估的评估参数包括隔振率η、模态振型f、最大振幅八_、 最大静位移s_、振动烈度vs、各阶解耦率EPjk、综合解耦率j2。
[0044] 优选地，所述隔振率η的计算表达式如式（12)所示；
[00451 (12)
[0046] 如式（12)中，ri为隔振率，f为激励频率，f。为单层隔振系统的垂向一阶固有频 率，ξ为单层隔振系统中隔振器的阻尼比；根据式（13)所示函数表达式求解特征根ω,，特 征根《,中j为小于等于单层隔振系统自由度数的自然数，所得到特征根ω,为单层隔振系 统的第j阶固有圆频率，将j取值为1时得到单层隔振系统的垂向一阶固有频率；
[0047]Κ-ω2M| = 〇 (13)
[0048] 式（13)中，Μ为隔振系统的质量矩阵，K为刚度矩阵，ω为特征根；激励频率f的 计算函数表达式为f=ω/2π，其中ω为特征根；所述模态振型炉为式（14)所示自由振 动微分方程的特征向量；
[0049] (14)
[0050] 式U4)
中，Μ为隔振系统的质量矩阵，Κ为刚度矩阵，{q}为广义坐标列向量。
[0051] 优选地，所述最大振幅六_的计算表达式如式（15)所示；
[0052]Amax=max(Η(ω)F〇)(15)
[0053] 式（15)中，F。为绕动力向量，Η(ω)为单层隔振系统的频响函数，单层隔振系统的 频响函数Η(ω)的计算函数表达式如式（16)所示；
[0054] Η(ω)={[Κ]+?ω[C]-〇2[M]} 1 (16)
[0055] 式（16)中，[K]为隔振系统的刚度矩阵，i为虚部石，《为圆频率，[C]为阻尼 矩阵，[M]为质量矩阵。
[0056] 优选地，所述最大静位移s_的计算表达式如式（17)所示，所述振动烈度Vs的计 算表达式如式（18)所示，所述各阶解耦率EP]k的计算表达式如式（8)所示，所述综合解耦 率J2的计算表达式如式（7)所示；
[00571
07)
[0058]式（17)中，s_为最大静位移，Klz为单层隔振系统中第i个隔振器的垂向刚度，η为单层隔振系统中隔振器的数量，m为单层隔振系统总质量，g为重力加速度；
[00591
(18)
[0060] 式（18)中，Vx、Vy、\分别为X、y、z三向的振动速度。
[0061] 本发明用于动力机械设备的单层隔振系统设计方法具有下述优点：
[0062] 1、本发明基于多体动力学理论，采用粒子群优化算法为隔振系统寻求最优的刚度 参数和布局参数，同时兼顾了隔振率和解耦率两个设计目标，在保证隔振率的同时，还有效 的降低了各阶刚体模态的耦合作用影响，能够真正的提升隔振系统的隔振性能。
[0063]2、本发明在设计过程中无需反复调试，得到的设计参数均为最优值，效果评估参 数必能满足指标要求，可见本发明是一种能够用于实际工程的准确、高效的设计方法。
【附图说明】
[0064] 图1为本发明实施例方法的基本流程示意图。
[0065]图2为本发明实施例方法中隔振器的六点布置方式结构示意图。
【具体实施方式】
[0066] 下文将以压缩机作为动力机械设备的一种实例，对本发明用于动力机械设备的单 层隔振系统设计方法的详细内容进行进一步的说明。
[0067] 如图1所示，本实施例用于压缩机的单层隔振系统设计方法的步骤包括：
[0068] 1)对压缩机的振源进行振动特性测试，获取振源的激励频率f和隔振性能参数；
[0069] 2)获取压缩机的惯性参数；
[0070] 3)确定单层隔振系统中的隔振器个数η;
[0071] 4)根据压缩机的实际工程设计环境确定单层隔振系统设计的约束条件，约束条件 包括单层隔振系统中隔振器的布局约束条件、压缩机的垂向静位移限值约束条件、单层隔 振系统中减振器的垂向静位移一致性约束条件、单层隔振系统中隔振器的横垂及纵垂刚度 比约束条件；
[0072] 5)建立隔振率和综合解耦率的优化目标函数，作为单层隔振系统设计的设计目 标；
[0073] 6)根据振源的激励频率f和隔振性能参数、压缩机的惯性参数、单层隔振系统中 的隔振器个数n、单层隔振系统设计的约束条件、单层隔振系统设计的设计目标建立多体动 力学模型，在多体动力学模型的基础上利用粒子群优化算法对单层隔振系统设计进行优化 计算，得到单层隔振系统中隔振器的刚度优化参数和布局优化参数。
[0074] 本实施例中，步骤1)对压缩机的振源进行振动特性测试获取振源的激励频率f和 隔振性能参数时，得到振源的最低激励频率f为50Hz，隔振性能参数具体采用隔振率来表 征，且隔振率为80%。
[0075] 本实施例中，步骤2)中获取压缩机的惯性参数具体是指对压缩机进行三线摆试 验得到压缩机的惯性参数，或者对压缩机的三维模型进行计算得到压缩机的惯性参数；得 到压缩机的惯性参数包括质量111，质心位置〇^ 7。，2。)、转动惯量（1：!：!，1"，〇和惯性积 (Ixy，Ixz，Iyz) 〇本实施例中，以质心位置（Xq，yQ，zQ)作为计算的坐标原点，惯性参数具体如表 1所示。
[0076] 表1:压缩机的惯性参数表。
[0077]
[0078] 如图2所示，本实施例中单层隔振系统中的隔振器个数η具体为6,即单层隔振系 统中的隔振器为六点布置方式，隔振器#1~#6分成两排，每一排布置三个隔振器，上排为 隔振器#5、#4、#2,下排为隔振器#6、#3、#1，隔振器#1~#4中间的填充线区域为质心；图 中％为隔振器与质心的最大纵向距离，a2为隔振器与质心的最大横向距离，bi为两个隔振 器之间最大纵向距离，b2为两个隔振器之间最大横向距离。需要说明的是，本实施例方法并 不依赖于单层隔振系统中的隔振器个数η的具体取值，本实施例方法同样也可以适用于其 它隔振器个数η的情况。
[0079] 各个隔振器安装位置和安装角度均处于某个合理范围，确定隔振器的布局约束条 件；压缩机在安装时的下沉位移不能大于某个允许值，由此确定垂向静位移限值约束条件； 在隔振设计中，需要保证各个隔振器的下沉位移是一致的，由此确定各减振器垂向静位移 一致性约束条件。根据防摇摆、防冲击等设计要求以及隔振器选取材料的本身特性，隔振器 横垂/纵垂刚度比均处于某个合理范围，由此确定隔振器横垂/纵垂刚度比约束条件。本 实施例中，步骤4)中单层隔振系统中隔振器的布局约束条件如式（1)所示，压缩机的垂向 静位移限值约束条件如式（2)所示，单层隔振系统中减振器的垂向静位移一致性约束条件 如式（3)所示，单层隔振系统中隔振器的横垂及纵垂刚度比约束条件如式（4)所示；
[0080]
C1)
[0081] 式⑴中为单层隔振系统中第i个隔振器的安装位置，αI，γι为单 层隔振系统中第i个隔振器的安装角度，Xl._、yi._、Zl._分别为第i个隔振器的x、y、z轴 坐标的下限值，Xl._、yi._、Zl._分别为第i个隔振器的X、y、z轴坐标的上限值，α1_、 1._、分别为单层隔振系统中第i个隔振器α、β、γ方向角度的下限值，α _、 βL_、y 分别为单层隔振系统中第i个隔振器α、β、γ方向角度的上限值；
[0082]
α)
[0083] 式（2)中，Klz为单层隔振系统中第i个隔振器的垂向刚度，η为单层隔振系统中隔 振器的数量，m为单层隔振系统总质量，g为重力加速度，s_为压缩机允许的最大静位移；
[0084]
(3)
[0085] 式（3)中，Pi为第i个隔振器的载荷，Klz为第i个隔振器的垂向刚度，η为单层隔 振系统中隔振器的数量，s为允许垂向静位移；
[0086]
U)
[0087] 式⑷中，Klz为第i个隔振器的垂向刚度，Klx为第i个隔振器的横向刚度，Kly为 第i个隔振器的纵向刚度，zx_、zx_分别为纵垂刚度比的下限和上限，zy_、zy_分别为 横垂刚度比的下限和上限。
[0088] 本实施例中单层隔振系统中的隔振器为六点布置方式，对于六点布置方式，利用 静力学平衡原理，各减振器的载荷可以表示为式（3-1)所示；
[0089]
[0090]式（3-1)中，Pi为第i个隔振器的载荷，ie[l，6]，ai为隔振器与质心的最大纵向 距离，a2为隔振器与质心的最大横向距离，bi为两个隔振器之间最大纵向距离，b2为两个