ローターバランス調整：静的および動的アンバランス、共振、および実用手順
このガイドでは ローターバランシング のために 剛性ローター： 「アンバランス」 が何を意味するか、静的アンバランスと動的アンバランスの違い、共振と非線形性がなぜ良好な結果を妨げることがあるか、そして通常1つまたは2つの補正平面でどのようにバランシングが行われるかについて説明します。
コンテンツ
ローターとは何ですか？バランス調整によって何が修正されますか？
ローターは、ある軸を中心に回転し、その軸受面によってサポートに保持されるボディである。ローターの軸受面は、転がり軸受または滑り軸受を介して支持体に荷重を伝達する。軸受面は、トラニオンの表面、またはトラニオンに代わる表面である。
完全にバランスの取れたローターでは、その質量は回転軸を中心に対称に分布しています。つまり、ローターのどの要素も、回転軸を中心に対称に配置された別の要素と組み合わせることができます。バランスの取れたローターでは、どのローター要素に作用する遠心力も、対称要素に作用する遠心力とバランスが取れています。例えば、要素1と要素2（図1の緑色で示した部分）には、大きさが等しく方向が反対の遠心力F1とF2が作用します。これはすべての対称ローター要素に当てはまり、ローターに作用する遠心力の合計は0となり、ローターはバランスが取れています。
しかし、ローターの対称性が崩れると（図1で赤色で示した非対称要素）、アンバランスな遠心力 F3 がローターに作用します。回転中、この力の向きはローターの回転に合わせて変化します。この力によって生じる動的荷重はベアリングに伝達され、摩耗の進行を早めます。
さらに、この方向が変化する力の影響により、ローターが固定されている支持部および基礎に周期的な変形が生じる、すなわち振動が発生する。ローターのアンバランスとそれに伴う振動を解消するには、ローターの対称性を回復するためにバランシングウェイトを取り付ける必要がある。
ローターバランシングとは、バランシングマスを追加することでアンバランスを補正する作業である。言い換えれば、バランシングの目標は、ローターの主中心慣性軸をその回転軸にできるだけ近づけ、残留アンバランスが規定の範囲内に収まるようにすることである。
バランシングのタスクは、1つまたは複数のバランシングマスのサイズと位置（角度）を見つけることです。
ローターの種類とアンバランスの種類
ローター材料の強度とそれに作用する遠心力の大きさを考慮すると、ローターは剛性ローターとフレキシブルローターの2種類に分けられます。
剛性の高いローターは、作動モードでは遠心力の作用でほとんど変形しないため、この変形の計算への影響は無視できる。
フレキシブルローターの変形は、もはや無視できない。フレキシブルローターの変形は、バランシング問題の解法を複雑にし、剛性ローターのバランシング問題と比較して、他の数学的モデルの適用を必要とする。低速では同じローターが剛性として、高速ではフレキシブルとして動作する可能性があることに注意すべきである。実務上の判断基準は、ローターの第一危険(曲げ)速度に対する使用速度である。ISO 21940-11が「剛性挙動」のローターと呼ぶように、その速度を十分に下回って、実用上は第一危険速度のおよそ50～70%以下で運転する場合、ローターは剛性とみなされる。それを上回ると、ローターは速度とともに変化するモード形状にたわみ、フレキシブルとなり、モーダル法または多面法(ISO 21940-12)でバランシングしなければならない。以下では、剛性ローターのバランシングだけを考える。
アンバランス質量がロータに沿ってどのように分布しているかに応じて、ISO 21940-2はいくつかのアンバランスの状態を区別しています：
- 静的アンバランス —主慣性軸がシャフト軸に対して平行にずれている状態であり、回転させなくても検出できる。これは、重い箇所が下になるまで重力によってローターが回転するためである。1つの平面に1つの補正質量を加えることで解消できる;
- 偶力（モーメント）アンバランス —主慣性軸が質量中心でシャフト軸と交差する状態であり、2つの等しいアンバランスが異なる平面上に180°離れて存在する。これは回転中にのみ現れ、2つの平面に2つの補正質量を必要とする;
- 動的アンバランス —一般的で現実的なケースであり、静的アンバランスと偶アンバランスの組み合わせである。主慣性軸はシャフト軸に対して平行でも交差してもいない。剛性ローターには2つの修正平面が必要かつ十分である。
古い用語「モーメントアンバランス」は偶アンバランスの同義語であり、静的成分と偶成分の合計である動的アンバランスと混同すべきではない。静的アンバランスを持つローターの例を図2に示す。
偶力アンバランスは、ロータが回転している場合にのみ現れる。
偶力アンバランスを持つロータの例を図3に示します。
この場合、アンバランスな等質量M1とM2は異なる平面—ローターの長さに沿った異なる場所—にある。静的な位置、すなわちローターが回転していない状態では、ローターには重力のみが作用し、質量は互いに釣り合う。動的な状態では、ローターが回転すると、遠心力Fc1とFc2が質量M1とM2に作用し始める。これらの力は大きさが等しく、方向が反対である。しかし、これらの力はシャフトの長さに沿って異なる場所にかかり、同一直線上にないため、互いに補い合うことはない。力Fc1とFc2はローターに作用するモーメントを生み出す—これが偶アンバランスがモーメントアンバランスとも呼ばれる理由である。したがって、補償されない遠心力が軸受位置に作用し、計算値を大幅に超えて軸受の寿命を縮める可能性がある。
この種のアンバランスはローターの回転中にのみ現れるため、「ナイフ上」でのバランシングなどの静的な方法では修正できない。偶アンバランスを解消するには、質量M1とM2から生じるモーメントと大きさが等しく方向が反対のモーメントを生み出す2つの補償ウェイトを取り付ける必要がある。補償質量は、質量M1およびM2に対して正反対の位置に、かつ同じ大きさで設置する必要はない。重要なのは、それらがアンバランスモーメントを完全に補償するモーメントを生み出すことである。
一般に、質量M1とM2は互いに等しいとは限らないため、静的アンバランスと偶アンバランスが組み合わさって生じる—この一般的なケースこそ、ISO 21940-2が動的アンバランスと呼ぶものである。剛性ローターの場合、そのアンバランスを解消するには、ローターの長さ方向に間隔をあけて2つの重りを設置することが理論的に必要かつ十分であることが証明されている。これらの重りは、偶アンバランスから生じるモーメントと、ローター軸に対する質量の非対称性(静的アンバランス)から生じる遠心力の両方を補償する。通常、偶アンバランスはシャフトのような長いローターに特有であり、静的アンバランスは幅の狭いローターに特有である。しかし、幅の狭いローターが軸に対して傾いていたり、変形(「8の字」)していたりすると、偶アンバランスの解消は難しくなる(図4参照)。これは、必要な補償モーメントを生み出す補正ウェイトの設置が難しいためである。
力F1とF2は同じ線上になく、互いに補い合うことはない。
狭いローターでは補償モーメントを生み出すためのアームが小さいため、大きな補正ウェイトが必要になることがある。しかし、これは補正ウェイトによる遠心力で狭いローターが変形することによって生じる「誘発アンバランス」も引き起こす。(例えば、を参照 剛性ロータのバランシングに関する方法論的指針 GOST 22061-76 — 現代の国際的な対応規格はISO 21940-11（旧ISO 1940-1）— 第10章「ロータ・支持系」）。
これは幅の狭いファンインペラで顕著に見られ、質量アンバランスに加えて 空力的アンバランス も存在する—ブレード形状の不均一さは、ブレード荷重の不均一さを生み、その結果、正味の半径方向力を生じさせる。補正ウェイトの遠心力と同様に、この力も速度の2乗に比例して増大するが、運転点—空気密度、ダンパー位置、ダクト抵抗—にも依存するため、ある運転点でバランスさせた補正ウェイトは、別の運転点では最適な状態を保てない。したがって、空力成分は質量を追加することではなく、ブレード形状を修復することによって修正しなければならない。
電磁力 電気機械における(偏心エアギャップによる磁気的な片寄り引力、折れたロータバー、短絡したラミネーションなど)は、また異なる挙動を示す—これらはエアギャップ磁束に支配されており、回転速度には支配されず、主に1×ではなく系統周波数の2倍やポールパス側帯波でマシンを励振する。回転周波数以外の周波数で作用するため、バランシングではこれらをまったく補償できない。要するに、バランシングは1×の質量に起因する励振のみを除去するものであり、マシン内のあらゆる振動源を排除できるわけではない。
機構の振動
振動は、周期的な加振力の影響に対する機構設計の反応である。この力には様々な性質がある。
ローターのアンバランスによって生じる遠心力は、「重点」（ヘビーポイント）に作用する補償されていない力です。この力とそれによって引き起こされる振動は、ローターのバランス調整によって除去できます。
嵌合部品の製造および組立誤差から生じる「幾何学的」性質の相互作用力。これらの力は、例えば、シャフト首部の非真円度、歯車の歯形誤差、軸受レースウェイの波打ち、嵌合シャフトのミスアライメントなどによって発生する可能性があります。ジャーナルが非真円の場合、シャフトの回転角度に応じてシャフト軸が変位します。この振動はローター回転時にも発生しますが、バランシングによって除去することはほぼ不可能です。
ファンおよびその他の羽根機構のインペラの回転から生じる空気力学的力。油圧ポンプやタービンなどのインペラの回転から生じる流体力学的な力。
非対称ローター巻線、短絡巻線など、電気機械の運転に起因する電磁力。
振動の大きさ、例えばその振幅Avは、円振動数ωで機構に作用する加振力Fvだけに依存するのではなく、機構自体の剛性k、その質量m、さらには減衰係数Cにも依存しており、これは以下に示す式(1)のとおりである。
振動やバランス調整を測定するために、以下のような様々なタイプのセンサーを使用することができます：
- 振動加速度を測定するために設計された絶対振動センサー（加速度計）と振動速度センサー；
- 相対振動センサー - 振動変位を測定するために設計された渦電流式または容量式;
- 場合によっては（機構の設計が許せば）、力センサーを使用して振動負荷を評価することもできます。特に、ハードベアリングバランシングマシンのサポートの振動負荷を測定するために広く使用されています。
つまり振動とは、外力の作用に対する機械の反応である。振動の大きさは、機構に作用する力の大きさだけでなく、機構設計の剛性にも依存する。一つの同じ力でも、異なる振動を引き起こすことがある。ハードベアリングの機械では、たとえ振動が小さくても、軸受に大きな動的荷重がかかる可能性がある。これが、ハードベアリング機械のバランシングに振動センサー（振動加速度計）ではなく力センサーが使用される理由である。
振動センサーは、比較的柔軟な支持部を持つ機構に使用され、不釣り合い遠心力の作用が支持部の顕著な変形と振動につながる場合に使用されます。力センサーは、アンバランスによる大きな力でも顕著な振動につながらないような剛性の高い支持部に使用されます。
共振はバランスを妨げる要因である
先に、ローターは剛性と柔軟性に分けられると述べた。ローターの剛性または柔軟性を、ローターが設置されている支持体（基礎）の剛性または可動性と混同してはならない。ローターは、遠心力の作用下での変形（曲げ）が無視できる場合、剛性とみなされる。フレキシブル・ローターの変形は比較的大きく、無視できない。
この記事では、剛性ローターのバランシングのみを考える。剛性（非変形性）ローターは、剛性または可動性（柔軟性）支持体に取り付けることができる。この支持体の剛性/吊りやすさも、ローター速度とその結果生じる遠心力の大きさに応じて相対的であることは明らかである。条件付き境界は、ローターサポートの固有振動数である。
機械システムにおいて、固有振動の形状と周波数は、その機械システムを構成する各要素の質量と弾性によって決定される。すなわち、固有振動の周波数は機械システムに内在する特性であり、外部から加わる力には依存しない。平衡状態からの変位が生じると、支持部は弾性の作用により平衡位置へ戻ろうとする性質を持つ。しかし、質量の大きいローターの慣性作用のため、この復元の過程は減衰振動としての性質を帯びる。これらの振動こそが、ローターと支持部からなる系の固有振動である。その周波数は、以下に示す式(2)のとおり、ローターの質量と支持部の弾性との比に依存する。
ローターが回転し始め、その回転数が固有振動数に近づくと、振動の振幅が急激に大きくなり、構造物の破壊につながる。
機械的共振現象が発生する。共振付近では、応答は品質係数Q = 1/(2ζ)(機械構造では通常3～17)によって増幅され、ピークは鋭くなることがある—数パーセント程度の速度変化で振動レベルが数倍変化することもある。共振を通過すると、位相遅れは180°変化し、ピークで90°を通過する。
機構の設計が不適切で、ローターの動作周波数が固有振動の周波数に近い場合、許容できないほど高い振動のために機構の運転は不可能になる。この場合、通常の方法によるバランシングも不可能である。なぜなら、わずかな速度変化でも振動パラメータが大きく変化するからである。共振域でのバランシングには、本稿では扱わない特殊な方法が用いられる。
惰性走行時（ローターの回転を止める時）、あるいは衝撃に対するシステムの応答をスペクトル分析する衝撃法によって、機構の固有振動の周波数を決定することが可能である。
回転の動作周波数が共振周波数を上回る機構、すなわち超臨界(共振後)領域で動作する機構の場合、支持部は可動であるとみなされ、その測定には振動センサー、主として構造要素の加速度を測定する振動加速度計が用いられる。これに対して、共振前の領域で動作する機構の場合、支持部は剛性であるとみなされ、この場合には力センサーが使用される。
機械システムの線形モデルと非線形モデル。非線形性とは、機械システムのバランスをとることを妨げる要因である。
剛性の高いローターのバランシングを行う場合、線形モデルと呼ばれる数学的モデルがバランシング計算に使用されます。線形モデルとは、このようなモデルでは、一方の量が他方の量に比例（線形）することを意味します。例えば、ローターの非補償質量が2倍になれば、振動値も2倍になります。剛性の高いローターの場合、変形しないので線形モデルを使用することができます。
フレキシブル・ローターの場合、線形モデルはもはや使えない。フレキシブル・ローターの場合、回転中に重点の質量が増加すれば、さらに変形が生じ、質量に加えて重点の位置の半径も増加する。したがって、フレキシブル・ローターの場合、振動は2倍以上になり、通常の計算方法は使えなくなる。
非線形性のもう一つの原因は、大きなたわみにおける支持剛性の変化である。小さなたわみでは一部の構造要素が荷重を支えるが、大きなたわみでは別の要素が働き始める。これが、基礎に固定されていない機構、たとえば単に床に置かれているだけの機構をバランシングできない理由である。振動が大きい場合、アンバランスの力によって機構が床から浮き上がり、システムの剛性特性が大きく変化することがある。モーターの脚はしっかりと固定し、ボルト取り付け部は締め付け、ワッシャーの厚さは十分な取り付け剛性を確保するなどの対策が必要である。ベアリングが破損している場合、シャフトの大きなミスアライメントや衝撃が生じる可能性があり、これも直線性を悪化させ、高品質なバランシングを妨げる。
バランシング装置とバランシングマシン
バランシングとは、主慣性中心軸をロータの回転軸に一致させるプロセスであることを思い出してください。
このプロセスには2つの方法がある。
第一の方法は、トラニオンの中心を通る軸がローターの主中心慣性軸と一致するように、ローターのトラニオンを機械加工するというものである。この手法は実務ではほとんど使用されず、本稿では詳しく取り上げない。
2つ目の（最も一般的な）方法は、ローターの慣性軸が回転軸にできるだけ近くなるように、ローター上の補正ウェイトを移動させたり、取り付けたり、取り外したりすることである。
バランシング中の補正ウェイトの移動、追加、除去は、穴あけ、フライス加工、表面加工、溶接、ねじ込みまたはねじ外し、レーザーまたは電子ビームによる焼き付け、電気分解、電磁波による表面加工などを含む、さまざまな技術的操作によって行うことができる。
バランシングには2つの方法がある：
- 現場バランシング（in situ） — 組み立てられたロータを、それ自身のベアリング上、それ自身の基礎の上で、それ自身の運転速度において、可搬式バランシングキットを使用してバランス調整する；
- 工場バランシング — ロータを取り外し、専用のバランシングマシンでバランス調整する。
自身のベアリング内でローターをバランシングする場合、通常、専用のバランシングデバイス(キット)が使用され、バランス対象ローターの回転周波数における振動をベクトル形式で、すなわち振幅と位相の両方を測定することができる。現在、これらの装置はマイクロプロセッサー技術に基づいて製造されており、振動の測定・解析に加えて、ローターのアンバランスを補償するために取り付けるべき補正ウェイトのパラメータを自動計算する機能を備えている。
これらの機器には以下が含まれる：
- コンピュータまたは産業用コントローラをベースとした測定・演算ユニット；
- 2つ（またはそれ以上）の振動センサー。
- 位相角センサー；
- センサーを現場に設置するためのアクセサリー；
- 専用のソフトウェアで、1つ、2つ、またはそれ以上の補正平面で、ローターの振動パラメータ測定のフルサイクルを実行するように設計されています。
現在、2種類のバランシングマシンが最も一般的である：
- ソフトベアリングマシン（柔軟な支持部を持つ）；
- ハードベアリングマシン（剛性のある支持部を持つ）。
ソフトベアリング（共振後）マシン 比較的しなやかな支持部を持つ—例えば板ばねをベースとするものである。これらの支持部の固有振動周波数は、通常、そこに取り付けられたバランス対象ローターの回転周波数より2～3倍低いため、マシンは共振を超えた領域で運転される。これらの共振後マシンの支持部の動きを測定するには、通常、振動センサー(加速度計、振動速度センサーなど)が使用される。
共振前（ハードベアリング）マシン 比較的剛性の高い支持部を使用する。その固有振動周波数は、バランス対象ローターの回転周波数より2～3倍高くなければならず、そのためマシンは共振域より下で運転される。共振前マシンの支持部にかかる動的荷重の測定には、通常、力トランスデューサーが使用される。
共振前(ハードベアリング)バランシングマシンの利点は、比較的低いローター速度(400～500 rpmまで)でバランシングを行えることであり、これによりマシンとその基礎の設計が大幅に簡素化され、バランシング作業の生産性と安全性が向上する。
リジッドローターのバランシング
重要！
- バランシングは、回転軸に対するローター質量の非対称な分布によって引き起こされる振動のみを除去します。他のタイプの振動はバランシングでは除去されません！
- 回転動作周波数で共振が生じないことを保証する設計を持ち、基礎に確実に固定され、正常な軸受に取り付けられた機械装置がバランシングの対象となります。
- 欠陥のある機械は、バランシングの前に修理されなければなりません。さもなければ、正確なバランシングは不可能です。
バランシングは修理の代わりにはならない！
バランシングの主な課題は、遠心力を打ち消す補正おもりの質量と取付位置を求めることです。
上述のとおり、剛性ローターの場合、一般に2つの補償ウェイトを取り付けることが必要かつ十分である。これにより、ローターアンバランスの静的成分と偶成分の両方が解消される。バランシング中の振動測定の一般的な手順は以下のとおりである。
振動センサーは、ベアリング支持部の点1と点2に取り付けられる。ローターには、通常反射テープを用いて回転マークが取り付けられる。この回転マークは、レーザータコメーターがローター速度と振動信号の位相を求めるために使用する。
動的バランス調整の実行方法（3回実行法）
多くの場合、動的バランシングは3回起動法によって行われる。この方法は、既知の質量のテストウェイトを平面1と2に順次取り付け、振動パラメータの変化の測定結果に基づいてバランスウェイトの質量と設置位置を計算するというものである。
補正おもりを取り付ける平面は、次のように呼ばれます 修正面。補正平面は ロータ自体の上に位置し —典型的には、ローター本体の両端、ファンまたはインペラのディスク上、または専用のバランシングリング上である。設計上許される範囲で、シャフトに沿ってできるだけ離して選ぶべきであり、それによって適度な重量で十分な補正モーメントを生み出せる。これは 測定点であり、軸受ハウジング上にある（図6参照）。
最初の起動時に初期振動を測定する(Balansetソフトウェアではこれを Run 0 と呼ぶ)。次に、既知の質量のテストウェイトを、ベアリングの一方に近いローター上に取り付ける。2回目の起動を行い(Run 1)、テストウェイトの取り付けによって変化するはずの振動パラメータを測定する。その後、第1面のテストウェイトを取り外し、第2面に取り付ける。3回目のテスト運転を行い(Run 2)、振動パラメータを測定する。テストウェイトを取り外すと、ソフトウェアが自動的にバランスウェイトの質量と取り付け角度を計算する。
計算された補正ウェイトはその後、対応する平面に取り付けられ、確認運転が行われる—Balansetソフトウェアではこれを Run T(トリム)と呼ぶ。残留振動は許容値と比較される。結果がまだ目標値を超えている場合、ソフトウェアはすでに求められている影響係数を再利用するため、新たなテストウェイト運転は不要であり、小さな追加のトリム補正のみが計算され、取り付けられる。
テストウェイトを設置する目的は、システムがアンバランスの変化にどのように反応するかを調べることである。テストウェイトの質量と設置位置は既知であるため、ソフトウェアはいわゆる影響係数を計算でき、既知のアンバランスを導入することが振動パラメータにどのような影響を与えるかを示すことができる。影響係数は機械システム自体の特性であり、支持部の剛性とローター・支持系の質量(慣性)に依存する。
同じ設計の同じタイプのメカニズムでは、影響係数は近くなります。それらをコンピュータのメモリに保存し、テスト運転なしで同じタイプのメカニズムのバランシングに使用することが可能で、バランシングの生産性を大幅に向上させます。テストウェイトの質量は、テストウェイトを取り付けたときに振動パラメータが顕著に変化するように選択する必要があることに注意してください。さもなければ、影響係数の計算誤差が増大し、バランシングの品質が悪化します。
図1から分かるように、遠心力は半径方向、すなわちローター軸に対して垂直な方向に作用します。したがって、振動センサーは感度軸も半径方向を向くように取り付ける必要があります。通常、基礎の水平方向の剛性は低いため、水平方向の振動のほうが大きくなります。そのため、感度を高めるには、センサーの感度軸も水平方向を向くように設置するのが望ましいです。もっとも、本質的な違いがあるわけではありません。半径方向の振動に加えて、ローター回転軸に沿った軸方向振動も監視する必要があります。この振動は通常、アンバランスではなく、主にカップリングで接続されたシャフトのミスアライメントなど、別の原因によって生じます。
この振動はバランシングでは解消できず、その場合はアライメント(芯出し)が必要になる。実際には、このような機械にはローターのアンバランスとシャフトのミスアライメントの両方が存在することが多く、振動を解消する作業をはるかに難しくしている。このような場合、まず機械のセンタリングを行い、その後でバランシングを行う必要がある。(ただし、大きなトルクアンバランスがある場合、基礎構造の「ねじれ」により軸方向にも振動が発生する。)
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バランス機構の品質を評価する基準
ローター(機構)のバランシング品質は、2つの方法で評価できる。第一の方法は、バランシング作業中に求めた残留アンバランスの量を、残留アンバランスの許容値と比較するものである。異なるローター等級に対するこれらの許容値は ISO 21940-11 （旧ISO 1940-1）。
許容値の計算方法（ISO 21940-11）。 規格はバランス品質グレードGを規定しています。これは許容比アンバランスeper と使用回転角速度ω（mm/sで表される）との積です：
- ω = 2π·n / 60 [rad/s]、ここでnは使用回転速度（rpm）；
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg]（数値的には重心オフセットのµmに等しい）— 同等の式でeper = 9549 · G / n；
- Uper = eper ・m [g·mm]、ここでmはロータ質量（kg）。
計算例。 ロータ m = 50 kg、使用回転速度 n = 3000 rpm、グレード G 6.3（ファン、ポンプ、標準電動機）：ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s；eper = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg（クロスチェック：9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1）；Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm（ロータ全体に対して）。
許容値を2つの補正平面に分配する。 重心が2つの修正平面の間にあるローターでは、総許容値は重心から各平面までの距離に反比例して配分される。対称なローターの場合、これは単純に各平面で半分ずつ—上記の例ではおよそ1平面あたり500 g·mmとなる。どちらの平面にも、Uの70%を超える、または30%未満の配分をしてはならないper.
代表的なグレード： G 0.4 — ジャイロスコープ、精密研削盤の主軸 · G 1 — 研削盤主軸、精密アーマチュア · G 2.5 — タービン、ターボ発電機、工作機械の駆動部 · G 6.3 — 一般機械:ファン、ポンプインペラ、フライホイール、標準電動機 · G 16 — 特殊要件を持つカルダンシャフト、農業機械、破砕機 · G 40 — 自動車ホイール、ドライブシャフト(カルダンシャフト) · G 100 — 高速ディーゼルエンジンのクランクシャフト駆動部。
しかし、指定された公差を遵守しても、機構の振動の最小レベルの達成に関連する機構の動作信頼性を完全に保証することはできません。これは、機構の振動の大きさが、ローターの残留アンバランスに関連する力の大きさによって決定されるだけでなく、機構の構造要素の剛性k、質量m、減衰係数、回転周波数など、他のいくつかのパラメータにも依存するという事実によって説明される。したがって、多くの場合、機構の動的品質（バランスの品質を含む）を推定するには、機構の残留振動レベルを推定することが推奨されます。
産業機械の許容振動レベルに関して最も広く使用されている規格は ISO 20816-3(旧 ISO 10816-3)である。これは15kWを超え、120～15,000 rpmで運転する機械を対象とし、2つの軸で分類する—動力グループ(グループ1:300kW超、グループ2:15～300kW)と支持タイプ(剛性または柔軟性)である。各組み合わせには、mm/s RMSで表される独自のA/B、B/C、C/Dのゾーン境界がある。この適用範囲外の機械には、シリーズの専用パート(タービンセット — ISO 20816-2、水力機械、往復動機械、ポンプ)や、産業用ファン向けの ISO 14694 のような製品規格が用意されている。
非回転部で評価される一般的な機械の場合、従来の ISO 10816-1 ゾーン（現在はISO 20816-1の一部）は、振動速度について以下の境界値（mm/s RMS）を示します：
| クラス | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| クラスI（小形機械、15 kW以下） | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| クラスII（中形機械、15～75 kW） | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| クラスIII（大形機械、剛性基礎） | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| クラスIV（大形機械、柔軟性基礎） | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
ゾーンAは新品の機械の振動に相当します。ゾーンBは無制限の長期運転に対して許容されます。ゾーンCは制限付き運転のみ許容されます。ゾーンDは損傷を引き起こしかねないほど激しい振動を示します。
標準と参照
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. （廃止されたISO 1940-1に代わるものです。） Gグレードと許容値計算ツール →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. （静的アンバランス、偶力アンバランス、準静的アンバランス、動的アンバランスの定義。）
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. （ISO 10816-1およびISO 7919-1に代わるものです。） 評価ゾーン →
- ISO 20816-3:2022 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min. （ISO 10816-3:2009に代わるものです。）
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
よくあるご質問
バランス調整によりすべての振動が除去されますか?
いいえ。バランス調整は、回転軸に対するローター質量の非対称分布によって生じる振動を除去します。ミスアライメント、ベアリングの欠陥、空気力／流体力、電磁力など、その他の原因による振動については、別途診断と是正措置が必要です。
共振点の近くでバランス調整が失敗するのはなぜですか?
共振点付近では、わずかな速度変化でも振動振幅に大きな変化が生じ、位相が180°ずれることがあります。このような状況では測定結果が不安定になり、従来のバランス調整手順では特別な手法を用いなければ収束しない可能性があります。
一面バランシングと二面バランシングはそれぞれいつ必要になりますか?
1 面 は円盤状のローターで十分である。円盤状ローターとは、ローターの軸方向長さが直径に比べて小さいもの—経験則としてL/D < 0.5—であり、使用速度が第一危険速度を十分に下回るものを指す。典型例は、研削砥石、単一円盤のファンインペラ、プーリー、自動車ホイールである。このようなローターは、ほぼ純粋な静的アンバランスのみを持つ。
2機の飛行機 は、細長いローター(L/D ≥ 0.5)、シャフトに沿って2つ以上のインペラまたはディスクを持つあらゆるローター、そして2つのベアリングでの振動位相が大きく異なる場合—偶成分の兆候—に必要となる。剛性ローターで3平面以上が必要になることはない。
判断に迷う場合は、両方のベアリングを測定してください。片面補正で一方のベアリングの振動が減り、もう一方で増加する場合、そのロータには偶力成分があり、2面バランシングが必要です。
バランス調整の前に何をすべきでしょうか?
機械が使用可能であることを確認してください。基礎への確実な取り付け、ベアリングの健全性、著しい緩みがないこと、明らかな非直線性の原因がないことなどを確認してください。バランス調整は修理の代替手段ではありません。
重要なポイント
- バランス調整により、質量関連（遠心力）の励起は修正されますが、芯ずれ、ベアリングの損傷、または電磁気的/空気力学的発生源は解決されません。
- 共振と非線形性により、従来のバランス調整が無効になったり、安全でなくなったりする可能性があります。
- 剛性ロータの場合、動的アンバランス（静的成分と偶力成分の組み合わせ）に対する一般的な解決策は2面バランシングです。
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenkoは、振動解析エンジニアであり、Vibromeraの創業者兼CEOです。 15年以上にわたり、彼は試験台上ではなく現場で回転機械のバランシングを行ってきました——マルチャー、産業用ファン、クラッシャー、遠心分離機、シャフト、スピンドルなど。この経験から生まれたのがBalanset計測器であり、専門家が機械のもとへ持ち運び、現場で単独で使用できる道具として設計されています。実験室用の機器ではありません。 Vibromeraは2017年に設立され、2023年以降はポルトガル・ポルトを拠点としています。Balansetシリーズの開発、組み立て、サポートはすべてここで行われています。フラッグシップ機器はBalanset-1Aであり、単一平面および二平面バランシングと振動診断のための可搬式アナライザーです。 Nikolaiは、カスタマーサポート、困難なバランシング案件への対応、そしてソフトウェアの開発に自ら携わっています。世界中の顧客と、どの言語でも対応しています。
