Equilibrio del motor

Si el peso —o la distribución del peso— de las piezas móviles no es uniforme, su movimiento puede generar fuerzas de desequilibrio, provocando vibraciones. Por ejemplo, si el peso de los pistones o las bielas difiere entre los cilindros, el movimiento alternativo puede generar fuerzas verticales. Del mismo modo, la rotación de un cigüeñal con pesos desiguales o de un volante con una distribución de peso desigual puede provocar un desequilibrio rotacional .

Incluso con una distribución de peso perfectamente equilibrada de las masas estáticas, algunas configuraciones de cilindros provocan desequilibrios debido a que las fuerzas de cada cilindro no siempre se anulan entre sí. Por ejemplo, un motor de cuatro cilindros en línea presenta una vibración vertical (al doble de la velocidad del motor). Estos desequilibrios son inherentes al diseño y no se pueden evitar; por lo tanto, es necesario gestionar la vibración resultante mediante ejes de equilibrado u otras técnicas de reducción de ruido, vibración y aspereza (NVH) para minimizar la vibración que llega al habitáculo.

Se produce un desequilibrio alternativo cuando el movimiento lineal de un componente (como un pistón) no se ve contrarrestado por otro componente que se mueve con igual impulso, pero en dirección opuesta en el mismo plano.

Los tipos de desequilibrio de fase recíproco son:

• Desajuste en pistones que se mueven en sentido contrario, como en un motor monocilíndrico o en un motor de tres cilindros en línea.
• Orden de encendido desigualmente espaciado , como en un motor V6 sin muñequillas de cigüeñal desplazadas.

Los tipos de desequilibrio en planos alternativos son:

• La distancia de compensación entre los muñones del cigüeñal provoca un par de balanceo en el cigüeñal debido a las fuerzas de combustión iguales y opuestas, como en un motor bóxer bicilíndrico, un motor tricilíndrico en línea de 120°, un motor V4 de 90°, un motor de cinco cilindros en línea, un motor V6 de 60° y un motor V8 de plano cruzado de 90°.

En los motores sin ciclos de potencia superpuestos (como los motores con cuatro cilindros o menos), las pulsaciones en la entrega de potencia hacen vibrar el motor rotacionalmente sobre el eje X , de forma similar a un desequilibrio alternativo.

Un desequilibrio rotacional se produce por distribuciones de masa desiguales en conjuntos giratorios.

Los tipos de desequilibrio de fase rotatoria son:

• Masas excéntricas desequilibradas en un componente giratorio, como un volante de inercia desequilibrado.

Los tipos de desequilibrio en el plano giratorio son:

• Masas desequilibradas a lo largo del eje de rotación de un conjunto giratorio que causan un par de balanceo, como si el cigüeñal de un motor bóxer-twin no incluyera contrapesos, la masa de las bielas ubicadas a 180° de distancia causaría un par a lo largo del eje del cigüeñal. ^{[ 2 ]}
• Movimiento lateral en pares de conjuntos que se mueven en direcciones opuestas, como la diferencia de altura del centro de masa en un par de conjuntos de pistón y biela. En este caso, se produce un par de balanceo cuando una biela oscila hacia la izquierda (durante la mitad superior de su rotación del cigüeñal) mientras la otra oscila hacia la derecha (durante la mitad inferior), lo que genera una fuerza hacia la izquierda en la parte superior del motor y una fuerza hacia la derecha en la parte inferior del motor.

La vibración torsional se produce cuando se aplican impulsos de torsión a un eje con una frecuencia que coincide con su frecuencia de resonancia, y el par aplicado y el par resistente actúan en diferentes puntos a lo largo del eje. No se puede equilibrar, sino que debe amortiguarse. Si bien el equilibrado es igualmente efectivo a todas las velocidades y cargas, la amortiguación debe adaptarse a las condiciones de funcionamiento específicas. Si el eje no puede diseñarse de manera que su frecuencia de resonancia esté fuera del rango de funcionamiento previsto, por ejemplo, por razones de peso o coste, debe equiparse con un amortiguador.

La vibración se produce alrededor del eje del cigüeñal, ya que las bielas suelen estar ubicadas a diferentes distancias del par resistente (por ejemplo, el embrague). Esta vibración no se transmite al exterior del motor; sin embargo, la fatiga causada por la vibración podría provocar la falla del cigüeñal.

Los motores radiales no experimentan desequilibrio torsional.

Los motores bicilíndricos en línea suelen utilizar las siguientes configuraciones:

• Cigüeñal de 360°: Esta configuración crea los niveles más altos de desequilibrio primario y secundario, equivalentes a los de un motor monocilíndrico; ^{[ 4 ]} pero el orden de encendido uniforme proporciona una entrega de potencia más suave (aunque sin las carreras de potencia superpuestas de los motores con más de cuatro cilindros).
• Cigüeñal de 180°: Esta configuración tiene equilibrio primario pero un orden de encendido desigual y un par oscilante; ^{[ 5 ]} además, los desequilibrios secundarios son la mitad de fuertes (y al doble de frecuencia) en comparación con un motor bicilíndrico en línea de 360°.
• Cigüeñal de 270°: Esta configuración minimiza los desequilibrios secundarios; sin embargo, existe un desequilibrio en el plano de rotación primario y el orden de encendido es irregular. El sonido del escape y la entrega de potencia se asemejan a los de un motor bicilíndrico en V de 90°.

Los motores de tres cilindros en línea suelen utilizar un diseño de cigüeñal de 120° y tienen las siguientes características:

• El intervalo de disparo es perfectamente regular (aunque los golpes de potencia no se superponen).
• El equilibrio entre los planos alternativos primario y secundario es perfecto.
• Se presentan desequilibrios primarios y secundarios en el plano de rotación.

Los motores de cuatro cilindros en línea (también llamados motores de cuatro cilindros en línea ) suelen utilizar un diseño de cigüeñal de 180° con una disposición hacia arriba, abajo, abajo y arriba , y presentan las siguientes características:

• El intervalo de disparo es perfectamente regular (aunque los golpes de potencia no se superponen).
• El equilibrio del motor primario es perfecto. Se observan desequilibrios en el plano alternativo secundario.
• Las fuerzas recíprocas secundarias son elevadas, debido a que los cuatro pistones están en fase al doble de la frecuencia de rotación.
• Los contrapesos se han utilizado en los motores de automóviles de pasajeros desde mediados de la década de 1930, ^{[ 6 ]} ya sea como contrapeso completo o como semicontrapeso (también conocido como medio contrapeso ).

Los motores de cinco cilindros en línea suelen utilizar un diseño de cigüeñal de 72° y tienen las siguientes características:

• Un intervalo de encendido perfectamente regular con ciclos de potencia superpuestos, lo que da como resultado un ralentí más suave que el de los motores con menos cilindros.
• El equilibrio entre los planos alternativos primario y secundario es perfecto.
• Se presentan desequilibrios primarios y secundarios en el plano de rotación.

Los motores de seis cilindros en línea suelen utilizar un diseño de cigüeñal de 120°, un orden de encendido de 1–5–3–6–2–4 cilindros y tienen las siguientes características:

• Un intervalo de encendido perfectamente regular con ciclos de potencia superpuestos. El uso de dos colectores de escape simples de tres en uno permite una evacuación uniforme de los gases, ya que, en este sentido, el motor se comporta como dos motores de tres cilindros en línea independientes.
• El equilibrio entre los planos alternativos primario y secundario es perfecto.
• El equilibrio entre el plano giratorio primario y el secundario es perfecto.

Los motores bicilíndricos en V tienen las siguientes características:

• Con un ángulo en V de 90 grados y muñequillas de cigüeñal descentradas, un motor bicilíndrico en V puede tener un equilibrio primario perfecto.
• Si se utiliza un muñón de cigüeñal compartido (como en un motor bicilíndrico en V de Ducati), el cigüeñal de 360° produce un intervalo de encendido irregular. Estos motores también presentan desequilibrios primarios en el plano alternativo y en el plano giratorio. Cuando las bielas se encuentran en diferentes posiciones a lo largo del cigüeñal (a menos que se utilicen bielas de horquilla ), este desfase genera un par de torsión oscilante dentro del motor.

Los motores V4 vienen en muchas configuraciones diferentes en términos del ángulo de la "V" y las configuraciones del cigüeñal. Algunos ejemplos son:

• Los motores V4 del Lancia Fulvia con ángulo en V estrecho tienen desplazamientos en los muñones del cigüeñal que corresponden a los ángulos en V, por lo que el intervalo de encendido coincide con el de un motor de cuatro cilindros en línea.
• Algunos motores V4 tienen intervalos de encendido irregulares, y cada diseño debe considerarse por separado en términos de todos los elementos de equilibrio. El motor Honda RC36 tiene un ángulo en V de 90° y un cigüeñal de 180° con intervalos de encendido de 180°–270°–180°–90°, lo que resulta en intervalos de encendido desiguales dentro de 360 ​​grados y dentro de 720 grados de rotación del cigüeñal. Por otro lado, el motor Honda VFR1200F tiene un ángulo en V de 76° y un cigüeñal de 360° con muñequillas de cigüeñal compartidas que tienen un desplazamiento de 28°, lo que resulta en un intervalo de encendido de 256°–104°–256°–104°. Este motor también tiene una orientación inusual de la biela de adelante–atrás–atrás–adelante, con una distancia mucho mayor entre cilindros ('espacio entre orificios') en la bancada de cilindros delantera que en la trasera, lo que resulta en pares de balanceo reducidos (a costa de una mayor anchura del motor). ^{[ 7 ]}

Los motores V6 se suelen producir en las siguientes configuraciones:

• Ángulo en V de 60°: Este diseño da como resultado un motor de tamaño compacto, y la corta longitud del cigüeñal reduce las vibraciones torsionales. Desequilibrios en el plano de rotación. El desfase entre las bancadas de cilindros izquierda y derecha (debido al grosor de la biela y la manivela) dificulta la reducción del desequilibrio en el plano de rotación mediante contrapesos en el cigüeñal.
• Ángulo V de 90°: Este diseño históricamente deriva de cortar dos cilindros de un motor V8 de 90°, para reducir los costos de diseño y construcción. Un ejemplo temprano es el motor V6 de 90° de Chevrolet , que tiene un cigüeñal desfasado 18° que resulta en un intervalo de encendido desigual. Más tarde, el motor Honda C usó pasadores de cigüeñal desfasados ​​30°, lo que resultó en un intervalo de encendido uniforme. Un ejemplo más reciente, el motor Alfa Romeo 690T , usa tres pasadores de cigüeñal separados 120 grados, y tiene un intervalo de encendido desigual con un orden armónico de 1.5. ^{[ 8 ]} Al igual que los motores V6 con ángulos V de 60°, estos motores tienen desequilibrios primarios en el plano alternativo y en el plano giratorio, bancos de cilindros escalonados y desequilibrios secundarios más pequeños.
• Ángulo V de 120°: Este diseño es históricamente menos común que los motores V6 de 60° y 90°. Esto se debe al costo adicional de diseñar y construir el bloque en comparación con un V6 de 90° y al mayor ancho en comparación con un V6 de 60°. Tener un ángulo de bancada de 120° permite un intervalo de encendido uniforme sin el uso de muñequillas de cigüeñal desplazadas. Esta configuración de motor se ha utilizado notablemente en el motor Ferrari F163 que se encuentra en el Ferrari 296 y el Ferrari F80 , mientras que también se ha utilizado en el motor McLaren M630 que se encuentra en el McLaren Artura . Estos motores fueron desarrollados para su empaque de un sistema de turbocompresión en V caliente ^{[ 9 ]} . Como con todos los demás ángulos de bancada V6, estos motores tienen desequilibrios primarios en el plano alternativo y en el plano giratorio, bancadas de cilindros escalonadas y desequilibrios secundarios más pequeños.

Un motor plano no es necesariamente un motor bóxer. Un motor plano puede ser un motor en V de 180 grados o un motor bóxer. Un motor en V de 180 grados, como el que se usa en el Ferrari 512BB, tiene pares de cilindros opuestos cuyas bielas comparten el mismo muñón del cigüeñal. Por el contrario, en un motor bóxer, como el que se usa en las motocicletas BMW, cada biela tiene su propio muñón, que se encuentra a 180 grados del muñón del cilindro opuesto.

Los motores bicilíndricos planos suelen utilizar cigüeñales de 180° y manivelas separadas, y presentan las siguientes características:

• El equilibrio entre los planos alternativos primario y secundario es perfecto.
• Existe un desequilibrio entre el plano de rotación primario y el secundario.

Los motores de cuatro cilindros opuestos suelen utilizar una configuración de cigüeñal izquierda-derecha-derecha-izquierda y tienen las siguientes características:

• Los desequilibrios primarios se deben a que los pares oscilantes de los pistones opuestos están desfasados ​​(desplazados de adelante hacia atrás). La intensidad de este par oscilante es menor que en un motor de cuatro cilindros en línea, ya que los pares de bielas que oscilan hacia arriba y hacia abajo se mueven a diferentes alturas del centro de gravedad.
• Los desequilibrios secundarios son mínimos.

Los motores de seis cilindros opuestos suelen utilizar una configuración bóxer y tienen las siguientes características:

• Un intervalo de encendido uniformemente espaciado con ciclos de potencia superpuestos. Un sencillo sistema de escape tres en uno para cada bancada de cilindros proporciona una evacuación uniforme de los gases, ya que, en este sentido, el motor se comporta como dos motores de tres cilindros en línea independientes.
• Se producen desequilibrios en el plano de movimiento alternativo y en el plano de rotación debido a la distancia entre los cilindros opuestos a lo largo del cigüeñal. Un motor de seis cilindros opuestos tendría un equilibrio primario perfecto si se utilizaran bielas de horquilla.
• Los desequilibrios secundarios son mínimos, ya que no hay pares de cilindros que se muevan en fase, y el desequilibrio se cancela en gran medida por el cilindro opuesto.
• Los desequilibrios torsionales son menores que en los motores de seis cilindros en línea, debido a la menor longitud de un motor de seis cilindros opuestos.

Todas las ruedas motrices presentan un desequilibrio causado por sus pasadores de manivela descentrados y componentes acoplados. Las ruedas motrices principales presentan el mayor desequilibrio, ya que poseen el pasador de manivela más grande, así como la parte giratoria de la biela principal. También poseen la manivela excéntrica del mecanismo de distribución y el extremo posterior de la biela excéntrica. Al igual que las ruedas motrices acopladas, también poseen su propia porción del peso de la biela lateral. La parte de la biela principal a la que se le asigna un movimiento giratorio se medía originalmente pesándola apoyada en cada extremo. Se hizo necesario un método más preciso que dividía las partes giratoria y recíproca en función de la posición del centro de percusión. Esta posición se medía haciendo oscilar la biela como un péndulo. ^{[ 12 ]} El desequilibrio en las ruedas motrices restantes se debe a un pasador de manivela y al peso de la biela lateral. Los pesos de la biela lateral asignados a cada pasador de manivela se miden suspendiendo la biela en tantas básculas como pasadores de manivela haya o mediante cálculo.

El mecanismo alternativo pistón-cruceta-biela-válvula está desequilibrado y provoca un movimiento oscilatorio hacia adelante y hacia atrás. Su separación de 90 grados genera un par oscilante. ^{[ 13 ]}

La locomotora en su conjunto tiende a moverse bajo la influencia de fuerzas de inercia desequilibradas. Los movimientos horizontales de las locomotoras desequilibradas fueron cuantificados por M. Le Chatelier en Francia, alrededor de 1850, al suspenderlas con cuerdas desde el techo de un edificio. Se las hizo circular hasta alcanzar velocidades equivalentes a las de carretera de hasta 40  mph y el movimiento horizontal se trazó con un lápiz montado en la viga de tope. El trazo era una forma elíptica formada por la acción combinada de los movimientos longitudinales y de balanceo. Esta forma podía encerrarse en un cuadrado de 5/8 de pulgada para una de las locomotoras desequilibradas y se redujo a un punto cuando se añadieron pesos para contrarrestar las masas giratorias y recíprocas. ^{[ 14 ]}

El efecto del desequilibrio vertical, o la variación de la carga de las ruedas sobre el riel, fue cuantificado por el profesor Robinson en los EE. UU. en 1895. Midió las deflexiones o deformaciones del puente y atribuyó un aumento del 28 % con respecto al valor estático a los motores desequilibrados. ^{[ 15 ]}

El desequilibrio residual en las locomotoras se evaluó de tres maneras en la planta de pruebas del Ferrocarril de Pensilvania. En concreto, se probaron ocho locomotoras en la Exposición de la Compra de Luisiana en 1904. Las tres mediciones fueron:

1. La velocidad crítica. Esta se definía como la velocidad a la que las partes recíprocas desequilibradas invertían la fuerza de tracción de la locomotora. A velocidades más altas, este movimiento se amortiguaba regulando el flujo de aceite en los amortiguadores. La velocidad crítica variaba desde 95 RPM para una locomotora de doble expansión Baldwin hasta más de 310  RPM para una locomotora de doble expansión Cole Atlantic.
2. el movimiento horizontal en el piloto. Como ejemplo, el motor compuesto Baldwin Atlantic se movió aproximadamente 0,80  pulgadas a 65  MPH en comparación con 0,10  pulgadas para el motor compuesto Cole Atlantic.
3. Evaluación cualitativa de la carga sobre las ruedas de apoyo de la planta. Se colocó un alambre de 0,060 pulgadas de diámetro debajo de las ruedas. La medición de la deformación del alambre proporcionó una indicación de la carga vertical sobre la rueda. Por ejemplo, una rueda compuesta Cole Atlantic mostró poca variación con un espesor de 0,020 pulgadas para todas las velocidades hasta 75  MPH. En contraste, una rueda compuesta Baldwin Atlantic a 75  MPH no mostró deformación, lo que indicó un levantamiento completo de la rueda, para una rotación de la rueda de 30 grados con un impacto de retorno rápido, sobre una rotación de solo 20 grados, hasta una deformación sin golpe de martillo de 0,020  pulgadas. ^{[ 16 ]}

Las evaluaciones cualitativas pueden realizarse durante un viaje por carretera en cuanto a la comodidad de la cabina. Sin embargo, pueden no ser un indicador fiable de la necesidad de un mejor equilibrio, ya que factores ajenos pueden provocar una marcha irregular, como cuñas atascadas, ecualizadores defectuosos y holgura entre la locomotora y el ténder. Asimismo, la posición de un eje desequilibrado con respecto al centro de gravedad de la locomotora puede determinar la magnitud del movimiento en la cabina. AH Fetters comentó que en una locomotora 4-8-2, los efectos de un  aumento dinámico de 26 000 lb bajo el centro de gravedad no se manifestaron en la cabina, pero el mismo aumento en cualquier otro eje sí lo habría hecho. ^{[ 17 ]}

Los contrapesos se instalan en el lado opuesto a las piezas que provocan el desequilibrio. El único plano disponible para estos contrapesos es la propia rueda, lo que genera un par desequilibrado en el conjunto rueda/eje. La rueda solo se equilibra estáticamente.

Una parte del peso alternativo se equilibra con la adición de un peso giratorio extra en la rueda, es decir, sigue estando equilibrado solo estáticamente. El desequilibrio produce lo que se conoce como golpe de martillo o aumento dinámico, ambos términos con la misma definición que se da en las siguientes referencias. El golpe de martillo varía alrededor de la media estática, sumándose y restándose alternativamente a ella con cada revolución de la rueda. ^{[ 18 ]} En Estados Unidos se conoce como aumento dinámico, una fuerza vertical causada por el intento del diseñador de equilibrar las partes alternativas incorporando contrapesos en las ruedas. ^{[ 19 ]}

El término golpe de martillo no describe muy bien lo que ocurre, ya que la fuerza varía continuamente y solo en casos extremos, cuando la rueda se levanta del riel por un instante, se produce un verdadero golpe al volver a bajar. ^{[ 20 ]}

Hasta aproximadamente 1923, las locomotoras estadounidenses se equilibraban solo para condiciones estáticas con una variación de hasta 20 000  lb en la carga del eje principal por encima y por debajo de la media por revolución debido al par desequilibrado. ^{[ 21 ]} La marcha brusca y los daños llevaron a recomendaciones para el equilibrio dinámico, incluyendo la definición de la proporción del peso alternativo a equilibrar como una proporción del peso total de la locomotora, o con el amortiguador Franklin, ^{[ 22 ]} el peso de la locomotora más el ténder.

Otra fuente de variación en la carga rueda/riel, el empuje del pistón, a veces se denomina erróneamente golpe de martillo o aumento dinámico, aunque no aparece en las definiciones estándar de estos términos. Además, presenta una forma distinta por cada revolución de la rueda, como se describe más adelante.

Como alternativa a añadir contrapesos a las ruedas motrices, el ténder podía acoplarse mediante un acoplamiento rígido que aumentaba la masa efectiva y la distancia entre ejes de la locomotora. Los Ferrocarriles Estatales Prusianos construyeron locomotoras de dos cilindros sin contrapeso alternativo, pero con un acoplamiento rígido al ténder. ^{[ 23 ]} El acoplamiento equivalente para las locomotoras estadounidenses tardías era el amortiguador radial con amortiguación por fricción. ^{[ 24 ] [ 25 ]}

El peso del muñón y las bielas sobre las ruedas se encuentra en un plano fuera del plano de la rueda donde se ubica el contrapeso estático. El equilibrado dinámico, o en dos planos, es necesario si se requiere equilibrar el par desequilibrado a alta velocidad. El segundo plano utilizado se encuentra en la rueda opuesta.

El equilibrado dinámico o en dos planos de un juego de ruedas de locomotora se conoce como equilibrado cruzado. ^{[ 13 ]} La Asociación Ferroviaria Estadounidense no recomendó el equilibrado cruzado hasta 1931. Hasta entonces, en Estados Unidos solo se realizaba el equilibrado estático, aunque los fabricantes incluían el equilibrado cruzado para las locomotoras de exportación cuando se especificaba. Los fabricantes europeos adoptaron el equilibrado cruzado después de que Le Chatelier publicara su teoría en 1849. ^{[ 26 ]}

Las cargas máximas de rueda y eje se especifican para un diseño de puente particular para que se pueda lograr la vida útil requerida de los puentes de acero. ^{[ 27 ]} La carga del eje no será normalmente la suma de las dos cargas de rueda porque la línea de acción del equilibrio cruzado será diferente en cada rueda. ^{[ 28 ]} Conociendo el peso estático de la locomotora, se calcula la cantidad de sobrepeso que se puede aplicar a cada rueda para equilibrar parcialmente las partes recíprocas. ^{[ 29 ]} Las deformaciones medidas en un puente bajo una locomotora en paso también contienen un componente debido al empuje del pistón. Esto se omite en los cálculos anteriores para el sobrepeso admisible en cada rueda. Puede ser necesario tenerlo en cuenta. ^{[ 30 ]}

Dado que la fuerza de rotación reduce y aumenta alternativamente la carga de la rueda en cada revolución, el esfuerzo de tracción sostenible en el punto de contacto disminuye una vez por revolución de la rueda y las ruedas pueden patinar. ^{[ 31 ]} El deslizamiento depende de cómo se compara el impacto del martillo en todas las ruedas acopladas al mismo tiempo.

El impacto excesivo del martillo debido a las altas velocidades de deslizamiento fue la causa de la deformación de los rieles en los nuevos trenes norteamericanos 4-6-4 y 4-8-4 que siguieron la recomendación de la AAR de 1934 de equilibrar el 40% del peso alternativo. ^{[ 10 ]}

Las fuerzas de inercia desequilibradas en la rueda pueden causar diferentes oscilaciones verticales dependiendo de la rigidez de la vía. Las pruebas de deslizamiento realizadas sobre secciones de vía engrasadas mostraron, en un caso, leves marcas en el riel a una velocidad de deslizamiento de 165  mph, pero en una vía más blanda se observaron daños graves en el riel a 105  mph. ^{[ 32 ]}

La superficie deslizante del cabezal transversal de la máquina de vapor proporciona la reacción a la fuerza de la biela sobre el muñón del cigüeñal y varía entre cero y un máximo dos veces durante cada revolución del cigüeñal. ^{[ 33 ]}

A diferencia del golpe de martillo, que alternativamente suma y resta en cada revolución de la rueda, el empuje del pistón solo suma o resta a la media estática, dos veces por revolución, dependiendo de la dirección del movimiento y de si la locomotora está avanzando por inercia o a la deriva.

En una máquina de vapor de doble efecto, como las que se usan en las locomotoras de ferrocarril, la dirección del empuje vertical sobre la barra deslizante siempre es hacia arriba cuando avanza. Varía desde cero al final de la carrera hasta un máximo a la mitad de la carrera, cuando el ángulo entre la biela y el cigüeñal es máximo. ^{[ 34 ]} Cuando el muñón del cigüeñal impulsa el pistón, como en el avance por inercia, el empuje del pistón es hacia abajo. La posición de máximo empuje se indica por el mayor desgaste en el centro de las barras deslizantes. ^{[ 35 ]}

La fuerza variable en la corredera superior tiende a levantar la máquina de sus resortes de guía a la mitad de la carrera y a bajarla suavemente al final de la misma. Esto provoca un cabeceo y, dado que la fuerza máxima de elevación no es simultánea para ambos cilindros, también tenderá a rodar sobre los resortes. ^{[ 34 ]}

El equilibrado dinámico de las ruedas de las locomotoras, que utiliza las ruedas como planos de equilibrado para corregir los desequilibrios existentes en otros planos, es similar al equilibrado dinámico de otros rotores, como los conjuntos compresor/turbina de los motores a reacción. El desequilibrio residual en el rotor ensamblado se corrige instalando contrapesos en dos planos accesibles con el motor instalado en la aeronave. Un plano se encuentra en la parte delantera del ventilador y el otro en la última etapa de la turbina. ^{[ 36 ]}