JP2007024893A - 時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリ - Google Patents

Abstract

【課題】時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリを提供すること。
【解決手段】少なくとも１つの噛合する歯付き作動部のうちの少なくともいくつかの均一に分布された歯が、それらのそれぞれの厚さ方向に弾性的に変形可能な領域を有する、この時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリにおいて、前記作動部の噛み合っている歯が少なくとも２つの同時接触点を有し、前記それぞれの噛合する作動部の接触している歯の、これらの噛合する作動部のピッチ円（Ｃ_１、Ｃ_２）に沿って測定した公称厚さ（ｅ_ｓｊ、ｅ_２）の合算値が、これらの歯付き作動部のピッチ（ｐ）より大きな合成寸法を与える。前記弾性的に変形可能な領域の厚さは、前記歯の理論的形状のどちら側にも延びる。
【選択図】図４

Description

本発明は、少なくとも１つの噛合する歯付き作動部の少なくともいくつかの均一に分配された歯が、それらそれぞれの厚さ方向に弾性的に変形可能な領域を有し、前記作動部の噛み合った歯が少なくとも２つの同時接触点を有する、時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリに関する。

前述の型式のバックラッシュ補償歯車アセンブリについては、既に様々な型式の機構に対して数多く提案されてきている。これには特に、特許文献１、特許文献２および特許文献３の事例がある。

たいていの歯車アセンブリは、いくらかのバックラッシュを有しており、このようなバックラッシュは必然的に係合状態に影響を及ぼすようなどんな公差をも許容してしまう。そうでない場合は、Ｃｈａｍｂｒｅ Ｓｕｉｓｓｅ ｄｅ ｌ’Ｈｏｒｌｏｇｅｒｉｅ［Ｓｗｉｓｓ Ｃｈａｍｂｅｒ ｏｆ Ｈｏｒｏｌｏｇｙ］、Ｌａ Ｃｈａｕｘ−ｄｅ−Ｆｏｎｄｓ（スイス国）によって出版された、「Ｔｈｅｏｒｉｅ Ｇｅｎｅｒａｌｅ ｄｅ ｌ’Ｈｏｒｌｏｇｅｒｉｅ」［Ｇｅｎｅｒａｌ Ｔｈｅｏｒｙ ｏｆ Ｈｏｒｏｌｏｇｙ］、Ｌ．Ｄｅｆｏｓｓｅｚ、１９５０、第１巻、２１０ページによって確認されているような、バックラッシュフリー歯形状を選択することができるであろう。バックラッシュは、２つのホイールのピッチと２つのそれぞれの歯の幅の合計との間の差であり、このバックラッシュは、一般にはピッチの関数として表現される長さである。以下の説明で参照が行われるであろうバックラッシュ、ピッチおよび歯の幅は全て、歯付作動部のピッチ径に沿って測定される長さとして表現される。歯付きホイールのピッチ径は、それが係合するホイールのピッチ円に正接するこのホイールのピッチ円の直径であり、ピッチはこのピッチ円に沿って測定される２つの連続した歯の２つの相同点間の距離である（Ｌ．Ｄｅｆｏｓｓｅｚ、１４９ページに言及されている）。最後に、歯の理論的な形状は、作動部が完全な歯を有し、完全に同心であり、完全な心心間距離を有し、軸受などにどんな遊びも存在しない、歯車アセンブリのバックラッシュフリーな歯の形状である。

前述の従来技術文献の全ては、歯に与えるべき弾性問題を基本的に持ち出しているが、実質的には歯の寸法設定の問題を無視している。

特許文献３は、ホイールの歯とピニオンの歯は同じ厚さｅと同じ隙間幅を有する条件として示されている。バックラッシュフリーの歯車アセンブリを達成するために、何故この同等が必要であるかの理由は、この文献には開示されていない。しかしながら、同じ厚さおよび同じ隙間幅を有する歯を持つそのような歯車アセンブリがバックラッシュフリーの歯車アセンブリの特別な場合を構成するというのであれば、これは理想的な理論的条件が満たされた場合のみ真実であると言うことができる。したがって、これは理論的な解を示す。実際、真円度変形または特に直径が小さすぎる場合には、作動部の心心間距離が必要な値より大きいとき、上記の条件ではバックラッシュを無くすことはできない。

特許文献１に関しては、それは歯の厚さはバックラッシュを無くすように決めなければならないと述べているに過ぎない。どんなバックラッシュの理由も歯の厚さが狭すぎるからであると、誰もが思うであろう。上記で、どのような理由で歯の厚さが理論的な形状の厚さより狭いのか分かってきているであろう。歯の厚さはバックラッシュを無くすように決めなければならないとただ言明するだけでは、この目的をどのように達成するかに関して何一つ述べていることにはならない。したがって、今までに至るまでただ１つの文献も、このバックラッシュを作り出してしまう原因となる全ての欠点および影響を許容しつつ、かつそのバックラッシュを無くしたことで歯車アセンブリがジャミングする危険をそれによって冒すことなく、係合バックラッシュを実質的に補償することができる法則に関するどんな指示も提供していないと指摘できるはずである。歯車アセンブリの本質的な役割は、最良の可能な効率でトルクを伝導することであり、バックラッシュを無くすことはこの機能と両立しなければならないことを実際忘れるべきではない。

特許文献４は、同じ歯部を有し、それらが単一の歯付きホイールを形成するように互いに強固に固定された２つの歯付きホイールを並べて使用することによって、バックラッシュが無くされる減速機構用の歯車アセンブリをさらに提案している。この歯付きホイールのうちの１つは剛性材料から作られ、もう１つは摩耗抵抗性のある弾性材料から作られている。剛性材料から作られているホイールは、トルクおよび角度位置を伝導するためのものであり、もう１つはその歯の弾性的変形によってバックラッシュを無くすためのものである。弾性的材料から作られるホイールの歯は、それらが噛合するホイールの歯と噛み合っているときに変形できるように、剛体材料から作られるホイールの歯より大きな厚さを有する。

そのような解決策は、極めて単純なことであるが、時計機構、より詳しくは腕時計機構の場合には、多くの理由のために、受け入れることができない。特に、そのような解決策は、補償ホイールおよび噛合するホイールの寸法のどちらも、歯車アセンブリの寸法の倍増を伴う。現在では、寸法の問題は腕時計機構での本質的な因子である。

次に、２つの並んだホイールについては、それらの間の剛体結合の問題がある。即ち、腕時計機構の場合には０．１ミリメートルの単位の歯の非常に小さな寸法のために整列正確度の問題が生じ、必然的に誤差の追加を生じせしめる。そのようなアセンブリは、余分な極めて扱い難い作業も伴う。

２つの材料の存在は、膨張率の相違による張力問題を作り出す。

そのような解決策は、例えば、変形可能な歯を有する歯付きホイールの材料として使用されるエラストマーと、噛合するピニオンの鋼との間のより高い摩擦係数の故に、またこの材料の低い硬度、および接触面積の拡大とそれに伴い摩擦を増加させる柔接触の故に、歯車アセンブリによるトルク伝導の効率に悪影響も及ぼす。現在では、駆動スプリングを格納する香箱から制御システムの脱進機へ伝導されるトルクの効率は、時計の品質に対する重要な因子を構成する。

時計歯車列では、伝導すべきトルクに起因する高い圧力が歯に存在し、その結果として変形可能な材料の存在は接触面積、したがって摩耗を増大させる。プラスチック材料によって作られたホイールについては、そのような材料の高い膨張率のために、効率は温度の関数にもなる。同様な状況は、プラスチック材料を膨張させる湿度の場合にも当てはまる。高級腕時計機構は数十年の寿命を有すべきことを考えれば、プラスチック材料はこの要求を満足させることはできない。そのような材料は、脱ガス問題の原因ともなり、静電気を作り出し、洗濯槽防水問題（ｗａｓｈｉｎｇ ｂａｔｈ ｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ ｐｒｏｂｌｅｍ）を引き起こすであろう。
特開昭６３−１３０９６１号公報 米国特許第４１２７０４１号明細書 欧州特許第１３８０７７２号明細書 特開昭５９−１１７９５１号公報

本発明の目的は、少なくとも部分的に、前述の欠点を克服することである。

この目的のために、本発明の主題は、請求項１に記載の精密機構、特に時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリである。

本発明の主題を形成する欠陥補償歯車アセンブリの主な利点は、バックラッシュ補償歯の寸法設定用の条件を定義することであり、これらの条件は、全ての破壊的な要素を考慮に入れ、所定の公差によって認められる極限状態においても、現在までに提案された解決策とは明らかに異なる、完全ではないにしても少なくとも実質的なバックラッシュ補償を全ての場合で得ることを可能にする。

添付の図面は、概略的に、かつ例示の目的で、解決すべき問題および極限の場合でもこの問題の少なくとも部分的な解決策を提供できる欠陥補償歯車アセンブリの様々な実施形態を示す。

図１の線図は、歯車アセンブリにおける時間の関数としての角変位α_１（ｔ）、時間の関数としての角速度ω_１（ｔ）、および時間の関数としてのトルクＭ_１（ｔ）の伝導に影響する様々なパラメータを示す。これらの影響はシステム自体から生じ、ホイールの歯部の欠陥を含め歯付きホイールの欠陥を包含する。特に述べることができる欠陥には、真円度変形、オフセンタリング、軸の傾斜、心心間間隔の変動に起因する歯部の貫入（ｐｅｎｅｔｒａｔｉｏｎ）の変動、軸受内の枢動軸の遊び、摩耗、曲がった歯および潤滑油の経時変化がある。これらの影響は、衝撃および振動、埃、重力および温度変動などの外部要因からも生じる。

許容される公差内にある全ての潜在的に可能性のある欠陥の合計を考慮する場合は、被駆動側の作動部の角変位α_２に対する駆動側の作動部の角変位α_１は、図２に示すのと同様な座標系に示すことができる。理想的な歯車アセンブリでは、伝導は、これらのホイールの２つの回転方向での座標α_１、α_２の原点を通る傾いた点線によって示されるであろう。歯部間にバックラッシュがあるがどんな欠陥もない従来型の歯車アセンブリの場合は、２つの回転方向での伝導は点線に平行になるであろうが、バックラッシュが与えられた場合は、回転方向の変化中、水平線を有し、その結果、角変位α_１が生じても角変位α_２は生じない。それ故、結果として起きる線図は、点線と破線で示すような平行四辺形となるであろう。

実際には、図２にそれぞれの点線で示された状態、および点線と破線とによって示された状態は、どちらも理論的な場合に関連しているが、いずれも存在しない。実際には、歯車アセンブリの歯部にバックラッシュのある場合は、図２に連続線によって示すように、様々な前述の欠陥が平行四辺形の形状を実質的に改変してしまうであろう線図が得られる。

クランピングの場合は、このバックラッシュはもはや存在しない。それどころか、この欠陥は、歯の各パスで伝導されるトルクＭ_２のかなりの低下を観察することができる図３の線図によって示すように、伝導トルクの減少をもたらすものと明示される。

図４は、ギアユニットが公差内に有することができる、これらの公差の全範囲にわたる全ての欠陥に対するのみならず、どんな将来の欠陥、特に摩耗に関連する欠陥に対しても許容できるようにする、全ての場合に少なくとも部分的な補償を達成するために満足させなければならない全体的な寸法設定原理を示す。

この図では、歯部の斜線部分が弾性的に変形可能な部分に対応し、残りが剛体部分に対応する。斜線部分内に配置される点線と破線は、歯の理論的な形状に対応し、その幅ｅは、噛合する作動部の歯幅もピッチの半分に等しいと仮定すると、歯部のピッチｐの半分に対応する。歯車アセンブリ内にバックラッシュの補償が存在すべき１つの条件は、噛合する作動部の噛み合っている歯が少なくとも２つの同時接触点を有することである。全ての場合にこの条件を満たすために、かつ欠陥の少なくとも部分的な補償を得るために、弾性的に変形可能な部分が補償歯の理論的形状のどちら側にも延び、その結果として、この補償歯の厚さｅ_ｓｊが次いでピッチｐの半分より大きいことが必要である。この補償が全ての場合に起きるための別の条件は、補償する歯の厚さｅ_ｓｊと噛合する作動部の歯の厚さｅ_２を加えることによって合成される長さが歯車アセンブリの作動部のうちの１つのピッチ円Ｃ_１またはＣ_２の１つに沿って測定されるピッチｐより大きいことである。補償歯の厚さｅ_ｓｊについて言及されるとき、これはその公称の厚さを呼び、変形後のその厚さを呼ばない。

精密歯車アセンブリ、特に時計用の歯車アセンブリの全ての欠陥を、許容される公差内に納まるように少なくとも部分的に補償することができるための条件の１つは、補償する弾性部分を有する歯の厚さｅ_ｓｊと噛合するホイールの普通歯の厚さｅ_２との合計がこの歯車アセンブリのピッチｐより大きくなければならないことを上記で述べてきた。次いで、このピッチｐより大きなこの合計の部分が満たされる範囲を検討する。

理解されるように、例えば、図５に示すように、補償歯の厚さｅ_ｓｊを実質的に増加させ、噛合する作動部の普通歯の厚さｅ_２を減少させることによって、前述の条件を満たすことが完全に可能である。補償歯の厚さを増加させることを許容するこの解決策は、補償歯の弾性部分を製造が非常に容易になると共に、歯の厚さｅが０．１ミリメートル単位の時計、特に腕時計の機構用の歯車アセンブリの場合に特に有利である可能性がある重要な事項をもたらすという利点を有する。この図５に示すように、歯の弾性的補償要素を示す斜線部分は、その厚さｅ_ｓｊと噛合する作動部の厚さｅ_２の合算値が歯車アセンブリのピッチの値の１．５倍に達するまで寸法設定することができる。

実際には、好ましい範囲は、
ｅ_ｓｊ＋ｅ_２＝１．０５〜１．２５ｐ
である。

許容公差の関数としての最良の歩みよりを得るための最良の条件は、１．１５ｐに向かって多分位置付けられるが、この値を許容公差の関数として実質的に変更することが可能である。

図６および８は２つの極端な例を示しており、１つの例（図６）が、これらの作動部のそれぞれのピッチ円Ｃ_１およびＣ_２によって示すように、２つの噛合する作動部の心心間距離が小さすぎる歯車アセンブリに対応し、もう１つの例（図８）が逆の欠陥に対応している。前者の場合では、２つの噛合する作動部の歯部のクランピング、またはジャミングさえ存在する。後者の場合には、かなりのバックラッシュが存在する。

図７および９は、これらの場合のいずれにおいても、これらの２つの極端な欠陥が、本発明の主題を形成する寸法設定によって、１つかつ同じ補償作動部によって補償されることを示す。特に、斜線部分によって示される弾性部分が斜線領域内の点線と破線によって示される理論形状のどちら側にも配置されているということによって、図７の場合にはクランピングを防止することを可能にし、一方図９の場合には、補償歯のうちの１つの厚さｅ_ｓｊと噛合する作動部のうちの１つの歯の厚さｅ_２との和がピッチｐより大きいということによってバックラッシュを無くすことを可能にする。

伝動が両方の場合で理想的ではないことは明らかである。特に、図７に示す補償例の場合は、準静的または動的モードでの伝動は、図１１の線図に対応する。それに反し、図９の場合は、準静的モードでは移動の伝動は図１１の線図に対応するが、動的モードでは図１２の線図に対応する。図１２では、移動が反転するとき、先ず第１に弾性部分の変形が存在し、次いで、加速度が弾性変形部分によって吸収されたとき準静的モードの状態への復帰が示されている。

図１０は、いくらか偶発的ではあるが、別の特に招かざる欠陥、変形した歯の欠陥を示す。点線が噛合する歯の通常の形状を示すために使用されてきており、実線がその実際の形状を示すために使用されてきている。補償歯の斜線を施した弾性部分がこの欠陥を吸収し、実質的にその効果を弱めることを可能にすることを確認することができる。

同じ補償効果を確認できるであろう別の種類の欠陥を示すことは可能であろう。極端な場合、例えば、ホイールが真円度変形を有する場合、軸がオフセンターする場合および大きすぎる心心間間隔が存在する場合を想像することも可能である。これらの欠陥の合計に対し補償するのに十分に厚い弾性補償部分を形成することが可能ではないこともあろう。この弾性補償部分の弾性変形の限界に関連する問題も起きる可能性がある。

その場合、弾性的補償部分の変形による補償に対する限界を設定し、その限界を超えると伝達を引き受けるのは歯の剛体部分であることを心に描くことが可能である。補償部分の弾性定数は、第１の補償要素の弾性変形に対応する２つの増加する連続した値を有することも可能である。第１の補償要素はある変形に曝された後で、第２の弾性要素に対して荷重を掛け、その結果としてそれらの２つの弾性定数が結合する。最後に、特定の限界を超える変形の場合に、弾性要素のうちの１つは、補償歯の剛体部分と突き当たり接触する。変形のこの限界段階を発端として、この歯車アセンブリは、通常の歯車アセンブリのように振舞う。

補償歯および非補償歯の間の分配に関して、多数の組合せが可能である。特に、歯車アセンブリの１つのホイールの全ての歯を本発明による補償歯とすることが可能である。歯車アセンブリの両方のホイールの全ての歯を補償歯とすることも可能である。１つのホイールの２つの歯のうちの１つ、さもなければ両方のホイール２つの歯のうちの１つの歯を補償歯とすることがさらに可能である。最後に、両方のホイールの３つの歯のうちの１つを補償歯とすることを心に描くことは可能であるが、１つのホイールの１つの補償歯がもう１つのホイールの２つの非補償歯の間に確実に来るように係合させることによく注意する。

歯のいずれの側にも配置される補償部分は、必ずしも同じ弾性接触を有しなければならない訳ではない。これは、歯車アセンブリの回転方向に応じて、異なる抵抗力のあるトルクを有することが可能であり、したがって、回転の１方向での効率を増加させるために、これらの歯の２つの側で異なる弾性特性を有する柔軟な部分を有する非対称の補償歯を形成することが可能であるが故である。

歯車アセンブリの影響パラメータおよび欠陥を示す機能線図である。 補償なしの２つの歯付きホイールの間の伝動を示す線図である。 歯の間にクランピングが存在するとき伝動されるトルクの線図である。 この歯車アセンブリのための寸法設定モデルを説明するための欠陥補償歯車アセンブリ構造の部分図である。 補償歯の厚さ限界を定義するための、図４と同様な図である。 小さすぎる心心間距離を有する通常の歯車アセンブリの部分図である。 図６に示す欠陥を補償するための歯車アセンブリの部分図である。 大きすぎる心心間距離を有する通常の歯車アセンブリの部分図である。 図６および８に示す欠陥を補償することを可能にすることを示す、図７の補償歯車アセンブリの部分図である。 １つの歯が変形している普通歯を有するホイールと噛み合っている補償歯を有する欠陥補償歯車アセンブリの部分図である。 補償歯車アセンブリの２つの歯付きホイール間の移動伝動を示す２つの線図である。 補償歯車アセンブリの２つの歯付きホイール間の移動伝動を示す２つの線図である。

符号の説明

α_１（ｔ） 角変位
ω_１（ｔ） 角速度
Ｍ_１（ｔ） トルク
Ｃ_１ ピッチ円
Ｃ_２ ピッチ円
ｅ_ｓｊ 補償歯の厚さ
ｅ_２ 噛合する歯の厚さ
ｐ ピッチ

Claims (3)

1. 少なくとも１つの噛合する歯付き作動部の少なくともいくつかの均一に分布された歯が、それらのそれぞれの厚さ方向に弾性的に変形可能な領域を有し、前記作動部の噛み合っている歯が少なくとも２つの同時接触点を有し、前記それぞれの噛合する作動部の接触している２つの歯の、これらの噛合する作動部のピッチ円（Ｃ_１、Ｃ_２）に沿って測定した公称厚さ（ｅ_ｓｊ、ｅ_２）の合算値が、これらの歯付き作動部のピッチ（ｐ）より大きな合成寸法を与え、前記弾性的に変形可能な領域の厚さが前記歯の理論的形状のどちら側にも延びる、時計機構用の欠陥補償歯車アセンブリ。
2. 前記歯の公称厚さ（ｅ_ｓｊ、ｅ_２）の前記合算値が、＞ｐと１．５ｐの間にある、請求項１に記載の歯車アセンブリ。
3. 前記歯の公称厚さ（ｅ_ｓｊ、ｅ_２）の前記合算値が、１．０５ｐと１．２５ｐの間にある、請求項１に記載の歯車アセンブリ。
   

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