下载文档原格式
阻尼对引擎振动的影响研究引擎振动是指由于不平衡、磨损、机械故障等原因导致的引擎工作时产生的机械振动。
这种振动不仅会影响汽车的安全性和舒适性，还会对引擎的寿命产生影响。
为了解决这个问题，科学家们研究了很多方法，其中阻尼被认为是一个有效的解决办法。
什么是阻尼？阻尼是指物体在振动过程中受到的能量损失。
阻尼可以通过增加物体的摩擦或通过物体与周围介质的互动来实现。
阻尼有很多种类，例如黏性阻尼、干摩擦阻尼、液体阻尼等。
阻尼对引擎振动的影响阻尼可以减少引擎振动的幅度和频率，从而提高汽车的舒适性和安全性。
通过增加阻尼，可以减少振荡的能量，使得引擎的振幅和频率降低。
同时，降低振荡的幅度和频率还可以减少机件的磨损，提高引擎的使用寿命。
如何实现阻尼？阻尼可以通过多种方式实现，例如使用阻尼材料、安装减振设备等。
在汽车工业中，使用阻尼材料是一种常见的方式。
例如，在汽车座椅中使用的泡沫材料就是一种能够有效减少振动的阻尼材料。
此外，安装减振器也是一种有效的阻尼方式。
减振器可以将引擎振动的能量转化为其他形式的能量，减少振荡的幅度和频率。
阻尼对汽车性能的影响虽然阻尼有助于降低引擎振动，但同时也会对汽车性能产生一定的影响。
使用阻尼材料或减振器会增加汽车的自重，从而影响汽车的油耗和加速性能。
此外，一些阻尼材料可能会影响汽车的稳定性和操控性能。
因此，在选择阻尼方式时需要进行综合考虑，权衡不同的因素，选择最适合的方式。
总结阻尼是一种有效的减少引擎振动的方式，可以提高汽车的舒适性和安全性，同时减少机件的磨损，提高引擎的使用寿命。
然而，阻尼也会对汽车的性能产生影响，因此需要进行综合考虑，选择最适合的方式。
阻尼技术的研究和应用，对于提高汽车的性能和安全性具有重要意义。
阻尼动力吸振器减振问题的进一步研究阻尼动力吸振器减振问题的进一步研究伍良生华中理工大学).塑二l=丑张阿舟(南京航空学院)丁?f摘要口有阻尼单自由度主系统,多自由度主系统可通过安装单个或多个吸振器来抑制其振动.为使系统指定点处的最大响应在某一频带内处于某一预先指定的范围,本文提出了决定吸振器匾量比,固有频率和阻尼比等参数的优化设计方法.一引言动力吸振器长期以来一直被证明是非常有效的减振手段之一.它的基本设计原理为许多学者所研究‟.],并且被广泛甩应用于工程设计实践中.然而可以说,到目前为止对它的研究还远没有完善.:～～首先,当用于单自由度主系统减振时,基于不动点原理的动力吸振器的设计方法一般都假定主系统是无阻尼的,但实际结构却往往存在一定的阻尼.为了提高吸振器的教能,不少学者进行了在一个单自由度主系统上附加多个动力吸振器的研究”“.从工程应用的观点来说,在这方面仍有很多有意义的工作要做. 多自由度主系统由于本身的复杂性,很多减振研究工作主要是针对系统的某一模态进行的,且只是在系统的某点附加一个动力吸振器.实际问题中,由于结构上的原因或使用的合理性.往往要求在几个点附加动力吸振器对系统的某一模态进行减振.对具有模态耦合的一般多自由度系统来说,其减振问题的研究则是一个较新的领域.这方面已有的工作的特点是:或者是对主系统一减振器组成的复合系统进行重复的动态性能计算,以得到吸振器参数,或者只是对一些比较特殊的结构作简化处理.本文以上述问题为背景,并直接以对系统的振动控制要求为出发点,较系统地提出了一套吸振器参数的优化设计方法.二有阻尼单自由度主系统安装单个动力吸振器有阻尼单自由度主系统附加一个动力吸振器的模型如图1所示.图中各符号的意义为K——主系统弹簧系数M——主系统质量C——主系统阻尼系数K——吸振器弹簧系数M——吸振器质量振动与冲击Cz——吸振器阻尼系数.再引入记号,—M/M.表示吸振器质量与主质量之比.设计问题的提法是:在一定的质量比下,确定吸振器的弹簧系数Kz和阻尼系数c,使主质量M在力F作用下的位移在全频带上的最大值最小.系统的运动方程为:.fxl-+-C1X-+-K1Xl—F(t)一M2-X;,一.(1)1%X2__C!(X2一X)一K2(X2一X.)一0设F(t)=FeX1=X】e2一X2引入放大因子3,使IX=?,可推得:卢一l登图l(2)上式中各记号的意义为:——主系统的固有频率P——吸振器的固有频率——主系统的阻尼比一C/2M——吸振器的阻尼比,一Cz/2MP(2)式中只有两个未知量P和≮,使在全频段上的最大值为最小的P 和即为最优解,具体计算可按如下步骤进行:1.在主系统固有频率的邻域内取一频段:ct,≤ct,≤(1jb,ct,.和(1jb可根据具体情况选定,一般可取=0.7,=13;2选定P,的初值,计算指定频带内的的最大Max~](P,);3.变更P,,直至求出Max~](P,)的极小值,则此时的P,即为最优解.三单自由度主系统安装多个动力吸振器吸振器由于其固有频率与主系统的固有频率很接近,吸振质量产生较大位移和速度.由于吸振器是有阻尼的,消耗的能量也较大,从而使主系统的振动得到抑制.若在一个单自由度主系统上并联安装若干个吸振器,使这些吸振器频率按一定的间隔错开,则在这些吸振器的总质量与原来单个吸振器的质量相同的情况下,主系统的振动将得到进一步降低.图2表示在一个单自由度主系统上并联安装s个动力吸振器的情况.引入放大因子,使Ix一0?,其中F表示简谐激振力的幅值,x表示主质量M的复振幅.类似上节的推导可得;一第l期阻尼动力吸振器减振问题的进一步研究一1+2篆.1意上式中各记号的意义为:——主系统的固有频率P.——各吸振器的固有频率—量比一般只需要附加一个吸振器时质量比的80左右,而附加三个吸振器时的质量比一般只需要附加一个吸振器时的质量比的70左右.因此,在可能情况下应尽量采用多个动力吸振器,只要适当地调整吸振器的固有频率和阻尼比,特别是使吸振器的固有频率错开一定值,就能得到耩意的结果. 表1不同质量比的放大因子值单十吸振器两个吸振器三个吸振器10.O38.207.296.90.047.156.356.1j0.056.405.7C.5.5O.065.86j.2l5.03O.075.544.844.60O.085.114.554.320.094.824.294.090.104.584.093.090.114.393.913.780.124.2l3.763.620.134.053.623.460.143_923.0380.153.793.393230.163.683.3O3.190.173.583.2l3.1l0.183.493.133.000.193.4O3.052.910.203.322.982.8402】3242.922.790.223.172.862.73O.233.112.812.680.243.02.762.620.253.002_712.58振动与冲击/J\/一.一一,.图3分别附加一个和两个动力吸振器时的放大因子1.附加一个动力吸振器2.附加两个动力吸振器四多自由度系统单模态振动控制对于多自由度系统,若各阶固有频率相隔较远,通常可忽略各模态之间的相互影响,在振动控制时,将各模态分别处理设多自由度系统的运动方程为:十一Ky—F(4)引入坐标变换Y一朔(5)其中为模态矩阵.将(5)代入(4),且(4)的两边都前乘甲下,可推得M1.+G0.+K.q一F(一1,2,…)(6)其中,M.CK..F分别表示第i阶模态质量,模态阻尼,模态刚度和模态力,方程(6)与单自由度系统的运动方程形式相同,它对应于系统第i阶模态的振动,在进行减振设计时,可用类似于单自由度主系统的方法处理对连续型主系统也可作类似处理以下分两种情况来研究单模态的减振问题.1.安装单个动力吸振器的单横态减振此时减振设计问题的提法为:在多自由度主系统上附加一个动力吸振器,确定吸振器的质量,固有频率和阻尼比,使对应于主系统第i阶模态的最大响应处于一个预先指定的范围.具体步骤为:(1)设在第J个坐标处安装动力吸振器,取第i阶振型为:{)一[纯仇.…1…儡(7)第i阶模态质量为;第1期阻尼动力吸振器碱振问题的进一步研究=m辑一…+m+…+m簖,(8)由(8)式可看出,当取第j点的质量为原来的值时,其余各点处的质量都必须乘上一个因子,例如第r点处应乘上因子秣,因此,M可理解为第i阶模态在第j点处的等效质量.类似地可对Kc进行讨论.(2)确定系统最大响应点允许的响应值范围,设最大响应点为第j点: X…∈(D—A,D+△)由x,一%.?q,则Q.一X…Q…∈(D一△,D+△)其中Q…表示最大模态坐标允许值,D表示允许的最大响应值,△表示其允许误差.(3)由公式Q=F/K决定对应于模态坐标的等效静位移值,再由公式&一Q…/Q|.决定放大因子(4)根据&值由表1查出所需要的质量比则吸振质量rll可取为:ma一M,.(5)应用单自由度主系统单吸振器的设计公式,决定吸振器的固有频率和阻尼比.1z…丁:P一/3一8(1+)若主系统是有阻尼的.则上述第(4),(5)二步应参照本文第二节进行.2.安装多个并联动力吸振器的单模态减振工程中的大型结构.往往在控制某一模态的振动时也需要在若干不同点分别附加动力吸振器.这类问题可归结为本文第三节逛一个单自由度主系统上并联多个动力吸振器的情况a假设需在r个点附加吸振器,具体设计步骤为:(1)确定吸振器的安装位置和最优控制力按文献[8]提供的方法确定r个吸振器的安装位置和最优控制力u1,u.-,u.(2)确定各吸振器的质量先按前面第三小节的方法确定总模态吸振质量m,再求出对应于各减振点的模态质量m.mm可按各点最优控制力的大小分配.“=∑”%一∑‟(9)m=m告(10)l”各点处的实际减振质量可按下式求得m—/蠢,(11)(3)确定各吸振器的P,℃值加上各吸振器后.设计问题可描述为:在对应于第i阶模态的等效单自由度系统上附加r个动力吸振器.它们的等效质量分别为Ma,使得在等效激振力作用下.坐标q,的最大响应值最小.设振动与冲击计模型与图2相似,具体设计可按类似本文第三节的方法进行,即对放大园子口进行优化计算,使口的最大值最小,即可得到各吸振器的最优P,的值.现举一例加以说明..图4所示为一简支梁,有关尺寸及参数见图.设在梁的中部作用一力F一49sinmtN.现需在A.B处各附加一个吸振器,使梁中点处对应于一阶模态的振动量在0.0005m左右.4对应于一阶模态的运动方程为i6.3询l+38100ocl一49sin~t最大模态静位移为Q:l一面4丽9一..O0013m模态放大园子为:p一89由表l查得模态质量比约为0.14.由于结构的对称性,可算碍A,B处的模态吸振质量均为1.14kg,实际的吸振质量均为1.71kg,吸振器的固有频率和阻尼比可算得为=13]rad/secP一146rad/sech一0.i2一0.095五多自由度系统多模态振动控制多自由度系统多模态振动控制主要有两种情况.第一种情况是外界激励频率复盖系统的多个固有频率,但这些固有频率彼此相隔较远,可以分别地当作单自由度系统处理,减振设计可按前面第四节的方法进行.第二种情况是外界激励频率复盖系统的多个固有频率,且这些固有频率相隔较近研究表明,当相邻固有频率的比值小于2时,各模态的相互影响很明显,不能将它们分开处理.这种情况下的减振设计可按以下步骤进行:1.按文献[8]提供的方法确定吸振器的最优安装位置和最优控制力2.确定各动力吸振器的质量m通常可用几个吸振器分别控制系统不同模态的振动,因此确定ma可按第四节的方法进行,由于各模态之间存在耦合,这样确定的m与真正的m之间会存在一定误差,但由于预先给定的响应水平也有一定范围,因此,可以经过试算对各吸振器质量作一定调整.3.进行优化计算确定各吸振器的P,值比较有效的方法是最小范数法..假定已求出最优控制力向量为u(t).由吸振器产生的对系统第1期阻尼动力吸振器减振问题的进一步研究7的作用力向量为s(t),定义误差激励向量e(t)(￡)=s(￡)一”“)将频率离散化,则Eu一5()一”()处激振频率为OOj时S(t)和U(t)的幅值.定义范数厂_IE一√(r为离散频率个数)其中El∑W…E(m为减振点的个数)—I上式中w是加权因子,一般可取为,当j固定时,第i个减振点处的位移帽值X.()通过使|IEI『取极小值的优化计算可求得吸振器的各参数.(本文于1991年9月14日收到)参考文献[1]J.P.DenHartogtMechaniealVibration,Mcgraw—Hill,l956—2]F.M.LewistExtendedTheoryoftheV[scoUNV[brationDamper,ASM EJournalofAppliedMechaniest22-377—389,1955[3]G.B.WarburlontOptimumAbsouberParametersforMinimizingVibratio nResponse,EarthquakeEng一gtStrut.Dynam,9,251—262,1981[4J.C.Snowdon,DynamicVibrationAbsorbersThatHaveIncreasedEffecti veness,Journa10fEngineeringforIndustry,96,840—945,l974[5:KazutoSETO.KouichiIWANAMI.AnInvestigationoftheVibrationIsol atorEquippedWithDualDynamicDampersas日DampingElement,IstReport-0ptimumAdjustmentConditionforDualDyna micDampers,Bulletin0ftheJSME.VOL.24,Nol97,NOVl982:6]碉千里,.多维动力吸振器对复杂悬臀结构减振之应用《航空》,第3卷No.2,1982-7]《振动控制》,南京航空学院振动工程研究所《振动控制》编写组,1987-8]伍良生,厩仲权,张阿舟,”具有多个主振模态振动系统的减振优化设计”,《振动工程》,VOI.3No.41990AFURTHERINVESTIGA TIONOFUSINGDYNAMICVIBRA T10N ABS0RBERT0REDUCEVIBRA T10NWuLiangsheng (HuazhongUniversityofScienceandTechnology)AbstractGuZhongquanZhangAzhou (NanjJngAeronauticalInstitute) Thispaperfurtherinvestigatestheproblemofusingdynamicvibrationabsorb ertoreducevi—bration,whichismainlyengagedinthecaseofinstallingoneorseveraldynami cvibrationab—sorbersonasystermofsingledegreeormultipledegreesoffreedom.Themaxi mumresponseina frequencydomainofasystemisstipulatedbeforehandinapermissivedomain ofamplitude.Theparametersoftheabsorbers.suchasmassratio,naturalfrequencyanddampin gratio,canbe determinedbyoptimizationproceduresaccordingtodifferentsystemandvib rationreductionde—mand.。
位移型和速度型阻尼器减震对比研究及优化设计共3篇位移型和速度型阻尼器减震对比研究及优化设计1阻尼器是一种广泛应用于各种机械、建筑和交通设备中的减震装置。
它在减震过程中起到了关键作用。
主要分为位移型阻尼器和速度型阻尼器两类。
本文将就这两种阻尼器的工作原理、优缺点以及优化设计进行比较研究。
1. 工作原理1.1 位移型阻尼器的工作原理位移型阻尼器通过在结构中设置非线性材料，它在进行自由振动过程中将大量的能量吸收。
当结构受到激励时，位移型阻尼器通过阻力-位移线性化以及不同应变率下的减振材料所提供的阻尼力之和来产生阻尼效果。
随着位移的增加，阻尼力也会随之增加。
且其阻力与位移呈线性递增的关系，所以称为位移型阻尼器。
1.2 速度型阻尼器的工作原理速度型阻尼器的工作原理是将橡胶或其他可压缩材料封装在圆柱形或球形中，当结构进行振动时，阻尼材料将被压缩并产生阻力。
随着速度的增加，阻尼力也会随之增加。
当速度较慢时，阻尼力较小，而当速度较快时，阻尼力会急剧增加，所以称为速度型阻尼器。
2. 优缺点2.1 位移型阻尼器的优缺点位移型阻尼器具有如下优点：1. 自由振动时具有非线性势能，能够吸收更多的能量，从而减小震动幅度，提高建筑物和机械设备的耐震性能。
2. 内部结构简单，易于制造和维护。
3. 模块化设计，可根据需要增减单元。
4. 可根据所需的弹性和阻尼性进行设计。
但也存在如下缺点：1. 在阻抗比较低的情况下，其效果较为有限。
2. 位移型阻尼器反应时间比较慢，需要很长时间才能到达最大阻尼值。
3. 当结构振幅较小时，位移型阻尼器虽然可以工作但效果比较差。
2.2 速度型阻尼器的优缺点速度型阻尼器具有如下优点：1. 在整个频谱范围内，速度型阻尼器都能够发挥良好的阻尼作用。
2. 与位移型阻尼器相比，减震反应速度更快，可迅速吸收肆虐目标的能量。
3. 可以提高大型建筑或机器上的稳定性。
但也存在如下缺点：1. 容易因频率限制而失去效用。
2. 内部结构相对复杂，制造和维护成本较高。
第4卷中国舰船研究第4卷第1期2009年2月中国舰船研究Chinese Journal of Ship Research Vol．4No.1Feb ．20091引言阻尼材料是利用高分子材料的粘弹性将振动机械能转化为热能消耗掉，从而达到减振降噪的目的。
各种型式的阻尼材料目前已经广泛应用于航空航天、汽车、船舶、建筑等诸多领域［1］。
目前，在水面舰艇和潜艇中，舰船主要振源的所在船体、基座、舱壁、甲板以及对居住性要求较高的舱室内，都大量采用阻尼材料抑制振动。
同时，在浮筏或者舱筏隔振装置上也大量采用阻尼材料抑制共振，降低筏架结构局部振动响应，提高浮筏装置的隔振效果。
目前，国内有多家单位生产多达30余型的阻尼材料，而在实船上应用的阻尼材料型号也多达十几种。
采用阻尼材料是抑制共振响应的最便利的手段，因此从振动控制的观点来看，准确的阻尼测量对于在设计阶段，通过性能对比试验确定减振效果最优的阻尼材料选型方案是一项非常重要的工作，对于提高阻尼减振措施的效费比具有重要意义，而试验结果的可信度很大程度上取决于试验方法的科学性。
现行的声学阻尼材料测试的国家标准［2］规定了采用阻尼样条或者复合试样样条的阻尼损耗因子的悬臂梁和自由梁测量方法。
美国材料与测试学会标准［3］则采用了悬臂梁方法对均匀阻尼样条或者复合试样样条的阻尼损耗因子测量方法。
对于复合试样样条，阻尼材料自身的损耗因数还需要通过振动梁法或者相位法等方法［4，5］求得。
试样阻尼损耗因子的测量除了传统的频域模态分析和时域自由衰减方法外，还存在以功率输入方法为代表的基于能量或波传播方法［6，7］。
虽然阻尼损耗因子在频域上描述了阻尼材料的性能，但由于阻尼损耗因子各种测量方法都存在一定的局限性，且工程中实际最关心的是“采用了阻尼措施后，能够降低多少振动响应”。
因此，阻尼材料应用效果的最终评价一般采取类似隔振装置插入损阻尼材料减振性能试验研究汪浩肖邵予中国舰船研究设计中心，湖北武汉430064摘要：介绍基于薄板阻尼复合试样的阻尼损耗因子和减振效果测量方法，开展三型阻尼材料复合试样的试验研究。
分析阻尼损耗因子与减振效果测量结果之间的联系，比较不同厚度比条件下试样的减振效果，提出阻尼测量及数据处理的改进措施。
关键词：阻尼材料；阻尼；损耗因子；振动控制中图分类号：TB535+.1文献标志码：A文章编号：1673－3185（2009）01－38－05Experimental Study on Damping Properties of Acoustical MaterialsWang HaoXiao Shao -yuChina Ship Development and Design Center ，Wuhan 430064，ChinaAbstract ：T he measurement techniques of damping loss factor and viration－reduction effects based on the thin composite plate are introduced．Experimental study on composite samples of three different types of damping material was developed．The relationship between results of damping loss factor and viration－reduction effects was analyzed．Also ，viration－reduction effects of composite sample of different thickness ratio was investigated．The improvements of damping measurements and data analysis were put forward．Key words ：damping material ；damping ；loss factor ；vibration control收稿日期：2008－08－12作者简介：汪浩（1979－），男，工程师，硕士。
研究方向：振动噪声控制。
E-mail ：wanghao＿1999＠163．com第1期失的评定方法，即比较阻尼处理应用前后的振动加速度级或者声压级。
用分贝表示阻尼处理的减振效果，可以近似表示为［8］：ΔL =A lg ηD 0+B lg M D 0+C lg K D（1）式中，η0、ηD 为阻尼处理前、后结构的复合损耗因数；M 0、M D 为阻尼处理前、后结构的质量；K 0、K D 为阻尼处理前、后结构的刚度；A 、B 、C 为取决于结构的形式及其固定条件的系数。
由式（1）可知，不同阻尼的实际应用效果不单单取决于阻尼损耗因子，而且与复合结构形式和边界条件、阻尼处理前后的质量、刚度变化都有较大的关系。
2薄板复合试样阻尼性能测试方法板件阻尼测试方法没有统一标准，目前在实际工程中进行阻尼材料性能对比测试时，采用的是一种在薄板上复合各种阻尼型式，在一边紧固条件下进行的测试方法，图1为这种方法的示意图。
还有一种方法是将受试板四周固定在支架上，支架四角通过杆件汇聚到下端一点，在汇聚点上安装激励器，这种方法汽车工业上应用较多［9］。
图1中，薄板结构及其阻尼处理后的复合结构的一边通过夹具固定在刚性平台上，通过激振并拾取薄板或复合结构的响应获得其减振性能参数。
薄板结构左上脚的圆点表示激振点，采用电磁式激振机通过激振杆激励试验，其余圆点上布置加速度计拾取薄板结构的振动响应，测量阻尼处理前以及阻尼处理后薄板结构的阻尼损耗因子、减振效果（即振动响应插入损失）。
a ）阻尼损耗因子：η＝Δf if i（2）式中，Δf i 为结构的第i 阶共振峰的半功率宽度；f i为结构的第i 阶共振频率。
b ）减振效果L ＝L 基－L 阻（3）式中，L 为减振效果；L 基为基板平均振动加速度级；L 阻为阻尼复合薄板平均振动加速度级。
平均振动加速度级L 表示为：L ＝10log 101nMi =1Σ10L i /10ΣΣ（4）式中，n 为薄板上响应测点数；L i 为第i 点振动加速级，dB 。
这种测量方法也可视作GB ／T 16406－96中悬臂梁方法的演绎。
本方法主要优点是能够进一步明确结构的不同板厚以及阻尼－基板不同厚度比情况下，阻尼处理的实际效果以及能够在较高的动态应变水平下描述复合结构的阻尼特性。
3自由阻尼板材声学试验研究采用薄板复合试样阻尼性能测试方法对国内3家阻尼材料生产商提供的3型自由型阻尼板材进行声学试验，金属基板尺寸为320×470×10（mm ），阻尼材料厚度为20mm ，厚度比为2．0。
分别测量以下参数：1）金属基板、Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型阻尼材料复合试样的频率响应曲线，根据每个共振频率值及半功率带宽计算阻尼损耗因子；2）金属基板、Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型阻尼材料复合试样在2～2000Hz 范围内宽带噪声激励下（激励力RMS 值约为3．5N ）平均振动加速度级，并计算阻尼减振效果。
3．1复合试样阻尼损耗因子测量结果分析金属基板、阻尼复合试样加速度频响函数曲线测量结果见图2。
金属基板、复合阻尼试样前四阶阻尼损耗因子测量结果见表1。
图2金属基板、阻尼复合试样加速度频响函数曲线10210110010-110-210-3100200300400500600700800金属基板复合试样Ⅰ复合试样Ⅱ复合试样Ⅲ汪浩等：阻尼材料减振性能试验研究图1薄板阻尼性能测试装置激振点损耗因数测点夹具紧固螺栓刚性平台加速度计激振机力传感器弹性悬挂金属基板阻尼材料（自由型或约束型）夹具刚性平台f/Hz加速度频响（m ·s -2/N ）39第4卷中国舰船研究图3金属基板、阻尼复合试样激振力三分之一倍频程谱2.521.510.50101625406310016025040063010001600f /Hz从图2的频响函数测量曲线可以看出，阻尼复合试样的前四阶固有频率很明显的显现出来，测试质量较好，阻尼损耗因子测试值较可信。
从表1的测量结果可知，3种型号的阻尼复合试样，其低频段（20～300Hz ）阻尼损耗因子的大小依次顺序可基本归纳为：Ⅰ型试样＞Ⅱ型试样＞Ⅲ型试样理论上认为：复合试样阻尼损耗因子较大的阻尼材料其减振效果也较高，因此可以估计三型复合试样在低频段（20～300Hz ）的减振效果同样有上述规律。
3．2复合试样减振效果测量结果分析通过控制功率放大器的输出，监测激振器通过激振杆作用在试件上的动态力，使得每型复合试样及金属基板减振效果测量时，输入到试件上的动态力为3．5N （RMS 值，频率2～2000Hz ），检验在相同宽带噪声激励下试件的加速度响应，进而得到不同复合试样相对于金属基板的阻尼减振效果。
表2为试件振动加速度级及复合试样阻尼减振效果测量结果。
测量结果表明，在有效值相等的宽带（2～2000Hz ）噪声激励力的作用下，阻尼复合试样的减振效果呈现与复合试样阻尼损耗因子不同的规律，其减振效果大小顺序为：Ⅲ型试样＞Ⅰ型试样＞Ⅱ型试样进一步对测试过程数据的分析可知，尽管宽带激励力的总有效值基本相等，均为3．5N ，然而由于试件的固定条件，激振机的安装条件等影响因素的作用，每次激振机通过激振杆输入到试件上的力谱并不一致，4次测量中，通过对力信号的记录和处理，可以得到如图3所示的力谱。
图3中，4次测量的力谱形状基本相似，但在部分频段，其绝对值普遍相差3～5dB ，各次测量激励力的力谱均不一致，虽然激励力总级基本一致，但各型复合试样加速度响应并不完全建立在相同的基准之上，事实上不同的阻尼材料在不同频段上的阻尼效果也是不同的。
因此，仅仅保证激励力的总有效值恒定，而不考虑各次测量激励力在频谱上的分布所进行的减振效果的测量也是不完善的。
解决的方法是将各次复合试样激励力－响应归一化为在基板激励力谱作用下的复合试样的加速度响应。
通过建立复合试样加速度响应谱－激励力谱三分之一倍频程传递函数，并与基板测量时的激励力谱相乘，得到以基板测量时激励力为基准的归一化加速度响应。
A 0i ＝A i F i·F 0i（5）式中，A i 为复合试样三分之一频程第i 个中心频率处加速度响应；F i 为复合试样三分之一频程第i 个中心频率处激励力；F 0i 为基板三分之一频程第i 个中心频率处激励力；A 0i 为复合试样三分之一频程第i 个中心频率处归一化加速度响应。
归一化后的减振效果测量结果见表3。
归一化后各型阻尼复合试样减振效果大小排列顺序未变。
