CN102870049B

CN102870049B - 天文钟擒纵机构和机械式钟表

Info

Publication number: CN102870049B
Application number: CN201080065316.9A
Authority: CN
Inventors: 幸田雅行; 内山博纪; 新轮隆
Original assignee: Seiko Instruments Inc
Current assignee: Seiko Instruments Inc
Priority date: 2010-03-10
Filing date: 2010-08-31
Publication date: 2014-03-05
Anticipated expiration: 2030-08-31
Also published as: WO2011111250A1; JP2011185849A; CN102870049A; US20130070571A1; CH704885B1; JP5441168B2; US8807827B2

Abstract

本发明的天文钟擒纵机构(100)包括擒纵轮(110)、具有冲击叉瓦(122)和释放钻(124)的游丝摆轮(120)以及具有锁钻(132)的工作杆(130)。将在游丝摆轮位于振动中心的状态下，以游丝摆轮的旋转中心作为原点而通过工作杆的旋转中心的直线作为旋转基准线。释放钻固定于以旋转基准线作为基准而向着远离擒纵轮的方向的位置，使得由“死点前的冲击”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响和由“死点后的阻力”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变快的影响的总和、与由“死点前的阻力”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响和由“死点后的冲击”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变慢的影响的总和相平衡。

Description

天文钟擒纵机构和机械式钟表

技术领域

本发明涉及天文钟擒纵机构和装入了天文钟擒纵机构的钟表。特别地，本发明涉及构成为使擒纵机构误差降低的天文钟擒纵机构和装入了这样地构成的天文钟擒纵机构的机械式钟表。

背景技术

自古以来，作为机械式钟表的擒纵机构的1个类型，已知“天文钟擒纵机构”(精密时计擒纵机构)。作为天文钟擒纵机构的代表性的机构形态，锁簧式天文钟擒纵机构(Spring Detent Escapement)和枢轴式天文钟擒纵机构(Pivoted Detent Escapement)一直以来广为人知(例如，参照下述非专利文献1)。

参照图20，现有的锁簧式天文钟擒纵机构800具备擒纵轮810、游丝摆轮820、擒纵杆(Detent Lever)840以及由板状弹簧构成的复位弹簧830。冲击叉瓦(Impulse Pallet)812固定于游丝摆轮820的大挡边(Cone Back Face Rib)。锁钻832固定于擒纵杆840。释放钻824固定于大挡边816。冲击叉瓦812和释放钻824构成为能够与擒纵轮110的齿部112接触。

参照图21，现有的枢轴式天文钟擒纵机构900具备擒纵轮910、游丝摆轮920、擒纵杆930以及由螺旋弹簧(盘簧)构成的复位弹簧940。冲击叉瓦912固定于游丝摆轮920的大挡边。锁钻932固定于操纵杆930。释放钻924固定于大挡边916。

作为图20和图21所示的类型的擒纵机构所共通的特征，与现在广泛普及的叉瓦式擒纵机构(Clubtooth Lever Escapement)不同，能够列举以下的优点：由于直接地将动力从擒纵轮传递至游丝摆轮，因而能够减小擒纵机构的动力(传递扭矩)的损失。

再者，在现有的天文钟擒纵机构中，具备擒纵轮(1)、游丝摆轮、支撑停止叉钻(21)的擎子(11)以及固定于游丝摆轮的限制板(5)。已知该天文钟擒纵机构为具备内端与擎子(11)整合的游丝摆轮弹簧(12)的构造(例如，参照下述专利文献1)。

专利文献

专利文献1：日本特表2009-510425号公报(第5~7页，图1)。

非专利文献

非专利文献1：乔治·丹尼尔著，《The Practical Watch Escapement》，Premier Print有限公司，1994年(第1版发行)，第39~47页。

发明内容

发明要解决的问题

在机械式钟表中，擒纵机构误差为干扰等时性(计时精度)的原因之一，即使在叉瓦式擒纵机构和上述的天文钟擒纵机构所代表的直接冲击方式的擒纵机构中也同样。擒纵机构基于埃尔利(Airy)定理，在将能量传递至游丝摆轮时，相对于游丝摆轮的自由振动作为冲击和阻力而起作用，从而产生擒纵机构误差。

由于游丝的弹簧力，在游丝摆轮自由振动时，擒纵机构引起的冲击和阻力能够分类成“死点前的冲击”、“死点前的阻力”、“死点后的冲击”以及“死点后的阻力”的4个。在此，“死点”是指游丝摆轮自由振动时的“游丝摆轮的振动中心”。即，“振动中心”是指位于游丝摆轮沿第1方向(例如，顺时针旋转方向，右旋转)最大地旋转时的旋转位置和游丝摆轮沿作为与上述第1方向相反的方向的第2方向(例如，逆时针旋转方向，左旋转)最大地旋转时的旋转位置之间的正中心的位置。

“死点前的阻力”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之前，沿与游丝摆轮的行进方向相反的方向施加力。即，“死点前的阻力”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之前，工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮。

“死点前的冲击”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之前，相对于游丝摆轮的行进方向施加力。即，“死点前的冲击”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之前，擒纵轮的齿部接触至游丝摆轮的冲击叉瓦而相对于游丝摆轮的行进方向施加力。

“死点后的冲击”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之后，相对于游丝摆轮的行进方向施加力。即，“死点后的冲击”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之后，擒纵轮的齿部推压游丝摆轮的冲击叉瓦而相对于游丝摆轮的行进方向施加力。

“死点后的阻力”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)之后，沿与游丝摆轮的行进方向相反的方向施加力。即，“死点后的阻力”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)，进而向着上述死点(游丝摆轮的振动中心)返回时，工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮。另外，“死点后的阻力”是指在游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)而向着上述死点(游丝摆轮的振动中心)返回，进而游丝摆轮通过上述死点(游丝摆轮的振动中心)时，单侧工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮。

一般而言，已知在没有外界干扰的情况下，根据“摆的等时性”，不论游丝摆轮的振动幅度(振幅)如何，游丝摆轮的振动周期是一定的。相对于此，在游丝摆轮位于从死点(振动中心)离开的位置时，外界干扰给予游丝摆轮的振动周期的影响大。另外，游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)时的冲击不影响游丝摆轮的振动周期。另外，游丝摆轮通过死点(游丝摆轮的振动中心)时的阻力不影响游丝摆轮的振动周期。

接着，说明“埃尔利定理”。参照图22，在外界干扰不施加至游丝摆轮的情况下，根据“摆的等时性”，不论游丝摆轮的振动幅度(振幅)如何，游丝摆轮的振动周期是一定的。“死点前的冲击(振动中心通过前的冲击)”使振动的周期缩短，使钟表的差率(秒/日：sec/day)向正方向(变快)变化。另外，“死点后的阻力(振动中心通过后的阻力)”也使钟表的差率(秒/日：sec/day)向正方向(变快)变化。相对于此，“死点前的阻力(振动中心通过前的阻力)”使钟表的差率(秒/日：sec/day)向负方向(变慢)变化。另外，“死点后的冲击(振动中心通过后的冲击)”也使钟表的差率(秒/日：sec/day)向负方向(变慢)变化。

另外，施加外界干扰的位置越是从游丝摆轮的振动中心离开，外界干扰对游丝摆轮的振动周期的影响就越大。另外，当在游丝摆轮的振动中心施加外界干扰时，该外界干扰不对游丝摆轮的振动周期给予影响。再者，擒纵机构误差依靠游丝摆轮的摆角(即，对游丝摆轮的输入扭矩)而变动。基本上，通过具备擒纵机构的传递效率佳且能够在游丝摆轮的振动中心附近的狭小的摆角的范围进行动能的交接的擒纵机械，从而能够使机械式钟表的差率等的基本性能提高。

所以，抑制伴随着游丝摆轮的摆角变动的差率的变化成为问题。

本发明的目的是提供一种构成为擒纵机构误差比现有技术的天文钟擒纵机构更小的天文钟擒纵机构。

用于解决问题的手段

一般而言，擒纵机构误差(静止擒纵机构误差)由以下的公式表示。

SEE=Ed-Rn

在此，

SEE：静止擒纵机构误差(秒/日：sec/day)；

Rd：擒纵机构驱动时的一定摆角(任意的定扭矩)的差率(秒/日：sec/day)；

Rn：游丝摆轮的自由振动的差率(秒/日：sec/day)。

本发明通过修正游丝摆轮的振动中心位置，从而构成为由“死点前的冲击”产生的对差率的影响、由“死点前的阻力”产生的对差率的影响、由“死点后的冲击”产生的对差率的影响以及由“死点后的阻力”产生的对差率的影响的总和比现有技术的天文钟擒纵机构变得更小。即，本发明通过修正游丝摆轮的振动中心的位置，从而构成为相对于游丝摆轮的自由衰减振动的周期而抑制擒纵机构作用时的周期的变动。

例如，通过模拟，以某种程度不同的方式设定修正量而作出近似式(线性近似式)，并算出游丝摆轮的振动中心位置的修正量(角度)，从而能够求出游丝摆轮的振动中心位置的修正。或者，关于游丝摆轮的振动中心位置的修正，制造等倍或放大模型的实验用的擒纵机构装置，以某种程度不同的方式设定修正量，能够从该实验结果求出适当的修正量(角度)。通过这样地进行游丝摆轮的振动中心位置的修正，从而与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变得非常小。而且，通过这样地进行游丝摆轮的振动中心位置的修正，从而与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够谋求等时性曲线的改善。

本发明为钟表用的天文钟擒纵机构，包括擒纵轮、具有能够与擒纵轮的齿部接触的冲击叉瓦和释放钻的游丝摆轮以及具有能够与擒纵轮的齿部接触的锁钻的工作杆，其中，

将“死点前的阻力”定义为在游丝摆轮通过振动中心之前，工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮，

将“死点前的冲击”定义为在游丝摆轮通过振动中心之前，擒纵轮的齿部接触至游丝摆轮的冲击叉瓦而相对于游丝摆轮的行进方向施加力，

将“死点后的冲击”定义为在游丝摆轮通过振动中心之后，擒纵轮的齿部推压游丝摆轮的冲击叉瓦而相对于游丝摆轮的行进方向施加力，

将“死点后的阻力”定义为在游丝摆轮通过振动中心，进而向着振动中心返回时，工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮，以及在游丝摆轮通过振动中心而向着上述振动中心返回，进而游丝摆轮通过上述振动中心时，工作弹簧的顶端部接触至游丝摆轮的释放钻而施加阻力至游丝摆轮，

将在游丝摆轮处于振动中心的状态下，以游丝摆轮的旋转中心作为原点而通过上述工作杆的旋转中心的直线定义为旋转基准线。

在本发明的天文钟擒纵机构中，上述振动中心处的上述游丝摆轮的上述释放钻配置于以上述旋转基准线作为基准而向着远离上述擒纵轮的方向的位置，使得由上述“死点前的冲击”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响和由上述“死点后的阻力”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变快的影响的总和、与由上述“死点前的阻力”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响和由上述“死点后的冲击”产生的对游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变慢的影响的总和相平衡。依照该构成，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变小。另外，依照该构成，与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够谋求等时性曲线的改善。

在本发明的天文钟擒纵机构中，优选上述释放钻固定在向着远离上述擒纵轮的方向从上述旋转基准线旋转10度的位置和从上述旋转基准线旋转50度的位置之间。依照该构成，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变得更小。

另外，在本发明的天文钟擒纵机构中，更优选上述释放钻固定在向着远离上述擒纵轮的方向从上述旋转基准线旋转20度至30度的位置。依照该构成，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变得非常小。

另外，本发明为机械式钟表，构成为具备构成机械式钟表的动力源的发条、利用上述发条卷回时的旋转力而旋转的表侧轮系以及用于控制上述表侧轮系的旋转的擒纵机构，其中，上述擒纵机构由上述的本发明的天文钟擒纵机构构成。

在本发明的机械式钟表中，优选上述游丝摆轮包括游丝，上述游丝的外端部固定于以能够相对于游丝摆轮承受件而旋转的方式设置的压钉，构成为能够通过使上述压钉相对于上述游丝摆轮承受件旋转，从而改变相对于上述旋转基准线的上述释放钻的位置和冲击叉瓦的位置。另外，在本发明的机械式钟表中，优选构成为具备用于指示能够使上述压钉旋转的范围的旋转可能范围指示装置。

依照该构成，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够实现薄型且调整容易的机械式钟表。另外，本发明的机械式钟表，与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变小。

发明效果

本发明的天文钟擒纵机构，构成为在游丝摆轮通过死点(振动中心)的位置附近的狭小的摆角的范围内，进行从擒纵轮向游丝摆轮的能量的给予，因而与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够使机械式钟表的擒纵机构误差变小。另外，本发明的天文钟擒纵机构，与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够谋求等时性曲线的改善。另外，本发明的机械式钟表，与现有技术的天文钟擒纵机构相比，能够使擒纵机构误差变小。

附图说明

图1是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的构造的平面图。

图2是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示单侧工作弹簧固定销和单侧工作弹簧偏心销的剖面图。

图3是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示复位弹簧固定销和复位弹簧偏心销的剖面图。

图4是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示复位弹簧固定销和复位弹簧横螺钉的剖面图。

图5是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示调整偏心销的剖面图。

图6是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示用于收入复位弹簧的收入凹部的部分剖面图。

图7是在使用了本发明的天文钟擒纵机构的机械式钟表的实施方式中显示表侧轮系和擒纵机构等的构造的平面图。

图7A是在使用了本发明的天文钟擒纵机构的机械式钟表的实施方式中显示表侧轮系和擒纵机构等的构造的立体图。

图8是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵轮和游丝摆轮的部分的平面图。

图9是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其1)。

图10是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其2)。

图11是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其3)。

图12是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其4)。

图13是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其5)。

图14是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其6)。

图15是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示擒纵机构的工作状态的平面图(其7)。

图16是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示在擒纵机构的10倍模型的实验结果的图表。

图17是在本发明的天文钟擒纵机构的实施方式中显示模拟结果的图表。

图18是显示天文钟擒纵机构的由死点位置调整引起的冲击、阻力的位置变化的扭矩图表和游丝摆轮的平面图。

图19是显示天文钟擒纵机构的由死点位置调整引起的冲击、阻力的位置变化的图表。

图20是显示现有的锁簧式天文钟擒纵机构的构造的立体图。

图21是显示现有的枢轴式天文钟擒纵机构的构造的立体图。

图22是用于说明埃尔利定理的原理图。

图23是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其1)。

图24是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其2)。

图25是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其3)。

图26是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其4)。

图27是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其5)。

图28是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其6)。

图29是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其7)。

图30是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其8)。

图31是显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其1)。

图32是显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其2)。

图33是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其3)。

图34是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其4)。

图35是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其5)。

图36是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其6)。

图37是在现有的天文钟擒纵机构中显示差率变慢的死点位置的擒纵机构的工作状态的平面图(其7)。

具体实施方式

以下，基于附图，说明本发明的实施方式。一般而言，将钟表的包括驱动部分的机械体称为“机芯”。将文字板、指针安装于机芯并放入钟表外壳之中而形成完成品的状态被称为钟表的“完成”。将钟表的构成基板的底板的两侧中的、钟表外壳的具有玻璃的一侧，即具有文字板的一侧称为机芯的“背侧”或“玻璃侧”或“文字板侧”。将底板的两侧中的钟表外壳的具有背盖的一侧，即与文字板相反的一侧称为机芯的“表侧”或“背盖侧”。将装入在机芯的“表侧”的轮系称为“表侧轮系”。将装入在机芯的“背侧”的轮系称为“背侧轮系”。

(1)本发明的天文钟擒纵机构的构成：

参照图1、图7以及图8，钟表的机芯300能够具备本发明的天文钟擒纵机构100。本发明的天文钟擒纵机构100包括擒纵轮110、游丝摆轮120以及具有锁钻132的工作杆130，该锁钻132包括能够与擒纵轮110的齿部112接触的接触平面132B。

游丝摆轮120包括摆轴(balance staff)114、摆轮115、大挡边116以及游丝118。冲击叉瓦122固定于大挡边116。游丝摆轮120包括摆轴114、摆轮115、大挡边116以及游丝118。释放钻124固定于大挡边116。冲击叉瓦122和释放钻124构成为能够与擒纵轮110的齿部112接触。

参照图1和图9(c)，在游丝摆轮120位于振动中心的状态下，将以游丝摆轮120的旋转中心120C作为原点而通过工作杆130的旋转中心130A的直线定义为旋转基准线120D。释放钻124构成为固定于以上述旋转基准线120D作为基准而向着远离擒纵轮110的方向的位置，使得由“死点前的冲击”产生的对游丝摆轮120的旋转运动的影响和由“死点后的阻力”产生的对游丝摆轮120的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变快的影响的总和、与由“死点前的阻力”产生的对游丝摆轮120的旋转运动的影响和由“死点后的冲击”产生的对游丝摆轮120的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变慢的影响的总和相平衡。

释放钻124优选向着远离擒纵轮110的方向而固定于从上述旋转基准线120D旋转10度的位置和从旋转基准线120D旋转50度的位置之间。另外，释放钻124更优选向着远离擒纵轮110的方向而固定于从上述旋转基准线120D旋转20度至30度的位置。即，在图1中，将游丝摆轮120的旋转中心和释放钻124的接触面连结的直线120F与上述旋转基准线120D之间的角度DTN优选为10度至50度，更优选为20度至30度。相对于此，在现有技术的天文钟擒纵机构中，释放钻124以位于旋转基准线上(角度DTN为0度)的方式固定。

能够与释放钻124接触的单侧工作弹簧140设于工作杆130。单侧工作弹簧140可以由不锈钢等的弹性材料的板簧构成。单侧工作弹簧140包括基部140B、变形弹簧部140D以及释放钻接触部140G。单侧工作弹簧140的变形弹簧部140D的板厚方向优选为相对于工作杆130的旋转中心轴线130A垂直的方向。

参照图1、图7、图7A以及图8，擒纵轮110包括擒纵齿轮109和擒纵叉111。齿部112形成于擒纵齿轮109的外周部。例如，如图1所示，15个齿部112形成于擒纵齿轮109的外周部。擒纵轮110以能够相对于底板170和轮系承受件(图中未显示)旋转的方式装入在机芯。擒纵叉111的上轴部以能够相对于轮系承受件(图中未显示)旋转的方式被支撑。擒纵叉111的下轴部以能够相对于底板170旋转的方式被支撑。

游丝摆轮120以能够相对于底板170和游丝摆轮承受件180旋转的方式装入机芯。摆轴114的上轴部以能够相对于游丝摆轮承受件180旋转的方式被支撑。摆轴114的下轴部以能够相对于底板170旋转的方式被支撑。游丝118的内端部固定于夹头(Collet)172，该夹头固定在摆轴114。游丝118的外端部固定于压钉175，该压钉固定在压钉承受件174。压钉承受件174以相对于游丝摆轮承受件180能够旋转一定的角度的方式被支撑。通过使压钉承受件174和压钉175一体地旋转，从而使上述压钉相对于相对于旋转基准线120D的释放钻124的上述游丝摆轮承受件而旋转，由此构成为能够改变相对于上述旋转基准线的上述释放钻的位置和冲击叉瓦122的位置。即，依照该构成，能够调整相对于游丝摆轮120的振动中心的位置的释放钻124的位置，并且能够调整冲击叉瓦122的位置而进行游丝摆轮120的振动中心位置的修正。

而且，优选具备用于指示能够使可动的压钉承受件175旋转的范围的旋转可能范围指示装置。例如，旋转可能范围指示装置能够由设于游丝摆轮承受件180的标记183构成。标记183可以形成在多个位置。例如，如图7所示，标记183能够构成为由慢侧的短刻印、慢侧的中间的长度的圆刻印、表示基准的长刻印、快侧的中间的长度的圆刻印以及快侧的短刻印组成。标记183能够设于游丝摆轮承受件180，或者，也能够设于轮系承受件和条盒承受件等的其他的零件。标记183既可以为刻印，也可以为印刷，也能够以游丝摆轮承受件180和轮系承受件等的轮廓形状和凹入形状构成。

用于调整钟表的差率的快慢针176以相对于游丝摆轮承受件180能够旋转一定的角度的方式被支撑。固定于快慢针176的分度销177接触至游丝118的外端部的附近。通过使快慢针176旋转、改变分度销177接触至游丝118的位置，从而能够调整钟表的差率。

工作杆130以能够相对于底板170和轮系承受件(图中未显示)旋转的方式装入在机芯。工作杆130包括工作杆体134和工作杆轴136。工作杆轴136的上轴部以能够相对于轮系承受件(图中未显示)旋转的方式被支撑。工作杆轴136的下轴部以能够相对于底板170旋转的方式被支撑。或者，工作杆130也能够以能够相对于底板170和工作杆承受件(图中未显示)旋转的方式装入于机芯300。在该构成中，工作杆轴136的上轴部以能够相对于工作杆承受件(图中未显示)旋转的方式被支撑。在工作杆130的靠近游丝摆轮120的一方的顶端，设有弹簧承受突起部130D。单侧工作弹簧140的释放钻接触部140G配置成能够与弹簧承受突起部130D接触。

工作杆130构成为能够沿锁钻132接近擒纵轮110的方向和锁钻132远离擒纵轮110的方向的2个方向旋转。设有复位弹簧150，该复位弹簧用于将使工作杆130沿锁钻132接近擒纵轮110的方向旋转的力施加至工作杆130。复位弹簧150可以由不锈钢等的弹性材料的板簧构成。复位弹簧150包括基部150B和变形弹簧部150D。复位弹簧150的变形弹簧部150D的板厚方向优选为相对于工作杆130的旋转中心轴线130A垂直的方向。

复位弹簧150构成为在相对于擒纵轮110的旋转中心轴线110A垂直的平面内将力施加至工作杆130。单侧工作弹簧140和复位弹簧150配置在相对于工作杆130的旋转中心130A对称的方向的位置。复位弹簧150将力施加至工作杆130的方向以成为工作杆130的设有锁钻132的部分沿接近擒纵轮110的方向旋转的方向的方式构成。

依照该构成，复位弹簧150始终将力施加至工作杆130，因而工作杆130能够立即返回至图1所示的初始位置。另外，在本发明的天文钟擒纵机构中，构成为由复位弹簧150将相当于叉瓦式擒纵机构的“牵引”作用的返回至初始位置的力施加至工作杆130。所以，本发明的天文钟擒纵机构，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，具有难以受到外界干扰的影响的特征。

在本发明的天文钟擒纵机构100中，单侧工作弹簧140和复位弹簧150可以构成为包括位于相对于擒纵轮110的旋转中心轴线110A垂直的1个平面内的部分。依照该构成，与现有的锁簧式天文钟擒纵机构相比，能够实现薄型的天文钟擒纵机构。

参照图1和图2，单侧工作弹簧140被单侧工作弹簧固定销137固定在工作杆体134。用于调整单侧工作弹簧140的顶端部的位置的单侧工作弹簧偏心销138固定于工作杆体134。单侧工作弹簧偏心销138包括偏心轴部138F、头部138H以及固定部138K。固定部138K以能够旋转的方式插入于底板170的固定孔。偏心轴部138F的偏心量，例如能够设定在0.1mm至2mm左右。驱动槽138M设于头部138H。单侧工作弹簧偏心销138的偏心轴部138F配置在单侧工作弹簧140的窗部140J之中。通过使单侧工作弹簧偏心销138的偏心轴部138F旋转，使得单侧工作弹簧140能够以单侧工作弹簧固定销137的中心轴线作为旋转中心而沿着工作杆体134的上面旋转。

作为变形例，参照图4，也可以构成为设有用于调整单侧工作弹簧140的顶端部的位置的单侧工作弹簧横螺钉146。单侧工作弹簧140的支撑孔部140E被支撑在单侧工作弹簧横螺钉146和单侧工作弹簧保持螺母147之间。单侧工作弹簧横螺钉146的螺纹部构成为拧入设于工作杆130的垂直臂部130V的阴螺纹部。依照该构成，能够容易地调整将单侧工作弹簧140碰触至工作杆130的顶端部的力。

参照图1和图3，复位弹簧150被复位弹簧固定销157固定在底板170。用于调整复位弹簧150的顶端部的位置的复位弹簧偏心销158固定于底板170(即基板)。复位弹簧偏心销158包括偏心轴部158F、头部158H以及固定部158K。固定部158K插入固定在底板170的固定孔。偏心轴部158F的偏心量，例如能够设定在0.1mm至2mm左右。驱动槽158M设于头部158H。复位弹簧偏心销158的偏心轴部158F配置在复位弹簧150的窗部150J之中。通过使复位弹簧偏心销158的偏心轴部158F旋转，使得复位弹簧150能够以复位弹簧固定销157的中心轴线作为旋转中心而沿着底板170的上面旋转。

作为变形例，也可以使用复位弹簧固定横螺钉(图中未显示)，复位弹簧150构成为相对于底板170(即基板)固定。复位弹簧固定横螺丝能够与图4所示的单侧工作弹簧横螺丝146的构造同样地构成。依照该构成，能够容易地调整施加至工作杆130的力的大小。另外，依照该构成，能够控制附加至游丝摆轮120的阻力，因而游丝摆轮120的摆角的控制成为可能。

参照图1和图5，用于调整工作杆130的初始位置的调整偏心销162以能够旋转的方式设于底板170(即基板)。调整偏心销162包括偏心轴部162F、头部162H以及固定部162K。固定部162K以能够旋转的方式插入于底板170的固定孔。偏心轴部162F的偏心量，例如能够设定在0.1mm至2mm左右。驱动槽158M设于头部162H。调整偏心销162的偏心轴部162F配置成接触至工作杆130的侧面部。通过使调整偏心销162的偏心轴部162F旋转，从而能够容易地调整工作杆130的初始位置。

参照图1，用于防止工作杆130的脱落的脱落防止偏心销164设于底板170(即基板)。脱落防止偏心销164能够与图5所示的调整偏心销162的构造同样地构成。脱落防止偏心销164的偏心轴部的偏心量，例如能够设定在0.1mm至2mm左右。依照该构成，即使在外部干扰使得工作杆与基板表面平行地大幅地移动时，也能够有效地阻止复位弹簧从工作杆脱落。通过使脱落防止偏心销164的偏心轴部旋转，从而能够容易地调整工作杆130的移动范围。

参照图1和图2，用于收入复位弹簧150的收入凹部130G设于工作杆130的侧面。复位弹簧150的工作杆接触部被收入在收入凹部130G之中。依照该构成，即使在复位弹簧150从底板170(即基板)的表面沿上下方向大幅地移动时，也能够有效地阻止复位弹簧150从工作杆130脱落。

参照图1，通过设置脱落防止偏心销164，从而即使在外部干扰使得工作杆130与底板170表面平行地大幅地移动时，也能够有效地阻止复位弹簧150从工作杆130脱落。

(2)本发明的天文钟擒纵机构的工作：

接着，参照图9至图15，对于本发明的天文钟擒纵机构的工作进行说明。在图9至图15中，图中的(a)为显示天文钟擒纵机构的工作状态的平面图，图中的(b)为显示4个由擒纵机构引起的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)即“死点前的冲击”、“死点前的阻力”、“死点后的冲击”以及“死点后的阻力”所引起的对差率变快的影响和对差率变慢的影响的图。图9(c)是显示释放钻124固定于以上述旋转基准线120D作为基准而向着远离擒纵轮110的方向的位置的构成的部分平面图。在图9(b)至图15(b)中，横轴表示游丝摆轮120的旋转角度，纵轴表示施加至游丝摆轮120的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)。在此，对差率变快的影响由向上倾斜的阴影表示，对差率变慢的影响由向下倾斜的阴影表示。另外，在图9(b)至图15(b)中，游丝摆轮120的振动的“死点”(游丝摆轮的振动中心)由垂直线(实线)表示。在图9(b)至图15(b)中，游丝摆轮120的最大振幅位置由圆圈表示。在图9(b)至图15(b)中，游丝摆轮120的现在的位置由垂直线(粗实线)表示。

(2·1)工作其1：

参照图9(a)，游丝摆轮120自由振动，使得大挡边116沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转。参照图9(b)，游丝摆轮120从图9(a)所示的位置向着死点(振动中心)而沿逆时针旋转方向旋转。

(2·2)工作其2：

参照图10(a)，固定于大挡边116的释放钻124沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140的释放钻接触部140G。接着，释放钻124沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140被释放钻124推压而推压弹簧承受突起部130D。于是，工作杆130沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转。擒纵轮110的齿部112的顶端部在锁钻132的接触平面132B上滑动。伴随着工作杆130沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转的工作，工作杆体134从调整偏心销162离开。参照图10(b)，游丝摆轮120受到“死点前的阻力”，从而受到差率变慢的影响。图10(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比随后发生的图11(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变慢的影响的值更小的值。

(2·3)工作其3：

参照图11(a)，擒纵轮110的齿部112的顶端部接触至锁钻132的接触平面132B。通过利用发条卷回时的旋转力而旋转的表侧轮系，从而旋转擒纵轮110并驱动擒纵轮110。擒纵轮110沿箭头A4的方向(顺时针旋转方向)旋转，使得擒纵轮110的齿部112的顶端部接触至冲击叉瓦122并传递旋转力至游丝摆轮120。如果大挡边116沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转至规定的角度，则释放钻124从单侧工作弹簧140的释放钻接触部140G离开。利用复位弹簧150的弹簧力，使得工作杆130沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转而返回至当初的位置。接触至锁钻132的接触平面132B的、擒纵轮110的齿部112的顶端部从锁钻132脱落(擒纵轮110被解除)。利用复位弹簧150的弹簧力，使得工作杆130沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转，工作杆体134向着调整偏心销162被推回。游丝摆轮120受到“死点前的冲击”，从而受到差率变快的影响。图11(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比图10(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变慢的影响的值更大的值。

(2·4)工作其4：

参照图12(a)，接着，擒纵轮110的齿部112的顶端部接触至冲击叉瓦122并传递旋转力至游丝摆轮120，游丝摆轮120通过死点(振动中心)而旋转。利用复位弹簧150的弹簧力，使得工作杆130的工作杆体134接触至调整偏心销162。游丝摆轮120受到“死点后的冲击”，从而受到差率变慢的影响。图12(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为与上述的图11(a)所示的由状态的“死点后的冲击”引起的差率变快的影响的值相平衡。

(2·5)工作其5：

参照图13(a)，游丝摆轮120沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)自由振动，使得擒纵轮110的下一个齿部112的顶端部落下至锁钻132的接触平面132B。参照图13(b)，游丝摆轮120进而自由振动，使得游丝摆轮120超过游丝摆轮120的最大振幅位置。于是，大挡边116沿与箭头A1的方向相反的方向(顺时针旋转方向)旋转。

(2·6)工作其6：

参照图14(a)，固定于大挡边116的释放钻124沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140的释放钻接触部140G。释放钻124沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140被释放钻124推压。此时，工作弹簧140从工作杆130的弹簧承受突起部130D离开。所以，在工作杆130静止的状态下，仅有单侧工作弹簧140被释放钻124沿箭头A6的方向(逆时针旋转方向)推出。参照图14(b)，游丝摆轮120受到“死点后的阻力”，从而受到差率变快的影响。图14(a)所示的状态的差率变快的影响的值与上述图10(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变慢的影响的值相平衡。

(2·7)工作其7：

参照图15(a)，如果大挡边116沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转至规定的角度，则释放钻124从单侧工作弹簧140的释放钻接触部140G离开。于是，单侧工作弹簧140返回至当初的位置，游丝摆轮120自由振动。参照图15(b)，游丝摆轮120进而自由振动，使得游丝摆轮120向着下一个最大振幅位置旋转。

(2·8)工作的重复：

以下同样地，能够重复从图9所示的状态至图15所示的状态的工作。如上所述，图12(a)所示的状态的差率变慢的影响的值与图11(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变快的影响的值相平衡。另外，图14(a)所示的状态的差率变慢的影响的值与上述图10(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变快的影响的值相平衡。而且，图12(a)所示的状态的差率变慢的影响的值和图14(a)所示的状态的差率变慢的影响的值的总和，特别地优选构成为与图11(a)所示的状态的差率变快的影响的值、图14(a)所示的状态的差率变快的影响的值以及上述的图10(a)所示的状态的差率变快的影响的值的总和相平衡。依照这样地构成，本发明的天文钟擒纵机构，与现有的天文钟擒纵机构相比较，能够以擒纵机构误差变得非常小的方式构成。

(2·9)本发明的天文钟擒纵机构的优选构成：

在本发明的天文钟擒纵机构中，释放钻124优选固定于以上述旋转基准线120D作为基准而向着远离擒纵轮110的方向的位置。另外，在本发明的天文钟擒纵机构中，释放钻124更优选向着远离擒纵轮110的方向而固定于从上述旋转基准线120D旋转10度的位置和从上述旋转基准线120D旋转50度的位置之间。另外，已知在本发明的天文钟擒纵机构中，释放钻124更进一步优选向着远离擒纵轮110的方向而固定于从上述旋转基准线120D旋转大致30度的位置。

(3)比较例1的天文钟擒纵机构的工作：

接着，参照图23至图30，对于比较例1的天文钟擒纵机构的工作进行说明。比较例1的天文钟擒纵机构的构成，与现有的天文钟擒纵机构的构成相对应，包括构成在差率变慢的死点位置的游丝摆轮。在图23至图30中，图中的(a)是显示天文钟擒纵机构的工作状态的平面图，图中的(b)是显示4个由擒纵机构引起的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)即“死点前的冲击”、“死点前的阻力”、“死点后的冲击”以及“死点后的阻力”所引起的对差率变快的影响和对差率变慢的影响的图。

参照图23(c)，在游丝摆轮120G位于振动中心的状态下，将以游丝摆轮120G的旋转中心120CG作为原点而通过工作杆130G的旋转中心130CG的直线定义为旋转基准线120DG。图23(c)是显示释放钻124G固定在旋转基准线120DG之上的位置的构成的部分平面图。在图23(b)至图30(b)中，横轴表示游丝摆轮120G的旋转角度，纵轴表示施加至游丝摆轮120G的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)。在此，对差率变快的影响由向上倾斜的阴影表示，对差率变慢的影响由向下倾斜的阴影表示。另外，在图23(b)至图30(b)中，游丝摆轮120G的振动的“死点”(游丝摆轮的振动中心)由垂直线(实线)表示。在图23(b)至图30(b)中，游丝摆轮120G的最大振幅位置由圆圈表示。在图23(b)至图30(b)中，游丝摆轮120G的现在的位置由垂直线(粗实线)表示。

(3·1)工作其1：

参照图23(a)，游丝摆轮820自由振动，使得大挡边116G沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转。参照图23(b)，游丝摆轮120G从图9(a)所示的位置向着死点(振动中心)而沿逆时针旋转方向旋转。

(3·2)工作其2：

参照图24(a)，固定于大挡边116的释放钻124G沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140G的释放钻接触部。

(3·3)工作其3：

参照图25(a)，接着，释放钻124G沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140G被释放钻124G推压而推压弹簧承受突起部。于是，工作杆130G沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转。擒纵轮110G的齿部的顶端部在锁钻112G的接触平面上滑动。伴随着工作杆130G沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转的工作，工作杆体从调整偏心销离开。参照图25(b)，游丝摆轮120G受到“死点后的阻力”，从而受到差率变快的影响。图25(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比随后发生的图26(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变慢的影响的值更小的值。

(3·4)工作其4：

参照图26(a)，擒纵轮110G的齿部的顶端部接触至锁钻112G的接触平面。通过利用发条卷回时的旋转力而旋转的表侧轮系，从而旋转擒纵轮110G并驱动擒纵轮110G。擒纵轮110G沿箭头A4的方向(顺时针旋转方向)旋转，使得擒纵轮110G的齿部的顶端部接触至冲击叉瓦112G并传递旋转力至游丝摆轮120G。如果大挡边116G沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转至规定的角度，则释放钻124G从单侧工作弹簧140G的释放钻接触部离开。利用复位弹簧150G的弹簧力，使得工作杆130G沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转而返回至当初的位置。接触至锁钻112G的接触平面B的、擒纵轮110G的齿部的顶端部从锁钻112G脱落(擒纵轮110G被解除)。利用复位弹簧150G的弹簧力，使得工作杆130G沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转，工作杆体向着调整偏心销而被推回。游丝摆轮120G受到“死点后的冲击”，从而受到差率变快的影响。图26(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比图25(a)所示的状态的由“死点后的阻力”引起的差率变快的影响的值更大的值。

(3·5)工作其5：

参照图27(a)，游丝摆轮120G沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)自由振动，使得游丝摆轮120G向着游丝摆轮120G的最大振幅位置旋转。

(3·6)工作其6：

参照图28(a)，游丝摆轮120G进而自由振动，使得游丝摆轮120G超过游丝摆轮120G的最大振幅位置。于是，大挡边116G沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转。固定于大挡边116G的释放钻124G沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140G的释放钻接触部。释放钻124G沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140G被释放钻124G推压。此时，工作弹簧140G从工作杆130G的弹簧承受突起部离开。所以，在工作杆130G静止的状态下，仅有单侧工作弹簧140G被释放钻124G沿箭头A6的方向(逆时针旋转方向)推出。参照图28(b)，游丝摆轮120G受到“死点前的阻力”，从而受到差率变慢的影响。

(3·7)工作其7：

参照图29(a)，游丝摆轮120G沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)自由振动，使得擒纵轮110G的下一个齿部的顶端部落下至锁钻112G的接触平面。擒纵轮110G的齿部的顶端部接触至冲击叉瓦112G，并传递旋转力至游丝摆轮120G，游丝摆轮120G通过死点(振动中心)而旋转。利用复位弹簧150G的弹簧力，使得工作杆130G的工作杆体接触至调整偏心销。游丝摆轮120G受到“死点后的阻力”，从而受到差率变快的影响。图29(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比上述的图26(a)所示的状态的由“死点后的冲击”引起的差率变快的影响的值更小的值。

(3·8)工作其8：

参照图30(a)，游丝摆轮120G进而自由振动，使得游丝摆轮120G向着下一个死点旋转。

(3·9)工作的重复：

以下同样地，重复从图23所示的状态至图30所示的状态的工作。如上所述，图26(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比图25(a)所示的状态的由“死点后的阻力”引起的差率变快的影响的值更大的值。另外，如上所述，图26(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比图28(a)所示的状态的由“死点后的阻力”引起的差率变快的影响的值更大的值。而且，将图26(a)所示的状态的差率变慢的影响的值和图28(a)所示的状态的由“死点前的阻力”引起的差率变慢的影响的值合计后的值成为比将图25(a)所示的状态的由“死点后的阻力”引起的差率变快的影响的值和图29(a)所示的状态的由“死点后的阻力”引起的差率变快的影响的值合计后的值更大的值。所以，关于该比较例1的天文钟擒纵机构，差率变慢的影响较大，与本发明的天文钟擒纵机构相比，擒纵机构误差较大。

(4)比较例2的天文钟擒纵机构的工作：

接着，参照图31至图37，对于比较例2的天文钟擒纵机构的工作进行说明。比较例2的天文钟擒纵机构的构成，包括构成在差率变快的死点位置的游丝摆轮。在图31至图37中，图中的(a)为显示比较例的天文钟擒纵机构的工作状态的平面图，图中的(b)为显示4个由擒纵机构引起的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)即“死点前的冲击”、“死点前的阻力”、“死点后的冲击”以及“死点后的阻力”所引起的对差率变快的影响和对差率变慢的影响的图。图31(c)是显示释放钻124H固定于以旋转基准线120DH作为基准而向着远离擒纵轮110H的方向的位置并固定在从旋转基准线120DH沿逆时针旋转方向旋转60度的位置的构成的部分平面图。在图31(b)至图37(b)中，横轴表示游丝摆轮120H的旋转角度，纵轴表示施加至游丝摆轮120H的冲击(扭矩)和阻力(扭矩)。在此，对差率变快的影响由向上倾斜的阴影表示，对差率变慢的影响由向下倾斜的阴影表示。另外，在图31(b)至图37(b)中，游丝摆轮120H的振动的“死点”(游丝摆轮的振动中心)由垂直线(实线)表示。在图31(b)至图37(b)中，游丝摆轮120H的最大振幅位置由圆圈表示。在图31(b)至图37(b)中，游丝摆轮120H的现在的位置由垂直线(粗实线)表示。

(4·1)工作其1：

参照图31(a)，游丝摆轮120H自由振动，使得大挡边116H沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转。参照图31(b)，游丝摆轮120H从图31(a)所示的位置向着死点(振动中心)而沿逆时针旋转方向旋转。

(4·2)工作其2：

参照图32(a)，固定于大挡边116H的释放钻124H沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140H的释放钻接触部。接着，释放钻124H沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140H被释放钻124H推压而推压弹簧承受突起部。于是，工作杆130H沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转。擒纵轮110H的齿部的顶端部在锁钻132H的接触平面上滑动。伴随着工作杆130H沿箭头A2的方向(顺时针旋转方向)旋转的工作，工作杆体从调整偏心销离开。参照图32(b)，游丝摆轮120H受到“死点前的阻力”，从而受到差率变慢的影响。图32(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比随后发生的图33(a)所示的状态的由“死点前的冲击”引起的差率变快的影响的值更小的值。

(4·3)工作其3：

参照图33(a)，擒纵轮110H的齿部的顶端部接触至锁钻132H的接触平面。通过利用发条卷回时的旋转力而旋转的表侧轮系，从而旋转擒纵轮110H并驱动擒纵轮110H。擒纵轮110H沿箭头A4的方向(顺时针旋转方向)旋转，使得擒纵轮110H的齿部的顶端部接触至冲击叉瓦122H并传递旋转力至游丝摆轮120H。如果大挡边116H沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)旋转至规定的角度，则释放钻124H从单侧工作弹簧140H的释放钻接触部离开。利用复位弹簧150H的弹簧力，使得工作杆130H沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转而返回至当初的位置。接触至锁钻132H的接触平面的、擒纵轮110H的齿部的顶端部从锁钻132H脱落(擒纵轮110被解除)。利用复位弹簧150H的弹簧力，使得工作杆130H沿箭头A3的方向(逆时针旋转方向)旋转，工作杆体向着调整偏心销被推回。游丝摆轮120H受到“死点前的冲击”，从而受到差率变快的影响。图33(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比图32(a)所示的状态的由“死点前的阻力”引起的差率变慢的影响的值更大的值。

(4·4)工作其4：

参照图34(a)，接着，擒纵轮110H的齿部的顶端部接触至冲击叉瓦122H，传递旋转力至游丝摆轮120H，游丝摆轮120H通过死点(振动中心)而旋转。利用复位弹簧150H的弹簧力，使得工作杆130H的工作杆体接触至调整偏心销。

(4·5)工作其5：

参照图35(a)，游丝摆轮120H沿箭头A1的方向(逆时针旋转方向)自由振动，使得擒纵轮110H的下一个齿部的顶端部落下至锁钻132H的接触平面。

(4·6)工作其6：

参照图36(a)，游丝摆轮120H进而自由振动，使得游丝摆轮120H超过游丝摆轮120H的最大振幅位置。于是，大挡边116H沿与箭头A1的方向相反的方向(顺时针旋转方向)旋转。固定于大挡边116H的释放钻124H沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转而接触至单侧工作弹簧140H的释放钻接触部。释放钻124H沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转，单侧工作弹簧140H被释放钻124H推压。此时，工作弹簧140H从工作杆130H的弹簧承受突起部离开。所以，在工作杆130H静止的状态下，仅有单侧工作弹簧140H被释放钻124H沿箭头A6的方向(逆时针旋转方向)推出。参照图36(b)，游丝摆轮120H受到“死点后的阻力”，从而受到差率变快的影响。图36(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比上述的图33(a)所示的状态的由“死点前的冲击”引起的差率变快的影响的值更小的值。

(4·7)工作其7：

参照图37(a)，如果大挡边116H沿箭头A5的方向(顺时针旋转方向)旋转至规定的角度，则释放钻124H从单侧工作弹簧140H的释放钻接触部离开。于是，单侧工作弹簧140H返回至当初的位置，游丝摆轮120H自由振动。参照图37(b)，游丝摆轮120H进而自由振动，使得游丝摆轮120H向着下一个最大振幅位置旋转。

(4·8)工作的重复：

以下同样地，能够重复从图31所示的状态至图37所示的状态的工作。如上所述，图33(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比图32(a)所示的状态的差率变慢的影响的值更大的值。另外，图33(a)所示的状态的差率变慢的影响的值成为比图36(a)所示的状态的差率变慢的影响的值更大的值。而且，图33(a)所示的状态的差率变快的影响的值成为比图32(a)所示的状态的差率变慢的影响的值和图36(a)所示的状态的差率变慢的影响的值的合计更大的值。所以，关于该比较例2的天文钟擒纵机构，差率变快的影响较大，与本发明的天文钟擒纵机构相比，擒纵机构误差较大。

(5)本发明的天文钟擒纵机构的工作和比较例的工作的比较探讨结果：

参照图18(a)和图19(a)，与现有的天文钟擒纵机构的构成相对应的比较例1的天文钟擒纵机构的差率变慢的影响比差率变快的影响更大。在该比较例1的构成中，一般而言，在产生差率的大幅的变慢的情况下，在游丝摆轮超过死点位置之后，通过工作杆的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)和从擒纵轮施加至游丝摆轮的冲击(扭矩)产生而终止。另一方面，在该比较例1的构成中，通过单侧工作弹簧的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)发生在游丝摆轮超过死点位置之前。

参照图18(b)和图19(b)，本发明的天文钟擒纵机构的1个实施方式(修正例)构成为差率变慢的影响与差率变快的影响相等。即，在该本发明的实施方式中，一般而言，差率变慢的影响和差率变快的影响完全地抵消。在该本发明的实施方式中，通过工作杆的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)产生，并在游丝摆轮通过死点位置之前终止。关于从擒纵轮施加至游丝摆轮的冲击(扭矩)，在该冲击(扭矩)产生的范围内，游丝摆轮通过死点位置。另一方面，在该本发明的实施方式中，提供单侧工作弹簧的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)发生在游丝摆轮超过死点位置之后。

参照图18(c)和图19(c)，游丝摆轮的释放钻固定于以旋转基准线作为基准而向着远离擒纵轮的方向的位置并固定在从旋转基准线沿逆时针旋转方向旋转60度的位置，包括这样的游丝摆轮的比较例2的天文钟擒纵机构的差率变慢的影响比差率变快的影响更小。在该比较例2的构成中，一般而言，在产生差率的大幅的变快的情况下，在游丝摆轮超过死点位置之前，通过工作杆的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)和从擒纵轮施加至游丝摆轮的冲击(扭矩)产生而终止。另一方面，在该比较例2的构成中，通过单侧工作弹簧的解除而施加至游丝摆轮的阻力(扭矩)发生在游丝摆轮超过死点位置之后。

(6)放大模型的实验结果：

关于本发明的天文钟擒纵机构，制作以比通常的手表的尺寸放大的尺寸构成的擒纵机构部分的放大模型而进行比较实验。

(6·1)放大模型的尺寸：

该放大模型的主要构成零件的尺寸如下。

擒纵轮的直径：41(mm)；

游丝摆轮的惯性动量：5.329×10^-5(kg·m²)；

释放钻的顶端部的轨迹的直径：7.19(mm)；

冲击叉瓦的顶端部的轨迹的直径：27.39(mm)；

擒纵轮的旋转中心和游丝摆轮的旋转中心之间的中心距离：33.2(mm)；

游丝摆轮的旋转中心和工作杆的旋转中心之间的中心距离：56.32(mm)；

单侧工作弹簧的弹簧部的直线部的长度：32.15(mm)；

冲击角：34(度)；

释放钻从工作杆或单侧工作弹簧受到阻力的位置的从游丝摆轮旋转中心起的距离：7.07(mm)。

(6·2)表示实验结果的图表：

参照图16，显示了表示擒纵机构的放大模型的实验结果的图表。图16显示了在上述条件，使游丝摆轮的死点位置变化为0度(与现有技术相对应的位置)、+20度(与本发明的实施方式的1个修正例相对应的位置)以及-20度(沿与本发明的实施方式的1个修正例相反的方向设定的比较例)的3个参数，且在各个死点位置，使游丝摆轮从擒纵轮受到的冲击扭矩变化为0.403(mN·m)、03628(mN·m)、0.3225(mN·m)、0.282(mN·m)、0.2419(mN·m)、0.202(mN·m)、0.1613(mN·m)以及0.1209(mN·m)的8点时的、从擒纵轮受到的冲击扭矩和游丝摆轮的周期变化。在图16中，横轴表示擒纵轮的扭矩(mN·m)，纵轴表示游丝摆轮的平均周期(sec)。

(6·3)放大模型实验的评价基准：

在该放大模型的实验中，确认在游丝摆轮于从擒纵轮受到的冲击扭矩的各个值相对于游丝摆轮的自由衰减振动周期而进行死点位置的修正的情况下，能否将游丝摆轮的振动周期的变化抑制得小。

(6·4)放大模型实验的评价结果：

进行该放大模型的实验，结果能够确认通过将游丝摆轮的死点位置修正至+20度，从而能够相对于游丝摆轮的自由衰减振动周期而将游丝摆轮的振动周期的变化抑制得小。另外，能够确认通过将游丝摆轮的死点位置修正至+20度，从而具有抑制伴随着扭矩变化的游丝摆轮的振动周期的变动的效果。

相对于此，确认了如果将游丝摆轮的死点位置设定在-20度，则相对于游丝摆轮的自由衰减振动周期，游丝摆轮的振动周期的变化变大，而且伴随扭矩变化的游丝摆轮的振动周期的变动也变大。

(7)模拟结果：

关于本发明的天文钟擒纵机构，设计模拟模型而进行比较研讨。

(7·1)运动方程式：

表示1自由度摩擦系和粘性系的自由振动的运动方程式由以下的公式(1)表示。

(公式1)

······ (1)

θ：游丝摆轮的旋转角(rad)；

I：游丝摆轮的惯性动量(kg·mm²)；

F：粘性系数(kg·m² /s)；

k：游丝的弹簧常数(kg·m²/s²)；

R：固体摩擦阻力(kg·m²/s²)；

T：在1周期之间施加至游丝摆轮的、来自擒纵轮的冲击扭矩与游丝摆轮受到的工作杆解除和单侧工作弹簧解除时的阻力扭矩的总和(kg·m²/s²)。

将T作为θ的函数而给出，在1周期之中，制作使(死点前后的阻力/冲击的各成分)发生的时机变化的模拟模型，进行擒纵机构的工作的模拟。

(7·2)模拟模型的尺寸：

各构成零件的尺寸设定成大致对应于通常的手表的零件尺寸。

擒纵轮的齿数：15个；

在工作杆解除时，游丝摆轮受到的阻力扭矩：0.252×10^-6N·m；

在单侧工作弹簧解除时，游丝摆轮受到的阻力扭矩：0.044×10^-6N·m。

(7·3)表示模拟结果的图表：

参照图17，显示了表示擒纵机构的模拟模型的模拟结果的图表。图17显示了在上述条件，使游丝摆轮的被修正的死点位置变化为+10度、+30度以及+50度的3个参数，游丝摆轮的摆角为200度以上时的、钟表的差率(在1天中钟表变慢或变快的秒数：sec/day)模拟为50秒/日(sec/day)的值的结果。在图17中，横轴表示游丝摆轮的摆角(deg)，纵轴表示钟表的差率(sec/day)。

(7·4)模拟的评价基准：

在该模拟中，确认了在游丝摆轮的摆角为200度以上时，钟表的差率(在1天中钟表变慢或变快的秒数：sec/day)是否抑制在50秒/日(sec/day)以内。

(7·5)模拟的评价结果：

进行该模拟，结果能够确认通过以将游丝摆轮的死点位置设定在+10度至+50度之间的方式进行修正，从而能够在游丝摆轮的摆角为200度以上时，将钟表的差率抑制在50秒/日(sec/day)以内。

(7·6)实验结果和模拟结果的总结：

根据上述实验结果和上述模拟结果，确认了作为满足一般的实用差率(在游丝摆轮的摆角为200度以上时，将钟表的差率抑制在50秒/日(sec/day)以内)的范围，能够将游丝摆轮的死点位置的修正量设定在+10度至+50度。另外，根据上述实验结果和上述模拟结果，确认了作为一般的游丝摆轮的死点位置的修正量，+20度至+30度为适宜范围。另外，根据游丝摆轮受到的阻力扭矩在上述的值以外的值实施同样的模拟的结果，确认了作为游丝摆轮的死点位置的修正量，+20度至+30度为适宜范围。

(8)具备本发明的天文钟擒纵机构的机械式钟表：

而且，本发明的特征在于，以具备发条、表侧轮系以及擒纵机构的方式构成机械式钟表，该发条构成机械式钟表的动力源，该表侧轮系利用上述发条卷回时的旋转力而旋转，该擒纵机构用于控制上述表侧轮系的旋转，在该机械式钟表中，上述擒纵机构由上述的天文钟擒纵机构构成。依照该构成，能够实现擒纵机构误差非常小且擒纵机构的力的传递效率佳的机械式钟表。另外，本发明的机械式钟表能够使发条变小，或者，在使用相同尺寸的条盒时，能够达成长时间持续的机械式钟表。

参照图7和图7A，机芯(机械体)300具有底板170，该底板170构成机芯300的基板。在机芯300的“3点方向”，配置有柄轴310。柄轴110以能够旋转的方式装入于底板170的柄轴引导孔。包括游丝摆轮120、擒纵轮110以及工作杆130的天文钟擒纵机构和包括第四轮327、第三轮326、第二轮325以及条盒轮320的表侧轮系配置在机芯100的“表侧”。包括拨针杆(setting lever)、锁杆、锁杆推压件的切换装置(图中未显示)配置在机芯300的“背侧”。再者，条盒承受件(图中未显示)、轮系承受件(图中未显示)、工作杆承受件(图中未显示)以及游丝摆轮承受件180配置在机芯300的“表侧”，该条盒承受件将条盒轮320的上轴部以能够旋转的方式支撑，该轮系承受件将第三轮326的上轴部、第四轮327的上轴部以及擒纵轮110的上轴部以能够旋转的方式支撑，该工作杆承受件将工作杆130的上轴部以能够旋转的方式支撑，该游丝摆轮承受件180将游丝摆轮120的上轴部以能够旋转的方式支撑。

第二轮325构成为利用条盒轮320的旋转而旋转。第二轮325包括第二齿轮和第二小齿轮。条盒齿轮构成为与第二小齿轮啮合。第三轮326构成为利用第二轮325的旋转而旋转。第三轮326包括第三齿轮和第三小齿轮。第四轮327构成为利用第三轮326的旋转而每1分钟旋转1周。第四轮327包括第四齿轮和第四小齿轮。第三齿轮构成为与第四小齿轮啮合。利用第四轮327的旋转，擒纵轮110构成为被工作杆130控制且同时旋转。擒纵轮110包括擒纵齿轮和擒纵叉。第四齿轮构成为与擒纵叉啮合。分轮329构成为利用条盒轮320的旋转而旋转。条盒轮320、第二轮325、第三轮326、第四轮327以及分轮329构成表侧轮系。

跨轮340构成为基于安装在第二轮325的分轮(Cannon Pinion)329的旋转而旋转。时轮(Hour Wheel)(图中未显示)构成为基于跨轮340的旋转而旋转。第三轮326构成为利用第二轮325的旋转而旋转。第四轮327构成为利用第三轮326的旋转而每1分钟旋转1周。时轮构成为每12小时旋转1周。滑移机构设于第二轮325和分轮329之间。第二轮325构成为每1小时旋转1周。

产业上的利用可能性

本发明的天文钟擒纵机构能够以擒纵机构误差变得非常小的方式构成。而且，本发明的机械式钟表难以受到外界干扰的影响。所以，本发明的天文钟擒纵机构能够广泛地适用于机械式的手表、航海时计、机械式的座钟、机械式的壁挂钟、大型的机械式的街头钟表、装载有本发明的陶比伦(Tourbillion)擒纵机构以及具有本发明的天文钟擒纵机构的手表等。

符号说明

100：天文钟擒纵机构

110：擒纵轮

118：游丝

120：游丝摆轮

122：冲击叉瓦

124：释放钻

130：工作杆

132：锁钻

140：单侧工作弹簧

150：复位弹簧

170：底板

300：机芯(机械体)

320：条盒轮

325：第二轮

326：第三轮

327：第四轮

Claims

1.一种天文钟擒纵机构，为钟表用的天文钟擒纵机构(100)，包括擒纵轮(110)、具有能够与擒纵轮(110)的齿部接触的冲击叉瓦(122)和释放钻(124)的游丝摆轮(120)、具有能够与擒纵轮(110)的齿部接触的锁钻(132)的工作杆(130)以及设于所述工作杆并能够接触至所述释放钻的单侧工作弹簧(140)，其特征在于，

将“死点前的阻力”定义为在所述游丝摆轮通过所述游丝摆轮的振动中心之前，所述单侧工作弹簧的顶端部接触至所述游丝摆轮的所述释放钻而施加阻力至所述游丝摆轮，

将“死点前的冲击”定义为在所述游丝摆轮通过所述游丝摆轮的振动中心之前，所述擒纵轮的齿部接触至所述游丝摆轮的所述冲击叉瓦而相对于所述游丝摆轮的行进方向施加力，

将“死点后的冲击”定义为在所述游丝摆轮通过所述游丝摆轮的振动中心之后，所述擒纵轮的齿部推压所述游丝摆轮的所述冲击叉瓦而相对于所述游丝摆轮的行进方向施加力，

将“死点后的阻力”定义为在所述游丝摆轮通过所述游丝摆轮的振动中心之后，所述单侧工作弹簧的顶端部接触至所述游丝摆轮的所述释放钻而施加阻力至所述游丝摆轮，以及在所述游丝摆轮通过所述游丝摆轮的振动中心而向着所述振动中心返回，进而所述游丝摆轮通过所述振动中心时，所述单侧工作弹簧的顶端部接触至所述游丝摆轮的所述释放钻而施加阻力至所述游丝摆轮，

将在所述游丝摆轮(120)位于所述游丝摆轮的振动中心的状态下，以所述游丝摆轮(120)的旋转中心(120C)作为原点而通过所述工作杆(130)的旋转中心(130A)的直线定义为旋转基准线(120D)，

所述振动中心处的所述游丝摆轮(120)的所述释放钻(124)配置于以所述旋转基准线(120D)作为基准而向着远离所述擒纵轮(110)的方向的位置，使得由所述“死点前的冲击”产生的对所述游丝摆轮的旋转运动的影响和由所述“死点后的阻力”产生的对所述游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变快的影响的总和、与由所述“死点前的阻力”产生的对所述游丝摆轮的旋转运动的影响和由所述“死点后的冲击”产生的对所述游丝摆轮的旋转运动的影响的合计所构成的使钟表的差率变慢的影响的总和相平衡。

2.根据权利要求1所述的天文钟擒纵机构，其特征在于，

所述释放钻(124)固定在向着远离所述擒纵轮(110)的方向从所述旋转基准线(120D)旋转10度的位置和从所述旋转基准线(120D)旋转50度的位置之间。

3.根据权利要求1所述的天文钟擒纵机构，其特征在于，

所述释放钻(124)固定在向着远离所述擒纵轮(110)的方向从所述旋转基准线(120D)旋转20度至30度的位置。

4.一种机械式钟表，构成为具备构成机械式钟表的动力源的发条、利用所述发条卷回时的旋转力而旋转的表侧轮系以及用于控制所述表侧轮系的旋转的擒纵机构，其特征在于，

所述擒纵机构由根据权利要求1至3中的任一项所述的天文钟擒纵机构构成。

5.根据权利要求4所述的机械式钟表，其特征在于，

所述游丝摆轮(120)包括游丝(118)，所述游丝(118)的外端部固定于以能够相对于游丝摆轮承受件而旋转的方式设置的压钉(175)，构成为能够通过使所述压钉(175)相对于所述游丝摆轮承受件而旋转，从而改变相对于所述旋转基准线(120D)的所述释放钻(124)的位置和冲击叉瓦(122)的位置。

6.根据权利要求5所述的机械式钟表，其特征在于，

具备用于指示能够使所述压钉旋转的范围的旋转可能范围指示装置。