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來自技術支援的真實案例，每個案例都有值得學習之處。
案例 1：紀錄之最 — 24 噸重的轉子（印度，糖廠）
一台撕解機（甘蔗切碎機），轉子質量 24,000 kg，轉速約 750 rpm。初始振動 3.2–5.7 mm/s。
採標準方法進行動平衡：試重、計算， 於 270° 處安裝 7.8 kg 配重。結果 — 0.47 mm/s.
教訓： 影響係數法本身對轉子質量不設限 — 只是所需配重會隨之增加。同一間糖廠也曾為德製離心機進行動平衡 — 初始振動 9.26 mm/s，於籃體內安裝 2585 g 配重板後修正：
案例 2：Seppi 粉碎機 — 一個核取方塊耗費一週時間（德國）
一台 Seppi 粉碎機，初始振動 83–128 mm/s — 極為嚴重。程式計算出配重數值，客戶焊接安裝後 — 仍無起色。
原因隱藏在設定中： “移除配重” 核取方塊被勾選，但客戶實際上是在加裝配重 — 導致符號反轉。
修正後：於 700–900 rpm 進行動平衡，安裝計算配重的一半，最終達到 3.4／8.3 mm/s — “Der Mulcher läuft spürbar sehr ruhig”（明顯感覺粉碎機運轉非常平穩）；客戶與其終端客戶皆感到滿意。
教訓： 開始作業前，請先檢查校正方式的設定。此外：振動超過 50 mm/s 時 — 一律採兩階段、以降低轉速進行動平衡。
案例 3：轉速感測器誤將皮帶輪的兩個孔洞算作標記（瑞士）
某台粉碎機數月來始終無法完成動平衡：程式要求安裝的配重極大（1466／1494 g），且轉速讀值約為 4000。
透過安裝現場照片，Nikolai 發現了問題所在：皮帶輪上有 兩個孔洞，轉速感測器將其誤判為兩個標記 — 導致轉速讀值加倍，相位數值也變得毫無意義。
教訓： 若程式顯示的轉速與實際轉速相差整數倍 — 應排查是否有多餘的“標記”（孔洞、反光點、葉片）。務必將顯示的轉速與實際轉速進行核對。
案例 4：原以為是“不平衡”，實際上是離合器損壞（美國）
一台 Morbark M15 削片機滾筒。這是客戶第一次進行動平衡作業 — 卻立即遇上棘手案例：讀值不穩定，配重計算始終無法收斂。頻譜顯示主峰位於約 70 Hz（約 4000 rpm），而實際工作轉速僅為 1800 — 問題來源並非轉子本身.
經過一個月的排查，拆開離合器後發現： 內部的雙盤已損壞，從外觀完全看不出來。
更換離合器後，即使尚未進行動平衡，振動就已從約 14 mm/s 降至 3–4 mm/s。剩餘問題可由頻譜判讀得知：2x 高於 1x → 不對中／鬆動；此時尚不適合進行動平衡。
教訓： 讀值不穩定 = 存在機械性問題。在焊接第一個配重之前，頻譜就能告訴您“究竟是什麼在振動”。
案例 5：梯架共振，而非不平衡（比利時，聯合收穫機）
一台飼料收穫機滾筒，刀座維修後（新焊接刀座，不平衡量約 500 g）。滾筒軸承處振動為 0.3–0.5 mm/s（優異），但梯架／駕駛室處卻高達 9 mm/s.
原則：振動必須 隨距離衰減 ，即遠離轉子時振動應隨之減小。若反而增大 — 表示是結構共振。客戶隨後發現一根管路開裂、固定螺栓斷裂。維修後：0.9／1.6 mm/s。
教訓： 請於多個點位進行測量。若遠離轉子處的振動反而比支撐處更劇烈，就表示無需進行動平衡 — 應尋找結構共振的來源。
案例 6：軸彎曲 — 在機械限制下進行動平衡（法國）
一台轉子嚴重彎曲的粉碎機，初始振動為 25 與 40 mm/s。依照技術支援建議：先以降低的 600–700 rpm 開始，透過 RunDown 尋找共振點，將感測器改為水平安裝，並將鬆動的擋板焊接固定於機殼上。結果： 3 與 11 mm/s — 已是彎曲軸所能達到的極限；客戶對此感到滿意，並當場以現金付款。
教訓： 變形的轉子無法完全透過動平衡消除 — 部分“不平衡”其實源自幾何變形。誠實的做法是：將振動降至可接受範圍，並如實告知客戶軸的實際狀況。
案例 7：120 mm/s 的艱鉅挑戰（西班牙）
一台 230 cm 寬的粉碎機：振動最高達 120 mm/s，幾乎到處都有共振，軸承間隙達 2 mm，軸頸磨損，機殼有裂紋。
處理過程如下：
- 更換軸承（進行兩次），軸頸經堆焊修復後重新加工。
- 焊補裂紋，並將擋板焊接固定。
- 以 950–1000 rpm 分階段進行動平衡，每次安裝計算配重的 1/3–1/2。
在工作轉速 1600 rpm 下的最終結果： 16 與 18 mm/s — 雖非理想，但機器已可正常運作。客戶表示：“若不是有你們的協助，我根本無法解決這個問題”。
同一場對話中的心得： “幾乎每兩台粉碎機中就有一台，必須更換兩組軸承後才能完成動平衡；第二常見的原因則是機殼裂紋”。
案例 8：4500 kg 破碎機轉子，耗時三天完成（法國）
一場歷時兩天的攻堅戰：這台裝有錘片的轉子呈現非線性行為；校正後其中一個平面的情況反而惡化。發現的問題如下：
- 約 8 kg 的試重 過大許多 （最適值約為 1 kg）— 破壞了線性模型的假設；
- 報告顯示轉速讀值加倍（713 與 1440）— 每轉一圈標記被偵測到兩次；
- 當時使用的是百分比模式，而非公克模式。
第二個轉子（4500 kg，605 rpm），修正錯誤後：從 6 與 8 → 0.9 與 1.3 mm/s.
教訓： 試重應使振動變化 20–30% 左右，而非高達數百個百分點。
案例 9：大學實驗風扇 — 並非所有問題都能靠動平衡解決（葡萄牙）
一台通風風扇：振動為 4 與 7 mm/s。動平衡後降至 0.5／0.6 mm/s，但仍殘留一個約 600 rpm（約 10 Hz）的主導頻率 — 並非旋轉頻率。結論：屬於空氣動力因素 — 管道吸力搭配機殼剛性不足所致。建議：清潔濾網、加強結構剛性。客戶因此同時獲得了動平衡成果與誠實的診斷結論。
教訓： 動平衡後若仍殘留“非旋轉相關”頻率的峰值，這是進一步診斷的線索，而非繼續加裝配重的理由。
案例 10：角度計算錯誤 — 70° 對上 290°（羅馬尼亞）
某台粉碎機連續數天“無法完成動平衡”；每次安裝配重後振動反而加劇。後來發現客戶的角度計算方向與 對抗 旋轉方向相反（在 360−70=290° 處安裝，而非 70° 處）。
讓客戶恍然大悟的解釋：“不是你繞著錶盤走，而是錶盤在轉，你站著不動”。此案例中同時也發現了軸彎曲，以及約 755 rpm 處的共振問題。
教訓： 角度 — 從試重位置起算，沿旋轉方向計算。永遠如此。
案例 11：傳動軸與喉箍（克羅埃西亞）
一輛汽車的傳動軸：配重以 蝸桿式喉箍 固定（比焊接更快速簡便；請確實鎖緊螺紋）。過程中：程式的 COM 連接埠每天當機約 10 次 — 改用實驗版軟體後解決；感測器係數則是從 econfig USB 隨身碟中的檔案找回（包裝箱已被丟棄）。結果 — 0.5 mm/s.
工作轉速為 1189 rpm，但頻譜中仍殘留一個約 1810 rpm 的峰值 — 這是來自“外部”的來源（引擎）。
教訓： 喉箍是固定軸類配重的正規方法；校準係數共存放於三個位置 — 要三者同時遺失並不容易。
案例 12：RunDown 找出測試台架的共振點（羅馬尼亞）
一台裝有葉輪的自製台架：始終無法完成動平衡。惰轉圖表顯示出 三個共振區域：約 420、約 644，以及 960 rpm 以上。解決方法：於約 844 rpm（位於共振點之間）進行動平衡，並將台架改為彈簧支撐。
結果：23.26 → 0.905 mm/s.
教訓： RunDown 是選出“乾淨”轉速最快速的方法。合格的台架應能以手輕推即在彈簧上搖動。
案例 13：約 600 kg 的轉子、主機故障、2 天內完成更換（波蘭）
客戶親自取貨；三天後主機便無法被偵測到（原廠接觸不良瑕疵）。隔天即透過 DHL 寄出替換主機。之後作業順利進行：一台約 600 kg 的粉碎機，試重 400–600 g，校正配重為 494 g @3° 與 486 g @331°，最終約 5–6 mm/s（在軟性支撐 6–7 mm/s 的公差範圍內）。
教訓： 這就是在實際機器上，螢幕顯示的完整流程樣貌。
