （强度不够） 可见连接的挤压强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔180度布置。双键的工作长度，由式（6-1）可得 （强度不够） 键的标记为：2、6、联轴器的选择 由于齿轮实验台的载荷平稳，速度也不怎么高，并且无特殊的要求，考虑到拆装方便及经济性的问题，选用凸缘联轴器。 取K=1.3， 因为T=400Nm 所以 选用GY5型凸缘联轴器，公称转矩，。采用Y型轴孔，A型键。 型弹性柱销式联轴器的有关参数如下表：型号公称转矩许用转数轴孔直径轴孔长度外径材料轴孔类型键槽类型GY56308000328212045YBIGY56308000388212045YBIGY563080004211212045YBI27、链传动的设计已知电动机的额定功率为4KW，主动链链轮的转速为n1=20r/min,传动比为i=2，载荷平稳，中心线水平布置。1 选择链轮齿数取小链轮齿数z1=19,大链轮齿数为z2=iz1=219=382.确定计算功率有表9-7查得KA=1.3,由表9-13查得KZ=1，三排链，则计算功率为=2.08KW3选择链条型号和节距根据Pca=2.08及n1=20r/min查图9-11，可选10A。查表9-1，链条节距为p=15.875mm。4计算链节数和中心距初选中心距a0=（3050）15.875mm=476.25793.75mm 。取a0=476mm 。相应的链长节数为 Lp0=69.3取链长节数Lp=69节查表9-8得到中心距计算系数 f1=0.24708,则链传动的最大中心距为 a=f1p【2Lp-（z1+z2）】=0.2470815.875【269-（19+38）】=4785.计算链速v,确定润滑方式 V=m/s=5.027m/s.由v=5.027m/s和链号10A，查表9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑6计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000=1000=795.7N链轮的链轮的结构和材料小链轮的设计小链轮采用刚制小链轮,材料选用45钢分度圆直径d=96.45齿顶圆直径=100.83 =96.451.2515.87510.16=106.13 取da=105.7齿根圆直径=96.45-10.1686.29齿高 =0.5=2.8575 =0.62515.8750.510.16=5.510确定的最大轴凸缘直径 = =78.68大链轮设计选用腹板式多排铸造链轮，材料采用普通灰铸铁。 分度圆直径d=192齿顶圆直径da=202齿根圆直径=182确定的最大轴凸缘直径dg=175链传动的受力分析链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的木土主要是使松不至过松，以免出现链条的不正常齿合 跳齿或脱链。因为链传动为齿合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小得多。链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力。如果不计传动中的载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为 式中；有效圆周力，N 离心力引起的拉力，N 悬垂拉力，N有效圆周力为 =795.7N S式中：P传递的功率，KW V链速，m/s 离心力引起的拉力为 悬垂拉力为 其中： 式中：a链传动的中心距，mm垂度系数，见图9-9 2、8、轴承端盖的设计及计算轴承端盖的结构示意图如下：(1) 螺钉的直径： 轴承的外径 取，由结构决定。由密封圈的尺寸确定。(2) （各参数的设计准则与上面的端盖完全相同） 2、9、传感器的选择选用新型先进传感器，量程500N/m转距，图如下 总结 通过两个多月的毕业设计，我觉得我对专业知识的运用以及CAD绘图能力都得到了很大的提升。虽然两个多月的设计是相当辛苦的，但我认为这小小的辛苦是值得的，并且是相当有意义的。本次设计主要是对湘潭大学的齿轮实验台进行改进和创新，由于本试验台为封闭功率流式，用直流电动机驱动，能在运行中进行双向加载，可同时进行封闭扭矩与电机扭矩的测量及显示，所以设计中涉及到设计合适的齿轮，选用新型的扭距传感器。我选用的设计题目是多功能齿轮实验台的设计与CAD，需要新加一个链传动。设计要求不仅能测试原先的齿轮的效率 、功率 以及寿命，还要求能对链传动的效率、 寿命进行测试。设计题目分下来后，我经过了前期查阅治疗、现场测绘，然后就是构思设计方案，随后通过设计计算绘制了装配图和零件图，最后整理说明书翻译外文完成了设计。整个过程历时两个多月，我虽然感受到个人独立设计的艰苦性，但是更多的是通过设计巩固的专业知识和提高了实际设计的能力，其结果是令人欣慰的，成果是另人惊喜的！参考文献1吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册M.2版.北京：高等教育出版社，2006.2纪名刚,濮良贵,机械设计M.8版.北京：高等教育出版社，2006.3孙恒,陈作模.机械原理M.6版.北京：高等教育出版社，2001.4吴宗泽.机械设计实用手册M.2版.北京：化学工业出版社，2003.5陈铁鸣.新编机械设计课程设计图册M.北京：高等教育出版社，2003.6刘鸿文.材料力学M.4版.北京：高等教育出版社，2004. 英文翻译 深度探索对海洋深处超过4年的探索后，美海军将研制出能潜水更深的潜水潜。 大家都知道，人体经过七八面的代谢后，其人体大厦的氨基酸，细胞， DNA链都已被替换。但不知何故，虽然我们的生活方式不同，它仍然同样的会慢慢变老我们认识到这点是因为我们的思考阿尔文，首先我们已建成载人深海潜水器，经过42年的深刻俯冲，随着压力容器所经营的伍兹霍尔海洋学研究所的沉沦，漫漫走向走向退休看来，每经过3年或者通过小组拆解其船体，潜水器的每一个部分，都可以进行检查。那是跟新，同时也是改善。在过去40年已经发生这么多次的跟新和检查，船只每部分都已取代。据说雪莱总公共关系研究所称：经过漫长的42年，原来的每个部分都被取代了。 但在某种程度上，它仍然是相同的阿尔文，自1964年来这是其第一次潜水。原本潜水器被派到水深六英尺，也就是2000米左右。现在，因为钛在1973年取代不锈钢船员模块，它可以下潜4000米，或以上一点四万英尺。这意味着它可以达到约63 的洋底，在那里的小心翼翼，约一英里或一个半小时，由高尔夫球车电池，通过地形，可以达到以往达不到的地步 dawicki告诉我们，艾文之一，其大约不到一年前，其工艺无法升级到做更多直到现在。 在其一生中，在地中海中小潜找到了遗失的氢弹，探索深海热液喷口（如收集证据，约300以前未知的生命形式，包括巨管虫） ，它可以调查并协助拍摄的铁达尼号，意外的是科学家的反馈至关重要的意见深部在衰变。研究人员需要先报名并且等待多年才有机会去深海，如果他们得到这个机会将赢得了泊位8小时的潜水。 艾文告诉我们，他们经过了4000多次的潜水。伍兹霍尔海洋学研究所在马萨诸塞州的领导是阿尔文，为的是在美国海军建立所谓的“国家海洋设施” 。现在该研究所计划把船上的第二个潜水计划在未来的两年实施。新船将是一个民用船只，经费由美国国家科学基金会提供。我们无法证实，这将是所谓的阿尔文第二。我们也知道，虽然，这将大大加深潜水深度，下降到6500米，或者超过21000英尺，几乎能到达整个洋底。 Dawicki解释另一项创新，将在该地区提升能见度。艾文介绍到其三视图港口之一，为飞行员和每两名研究人员提供特殊的能见