CN109154793B - 钟表的轮系机构 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种钟表的轮系机构，在钟表的轮系机构中，具有便于制造的渐开线的轮廓的齿形的齿轮和与该齿轮啮合的小齿轮构成，并为了抑制传递的扭矩变动，钟表的轮系机构(1)具备：齿轮(10)，其具有渐开线的轮廓的齿形的轮齿(11)；小齿轮(20)，其具有与齿轮(10)的轮齿(11)啮合并接受扭矩的轮齿(21)，齿轮(10)与小齿轮(20)啮合的啮合期间的前半期的至少一部分的范围内从齿轮(10)向小齿轮(20)传递的扭矩成基本恒定。

Description

钟表的轮系机构

技术领域

本发明涉及一种钟表的轮系机构。

背景技术

在钟表中具备轮系机构，其为了将在动力源产生的动力通过增加速度或者减速来传递而使多个齿轮装置相互啮合。在齿轮装置中，将直径大并轮齿数多的齿轮和相比直径小并轮齿数少的小齿轮(pinion)共同固定在同一个轴(轴心)上，并且1个齿轮装置的齿轮与其他的1个齿轮装置的小齿轮啮合。

例如，这些齿轮装置的齿轮和小齿轮中具有渐开线的轮廓的齿形的结构和具有弧形曲线的轮廓的齿形的结构。

但是，当齿轮与小齿轮彼此啮合并且在齿轮和小齿轮之间传递扭矩时，传递的扭矩的变化较小为佳，并提出了通过特定的计算公式将齿轮和小齿轮的齿形定义的轮系机构(例如参照专利文献1)。

(现有技术文献)

(专利文献)

专利文献1：日本特开第5520278号公报

发明内容

(发明所要解决的问题)

然而，专利文献1记载的轮系机构是通过上述计算公式来定义(限定)齿轮及小齿轮这两者的齿形的轮廓，并存在其制造繁琐费事的问题。

本发明是鉴于上述情况而做出的，其目的是提供一种钟表的轮系机构，其由具有便于制造的渐开线(渐开线曲线)的轮廓的齿形的齿轮和与该齿轮啮合的小齿轮构成，并抑制传递的扭矩变动，稳定运行。

(用于解决问题的手段)

本发明是钟表的轮系机构，述轮系机构具备：齿轮，其具有渐开线的轮廓的齿形的轮齿；小齿轮，其具有与所述齿轮的轮齿啮合而接受扭矩的轮齿，以及，在所述齿轮与所述小齿轮进行啮合的啮合期间的前半期的至少一部分的范围内，所述齿轮及所述小齿轮中的一个向另一个传递的扭矩成基本恒定。

(发明的效果)

依据本发明的钟表的轮系机构，其由便于制造的渐开线的轮廓的齿形的齿轮和与该齿轮啮合的小齿轮构成，并抑制传递的扭矩变动，能够稳定运行。

附图说明

图1A是示出本发明的一个实施方式的便携式钟表(例如，手表)中的轮系机构的示意图，并表示驱动侧齿轮的轮齿与从动侧的小齿轮的轮齿之间的接触(啮入接触)的状态。

图1B是示出便携式钟表的轮系机构的示意图，并示出了从开始啮合到啮入接触结束之间的状态。

图1C是示出便携式钟表的轮系机构的示意图，并示出了啮入接触的结束，且啮出接触开始的状态。

图1D是示出便携式钟表的轮系机构的示意图，并示出了从啮出接触的开始到啮出接触的结束之间的状态(其1)。

图1E是示出便携式钟表的轮系机构的示意图，并示出了从啮出接触的开始到啮出接触的结束之间的状态(其2)。

图1F是示出便携式钟表的轮系机构的示意图，并示出了啮出接触的结束的状态。

图2是表示根据本实施方式的钟表的轮系机构，齿轮和小齿轮之间啮合时的从齿轮向小齿轮的扭矩的传递效率的图表。

图3示出了本实施方式的钟表的轮系机构的扭矩传递效率(实线)和未应用本发明的以往钟表的轮系机构的扭矩传递效率(点线)的图表。

图4是表示小齿轮的轮齿数和压力角的差之间的对应关系的图表。

图5是表示本实施方式的轮系机构中，将压力角的差变更为1.5[度]、2[度]、3[度]时的相当于图2所示的扭矩传递效率的图表。

图6是表示将本实施方式的钟表的轮系机构中的齿轮与小齿轮的轴间距离相对常规的3[mm]仅变更偏离量Δa[μm]时的扭矩传递效率的图表。

图7是表示用于说明小齿轮的轮齿的齿形的轮廓的具体的设定方法的示意图。

图8实施方式2的轮系机构中，将压力角的差变更为-2[度]、-1[度]、0[度]时的相当于图5所示的扭矩传递效率的图表。

图9是表示实施方式3的便携式钟表(例如手表)的轮系机构的示意图，并示出了驱动侧的小齿轮的轮齿与从动侧的齿轮的轮齿之间接触的状态。

图10是表示，实施方式3的轮系机构的齿轮与小齿轮之间啮合时的，从小齿轮向齿轮的扭矩的传递效率的图表。

图11是表示实施方式3的轮系机构的扭矩的传递效率(实线)和未应用本发明的以往的轮系机构的扭矩传递效率(点线)的图表。

图12是表示在小齿轮的轮齿的轮齿数为12个时，齿轮与小齿轮啮合期间的前半期的至少一部分的范围内及啮合期间的后半期的至少一部分的范围内，从小齿轮向齿轮传递的扭矩成恒定的方式构成的变形例的轮系机构中的扭矩传递效率的图表。

图13是表示小齿轮的轮齿数与压力角差Δα之间的对应关系的图表。

图14是表示将实施方式3的钟表的轮系机构中的齿轮与小齿轮的轴间距离相对常规的4.41[mm]仅变更偏离量Δa[μm]时的扭矩传递效率的图表。

具体实施方式

下面，结合附图对本发明的轮系机构的实施方式进行说明。

[实施方式1]

＜轮系机构的构成＞

图1A是表示作为本发明的一个实施方式的便携式钟表(例如，手表)中的轮系机构1的示意图，其示出了驱动侧齿轮10的轮齿11与从动侧小齿轮20的轮齿21接触开始的状态。图示的轮系机构1包括例如第二轮的齿轮10和第三轮的小齿轮20。齿轮10和小齿轮20彼此啮合，并通过齿轮10和小齿轮20接触的啮合点T将扭矩从齿轮10传递到小齿轮20。通过齿轮10沿箭头方向(图1A中的顺时针方向)的旋转，小齿轮20沿箭头方向(图1A中的逆时针方向)旋转，并且由于该旋转，啮合点T绘制由点划线表示的轨迹L。

例如，齿轮10由表示轮齿的尺寸大小单位的ISO(国际标准化组织)定义的模块尺寸时，其模块m＝0.075[mm]，并具有72个轮齿11。各轮齿11的齿形的轮廓12由压力角α2为22[度]的渐开线形成。该压力角由日本工业标准(JIS B 0102)定义，并且是由齿表面上的一个点处其半径线与向齿形的切线形成的角度。

另一个面，例如，小齿轮20的模块m＝0.075[mm]，并具有8个轮齿21。各轮齿21的齿形的轮廓22与虚拟的齿轮啮合，该虚拟的齿轮对应的渐开线的压力角α1比轮齿11的压力角α2大(例如，23.5[度])，该虚拟的齿轮与小齿轮20的轮齿21开始啮合并从啮合结束为止的啮合期间从虚拟的齿轮向小齿轮传送的扭矩形成基本恒定的恒定扭矩曲线。据此，齿轮10的轮齿11与小齿轮20的轮齿21之间的啮合期间的前半期的至少一部分的范围(例如，啮入接触的范围)中从齿轮10向小齿轮20传递的扭矩基本恒定。齿轮10的旋转中心与小齿轮20的旋转中心之间的距离(轴间距离)例如是3mm。

<轮系机构的作用>

对如上述构成的轮系机构1的作用进行说明。图1B、1C、1D、1E和1F是都示出了轮系机构1的示意图，图1B、1C是包括图1A在上述的啮合期间的前半期中的啮入接触范围内的按时间顺序示出的轮系机构1的示意图。即，图1A示出了啮合开始的状态，图1B示出了从啮合开始到啮入接触结束的状态，图1C示出了啮入接触的结束并开始啮出接触的状态。

另外，啮入接触(approach contact)是由日本工业标准(JIS B 0102)限定的，被动(从动)齿轮(在该实施方式中为小齿轮20)的齿顶圆与节点之间的接触点的轨迹上的范围的状态，啮出接触(recess contact)是由日本工业标准(JIS B 0102)限定的，节点与驱动齿轮的齿顶圆之间的接触点的轨迹上的范围的状态。

另外，图1C、1D、1E和1F也是表示轮系机构1的示意图，并且图1C、1D、1E和1F是由上述的啮合期间的后期部分中的啮出接触的范围内的，按时间序列表示的示意图。也就是说，图1C示出了结束啮入接触并开始啮出接触，图1D和1E示出了从啮出接触的开始到啮出接触的结束的状态(其1，其2)，图1F示出了啮出接触的结束的状态。另外，图1D是按时间顺序示出了图1C和图1E之间的状态。

图2是表示齿轮10和小齿轮20通过本实施方式的钟表的轮系机构1彼此啮合时，从齿轮10到小齿轮20的扭矩的传递效率(传递效率)的图表，并分别示出了对应图1A至图1F的齿轮10的旋转角度(横坐标)和扭矩的传递效率(纵坐标)，即，图表中的(1)是图1A所示的啮合状态，(2)是图1B所示的啮合状态，(3)是图1C所示的啮合状态，(4)是图1D所示的啮合状态，(5)是图1E所示的啮合状态，(6)是图1F所示的啮合状态。传递效率1.0表示100[％]的传递，0.9表示90[％]的传递(以下相同)。

根据图2所示的图表，本实施方式的钟表的轮系机构1在图1A、1B和1C所示的啮入接触的范围(齿轮10的旋转角度约为1.7[度]的范围)内，从齿轮10向小齿轮20传递的扭矩的扭矩传递效率基本恒定(0.93至0.94)。

此外，在本实施方式的钟表的轮系机构1中，在经过图1C之后至图1D、1E、1F所示的啮出接触的范围(齿轮10的旋转角度约为3.3[度]的范围)内，从齿轮10向小齿轮20传递的扭矩的扭矩传递效率相比啮入接触的范围增加到超过0.98之后，啮入接触的范围内降低至0.93-0.94的范围。

图3是表示本实施方式的钟表的轮系机构1的扭矩传递效率(实线)和未应用本发明的以往的钟表的轮系机构的扭矩传递效率(点线)的图表，横坐标是齿轮10的旋转角度，纵坐标是扭矩传递效率。在图3中，由实线表示的本实施方式的钟表的轮系机构1的扭矩传递效率与图2所示的相同，并且扭矩传递效率的最小值为TMIN、最大值为TMAX。

在图3中点线所示的传统钟表的轮系机构是，齿轮具有渐开线轮廓的齿形，小齿轮具有所谓ETA公司自主的轮廓(不是恒定扭矩曲线的轮廓)的齿形的一般轮系机构，并且扭矩传递效率的最小值TMIN略大于0.91，该值小于本实施方式的轮系机构1中的扭矩传递效率的最小值TMIN。此外，该一般轮系机构中的扭矩传递效率的最大值TMAX与本实施方式的轮系机构1中的扭矩传递效率的最大值TMAX基本相同。

根据本实施方式的钟表的轮系机构1，在齿轮10和小齿轮20的啮合期间的，在啮入接触的范围内，扭矩传递效率在0.01以下的幅度范围内基本恒定。其结果是，轮系机构1的扭矩传递效率的最小值大于如图3中的点线所示的未应用本发明的一般钟表的轮系机构中的扭矩传递效率的最小值。因此，在本实施方式的钟表的轮系机构1，与以往的一般钟表的轮系机构相比，能够抑制作为扭矩传递效率的最大值与最小值之差的扭矩变动，并稳定的运作。

<变形例>

在该实施方式的钟表的轮系机构1中，虽然小齿轮20具有8个轮齿21，但是小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z不限于8个，可以为7以上且15以下。如上所述，小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22在与较大的压力角α1的虚拟的齿轮啮合的啮合期间形成恒定扭矩曲线的情况下，小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z在6个以下时，与齿轮10的啮合变得不适当，另一个面，当轮齿数Z是16个以上时，扭矩变动不会产生大的问题，与此相比，当轮齿数Z为7、8、9、10、11、12、13、14、15个的情况时，实现适当的啮合并且抑制扭矩变动的效果大。

此外，轮系机构1的小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z更加优先地在7至10个的范围内，并且，此时抑制扭矩变动的效果更大。

图4是表示小齿轮20的轮齿数Z与压力角差Δα之间的对应关系的图表。在此，压力角差Δα是，形成小齿轮20与实际啮合的齿轮10的轮齿11的齿形的轮廓12的渐开线的压力角α2与用于计算形成小齿轮20的轮齿21的齿形的齿廓22的恒定扭矩曲线的虚拟的齿轮的渐开线中的压力角α1之间的差Δα(＝A 1-α2)。

本实施方式的钟表的轮系机构1在图4所示的小齿轮20的轮齿数Z(＝7、8、9、10、11、12、13、14、15)的范围内，压力角的差Δα优选大于-(Z/2)+5(-(Z/2)+5<Δα)。压力角的差Δα不大于-(Z/2)+5时，小齿轮20的齿头可能与齿轮10的齿底接触，当压力角差Δα大于-(Z/2)+5时，小齿轮20的齿头与齿轮10的齿底没有接触的可能。

此外，本实施方式的钟表的轮系机构1在图4所示的小齿轮20的轮齿数Z(＝7、8、9、10、11、12、13、14、15)的范围内，压力角的差Δα优选小于-(Z/2)+8(-(Z/2)+8>Δα)。随着压力角的差Δα的增大，啮入接触的范围内的基本恒定的扭矩传递效率以其恒定的值变小的同时，在啮出接触的范围内的最大的扭矩传递效率的值变大，并且作为整体上的扭矩传递效率的差的扭矩变动变大。因此，虽然在压力角的差Δα不小于-(Z/2)+8时，抑制扭矩变动的效果变小，但是，压力角的差Δα小于-(Z/2)+8时，能够充分抑制扭矩变动。

另外，在本实施方式的钟表的轮系机构1中，在小齿轮20的轮齿数Z(＝7、8、9、10)的范围内，压力角的差Δα更加优选点线所示的Δα<-(Z/2)+7的范围内，并在其范围(Δα<-(Z/2)+7)内，能够进一步抑制扭矩变动。

综上所述，例如，小齿轮20的轮齿数Z为8个时，用于计算形成小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的恒定扭矩曲线的虚拟的齿轮的渐开线中的压力角α1与齿轮10的压力角α2之间的差Δα(＝α1-α2)设定为大于1.0且小于4.0(优选为小于3.0)，从而能够避免小齿轮20的齿头与不需要扭矩传递的部分(齿轮10的齿底等)接触，并在啮合期间的前半期的至少一部分范围内，能够得到从齿轮10向小齿轮20传递的扭矩基本成为恒定的钟表的轮系构件。将小齿轮20的压力角的差Δα设定为优选的小于3.0的情况时，其抑制扭矩变动的效果相比差Δα设定为小于4.0时的大。

图5是表示在本实施方式的轮系机构1(例如，小齿轮20的轮齿数Z为8，与其啮合的齿轮10的轮齿数为72)中，将压力角的差Δα变更为1.5[度]、2[度]、3[度]时的相当于图2所示的扭矩传递效率的图表，横坐标为齿轮10的旋转角度，纵坐标为扭矩的传递效率。在图5中，在压力角的差Δα为1.5[度]时，指上述实施方式的轮系机构1，其与图2所示的图表相同。在图5中，在压力角的差Δα为2[度]时，在啮入接触的范围内变得基本恒定的扭矩传递效率的值小于压力角的差Δα＝1.5[度]的情形，并且在啮出接触的范围内成为最大的扭矩传递效率的值大于压力角的差Δα＝1.5[度]的情形，并扭矩变动变大。

在图5中，当压力角的差Δα为3[度]时，在啮入接触的范围内的基本恒定的扭矩传递效率的值比压力角的差Δα＝2[度]时的值小，并且在啮出接触的范围内的最大的扭矩传递效率的值比压力角的差Δα＝2[度]时的值更大，从而扭矩变动进一步增大，但是，只要压力角的差小于Δα＝4[度]的范围内，与未应用本发明的结构相比抑制了扭矩变动。因此，为了获得充分抑制扭矩变动的效果，压力角的差Δα优选小于-(Z/2)+8。另外，为了获得进一步抑制扭矩变动的效果，更加优选的是，压力角的差Δα小于-(Z/2)+7。

在本实施方式的轮系机构1的齿轮10中，虽然轮齿11的齿形的轮廓为压力角α2＝22[度]的渐开线，但是确定本发明的钟表的轮系机构的齿轮的轮齿的齿形的轮廓的渐开线不限于压力角α2为22[度]的结构，也可以是压力角α2为22[度]以外的18[度]、19[度]、20[度]、21[度]、23[度]、24[度]、25[度]等。压力角α1及α2可以是例如22.5[度]及23.4[度]等的包括小数点的角度。

图6是表示本实施方式的钟表的轮系机构1中的齿轮10与小齿轮20的轴间距离的关系的图，其示出了相对常规的3[mm]仅变更偏离量Δa[μm]时的扭矩传递效率的图表，在图6中，横坐标为齿轮10的旋转角度，纵坐标是表示扭矩传递效率，在图6中，实线表示的偏离量Δa＝0[μm]的结构为，轴间距离是常规的3[mm]并且与图2中所示的图表相同。

在图6中，示出了由粗点线表示的偏离量Δa＝+10[μm]是表示轴间距离相对常规的3[mm]长10[μm]的状态，并基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比常规轴间距离的情况变大,并且除恒定扭矩传递效率之外的范围内的最大扭矩传递效率相比常规轴间距离的情况小，并且扭矩变动与常规轴间距离的情况相比，进一步被抑制。

在图6中，由单点划线表示的偏离量Δa＝+20[μm]是表示相对于偏离量Δa＝+10[μm]，轴间距离进一步增加10[μm]的状态，恒定扭矩传递效率的范围内的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+10[μm]的情况变大，并且除恒定扭矩传递效率之外的范围内的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+10[μm]的轴间距离的情况变小，并且扭矩变动与偏离量Δa＝+10[μm]的轴间距离的情况相比，进一步被抑制。

在图6中的浓密点线表示的偏离量Δa＝-10[μm]是表示相对于常规的3[mm]其轴间距离缩短10[μm]的状态，并基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围内的最小扭矩传递率相比常规轴间距离的情况变小，并且除恒定扭矩传递效率以外的范围内的最大扭矩传递效率相比常规轴间距离的情况变大，并扭矩变动与常规轴间距离的情况相比变大。

在图6中，由细点线表示的偏离量Δa＝-20[μm]是表示相对于偏离量Δa＝-10[μm]轴间距离进一步缩短10[μm]的状态，恒定扭矩传递效率的范围内的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-10[μm]的情况变小，并且除恒定扭矩传递效率以外的范围内的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-10[μm]的轴间距离的情况变大，并扭矩变动与偏离量Δa＝-10[μm]的轴间距离的情况相比进一步变大。

然而，当轴间距离的偏离量Δa在-20[μm]至+20[μm]的范围内时，齿轮10和小齿轮20通常彼此啮合并且扭矩变动不会有较大的变化。因此，在本实施方式的钟表的轮系机构1中，在轴间距离的偏离量Δa在-20[μm]至+20[μm]的范围内，与图3的点线所示的以往的一般的钟表的轮系机构相比，能够充分抑制扭矩变动。

尽管本实施方式的钟表的轮系机构1是第二轮的齿轮10和第三轮的小齿轮20的组合，但是本发明的钟表的轮系机构不限于这些组合。也就是说，可以是第三轮的齿轮与第四轮的小齿轮组合，第四轮的齿轮与擒纵轮的小齿轮组合，运动筒(barrel)与第二轮的小齿轮组合，进一步，也可以是其他齿轮之间的组合。

<小齿轮的轮齿的齿形的设定方法>

以下对上述的实施方式的钟表的轮系机构1中的小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体设定方法进行说明。另外，本发明的钟表的轮系机构中的小齿轮不限于下面所描述的设定方法，以下的设定方法仅为一例。

图7是用于说明小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体的设定方法的示意图。

首先，如图7所示，假设一个虚拟的齿轮10'，该虚拟的齿轮10'的压力角α1大于与小齿轮20实际啮合的齿轮10的压力角。该虚拟的齿轮10'的旋转中心为O2，小齿轮20的旋转中心为O1，小齿轮20与虚拟的齿轮10'之间的啮合点为T，啮合点T处的小齿轮20和虚拟的齿轮10'之间的齿形的轮廓的公共切线L1的法线(公共法线)L2与连接旋转中心O1和O2的直线L3的交点是P，并且摩擦角是λ。

在啮合点T处，从公共法线L2倾斜摩擦角λ的直线L4与直线L3的交点是Q，由直线L3与直线L4形成的角度为θ，并且分别从旋转中心O1、O2朝向公共切线L1的垂线L5、L6的交点为a1、a2。从旋转中心O1至交点Q的长度是R1，从旋转中心O2至交点Q的长度是R2，从旋转中心O1至交点a1的长度是P1，从旋转中心O2至交点a2的长度是P2。此时，为了使小齿轮20相对于虚拟的齿轮10'以基本恒定的扭矩旋转，长度R1及长度R2为恒定即可。

在此，将以旋转中心O1为中心的半径R1的圆E1与虚拟的齿形曲线F1之间的交点K1连接旋转中心O1的直线L7作为基准线，基准线L7与公共切线L1形成角度β1，以旋转中心O2为中心的半径R2的圆E2与虚拟的齿形曲线F2之间的交点K2连接旋转中心O2的直线L8作为基准线，基准线L8与公共切线L1形成角度β2，齿形曲线F1、F2分别由切线极坐标(P1，β1)和切线极坐标(P2，β2)表示。

由于齿轮10的轮齿11的齿形曲线F2是渐开线，因此基于切线极坐标(P2，β2)计算作为相对于渐开线的恒定扭矩曲线的齿形曲线F1的切线极坐标(P1，β1)。

也就是说，根据限定齿形曲线F2的切线极坐标(P2，β2)是渐开线的条件，下面的等式(1)成立。

[数1]

P2＝R2cos(α)β2+R2cos(α){tan(α)-α} (1)

但是，在等式(1)中，α是上述虚拟的齿轮10′的压力角α1。

此外，根据切线极坐标的关系，关于从啮合点T至交点a1的长度P3，从啮合点T至交点a2的长度P4，下面的等式(2)和(3)成立。

[数2]

而且，在啮入接触的情况下，以下的等式(4)、(5)、(6)、(7)成立。

[数3]

P1＝R1cos(θ+λ)+r cos(λ) (4)

P3＝R1sin(θ+λ)+r sin(λ) (5)

P2＝R2cos(θ+λ)-r cos(λ) (6)

P4＝R2sin(θ+λ)-r sin(λ) (7)

因此，根据等式(1)至(7)，求得齿形曲线F2。具体使用等式(1)、(3)、(6)、(7)，求出相当于啮合点T的轨迹的极坐标(r，θ)，并将得到的值代入等式(2)、(4)、(5)而求得切线极坐标(P1，β1)。

也就是说，P1是通过将极坐标(r，θ)代入等式(4)来获得。此外，β1是根据等式(2)、(4)、(5)，成立以下的等式(8)。

[数4]

而且，在等式(8)中，β1通过θ的函数无限积分，并由其初始值获得常数项c以获得β1。也就是说，设tan{(θ+λ)/2}＝t，R2cos(α)＝Rg2，并将等式(8)通过t的函数无限积分，则获得下面的等式(9)。

[数5]

另外，等式(9)中的常数项c是通过将β1的初始值α、θ分别代入初始值(π/2-α-λ)来获得。

如上所述，由切线极坐标(P2，β2)限定的齿轮10的齿形的渐开线(齿形曲线F 2)所对应的，小齿轮20的齿形的恒定扭矩曲线(齿形曲线F 1)的切线极坐标(P1，β1)被求得。

据此求得的小齿轮20，从小齿轮20实际啮合的齿轮10，在啮合期间的前半期的至少一部分的范围内传递的扭矩基本恒定。

[实施方式2]

＜轮系机构的构成＞

在上述实施方式1的轮系机构1中，小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22与大于轮齿11的压力角α2的压力角α1的渐开线所对应的虚拟的齿轮10'啮合，该虚拟的齿轮10'与小齿轮20的轮齿21啮合开始到啮合结束为止的啮合期间从虚拟的齿轮10'向小齿轮20传递的扭矩由基本恒定的恒定扭矩曲线形成。但是，本发明的轮系机构不限于该实施方式。

也就是说，本发明的轮系机构可以是，小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22与小于轮齿11的压力角α2的压力角α1的渐开线所对应的虚拟的齿轮10'啮合，该虚拟的齿轮10'与小齿轮20的轮齿21啮合开始至啮合结束为止的啮合期间从虚拟的齿轮10'向小齿轮20传递的扭矩由基本恒定的恒定扭矩曲线形成。而且，这样构成的轮系机构1能够成为本发明的轮系机构的第2个实施方式(实施方式2)。

<轮系机构的作用>

在如上所述构成的实施方式2的轮系机构1中，小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z例如可以在11至20个的范围内。如上所述，小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22与较小的压力角α1的虚拟的齿轮10'啮合的啮合期间由恒定扭矩曲线形成时，轮齿21的轮齿数Z在11、12、13、14、15、16、17、18、19和20的情况时，实现适当的啮合并且抑制扭矩变动的效果大。另外，从进一步抑制扭矩变动的观点来看，小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z特别优选在16至20的范围内。

实施方式2的钟表的轮系机构1具有图4所示的小齿轮20的轮齿数Z(＝11、12、13、14、15、16、17、18、19、20)的范围(特别是在16至20个的范围)内，压力角的差Δα优选(-(Z/2)+5<Δα)大于-(Z/2)+5。

此外，实施方式2的钟表的轮系机构1在图4所示的小齿轮20的轮齿数Z(＝11、12、13、14、15、16、17、18、19、20)的范围(特别是在16至20个的范围)内，压力角的差Δα优选(-(Z/2)+8>Δα)小于-(Z/2)+8。随着压力角的差Δα的增大(由于Δα为负数，所以Δα增大相当于Δα向0接近)，啮入接触的范围内的基本恒定的扭矩传递效率以其恒定的值变小，并且啮出接触的范围内的最大的扭矩传递效率的值变大而扭矩变动变大。因此，虽然在压力角的差Δα不小于-(Z/2)+8时，抑制扭矩变动的效果变小，但是，压力角的差Δα小于-(Z/2)+8时，能够充分抑制扭矩变动。

另外，在实施方式2的钟表的轮系机构1中，在小齿轮20的轮齿数Z(＝11、12、13、14、15、16、17、18、19、20)的范围内，压力角的差Δα更加优选由点线所示的Δα<-(Z/2)+7的范围，并在该范围(Δα<-(Z/2)+7)内，能够进一步抑制扭矩变动。

综上述理由，例如，小齿轮20的轮齿数Z为17个时，由于将用于计算形成小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的恒定扭矩曲线的虚拟的齿轮10'的渐开线中的压力角α1与齿轮10的压力角α2之间的差Δα(＝α1-α2)限定在大于-3.5且小于-0.5(优选为小于-1.5)，从而小齿轮20的齿头与无需于扭矩传递的部分(齿轮10的齿底等)无接触的可能，并在啮合期间的前半期的至少一部分范围内，能够得到从齿轮10向小齿轮20传递的扭矩基本成为恒定的钟表的轮系构件。将小齿轮20的压力角差Δα设定为优选的小于-1.5的情况时，其抑制扭矩变动的效果比差Δα设定为小于-0.5时的大。

图8是表示在实施方式2的轮系机构1(例如，小齿轮20的轮齿数Z为17，与其啮合的齿轮10的轮齿数为109)中，将压力角的差Δα变更为0[度]、-1[度]、-2[度]时的相当于图5所示的扭矩传递效率的图表，横坐标为齿轮10的旋转角度，纵坐标为扭矩的传递效率。在图8中，当压力角的差Δα是-1[度]时，啮入接触的范围内基本恒定的扭矩传递效率的值相比压力角的差Δα＝-2[度]时的小，并且啮出接触的范围内的最大的扭矩传递效率的值相比Δα＝-2[度]时的大，且扭矩变动变大。

在图8中，当压力角的差Δα为0[度]时，在啮入接触的范围内的基本恒定的扭矩传递效率的值比压力角的差Δα＝-1[度]时的值小，并且在啮出接触的范围内的最大的扭矩传递效率的值比压力角的差Δα＝-1[度]时的值更大，从而扭矩变动进一步增大。因此，为了获得充分抑制扭矩变动的效果，压力角的差Δα优选小于-(Z/2)+8。另外，为了获得进一步抑制扭矩变动的效果，更加优选的是，压力角的差Δα小于-(Z/2)+7。

实施方式2的钟表的轮系机构1可以是第二轮的齿轮10和第三轮的小齿轮20的组合，也可以是第三轮的齿轮与第四轮的小齿轮组合，也可以是第四轮的齿轮与擒纵轮的小齿轮组合，也可以是运动筒与第二轮的小齿轮组合，进一步，也可以由其他齿轮之间的组合。

＜小齿轮的轮齿的齿形的设定方法＞

由于上述的实施方式2的钟表的轮系机构1中设定小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体的设定方法与实施方式1的钟表的轮系机构1的小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体的设定方法相同，因此省略说明。但是，将实施方式1中描述的设定方法中的虚拟的齿轮10'的压力角α1替换适用小于与小齿轮20实际啮合的齿轮10的压力角α2的压力角α1。另外，本发明的钟表的轮系机构中的小齿轮不限于由实施方式1所描述的设定方法来设定，该设定方法仅是一例。

上述的实施方式1的轮系机构1描述了具有大于啮合齿轮10的轮齿的压力角α2的压力角α1(Δα为正)的轮廓形轮齿21的齿轮20，该小齿轮20的轮齿数Z的优选值为7至15。另一个面，实施方式2的轮系机构1描述了具有小于啮合齿轮10的轮齿的压力角α2的压力角α1(Δα为负)的轮廓形轮齿21的齿轮20，该小齿轮20的轮齿数Z的优选值为11至20。

因此，对于在实施方式1的小齿轮20和实施方式2的小齿轮20的两者中优选的轮齿数Z为11至15的小齿轮20的结果，虽然，压力角可以大于啮合齿轮10的轮齿的压力角α2，也可以是小于啮合齿轮10的轮齿的压力角α2的压力角，但是，将两者相比较时，优选小于啮合齿轮10的轮齿的压力角α2的压力角。

综上所述，作为优选的一例的轮系机构1能够设定为，轮齿数Z为7至10的小齿轮20与啮合齿轮10的轮齿的压力角α2相比具有较大的压力角α1(Δα为正)的轮廓形状，并轮齿数Z为16至20的小齿轮20与啮合齿轮10的齿的压力角α2相比具有较小的压力角α1(Δα为负)的轮廓形状。而且，作为优选的一例的轮系机构1可以设定为，轮齿数Z为11至15的小齿轮20与啮合齿轮10的轮齿的压力角α2相比具有较大的压力角α1(Δα为正)的轮廓形状，或者，较小的压力角α1(Δα为负)的轮廓形状，但是，更加优选，小于啮合齿轮的轮齿的压力角α2的压力角α1(Δα为负)的轮廓形状。

[实施方式3]

＜轮系机构的构成＞

图9是表示本发明的实施方式3的便携式钟表(例如手表)的轮系机构1的示意图，并示出了驱动侧的小齿轮20的轮齿21与从动侧的齿轮10的轮齿11之间接触的状态。例如，图示的轮系机构1包括用于卷绕机械钟表的动力弹簧的轮系机构的小齿轮20和齿轮10。小齿轮20和齿轮10彼此啮合，并通过小齿轮20和齿轮10接触的啮合点T从小齿轮20向齿轮10传递扭矩。小齿轮20沿箭头方向(图9中的顺时针方向)的旋转而使齿轮10沿箭头方向(图9中的逆时针方向)旋转。

例如，齿轮10的模块m＝0.090[mm]，并具有90个轮齿11。各轮齿11的齿形的轮廓12由22[度]的压力角α2的渐开线形成。

另一个面，例如，小齿轮的模块20m＝0.090[mm]，并具有8个轮齿21。各轮齿21的齿形的轮廓22与小于轮齿11的压力角α2的压力角α1(例如20[度])的渐开线所对应的虚拟的齿轮啮合，该虚拟的齿轮与小齿轮20的轮齿21开始啮合至啮合结束为止的啮合期间从小齿轮20向虚拟的齿轮传递的扭矩由基本恒定的恒定扭矩曲线形成。

据此，在齿轮10的轮齿11和小齿轮20的轮齿21之间的啮合期间的前半期的至少一部分范围(例如，啮入接触的范围)内从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩基本恒定。另外，即使在齿轮10的轮齿11和小齿轮20的轮齿21之间的啮合期间的后半期的至少一部分范围(例如，啮出接触的范围)内，从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩也基本恒定。齿轮10的旋转中心与小齿轮20的旋转中心之间的距离(轴间距离)例如是4.41[mm]。

<轮系机构的作用>

图10是表示，实施方式3的轮系机构1的齿轮10与小齿轮20之间啮合时，从小齿轮20向齿轮10的扭矩的传递效率的图表，横坐标的小齿轮20的旋转角度的负的范围是啮合期间的前半期，小齿轮20的旋转角度的正的范围是啮合期间的后半期。

根据图10所示的图表，实施方式3的钟表的轮系机构1在啮入接触的一部分范围(在小齿轮20的旋转角度上约12[度](-22[度]至-10[度])的范围)内，从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩的扭矩传递效率成基本恒定(0.94至0.95)。进一步，实施方式3的钟表的轮系机构1也在啮出接触的一部分范围(在小齿轮20的旋转角度上约25[度](-8[度]至+17[度])的范围)内，从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩的扭矩传递效率成基本恒定(约0.96)。

图11是表示实施方式3的轮系机构1的扭矩的传递效率(实线)和未应用本发明的以往的钟表的轮系机构的扭矩传递效率(点线)的图表，横坐标是小齿轮20的旋转角度，纵坐标是扭矩传递效率。在图11中，由实线表示的钟表的轮系机构1的扭矩的传递效率与图10所示的相同，并且扭矩传递效率的最小值为TMIN，最大值为TMAX。

在图11中点线所示的以往的钟表的轮系机构是，齿轮具有渐开线的轮廓的齿形，小齿轮具有所谓的ETA公司独自轮廓(不是恒定扭矩曲线的轮廓)的齿形的一般的轮系机构，扭矩传递效率的最小值TMIN略大于0.92，该值小于实施方式3的轮系机构1中的扭矩传递效率的最小值TMIN(略大于0.93)。另外，该一般轮系机构中的扭矩传递效率的最大值TMAX略大于0.97，该值大于实施方式3的轮系机构1中的扭矩传递效率的最大值TMAX(略大于0.96)。

根据实施方式3的钟表的轮系机构1，分别在齿轮10与小齿轮20啮合期间的啮入接触的一部分范围内及在啮出接触的一部分范围内，扭矩传递效率在0.01以下的幅度内基本恒定。此外，实施方式3的钟表的轮系机构1与图11中的点线所示的未应用本发明的以往的一般钟表的轮系机构相比，具有扭矩传递效率的最大值TMAX和扭矩传递效率的最小值TMIN之间的差的扭矩变动被抑制，并稳定地运行。

<变形例>

实施方式3的钟表的轮系机构1中，虽然小齿轮20具有8个轮齿21，但小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z不限于8个，在7至12个的范围内即可。如上所述，小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22在与具有较小的压力角α1的虚拟的齿轮10'啮合的啮合期间形成具有恒定扭矩曲线的情况下，小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z为6个以下或13个以上时，与齿轮10的啮合变得不合适，另一个面，轮齿数Z为7、8、9、10、11、12个的情况时，实现了适当的啮合并且抑制扭矩变动的效果大。

图12是表示在小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z为12个时，齿轮10与小齿轮20啮合期间的前半期的至少一部分的范围内及啮合期间的后半期的至少一部分的范围内，从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩成恒定的方式构成的变形例的轮系机构1中的扭矩传递效率的图表，横坐标是小齿轮20的旋转角度，纵坐标是扭矩的传递效率。另外，图12所示的扭矩传递效率是，例如，由模块m＝0.090[mm]，具有90个轮齿11，轮齿11的齿形的轮廓12由压力角α2＝20[度]的渐开线曲渐形成的齿轮10，以及，由模块m＝0.090[mm]，具有8个轮齿21，并轮齿21的齿形的轮廓22是与对应压力角α1＝20[度]的渐开线曲渐的虚拟的齿轮啮合的小齿轮20的组合而形成。

小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z是12个的情况时，齿轮10和小齿轮20之间的啮合期间的前半期的至少一部分的范围内及啮合期间的后半期的至少一部分的范围内，只要从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩基本恒定，小齿轮20的压力角α1可以等于齿轮10的压力角α2。即使通过如上所述构成的轮系机构1，也能够实现适当的啮合，并且，图12所示，能够抑制从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩的变动。

另外，轮系机构1的小齿轮20的轮齿21的轮齿数Z更优选地在7到10个的范围内，并且在这种情况下，抑制扭矩变动的效果更大。

图13是表示小齿轮20的轮齿数Z与压力角差Δα之间的对应关系的图表。在此，压力角的差Δα是，形成小齿轮20实际啮合的齿轮10的轮齿11的齿形的轮廓12的渐开线的压力角α2与用于计算形成小齿轮20的轮齿21的齿形的齿廓22的恒定扭矩曲线的虚拟的齿轮10'的渐开线中的压力角α1之间的差Δα(＝A 1-α2)。

实施方式3的钟表的轮系机构1在图13所示的小齿轮20的轮齿数Z(＝7、8、9、10、11、12)的范围内，压力角的差Δα优选大于(Z/2)-8并小于(Z/2)-5((Z/2)-8<Δα<(Z/2)-5)。压力角的差Δα小于(Z/2)-8或者大于(Z/2)-5时，小齿轮20的齿头可能与齿轮10的齿头接触，可能存在不能够实现适当啮合。

但是，压力角的差Δα大于(Z/2)-8且小于(Z/2)-5((Z/2)-8<Δα<(Z/2)-5)时，不存在不能够实现适当啮合的情况，并且能够在实现适当的啮合的同时抑制从小齿轮20向齿轮10传递的扭矩的变动。

另外，实施方式3的钟表的轮系机构1更加优选的是，在压力角差Δα为负的条件下，小齿轮20的轮齿数Z在7、8、9、10的范围内。

实施方式3的轮系机构1的齿轮10中，虽然轮齿11的齿形的轮廓是具有压力角α2＝22[度]的渐开线，但是限定本发明的钟表的轮系机构的齿轮的轮齿的齿形的轮廓的渐开线不限于压力角α2为22[度]，压力角α2也可以是22[度]以外的18[度]、19[度]、20[度]、21[度]、23[度]、24[度]、25[度]等。压力角α1及α2可以是包括如22.5[度]和23.4[度]等的小数点的角度。

图14是表示实施方式3的钟表的轮系机构1中的齿轮10与小齿轮20的轴间距离的关系的图表，其是对常规的4.41[mm]仅变更偏离量Δa[μm]时的扭矩传递效率的图表，并且横坐标是小齿轮20的旋转角度，纵坐标是扭矩传递效率，在图14中实线所示的位移量Δa＝0[μm]是轴间距离为常规的4.41[mm]，与图10所示的图表相同。

图14中的粗短点线所示的偏离量Δa＝+10[μm]是表示轴间距离相对常规的4.41[mm]长10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比常规轴间距离的情况变小，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比常规轴间距离的情况变大，并且扭矩变动相比常规的轴间距离的情况变大。

在图14中由短单点划线所示的偏离量Δa＝+20[μm]是表示轴间距离相对于偏离量Δa＝+10[μm]进一步增加10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+10[μm]的情况变小，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+10[μm]的轴间距离的情况变大，并且扭矩变动相比偏离量Δa＝+10[μm]的轴间距离的情况变大。

在图14中由粗长点线所示的偏离量Δa＝+30[μm]是表示轴间距离相对于偏离量Δa＝+20[μm]进一步增加10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+20[μm]的情况变小，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝+20[μm]的轴间距离的情况变大，并且扭矩变动与偏离量Δa＝+20[μm]的轴间距离的情况相比进一步变大。

在图14中由浓密短点线所示的偏离量Δa＝-10[μm]是表示轴间距离相对于常规的4.41[μm]缩短10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比常规的轴间距离的情况变大，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比常规的轴间距离的情况变小，并且扭矩变动与常规的轴间距离的情况相比变小。

在图14中由长单点划线所示的偏离量Δa＝-20[μm]是表示轴间距离相对于偏离量Δa＝-10[μm]进一步缩短了10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-10[μm]的情况变大，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-10[μm]的轴间距离的情况变小，并且扭矩变动与偏离量Δa＝+10[μm]的轴间距离的情况相比进一步变小。

在图14中由细长点线所示的偏离量Δa＝-30[μm]是表示轴间距离相对于偏离量Δa＝-20[μm]进一步缩短了10[μm]的状态，并在啮合期间的前半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最小扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-20[μm]的情况变大，并且在啮合期间的后半期的基本恒定的恒定扭矩传递效率的范围中的最大扭矩传递效率相比偏离量Δa＝-20[μm]的轴间距离的情况变小，并且扭矩变动与偏离量Δa＝-20[μm]的轴间距离的情况相比进一步变小。

但是，在轴间距离的偏离量Δa在-30[μm]至+30[μm]的范围内时，齿轮10与小齿轮20之间正常彼此啮合，并且扭矩变动不会有较大的变化。因此，在实施方式3的钟表的轮系机构1中，在轴间距离的偏离量Δa在-30[μm]至+30[μm]的范围内，与图11的点线所示的以往的一般的钟表的轮系机构相比，能够充分抑制扭矩变动。

实施方式3的钟表的轮系机构1是用于卷绕动力弹簧的轮系机构的小齿轮20与齿轮10之间的组合，但是本发明的钟表的轮系机构不限于这些组合。

<小齿轮的轮齿的齿形的设定方法>

由于上述的实施方式3的钟表的轮系机构1中设定小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体的设定方法与实施方式1的钟表的轮系机构1的小齿轮20的轮齿21的齿形的轮廓22的具体的设定方法相同，因此省略说明。但是，将实施方式1中描述的设定方法中的虚拟的齿轮10'的压力角α1替换适用小于与小齿轮20实际啮合的齿轮10的压力角α2的压力角α1。另外，本发明的钟表的轮系机构中的小齿轮不限于由实施方式1所描述的设定方法来设定，该设定方法仅是一例。

另外，上述各实施方式和各变形例中的轮系机构1仅是优选示例之一，本发明的轮系机构的技术范围不限于这些各实施方式和各变形例。

(相关申请的相互参照)

本发明基于2016年6月23日向日本特许厅申请的特愿2016-124837及2017年4月11日向日本特许厅申请的国际申请PCT/JP2017/014822主张优先权，其公开内容全部通过引用而并入本说明书。

Claims (8)

1.一种钟表的轮系机构，其特征在于，具备：

齿轮，其具有渐开线的轮廓的齿形的轮齿；以及

小齿轮，其具有与所述齿轮的轮齿啮合而授受扭矩的轮齿，

在所述齿轮与所述小齿轮进行啮合的啮合期间的前半期的至少一部分的范围内，所述齿轮及所述小齿轮中的一个向另一个传递的扭矩基本恒定，

所述小齿轮的齿形的轮廓被设定为如下的恒定扭矩曲线：当所述小齿轮和具有与所述齿轮的渐开线的压力角不同的压力角的渐开线的虚拟的齿轮的轮齿啮合时，从所述虚拟的齿轮向所述小齿轮传递的扭矩基本恒定的恒定扭矩曲线，

所述基本恒定是扭矩传递效率在0.01以下的幅度范围内的基本恒定，

所述齿轮的压力角α2与所述虚拟的齿轮的轮齿的齿形的轮廓对应的渐开线的压力角α1之差Δα(＝α1-α2)满足-Z/2+5<Δα<-Z/2+8。

2.根据权利要求1所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述小齿轮的齿形的轮廓被设定为如下的恒定扭矩曲线：当所述小齿轮与具有比所述齿轮的渐开线的压力角大的压力角的渐开线的虚拟的齿轮的轮齿啮合时，从所述虚拟的齿轮向所述小齿轮传递的扭矩基本恒定的恒定扭矩曲线。

3.根据权利要求2所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述小齿轮的轮齿数为7以上且15以下。

4.根据权利要求1所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述小齿轮的齿形的轮廓被设定为如下的恒定扭矩曲线：当所述小齿轮与具有比所述齿轮的渐开线的压力角小的压力角的渐开线的虚拟的齿轮的轮齿啮合时，从所述虚拟的齿轮向所述小齿轮传递的扭矩基本恒定的恒定扭矩曲线。

5.根据权利要求4所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述小齿轮的轮齿数为11以上且20以下。

6.根据权利要求2至5的任一项所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述差Δα(＝α1-α2)满足-Z/2+5<Δα<-Z/2+7。

7.一种钟表的轮系机构，其特征在于，具备：

齿轮，其具有渐开线的轮廓的齿形的轮齿；以及

小齿轮，其具有与所述齿轮的轮齿啮合而授受扭矩的轮齿，

在所述齿轮与所述小齿轮进行啮合的啮合期间的前半期的至少一部分的范围内，所述齿轮及所述小齿轮中的一个向另一个传递的扭矩基本恒定，

在所述啮合期间的后半期的至少一部分的范围内，从所述小齿轮向所述齿轮传递的扭矩也基本恒定，

所述小齿轮的齿形的轮廓被设定为如下的恒定扭矩曲线：当所述小齿轮与具有比所述齿轮的渐开线的压力角小的压力角的渐开线的虚拟的齿轮的轮齿啮合时，从所述小齿轮向所述虚拟的齿轮传递的扭矩基本恒定的恒定扭矩曲线，

所述基本恒定是扭矩传递效率在0.01以下的幅度范围内的基本恒定，

所述齿轮的压力角α2与所述虚拟的齿轮的轮齿的齿形的轮廓对应的渐开线的压力角α1之差Δα(＝α1-α2)满足Z/2-8<Δα<Z/2-5。

8.根据权利要求7所述的钟表的轮系机构，其特征在于，

所述小齿轮的轮齿数为7以上且12以下。

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