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ローターバランシング理論：ISO規格、Gグレード、公式と計算
規格が実際に定めている内容を、計算式とともにすべて解説する：アンバランスとは何かを平易な言葉で、遠心力の公式、静的アンバランスと動的アンバランスの違い、RMS振動速度、ISO 10816の振動ゾーン（ポンプを含む）、ISO 1940／ISO 21940-11のバランス品質グレードと許容残留アンバランスの計算、mm/s↔dB変換、固有振動数と共振——そしてこれらが実際の フィールドバランシング計測器.
1. ローターのアンバランスとは何か——平易な言葉で
理想的には、ローターの質量は重心が回転軸上に正確に乗るように分布しているべきである。しかし現実には決してそうはならない。鋳造時のポロシティ、機械加工公差、溶接修理、摩耗または交換されたブレード、こびりついた汚れ、キー溝に収まったキー——これらすべてが数グラムを片側に偏らせる。この質量の偏りが アンバランス.
ローターが静止している間、アンバランスは目に見えない。回転が始まると、偏った質量は円を描くように動かされ、ニュートンの法則によりシャフトを外側へ引っ張る——1回転につき1回、常に「重い点」の方向へ。軸受は回転する力を受け、ハウジングは回転周波数と正確に一致する振動を受ける（ 1×成分であり）。この一文だけで、バランシング計測器が行っていることの大部分を説明できる：1回転につき1回の引っ張りがどれだけ大きいか（振幅）を測定し、重い点がどこを向いているか（位相).
アンバランスは質量とその半径の積として数値化される：
U — アンバランス [g·mm]；m — 偏った質量 [g]；r — その位置の半径 [mm]。100 mmの位置の10 g＝1,000 g·mm——これは50 mmの位置の20 gとまったく同じ有害さである。
Uをローター質量で割ると、 比アンバランス e = U/M [g·mm/kg = µm] ——これはまさに重心と回転軸の間の距離にほかならない。この小さな量が、次章のISOグレードへの橋渡しとなる—— 第7章：「良好にバランスされた」工業用ローターは、通常、重心が数十 ミクロン 軸から。
2. アンバランスから生じる遠心力——公式と計算例
アンバランスが生み出す回転する引っ張り力は、通常の遠心力である：
F — 力 [N]；m — アンバランス質量 [kg]；r — 半径 [m]；U — アンバランス [kg·m]；ω — 角速度 [rad/s]；n — ローター回転速度 [rpm]。
見落とされがちなのは、 回転速度の ωに依存する。100 g·mm（10 mmの位置の10 g、または100 mmの位置の1 g）というわずかなアンバランスを例に、回転速度がそれにどう作用するかを見てみよう：
| ローター回転数 | ω | 100 g·mmから生じる遠心力 | 等価静的重量 |
|---|---|---|---|
| 500 rpm | 52.4 rad/s | 0.27 N | ~28 g |
| 1,500 rpm | 157 rad/s | 2.5 N | ~0.25 kg |
| 3,000 rpm | 314 rad/s | 9.9 N | ~1 kg |
| 6,000 rpm | 628 rad/s | 39.4 N | ~4キロ |
| 12,000 rpm | 1,257 rad/s | 158 N | ~16 kg |
より現場に即した例：修理業者がマルチャーのドラムに新しいハンマーブラケットを溶接し、半径200 mmの位置に50 gの重量差を残してしまった——これはU = 10,000 g·mmに相当する。稼働回転数1,500 rpmでは、ドラムの軸受は追加で F = 0.01 kg·m × 157² ≈ 246 N ≈ 25 kg ——1秒間に25回、シャフトの周りをセメント袋が振り回されているようなものである。2,000 rpmでは同じミスが約44 kgの力で引っ張る。
ω²の法則からは、実務上2つの帰結が直接導かれる：
- 許容値は回転速度が上がるほど厳しくなる。 500 rpmのクラッシャーでは無害な残留アンバランスも、12,000 rpmのスピンドルでは破壊的になる——これはまさに Gグレード が構築される。
- 「フルスピードのときだけ振動する」というのは想定通りの物理現象であり、 謎ではない：回転数が半分になれば力は4分の1になる。（もし振動が 跳ぶ 狭い回転数帯域で不釣り合いに大きくなる場合、それは別の現象である—— 共振.)
3. 静的アンバランスと動的アンバランス——1平面か2平面かを決める違い
アンバランスには2つの基本形態があり、その違いは学術的なものではない——1つの修正ウェイトで十分か、2平面が必要かを左右する。
- 静的アンバランス ——重い点は実質的に一つの軸方向位置に存在し、重心は横方向にずれている。自由支持上では、停止したローターが自然に重い側を下にして転がる（そのため「静的」と呼ばれ、回転させなくても見つけられる）。1平面に1つのウェイトを付ければ修正できる（静的 / 単面バランス).
- モーメント／動的アンバランス ——ローターの両端に180°離れた等しい重さの重い点が2つある状態。静止時には互いに打ち消し合い、ローターは静的にバランスが取れており転がらない。回転すると各端がそれぞれの方向に引っ張り、半回転分位相がずれる——ローターは ぶれる、支持部は逆位相で振動する。これが カップルアンバランス 検出可能である 回転時にのみ そして修正可能である 2平面のウェイトでのみ。実際のローターは両方の形態が混在していることが多く、これが長尺ローターを2平面同時計算でバランシングする理由である——完全な手法については 動的釣り合わせの解説.
| 静的アンバランス | 動的（カップル）アンバランス | |
|---|---|---|
| 静止状態で検出できますか？ | はい——ローターは重い側を下にして転がる | いいえ——回転時にのみ現れる |
| 支持部の振動 | 両支持部が同位相 | 支持部が逆位相（ローターが「ぶれる」） |
| 修正 | ウェイト1個、平面1つ | 2つのウェイト、2平面、同時に解を求める |
| 経験則 | ロータ幅が直径の約1/2未満(実務では1/3)→通常1平面で十分;それより長い→2平面が必要(ISO 21940-11) | |
4. アンバランスが軸受に与える影響：寿命の3乗則
から生じる遠心力 第2章 消えてなくなるわけではない——それは追加の回転荷重として軸受にかかり、軸受が本来設計されていた自重やプロセス荷重に上乗せされる。転がり軸受の疲労寿命は、古典的な定格式に従う：
C — 軸受の動定格荷重；P — 実際に加わる等価動的荷重。
荷重が加わることで 3乗 （あるいはそれ以上）、一見大きくないアンバランス力でも劇的な寿命低下につながる：
| アンバランスによる追加の動的荷重 | 残存軸受寿命（玉軸受、p = 3） |
|---|---|
| +10 % | ≈ 75 % |
| +26 % | ≈ 50 % |
| +50 % | ≈ 30 % |
| +100 %（荷重2倍） | ≈ 12 % |
上記のマルチャーの例では、200 mmの位置に取り付けたまま忘れられた50 gが約250 Nの回転荷重を追加した。仮に1 kNの荷重を受けるドラム軸受であれば、これは+25%に相当し、いい加減な修理一つで寿命がほぼ半減する。しかも軸受は最初の犠牲者にすぎない。同じ振動がボルトを緩め、溶接部やハウジングの亀裂を広げ、カップリングやベルトを摩耗させ、工作機械の仕上げ精度を悪化させる。アンバランス→力→疲労というこの連鎖こそ、バランシングが単なる見栄えの問題ではなく保全そのものである理由である。
5. RMS振動速度：実際に測定されているもの
振動は変位（µm）、速度（mm/s）、または加速度（m/s²）で表すことができる。機械状態を評価する規格が採用したのは 振動速度、破壊的な中間周波数帯域を最も均等に重み付けするためであり、具体的には RMS 値 （二乗平均平方根）：
RMSとは、測定窓内における信号の「エネルギー平均」であり、ISO 10816/20816の限界値が参照する量である。
なぜピークではなくRMSなのか。実際の振動信号は、1×アンバランスの正弦波に高調波、軸受ノイズ、ランダムなスパイクが混ざった混合物である。ピーク値は測定のたびに大きく変動するが、RMSは信号の真のエネルギー量を積分するため、測定ごとの再現性が高い。これは基準値や「施工前」の値と比較する際に必要な性質である（衝撃解析ではピーク値も依然重要だが、バランシングと状態診断ではRMSが主役である）。
実務での測定方法： ：軸受ハウジング（半径方向、清浄な平面にマグネットマウント）に取り付けた加速度センサーで測定し、信号を速度に積分、標準の10～1,000 Hz帯域に帯域制限し、数十回転を平均してRMSを算出する。Balanset-1Aの振動計画面では、重要な3つの数値が並んで表示される： 総合RMS （すべての原因を合わせた）、 1×成分であり （バランシングで除去できる成分——位相付き）、そして 回転数。総合値が6 mm/sであっても1×成分が1 mm/sしかない場合、バランシングではその機械は改善しない——アンバランス以外の何かが振動の原因である。
6. ISO 10816／20816に基づく振動規格——ポンプを含む
ISO 10816（現在はISO 20816に統合されつつある）は、オペレーターの疑問に答える： 「この程度の振動は許容できるか？」 組み立てられた機械を、非回転部（軸受ハウジング）で測定したRMS振動速度によって評価し、結果を4つのゾーンに分類する：
| ゾーン | 意味 | 一般的な目安（中型機械） |
|---|---|---|
| A | 新機械状態 | up to ~1.4 mm/s |
| B | 制限のない長期運用が可能 | 1.4～2.8 mm/秒 |
| C | 長期運転には不適——是正を計画すること | 2.8 – 4.5 mm/s |
| D | 損傷につながる振動——今すぐ対応 | 4.5 mm/s超 |
ポンプに特化して （ISO 10816-3グループ2：15～300 kWの機械、および回転動力学的ポンプに対するISO 10816-7）、ゾーンの境界は基礎の種類——剛性か柔軟か——によって異なる：
| ポンプの場合… | ゾーンA/B境界 | ゾーンB/C境界 | ゾーンC/D境界 |
|---|---|---|---|
| 剛性支持（グラウト基礎） | 1.4 mm/秒 | 2.8 mm/秒 | 4.5 mm/秒 |
| 柔軟支持（フレーム、バネマウント） | 2.3 mm/秒 | 4.5 mm/秒 | 7.1 mm/秒 |
大型機械（300 kW超、ISO 10816-3グループ1）では、限界値が比例して緩くなる（剛性支持で2.3／4.5／7.1 mm/s、柔軟支持で3.5／7.1／11 mm/s）。メーカーが独自の限界値を定めている場合は必ずそれを確認すること——一般表よりも優先される。
表を単なる学術資料ではなく実務で使えるものにする、3つの現場ルール：
- 軸受で、3方向について測定すること 可能な場合は（水平、垂直、軸方向）——規格は最も高い読み値に適用される。
- 絶対値だけでなく、傾向を評価すること。 何年も1.8 mm/sで稼働していたポンプが3.4 mm/sを示すようになった場合、依然「許容範囲」であっても注意が必要である。
- 農業機械や移動式機械は、より緩やかな基準で評価される ——本質的に柔軟なフレームを持つマルチャーや草刈機では、約7 mm/sまでは問題ないとされる。そこでポンプ並みの数値を追求するのは労力の無駄である（詳しくは 許容値の章).
7. バランス品質グレードG——ISO 1940／ISO 21940-11の表
ISO 10816が稼働中の機械を評価するのに対し、ISO 1940-1（内容は本質的に変わらずISO 21940-11に置き換えられた）は ローター自体：バランシング後にどれだけの残留アンバランスが許容されるか。この許容値は バランス品質グレードG、比アンバランスと角速度の積として定義される：
e_per — 許容比アンバランス（重心の偏り）[mm]；ω — 角速度 [rad/s]。両者の積は速度の次元を持つ——これがグレードの単位がmm/sである理由である。
この定義の巧みな点：1つのG値がすべての回転速度をカバーする。G 6.3にバランシングされたローターは、重心が軸に十分近く、 アンバランスに起因する速度 は6.3 mm/sである——回転数に関わらず。ローターが速いほどωが大きくなり、許容される偏りe_perはそれに反比例して小さくなる。標準的なグレードとその一般的な適用例：
| グレード | 代表的なローター種別（ISO 21940-11に基づく） |
|---|---|
| G 40 | 自動車ホイール、リム、低速車両のドライブシャフト |
| G 16 | カルダン／ドライブシャフト、農業機械のローター、クラッシャー部品、エンジンの個別部品 |
| G 6.3 | 工業用の標準グレード：ファン、ブロワー、ポンプ、一般電動機、機械部品、ドラム、プーリー、フライホイール、遠心分離機 |
| G 2.5 | ガスタービンおよび蒸気タービン、剛性ターボ発電機ローター、工作機械の駆動部、特別要件を持つ中大型電動機 |
| G 1 | 研削盤の駆動部、テープレコーダーおよびレコードプレーヤーの駆動部、小型精密電機子 |
| G 0.4 | 精密研削盤スピンドル、ジャイロスコープ |
グレードが物理的に何を意味するかは、e_perを通して最もつかみやすい。3,000 rpm（ω = 314 rad/s）では、グレードG 6.3が許容するe_perは6.3 / 314 = 0.02 mm = 20 µm：「通常バランスの取れた」3,000 rpmのローターの重心は、軸から100分の2ミリメートル以内に収まっている。同じ回転速度でG 1が許容するのはわずか3 µmである。バランシング治具、心棒、さらにはタコメーターマークの位置までもがこれほど細心に扱われるのはそのためであり、この精度域ではあらゆる要素が意味を持つ。
8. 許容残留アンバランス：ISO 1940の計算方法をステップごとに解説
どの現場作業も最後に行き着く実務的な問い： 「何グラム・ミリメートルまで残留を許容できるか？」 グレードの定義から、1つの式で答えが得られる：
G — グレード [mm/s]；M — ローター質量 [kg]；n — 稼働回転速度 [rpm]。定数9549 = 1000 × 60/2πは単位換算のためのものである。2平面バランシングでは、結果を平面間で分配する——対称なローターでは通常50/50である。
-
グレードを選択する
上記のISO 21940-11適用表から——例えば工業用ファンのインペラであれば→ G 6.3.
-
質量と稼働回転速度を入力する
ファンローター M = 80 kg、n = 3,000 rpm：U_per = 9549 × 6.3 × 80 / 3000 = ≈ 1,604 g·mm total.
-
修正平面間で分配
対称ローター、2平面→ ≈ 802 g·mm per plane。（同じローターを農業用グレードG 16でバランシングした場合、許容値は1平面あたり約2,037 g·mmとなる——グレードは線形にスケールする。）
-
使用する半径でグラムに換算する
修正半径250 mm → 残留する重い点は802 / 250 ≈ 3.2 g （1平面あたり）。これが、トリム運転後に計測器が報告する値と比較すべき数値である。
現場で手計算する必要はない。同じ計算機能はBalansetソフトウェアに組み込まれており、質量・回転速度・グレードを入力するだけで、測定された残留アンバランスの隣に許容値が結果ウィンドウに表示される。無料のオンライン版はこちら： ISO 21940-11 残留アンバランス計算ツール.
計測器がこれらの計算を代わりに実行してくれる
Balanset-1Aは2チャンネル＋位相を測定し、影響係数法により修正質量を計算し、結果をISO 21940-11の許容値と照合してレポートを出力する—— €1,975、ソフトウェアアップデートは永久無料。このページで解説している理論は、まさにその画面上で実装されているものである。
9. 固有振動数と共振——すべてのバランシング作業者が直面する落とし穴
あらゆる構造物——ローター、支持部、フレーム、基礎——には 固有振動数：叩いたときに構造物が「振動したがる」周波数のことで、その剛性と質量によって決まる（最も単純なモデルではf_n = (1/2π)·√(k/m)）。ローターの回転速度が固有振動数に近づくと、1回転につき1回のアンバランス力が構造物自身の振動と同期して到達し、押すたびにエネルギーが積み重なっていく。これが 共振：振幅は（減衰によってのみ制限されつつ）増大し、位相は大きく振れ、バランシングが前提とする線形演算は成り立たなくなる。
バランシング作業中に共振が現れるサイン：
- わずかな回転数変化（50～100 rpm）で振動が数倍に変わる。
- 位相の読み値が安定しない、または回転数がわずか数rpm変動しただけで跳ぶ。
- 計算されたウェイトを取り付けた後、振動が 増え続け ——そして次の運転ではさらに大きな質量が必要になる。
- 振動が大きい場合 遠ざける 軸受よりも、ローターから離れた場所（はしご、ガード、キャブなど）で大きい場合——共振しているのはローターではなく構造部材である。
計測器で固有振動数を見つける方法：RunDownチャート
最も速いフィールド手法は追加機材を必要としない：機械を稼働回転数まで上げ、駆動を切り、ローターが減速していく間、計測器に振幅と位相を連続的に記録させる—— 減速していく 回転速度域全体にわたって。Balansetソフトウェアは両者を回転数に対してプロットする（RunDownチャート）。読み取りは一目で済む：
- それぞれ 振幅ピーク 減速の途中に現れる場合、ローターが固有振動数を通過したことを示す。
- 同じ回転速度において 位相トレースが急激に変化する （共振点を通過する際に約180°位相が変化する）——これは荷重の影響ではなく真の共振であることを示す古典的な確認方法である。
- その ピークとピークの間の静かな谷 は安全なバランシング回転数である。
その知識をどう活かすか：
- 共振ゾーンの外でバランシングする ——通常は最初のピークより明らかに低い、あるいはピーク間の谷にある回転数を指す。マルチャーの実務では、600～900 rpmで粗バランシングを行い、その後稼働回転数で確認する。
- 一連の測定は毎回同じ回転数で行うこと （±100 rpm）——共振付近では、わずか2～3 rpmの変動でも振幅と位相が顕著に変化する。
- テスト台やDIY架台向けに、意図的に形状を設計する：柔らかい（共振以下の）架台では、固有振動数を2～3倍 以下 バランシング回転数——手で押すと目に見えて揺れるバネ支持がまさにそれを実現する。
- 稼働回転数自体が共振点上にある場合、バランシングは対症療法にすぎない——本当の解決策は剛性または質量を変えること（フレームの補強、マウントの変更）で固有振動数をずらすことである。
10. mm/sからdBへの変換（振動速度レベル）
振動データがデシベル単位で提供されることもある——旧東欧圏の規格の一部、一部のアナライザー、建物振動のレポートでは対数目盛が使われる。この変換は測定ではなく定義である：
v — 測定されたRMS速度；v₀ — 基準速度。5·10⁻⁸ m/sは振動診断の実務（GOST／旧ISOの慣習）で用いられる基準値である。ISO 1683では一部の音響用途向けに10⁻⁹ m/sも記載されているため、dB値を示す際は必ず基準値を明記すること。
一般的な基準値v₀ = 5·10⁻⁸ m/sにおける換算の目安：
| RMS速度 | レベル | どこで出会うか |
|---|---|---|
| 0.5 mm/s | 80デシベル | 優良（小型機械） |
| 1.0 mm/s | 86 dB | ゾーンA、良好な状態 |
| 2.8 mm/秒 | 95 dB | ゾーンA/B→B/C境界領域 |
| 4.5 mm/秒 | 99 dB | ゾーンC/D境界（中型機械） |
| 7.1 mm/秒 | 103 dB | 柔軟支持のC/D境界 |
| 10 mm/s | 106 dB | 重度——損傷領域 |
2つの経験則で、この目盛りを直感的に理解できる： +6 dB＝速度2倍, +20 dB＝10倍 速度である。したがって、バランシング後に99 dBから86 dBまで下がった機械は、振動が約4.5分の1に減少したことになる——対数目盛は大きな改善を控えめな数字に圧縮してしまうため、顧客向けのサービスレポートではmm/s表記の方が分かりやすい。
11. よくある質問
ローターのアンバランスとは、平易に言うと何か？
アンバランスとは、ローターの重心が回転軸上に正確に乗っておらず、片側に余分な質量が存在する状態を指す。静止時には見えないが、回転すると、この偏った質量が1回転につき1回シャフトを外側へ引っ張り、回転周波数（1×成分）と正確に一致する回転遠心力を発生させて機械を揺らす。アンバランスは質量×半径（g·mm）として測定され、ウェイトの追加または除去によって修正される。
アンバランスから生じる遠心力の公式は何か？
F = m·r·ω² = U·ω²（U = m·rはアンバランス、ω = 2πn/60は角速度）。力は回転数の2乗に比例して大きくなる：100 g·mmは3,000 rpmで約1 kgの回転力を生むが、12,000 rpmでは約16 kgになる。この2乗則こそ、回転速度が上がるほどバランシングの許容値が厳しくなる理由である。
静的バランス調整と動的バランス調整の違いは何ですか?
静的アンバランスとは、実効的に一箇所の重い点があることで、停止したローターは自由支持上で重い側を下にして転がり、1平面に1つのウェイトを付ければ修正できる。動的（モーメント）アンバランスは、180°離れた両端に重い点があるもので、静止時にはバランスが取れているのに回転するとぶれる。回転中でなければ検出できず、2平面のウェイトで修正する必要がある。実際のローターは両方が組み合わさっていることが多く、これが長尺ローターを2平面同時計算でバランシングする理由である。
アンバランスは軸受の耐用年数にどう影響するか？
遠心力は軸受の動的負荷Pに加算され、転がり軸受の寿命は玉軸受の場合L₁₀ = (C/P)³に従う——荷重は3乗で効いてくる。目安として、荷重+10%で寿命は約−25%、+26%で約−50%、荷重を2倍にすると寿命は約12%しか残らない。軸受だけでなく、同じ回転力が締結部品を緩め、亀裂を広げ、カップリングを摩耗させる。
RMS振動速度とは何か、どのように測定するのか？
RMS（実効値）振動速度は、mm/s単位で表した速度信号のエネルギー平均であり、ISO 10816/20816が用いる標準量である。純粋な正弦波の場合、ピーク値の0.707倍に等しい。軸受ハウジング上（半径方向）に取り付けた加速度センサーで測定し、信号を10～1,000 Hzの帯域で速度に積分し、多数の回転にわたって平均する。2チャンネル計測器は両方の軸受を同時に読み取り、バランシングで除去できる1×成分も分離抽出する。
ポンプに対するISO 10816の振動規格とは何か？
15～300 kWのポンプ（ISO 10816-3グループ2）では、ゾーン境界は剛性支持で1.4／2.8／4.5 mm/s RMS、柔軟支持で2.3／4.5／7.1 mm/sである。最初の値までがゾーンA、2番目までがゾーンB（長期的に許容可）、3番目までがゾーンC（早めに是正）、それを超えるとゾーンD（損傷リスク）となる。大型機械ではこれに比例して限界値が高くなる。メーカーが独自の限界値を示している場合は、そちらが一般表より優先される。
ISO 1940におけるバランス品質グレードGとは何を意味するのか？
グレードG（mm/s単位）は、許容比アンバランスと角速度の積に等しい：G = e_per·ω。代表的な割り当ては、G 40 — 自動車ホイール、G 16 — カルダンシャフトおよび農業機械のローター、G 6.3 — ファン、ポンプ、一般モーター、ドラム（工業用の標準）、G 2.5 — タービンおよび工作機械、G 1～G 0.4 — 精密スピンドル。定義にωが含まれるため、回転速度が上がるほど同じグレードでも許容されるg·mmは少なくなる。
ISO 1940に基づく許容残留アンバランスはどのように計算すればよいか？
U_per = 9549・G・M / n（Gはmm/s単位のグレード、Mはkg単位のローター質量、nはrpm単位の回転速度）。結果はg·mm単位で得られ、通常は2つの修正平面に50/50で分配する。例：80 kgのファンを3,000 rpmで運転、G 6.3の場合 → 9549×6.3×80/3000 ≈ 合計1,604 g·mm ≈ 1平面あたり802 g·mm。修正半径250 mmでは約3.2 gに相当する。オンラインツール：vibromera.euのISO 21940-11計算ツール。
バランシングの際に固有振動数を見つけ、共振を避けるにはどうすればよいか？
コーストダウン（RunDown）チャートを記録する：機械を回転速度まで上げ、駆動を切り、回転数が低下していく過程で振幅と位相を記録する。振幅のピークに急激な位相変化が伴う箇所は固有振動数を示し、ピークとピークの間の谷が安全なバランシング回転数である。共振に乗っているサイン：50～100 rpmの変化で振動が数倍に変わる、位相が安定しない、計算したウェイトを取り付けるとかえって悪化する、といった現象が見られる。共振ゾーンの外でバランシングを行うか、構造体の剛性を変えて共振点を移動させること。
振動のmm/sをdBに変換するにはどうすればよいか？
L_v = 20·log₁₀(v/v₀)、振動診断の実務ではv₀ = 5·10⁻⁸ m/sが基準値として使われる：1 mm/s ≈ 86 dB、4.5 mm/s ≈ 99 dB、10 mm/s ≈ 106 dB。+6 dBは速度2倍、+20 dBは10倍を意味することを覚えておくこと。また、音響関連の一部の規格では10⁻⁹ m/sを基準にしているため、常に基準値を明記すること。
