摘要：風(fēng)電齒輪箱箱體輕量化設(shè)計對降低風(fēng)機成本、提升風(fēng)機功率密度及結(jié)構(gòu)力學(xué)性能具有重要意義。受極端風(fēng)況及氣候條件影響，箱體長期遭受來自傳動系統(tǒng)的無規(guī)律載荷沖擊，導(dǎo)致優(yōu)化設(shè)計過程中面臨工況覆蓋不全面、模型簡化不合理以及材料利用率低等問題;因此，在考慮多種極端服役工況作用與模型合理等效的基礎(chǔ)上，對箱體進行輕量化設(shè)計?；谀B(tài)試驗對模型準(zhǔn)確性驗證的前提下，以箱體最小質(zhì)量為優(yōu)化目標(biāo)，不同極限工況下箱體最大應(yīng)力為約束條件，對箱體組成部件中主殼體、過渡板和后殼體進行了多工況優(yōu)化設(shè)計，并對改進前后箱體性能進行對比。結(jié)果表明，優(yōu)化后箱體的質(zhì)量減小了 4.7 %(549.8 kg)，不同工況下最大位移和應(yīng)力均大幅度減小。輕量化設(shè)計的同時提高了箱體的強度與剛度，可為風(fēng)電齒輪箱的設(shè)計改進提供參考。

　　風(fēng)能作為分布范圍最廣、發(fā)展最迅速的可再生清潔能源之一，在世界范圍內(nèi)已經(jīng)大規(guī)模應(yīng)用。在“雙碳”目標(biāo)背景下，國內(nèi)風(fēng)電行業(yè)迎來巨大規(guī)模的發(fā)展。風(fēng)電齒輪箱作為風(fēng)力發(fā)電機的重要組成部分之一，其功率密度一直是制約著大兆瓦級風(fēng)機發(fā)展的卡脖子技術(shù)。某商用風(fēng)機功率從 2 MW 增加到 5 MW，齒輪箱質(zhì)量增加約 170 %。如何在增大齒輪箱功率的同時，保證最優(yōu)化的齒輪箱結(jié)構(gòu)與質(zhì)量，是目前雙饋與半直驅(qū)風(fēng)機的一個難題。此外，受風(fēng)速影響，齒輪箱長期遭受齒輪與軸承的時變載荷沖擊，復(fù)雜的承載環(huán)境使得箱體需要具備足夠的強度與剛度，以防止傳動過程受載過大導(dǎo)致箱體產(chǎn)生變形、開裂。以往箱體設(shè)計大都以經(jīng)驗為主導(dǎo)，多工況復(fù)雜條件下，箱體強度與質(zhì)量分配難以均衡，存在局部強度不足以及材料冗余等情況。針對上述問題，輕量化設(shè)計在各個領(lǐng)域已經(jīng)取得了很好的應(yīng)用;因此，對風(fēng)電齒輪箱箱體進行多工況輕量化設(shè)計，不僅關(guān)乎風(fēng)機的成本，更與風(fēng)機性能提升密切相關(guān)。

　　機械設(shè)備往往服役工況復(fù)雜，為避免單工況優(yōu)化的局限性，導(dǎo)致某一工況下的優(yōu)化性能不佳，孟亮等人以 2 種極限工況下航空發(fā)動機支架柔順度為目標(biāo)，采用增材制造材料橫觀各向同性模型對支架進行優(yōu)化設(shè)計，使支架質(zhì)量減少了 15 %。邢廣鵬等人以多工況下總?cè)岫葹槟繕?biāo)函數(shù)，以體積為約束函數(shù)對某發(fā)動機支架進行基于變密度法拓撲優(yōu)化設(shè)計。趙瑞杰等人針對潛望式激光通信裝置，對發(fā)射和在軌 2 種工況下的固有頻率進行了優(yōu)化設(shè)計，實現(xiàn)了結(jié)構(gòu)性能的提升。韓明軒等人考慮碰撞載荷作用下的多工況田間，對混動客車車架進行了輕量化設(shè)計，優(yōu)化后車架減重 5.02 %。為保證優(yōu)化模型準(zhǔn)確性，LIANG 等人通過振動響應(yīng)試驗驗證箱體有限元模型的準(zhǔn)確性，并以動態(tài)激勵為載荷邊界對箱體進行了輕量化設(shè)計。彭顯昌等人通過模態(tài)試驗驗證了變速箱有限元模型的準(zhǔn)確性，根據(jù)靜動態(tài)多目標(biāo)拓撲優(yōu)化結(jié)果對箱體進行結(jié)構(gòu)改進，最終提升了箱體的抗振性能。對于風(fēng)電齒輪箱優(yōu)化設(shè)計，毛范海等人基于多位置工況，利用拓撲優(yōu)化和尺寸優(yōu)化方法得到箱體前機體最優(yōu)尺寸。雷林等人以質(zhì)量、應(yīng)力及變形量最小為多優(yōu)化目標(biāo)，基于響應(yīng)曲面法對行星架進行拓撲優(yōu)化，提升了行星架的綜合性能。陶立壯等人綜合考慮各級行星輪、太陽輪、齒圈以及傳動軸體積，基于遺傳算法分析了增速比、行星輪數(shù)目及排布方式對風(fēng)電齒輪箱總體的影響，最終得出箱體最小體積設(shè)計方案。

　　綜上所述，目前風(fēng)電齒輪箱的優(yōu)化設(shè)計大都只考慮了單一額定工況，對于多種極限載荷共同作用下的箱體輕量化研究較少;因此本文以極端服役多工況下箱體最大應(yīng)力作為風(fēng)電齒輪箱體輕量化設(shè)計的多約束條件，將輪轂處極限載荷等效計算到齒輪箱各軸承處，同時對模型(有限元模型)進行合理簡化和邊界條件等效處理;通過模態(tài)試驗驗證有限元模型準(zhǔn)確性的基礎(chǔ)上，對箱體進行了多工況輕量化設(shè)計與分析結(jié)果對比，優(yōu)化后的箱體可以保證在不降低箱體性能的基礎(chǔ)上減少制造成本。

　　一、箱體精細化模型建立與有限元分析

　　箱體精細化模型

　　以功率為 3.3 MW 的半直驅(qū)型風(fēng)電齒輪箱為研究對象，在 Ansys Workbench 軟件中完成箱體精細化模型構(gòu)建，箱體主要由驅(qū)動殼、扭力臂、主殼體、過渡板和后殼體等組成。為提高計算效率的同時便于網(wǎng)格劃分，對模型通孔、螺栓孔、部分小倒角、凸臺和內(nèi)齒圈等非關(guān)鍵部位進行簡化處理，對齒輪箱主要承載部位和參與優(yōu)化的扭力臂、驅(qū)動殼和過渡板的網(wǎng)格進行精細處理，最終共得到 395 366 個四面體單元，806 016個節(jié)點。箱體材料為 QT400，彈性模量 E= 169 GPa，泊松比 μ = 0.275，密度 ρ =7.1×103 kg/m3 ，屈服強度為 230 MPa。

　　圖 1 所示為箱體三維模型及網(wǎng)格劃分。箱體支撐方式采用三點支撐，分別為主軸軸承前支撐以及扭力臂雙耳孔(見圖 1 的①②)處后支撐。為了考慮輪轂處彎矩對箱體的作用，將主軸等效連接到箱體上，主軸軸承支撐處采用遠端位移約束，約束除主軸轉(zhuǎn)動方向的其余 5 個自由度。扭力臂雙耳孔處支撐采用 3 個方向彈簧單元等效耳孔內(nèi)壁襯套的彈性支承。此外，主軸與驅(qū)動殼之間由連接件鎖緊盤連接，鎖緊盤的壓力直接影響到傳動系統(tǒng)傳遞扭矩和運轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性，因此在主軸與驅(qū)動殼連接處采用初始壓力等效鎖緊盤的實際作用。驅(qū)動殼與箱體之間為軸承連接，采用 4 個方向彈簧單元等效，同時還考慮重力對箱體作用。

　　模型有限元仿真

　　風(fēng)電齒輪箱實際服役工況包含外部環(huán)境激勵與內(nèi)部載荷激勵，由德國勞埃德(GL)規(guī)范可知，齒輪箱的設(shè)計需要滿足極端條件下載荷情況，極端載荷情況通常由極限載荷譜描述。風(fēng)機極限載荷譜是指在規(guī)定的設(shè)計壽命期間，風(fēng)機在不同工況下(例如不同風(fēng)速、風(fēng)向和溫度等)所承受的最大載荷值，包括靜載荷和動載荷等。載荷譜由設(shè)計壽命期間實際工作條件和規(guī)定的設(shè)計安全系數(shù)，按照一定的方法和原則得出，是風(fēng)機設(shè)計優(yōu)化的重要條件之一。

　　表 1 所示為風(fēng)場實時采集的風(fēng)機輪轂處極限載荷譜，該載荷坐標(biāo)系為輪轂處固定坐標(biāo)系，風(fēng)機輪轂坐標(biāo)系如圖 2 所示。表 1 中列出了坐標(biāo)系中各個方向的力與扭矩的極限值，F(xiàn)_X 、F_Y 、F_Z 、M_X 、M_Y 和 M_Z 分別為 X、Y 和 Z 方向的力和扭矩;共 12 種工況，每 2 種工況覆蓋了某個方向負載的全部范圍，劃線數(shù)據(jù)為該方向載荷的最大、最小極限值。由圖 2 的輪轂坐標(biāo)系可知，箱體所受載荷主要為繞 X 方向(主軸方向)的扭矩與 X 方向的力，因此需要重點關(guān)注 X 方向工況。

　　由于極端載荷工況作用于風(fēng)機輪轂處，箱體內(nèi)部實際受載部位為各個軸承孔;因此采用文獻中方法對箱體內(nèi)部載荷進行等效計算。對傳動系統(tǒng)各級齒輪載荷進行計算，并由空間力系平衡方程求得部分工況下箱體內(nèi) 8 個軸承位置處的載荷(力)，如表 2 所示。表 2 中，軸向為 X 方向;徑向為Y、Z合力方向。

　　在 Ansys Workbench 軟件中對箱體進行 12 種極端載荷工況下的有限元分析。依據(jù) GL 規(guī)范，采用等效應(yīng)力、位移作為評估箱體強度與剛度的性能指標(biāo)，許用應(yīng)力安全系數(shù)須大于 1.1。對優(yōu)化前箱體強度與剛度影響最大的 2 種工況(工況 1：主軸軸向作用力最大;工況 7：主軸扭矩最大;見表 1)下的有限元仿真結(jié)果進行分析，優(yōu)化前箱體位移與應(yīng)力云圖如圖 3 所示。圖 3 中左側(cè)為箱體總體位移結(jié)果，右側(cè)為等效應(yīng)力結(jié)果。

　　由圖 3 可知，極端載荷工況作用下，箱體整體位移與應(yīng)力分布不均勻，應(yīng)力變化主要集中在主殼體，移變化主要集中在扭力臂和后殼體。該結(jié)果表明箱體可以進一步優(yōu)化，使得箱體整體受力均勻，避免應(yīng)力集中，從而避免箱體發(fā)生局部過大變形或破壞。根據(jù)有限元仿真結(jié)果，選取工況 1 和工況 7 作為箱體后續(xù)優(yōu)化邊界條件。

　　二、扭力臂模態(tài)試驗

　　為進一步驗證有限元仿真模型(即有限元模型)與實體模型的一致性，確保簡化后模型能夠真實反映實體模型，對有限元模型進行自由模態(tài)分析，并將有限元模態(tài)分析結(jié)果與試驗結(jié)果進行對比，以此評估有限元模型的準(zhǔn)確性。扭力臂作為箱體關(guān)鍵組件之一，即是齒輪箱與驅(qū)動殼的連接部位，又是箱體承載的支撐部位，起著承受和傳遞主軸扭矩、支撐和固定齒輪箱等多種作用。故選用扭力臂作為試驗對象，并對其模態(tài)進行分析對比。

　　試驗方案

　　試驗前采用有限元模態(tài)預(yù)試驗分析，得到箱體扭力臂前 10 階模態(tài)頻率、阻尼和振型，并根據(jù)有限元結(jié)果初步對試驗測點、激勵方向以及頻率范圍進行判定，從而提高試驗精度與效率。試驗儀器主要由沖擊力錘、LMS多通道采集前端、三向加速度傳感器和工作站組成。

　　由于測試物(扭力臂)為大型結(jié)構(gòu)，故采用安裝方便、移動性強的多參考點錘擊法進行測試，為達到試驗自由邊界要求的 20 %，試驗分別采用四點軟支撐、兩點彈性繩懸掛支撐及兩點軟支撐這 3 種支撐方式做對比，根據(jù)結(jié)果選取滿足要求的支撐方式。同時為確保激勵充分，選用測量范圍為 60 kN 的 ICP 型沖擊力錘，分別對 3 種支撐方式下的扭力臂采用尼龍與橡膠這 2 種不同硬度的錘頭進行對比試驗，根據(jù)結(jié)果選取滿足要求的激勵方式。每組試驗結(jié)果取 5 次平均值，模態(tài)試驗分析流程如圖 4 所示。

　　試驗結(jié)果

　　基于本文第 2.1 節(jié)的試驗方案，共進行 6 組試驗。提取試驗結(jié)果，即提取與有限元模態(tài)分析對應(yīng)的扭力臂前 10 階模態(tài)的試驗結(jié)果，并對每組試驗進行支承剛度驗證。扭力臂前 4 階彈性模態(tài)與最高階剛體模態(tài)頻率如表 3 所示。

　　由表 3 可知，6 組試驗均滿足最高階剛體模態(tài)頻率小于第 1 階彈性模態(tài)頻率 20 %的要求，表明測試支撐剛度在合理范圍內(nèi)。

　　為避免試驗結(jié)果提取到不屬于結(jié)構(gòu)本身的干擾模態(tài)，通過模態(tài)置信準(zhǔn)則(Model Assurance Criterion，MAC)對試驗數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性與可靠性進行評估。MAC 是評估模態(tài)振型相關(guān)性的重要判據(jù)，模態(tài) A 和模態(tài) B 的置信準(zhǔn)則 MAC(A，B)的表達式見式(1)。

　　式中：Ф_A 、Ф_B 分別為模態(tài) A 和模態(tài) B 的振型向量。

　　MAC 計算得到的標(biāo)量值位于 0 ～ 1 之間，或者采用百分?jǐn)?shù)表示。MAC 值越小，表明這 2 個振型向量之間相關(guān)性越小;MAC 值越大，表明振型向量彼此平行或相似度越高，識別的結(jié)果越準(zhǔn)確。理想的模態(tài)分析結(jié)果中，振型相關(guān)矩陣除了主對角元素，其他元素值都非常小，表明各階模態(tài)振型相互獨立。

　　對比 6 組試驗可知，第 3 組試驗最高階剛體模態(tài)頻率與第 1 階彈性模態(tài)頻率比值最小，邊界支撐效果最佳，因此選取第 3 組試驗結(jié)果進一步分析。試驗?zāi)B(tài) MAC 矩陣如圖 5 所示。圖 5 給出了第 3 組試驗的前 4 階彈性模態(tài) MAC 矩陣結(jié)果，對應(yīng)有限元自由模態(tài)分析的第 1 ～ 第 4 階彈性模態(tài)。圖 5 中主對角線元素為前 4 階彈性模態(tài)自身的點積，接近于 1，非對角元素接近于 0，表明各階模態(tài)振型彼此相互獨立，模態(tài)參考點位置與數(shù)量選擇均合理，試驗結(jié)果并無虛假模態(tài)。第 3 組模態(tài)試驗與有限元仿真結(jié)果對比如表 4 所示。

　　由表 4 可知，試驗測得固有頻率與仿真結(jié)果的固有頻率相對誤差均小于 10 %，有限元模態(tài)頻率相較于試驗頻率偏大，這是由于有限元模型對扭力臂螺紋孔的簡化增大了結(jié)構(gòu)計算剛度，從而使得有限元計算結(jié)果較大，但整體誤差在允許范圍內(nèi)，并且試驗與有限元仿真模態(tài)振型完全一致，驗證了有限元模型和仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

　　三、多工況拓撲優(yōu)化

　　基于變密度法的多工況拓撲優(yōu)化數(shù)學(xué)模型

　　拓撲優(yōu)化旨在找到結(jié)構(gòu)材料的最優(yōu)分布，將困難拓撲問題轉(zhuǎn)化為簡單材料分配問題。目前對于結(jié)構(gòu)拓撲優(yōu)化，已形成比較成熟的方法有：均勻法、變密度法和漸進結(jié)構(gòu)優(yōu)化法等。本文基于變密度法對齒 輪箱箱體進行拓撲優(yōu)化。變密度法假設(shè)優(yōu)化部位材 料為各向同性材料，人為引入一種假想單元密度變化范圍在 0～1 之間插值的可變材料，單元相對密度采用 SIMP插值模型進行懲罰，當(dāng)密度為 0 時表示單元材料被刪除，當(dāng)密度為 1 時表示單元材料保留。

　　本文基于變密度法與 SIMP 插值模型，最終得到以箱體質(zhì)量最小為目標(biāo)的多種極端工況拓撲優(yōu)化數(shù)學(xué)模型，即：

　　式中：ρ 為密度向量;ρ_i 為第 i 個單元的相對密度;p 為插值模型引入的懲罰因子，一般取 p = 3;M 為優(yōu)化后箱體總質(zhì)量;v_i0為第 i 個單元充滿材料的體積;ρi0為第 i 個單元的初始密度;σ^l_i 為第 l 個極限工況下箱體優(yōu) 化后單元的應(yīng)力;σ^l₀ 為第 l 個極限工況下箱體初始結(jié)構(gòu)的最大等效應(yīng)力，即約束的最大上限值;k 為工況個數(shù);n 為有限元單元的個數(shù)。

　　箱體優(yōu)化流程與結(jié)果

　　由 Ansys Workbench 軟件對箱體進行優(yōu)化，拓撲優(yōu)化分析流程如圖 6 所示。

　　拓撲優(yōu)化過程中，首先需要確定優(yōu)化區(qū)域與非優(yōu)化區(qū)域，考慮箱體裝配、安裝要求，箱體加載、連接、約束、吊裝及支撐部位不參與優(yōu)化，為保證足夠的拓撲優(yōu)化區(qū)域，不考慮箱體的密封性，箱體各部件優(yōu)化區(qū)域如圖 7 所示，深色(圖 7 中靠右端)部位表示可優(yōu)化區(qū)域，淺色部位表示非優(yōu)化區(qū)域。以不同極端載荷工況下箱體各部件有限元仿真最大應(yīng)力為約束條件，箱體質(zhì)量最小為優(yōu)化目標(biāo)，最終得到箱體拓撲結(jié)構(gòu)，并依據(jù)拓撲區(qū)域?qū)ο潴w進行優(yōu)化設(shè)計。主軸、驅(qū)動殼與扭力臂分別為連接件與支撐部件，不參與箱體優(yōu)化，優(yōu)化部位主要是主殼體、過渡板與后殼體。

　　為保證優(yōu)化結(jié)果的準(zhǔn)確性和可靠性，且優(yōu)化條件更接近實際工作條件，選取對箱體受力與位移影響最大的工況 1 與工況 7，分別進行單工況與多工況拓撲優(yōu)化分析。收斂準(zhǔn)則是以 2 次迭代之間質(zhì)量的相對變化閾值作為迭代結(jié)束條件，閾值取 0.001，收斂精度取 10 %。得到不同工況下箱體各部件拓撲優(yōu)化結(jié)果，如圖 8 所示。工況 1 與工況 7 單獨作用下箱體各部分優(yōu)化后的拓撲結(jié)構(gòu)見圖 8a)、圖 8b)，工況 1 與工況 7 組合作用下箱體各部分優(yōu)化后拓撲結(jié)構(gòu)見圖 8c)。

　　圖 8 中，相對密度小于 0.4 的區(qū)域為材料移除區(qū)域，相對密度在 0.4～0.6 之間的區(qū)域為邊緣區(qū)域，相對密度在 0.6～1.0 之間的區(qū)域為材料保留區(qū)域。

　　不同工況下箱體各部件拓撲質(zhì)量對比如圖 9 所示。由圖 9 可知，單工況與多工況作用下，箱體各部件優(yōu)化趨勢大體相同，主殼體主要優(yōu)化了箱體內(nèi)壁中間連接處與減重孔等非受力區(qū)域，過渡板優(yōu)化了內(nèi)部軸承孔與箱體整體筋板結(jié)構(gòu)，后殼體優(yōu)化了下半部分殼體與輸出軸加強筋處殼體。拓撲優(yōu)化結(jié)果中，工況 1、工況 7 和工況 1 與工況 7 組合下的主殼體、過渡板和后殼體的總質(zhì)量分別減少了 38.88 %、39.47 %和39.84 %。究其原因，單工況優(yōu)化結(jié)果只在該工況作用下達到了局部最優(yōu)解，而多工況優(yōu)化結(jié)果更全面考慮了多方向載荷共同作用下箱體承載能力的均衡性，達到了最佳的優(yōu)化結(jié)果。

　　箱體模型重構(gòu)

　　圖 8 的優(yōu)化結(jié)果是在沒有考慮箱體密封及可制造性的前提下進行的，最大程度地優(yōu)化了箱體質(zhì)量，但是優(yōu)化結(jié)果并不能直接用于設(shè)計制造。為使得優(yōu)化結(jié)果與實際生產(chǎn)相結(jié)合，基于多工況拓撲優(yōu)化分析結(jié)果，對箱體進行結(jié)構(gòu)重新設(shè)計，設(shè)計過程中綜合考慮箱體材料、承載性能以及制造工藝等要求。

　　為此，需要考慮主殼體與后殼體箱體潤滑油的密封與流通，對拓撲優(yōu)化結(jié)果中完全去除材料區(qū)域進行減厚與擴孔處理，同時需要滿足鑄造工藝上的最小厚度要求(20 mm);過渡板為主殼體與后殼體的連接件，整體結(jié)構(gòu)可重新構(gòu)形，為便于實際生產(chǎn)加工，結(jié)合拓撲優(yōu)化結(jié)構(gòu)與原模型，對過渡板進行材料去除。

　　箱體各部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計如圖 10 所示。優(yōu)化后箱體總質(zhì)量與原始模型相比減小了 549.8 kg，優(yōu)化后箱體的質(zhì)量減小了 4.7 %。

　　為驗證所設(shè)計的重構(gòu)模型的合理性，對優(yōu)化后的模型進行有限元仿真校核，優(yōu)化后箱體整體位移與應(yīng)力云圖如圖 11 所示。優(yōu)化前后箱體各部件應(yīng)力對比如圖 12 所示。優(yōu)化前后箱體及各部件最大位移與應(yīng)力對比如圖 13 所示。

　　由圖 11～圖 13 可知，優(yōu)化后箱體整體及各部件等效應(yīng)力與位移均有較大改善，優(yōu)化后箱體整體最大應(yīng)力較原始結(jié)構(gòu)降低了 29.7 %，最大位移較原始結(jié)構(gòu)降低了 82.4 %，且應(yīng)力與位移云圖分布更均勻。表明優(yōu)化后的箱體具有更好的承載能力，提高了箱體的強度與剛度，優(yōu)化結(jié)構(gòu)合理，在減重的同時增強了箱體力學(xué)性能。

　　四、結(jié)語

　　本文針對風(fēng)電齒輪箱箱體優(yōu)化設(shè)計過程中工況覆蓋不全面、材料利用率低及模型簡化不合理等問題，對箱體進行了輕量化設(shè)計。在風(fēng)電齒輪箱箱體精細化模型的基礎(chǔ)上，分別對 12 種極限載荷工況作用下箱體力學(xué)性能進行有限元仿真;結(jié)果表明主軸扭矩最大(工況 7)和主軸軸向作用力最大時(工況 1)，對箱體應(yīng)力與位移影響較明顯，且高應(yīng)力區(qū)域主要集中在主殼體上，高位移區(qū)域主要集中在扭力臂與后殼體上;箱體整體應(yīng)力和位移分布都不均勻，需要選取對箱體性能影響最大的工況 1 和工況 7 進行組合分析，進而對箱體進行合理性優(yōu)化設(shè)計。

　　通過箱體模態(tài)試驗與有限元前 10 階模態(tài)分析對比，證明有限元模型與實體模型固有頻率的誤差均小于 10 %，振型完全一致，驗證了有限元模型的準(zhǔn)確性。基于變密度拓撲優(yōu)化數(shù)學(xué)模型對箱體進行輕量化設(shè)計，對比單工況與多工況優(yōu)化結(jié)果，認為考慮齒輪箱極端載荷多工況條件的優(yōu)化結(jié)果更合理，更符合實際受載情況。優(yōu)化后箱體力學(xué)性能得到大幅度提升，箱體質(zhì)量減小了 4.7 %(549.8 kg)，達到了箱體輕量化設(shè)計的優(yōu)化目標(biāo)，對箱體的設(shè)計開發(fā)、成本降低、功率密度以及可靠性提升均有重要意義。

　　參考文獻略.