JP2011128153A - スイスレバー脱進機 - Google Patents

Abstract

【課題】従来技術において推奨される解決策と比較して効率が向上したスイスレバー脱進機を提供すること。
【解決手段】本スイスレバー脱進機は、歯を有するがんぎ車と一方にがんぎ車の歯と交互に係合する入口パレットおよび出口パレットを有し、他方に調速機のてん輪の真に取り付けられるローラ上の衝撃ピンと周期的に係合するフォークを有するレバーとを備える。前記パレットのそれぞれの相対幅Ｌｐｌは、がんぎ車の円周において測定される前記歯のうちの１つの弧の長さと前記パレットのうちの１つの弧の長さの合計に対する百分率で表され、
【数５】

式中、ＬｓおよびＬｅはそれぞれ出口パレットおよび入口パレットの弧の長さ、ｄはがんぎ車の１つの歯の弧の長さである。
【選択図】図２

Description

本発明は、歯を有するがんぎ車と、一方にがんぎ車の歯と交互に係合する入口パレットおよび出口パレットを有し、他方に調速機のてん輪の真に取り付けられるローラ上の衝撃ピンと周期的に係合するフォークを有するレバーとを備えるスイスレバー脱進機に関する。

スイスレバータイプの脱進機は、アーバ（ａｒｂｏｒ）を軸に旋回するレバー、およびがんぎカナ（ｅｓｃａｐｅ ｐｉｎｉｏｎ）に取り付けられるがんぎ車からなる。車の歯およびそれと交互に接触するレバーのパレットは、がんぎ車とレバーの間の結合ポイントである。レバー心棒のパレットとは反対の端部にあるフォークのホーンの間から突き出る剣先は、てん輪がさらなる弧を通ってフォークのホーンの間のてん輪ローラの衝撃ピンの次の通路まで自由に動く間、レバーのいかなる揺れをも防止する。

スイスレバー脱進機の動作は、４つの別個の部分である
− パレットのうちの１つのドロー（ｄｒａｗ）面（すなわち静止面）を押すがんぎ車の歯のロック解除、
− パレットのうちの１つの衝撃面に対するがんぎ車の歯のうちの１つのエッジの摺動によって引き起こされる衝撃Ａ、
− がんぎ車の歯のうちの１つの衝撃面に対するパレットのうちの１つのエッジの摺動によって引き起こされる衝撃Ｂ、
― 他方のパレットのドロー面上への歯のドロップ
に分けることができる。

ロック解除は、てん輪がアンクルのフォークと接触すると起こる。このロック解除によって、パレットのドロー角度に応じて決まるがんぎ車のわずかなはね返りが引き起こされる。それゆえ、この段階は、てん輪についてのエネルギー消費である。レバーを解放するのに使用されるエネルギーは、安全性に相当し、それによってレバーが２つある安定位置のうちの１つで保持され得るようになる。

第１の衝撃段階の間、入口パレットがロック解除されると、がんぎ車の歯のエッジが、歯車列を通る主ばねによってもたらされるトルクによって、入口パレットの衝撃面に押し付けられ、レバーの旋回軸まわりにトルクが生成される。このトルクによって、フォークがてん輪ローラの衝撃ピンと接触し、てん輪へのエネルギーの伝達が始まる。この衝撃が衝撃Ａである。

次に、がんぎ車の歯のエッジがパレットの衝撃面から離れ、そのときパレットのエッジががんぎ車の歯の衝撃面と接触する。これは、衝撃Ｂに相当するエネルギーの伝達の第２の段階である。

最後に、がんぎ車の歯がレバーのパレット全体から離れると、主ばねのトルクだけを受けるがんぎ車は出口パレットの静止すなわちドロー面によって止められる。これがドロップに相当する。

この点において、出口パレットのロッキングの大きさは、実効ロッキング（ｖｉｒｔｕａｌ ｌｏｃｋｉｎｇ）として知られる。ドローとして知られる次いで起こる段階は、がんぎ車の歯によってパレットのドロー面に加えられる力と、ドロー角度として知られるレバーの旋回軸に対するこの面の向きとの複合作用の結果である。したがって、レバーは、第２の安定位置に復帰し、入口ファンクションの終わりとなる。

てん輪の半振動に相当するこのステージにおいて、パレットのロッキングは完全であると考えられる。１つの半振動後、出口ファンクションについて、相称的に同じシナリオが再び起こる。

非特許文献１には、フリーレバー脱進機を含む様々なタイプの脱進機が詳述されている。車の歯およびレバーが衝撃面をそれぞれ有する場合、脱進機は共用衝撃表面を有し、その典型的な例がスイスレバー脱進機である。共用衝撃表面がある脱進機は、明らかに、腕時計にとって最も信頼性が高い。Ｄｅｆｏｓｓｅｚによって言及されているケース全部において、レバーのパレットの衝撃面は、がんぎ車の歯のそれよりも長い。

この見解は、パレットを標準的なスイスレバー脱進機よりもさらに幅広にすることを推奨する特許文献１によって裏付けられさらに詳細に述べられている。この文献では、パレット、具体的には出口パレットによって占められる弧Ｌｓは６．５°よりも大きく、がんぎ車の歯のうちの１つに対する出口パレットおよび入口パレットによって描かれる角度Ｌｓ、Ｌｅの比は、Ｌｓ／ｄ＞２．５である。

特許文献２では、レバーのパレットの衝撃面の長さががんぎ車の歯のそれよりも短い、スイスレバー脱進機が開示されている。これは、標準的なスイスレバー脱進機の効率が４３％であるのと比べると、４Ｈｚで脱進機を動かす場合４９％というより良い効率を与える。レバーのパレットのうちの１つの衝撃面Ｌａに対するがんぎ車の歯のうちの１つの衝撃面Ｌｇの長さの比は１：１〜２：１である。パレットの衝撃面の長さはやはり２００μｍよりも長い。

全く異なるが両方ともスイス脱進機の効率を向上させるという同じ目標を目指している上記の２つのアプローチを考えると、さらに良い効率を達成する他の方法がないかどうか熟考し、この結果を達成するために修正が必要となる１つまたは複数のパラメータが何であるかを知ることは意味があるように思われる。

ＥＰ１８９２５８９ 米国特許第３，６２８，３２７号

Ｌ．ＤｅｆｏｓｓｅｚのＬａ Ｔｈｅｏｒｉｅ Ｇｅｎｅｒａｌｅ ｄｅ ｌ’Ｈｏｒｌｏｇｅｒｉｅ「Ｔｈｅ Ｇｅｎｅｒａｌ Ｔｈｅｏｒｙ ｏｆ Ｈｏｒｏｌｏｇｙ」（１９５２年、Ｌａ Ｃｈａｍｂｒｅ Ｓｕｉｓｓｅ ｄｅ ｌ’Ｈｏｒｌｏｇｅｒｉｅ）

本発明の目的は、特に従来技術において推奨される解決策と比較して、スイスレバー脱進機の効率を向上させることである。

この目的のため、本発明は、請求項１に記載のスイスレバー脱進機に関する。

本発明の主題に従って作製される脱進機での実用試験では、特に従来技術の脱進機で得られる結果と比較して、それらの効率の向上が可能であることが明らかになった。

添付の図面は、例として本発明のスイスレバー脱進機の２つの実施形態を概略的に示す。

標準的なスイスレバー脱進機の、効率の向上に関与する様々なパラメータを示す、平面図である。 図１の部分拡大図である。 ２４歯を有し（てん輪軸とがんぎ車軸の間の距離である）中心の間隔が３．０ｍｍであるがんぎ車（表２も参照）について、脱進機の効率ηを様々なパラメータに対してプロットした線図である。 ２４歯を有し（てん輪軸とがんぎ車軸の間の距離である）中心の間隔が３．０ｍｍであるがんぎ車（表２も参照）について、脱進機の効率ηを様々なパラメータに対してプロットした線図である。 本発明の脱進機の一実施形態の平面図である。

下記リストでは、以下の説明の中で使用される様々なパラメータの定義がなされる。これらのパラメータは、図１、２に示される。

Ｌｓ／Ｌｅ： がんぎ車の円周で測定され、出口（または入口）パレットと接触するがんぎ車の歯のエッジによってその静止位置と出口（または入口）パレットとの接触の終端との間で動かされる角度（°）
ｄ： がんぎ車の円周で測定され、がんぎ車の歯のうちの１つの衝撃面によって占められる角度（°）
Ｌａ： パレットの衝撃面の長さ（μｍ）
Ｌｇ： がんぎ車の歯の衝撃面の長さ（μｍ）
Ｌ’ａ： パレットの幅（μｍ）
Ｌ’ｇ： 歯の衝撃ノーズを通る半径の法線の方に向けられる歯の平面の突出によって特徴づけられる、歯の幅（μｍ）
Ｌｐｌ： 歯の弧の長さとパレットのうちの１つの弧の長さの合計に対する百分率として表される、パレットのうちの１つの相対幅

スイスレバー脱進機の構成一式は、いくつかのパラメータによって定められ得る。

これらのパラメータが変更可能にされシステムが研究される前に、脱進機の機能線図が確立されなければならない。これは、例えば非特許文献１である文献に述べられている既知のプロセスである。

徹底した研究により、歯の弧の長さとパレットの弧の長さの合計に対する百分率として表され、出口パレットについては
であり、入口パレットについては
である、パレットの相対幅であるパラメータＬｐｌが大きな影響力を持つことが明らかである。この幅は、図３の線図に示されるように、最小限に抑えなければならない。というのも効率が全考慮域にわたってこの値とともに低下するからである。他のパラメータは、既に最適値に近いか、ちょうど最適値であるか、比較的小さい影響しか与えない。

エネルギーの伝達の同じ角度のセクタ（ｓｅｃｔｏｒ）を維持しかつそれを最大限に利用するために、パレットの幅の相対的な減少は、がんぎ車の歯の幅の増大を伴う。このため、エネルギー伝達の２つのモードである、歯のエッジがパレットの衝撃面の上を動き推力を加えるときの衝撃Ａ、および歯の衝撃面がパレットのエッジに対して相対的に動き推力を加えるときの衝撃Ｂが区別される。

図３はこの依存関係を明確に示す。（衝撃面の長さが２００μｍ未満である）幅が狭いパレットの使用によって、（５１％を上回る本件と比べて４９％である）特許文献２で与えられる２８よりも高い効率がもたらされることがわかる。

全ての例は、ここでは、入口パレットおよび出口パレットの双方について同じ幅であるが、入口パレットおよび出口パレットの寸法を変える理由がある可能性があるのは明らかである。

がんぎ車の歯の数は、脱進機の効率にほとんど影響を及ぼさず、（例えば１６〜３０歯である）幅広い範囲にわたって変えることができる。（てん輪、レバーおよびがんぎ車の軸の軸心と結合する線である）軸心における線によって形成される角度は、脱進機の効率に有意な影響を及ぼさない。

有利には、てん輪の回転角度（ｌｉｆｔ ａｎｇｌｅ）と、（レバーの２つの安定位置の間でレバー心棒によって形成される角度である）がんぎ車の回転角度の比は、スイスレバー脱進機では典型的には３．６：１、本発明では３．７：１〜７：１、好ましくは４．５：１である。

この研究を参考にし、また前述の様々な制約を念頭に置いて、一連の原型を製造しかつ計算値と測定値を比較することを目的に以下の幾何形状が製作された。

図５は、本発明によるスイスレバー脱進機の一実施形態を示す。パラメータは、以下の表２の参照番号２に対応する。この脱進機は、２４歯のがんぎ車を有する。レバーは、リガプロセスによってＮｉで作製され、従来の方法によるルビー製の厚さ０．１２５ｍｍのパレットを有する。この車の場合、２つの構造、すなわち０．１３ｍｍのプレートのＮｉ製の第１の車、および０．１５ｍｍのプレートのＳｉ製の第２の車が試験される。もちろん、レバー、レバーのパレットおよび車に他の材料を使用することもできる。具体的には、レバーはパレットが組み込まれた一体に作製することができる。

図１は、比較の基準となる標準的な２０歯構造のスイスレバー脱進機を示す。そのパラメータは、表２の参照番号３に対応する。

図５の構造の場合、表２に示される値の計算に使用されたモデルでは、Ｎｉバージョンでは約１０％、より軽いＳｉバージョンでは約１１％の効率の向上が達成され得ることが示唆される。

検証試験について、効率の絶対値の予測は難しい。というのも、それは、推定が難しいがんぎ車と第４の車の間の伝達効率の値によって直接決まるからである。したがって、その代わりに、標準構造と最適化された脱進機の得られた振幅を比較する。

以下の表１は、２つの構造および（Ｎｉ製のがんぎ車を有する標準的なスイスレバーである）対照脱進機から得られた測定振幅を示す。下表に示される振幅は、少なくとも５つの試験片からとられた平均であり、これらの平均の標準偏差は概して５°である。

本研究によって、本発明の主題をなすスイスレバー脱進機において、パレットのそれぞれの相対幅Ｌｐｌが、有利には、４５％以下であることが明らかにされる。出口パレットまたは入口パレットのどちらかの弧の長さＬｓ、Ｌｅとがんぎ車の歯のうちの１つの弧の長さｄの比は、好ましくは、１：１よりも小さい。前記パレットのうちの１つの衝撃面の長さＬａは、有利には、２００μｍ未満である。がんぎ車の歯のうちの１つの衝撃面の長さＬｇとパレットのうちの１つの衝撃面の長さＬａの比は、好ましくは、１．５：１よりも大きい。

ｄ がんぎ車の１つの歯の弧の長さ
Ｌｓ 出口パレットの弧の長さ
Ｌｅ 入口パレットの弧の長さ
Ｌａ パレットのうちの１つの衝撃面の長さ
Ｌｇ がんぎ車の歯のうちの１つの衝撃面の長さ
Ｌｐｌ パレットの相対幅
η 脱進機の効率

Claims (6)

1. 歯を有するがんぎ車と、一方に前記がんぎ車の前記歯と交互に係合する入口パレットおよび出口パレットを有し、他方に調速機のてん輪の真に取り付けられるローラ上の衝撃ピンと周期的に係合するフォークを有するレバーとを備えるスイスレバー脱進機であって、前記パレットのそれぞれの相対幅Ｌｐｌが、前記がんぎ車の円周において測定される前記歯のうちの１つの弧の長さと前記パレットのうちの１つの弧の長さの合計に対する百分率で表され、
   式中、ＬｓおよびＬｅがそれぞれ前記出口パレットおよび前記入口パレットの前記弧の長さ、ｄががんぎ車の１つの歯の前記弧の長さである、スイスレバー脱進機。
2. 前記パレットのそれぞれの前記相対幅Ｌｐｌが４５％以下である、請求項１に記載の脱進機。
3. 前記出口パレットまたは前記入口パレットそれぞれの前記弧の長さＬｓ、Ｌｅと前記がんぎ車の歯のうちの１つの前記弧の長さｄの比が１：１よりも小さい、前記請求項のいずれか一項に記載の脱進機。
4. 前記パレットのうちの１つの衝撃面の長さＬａが２００μｍ未満である、前記請求項のいずれか一項に記載の脱進機。
5. 前記歯のうちの１つの衝撃面の長さＬｇと前記パレットのうちの１つの前記衝撃面の長さＬａの比が１．５：１よりも大きい、前記請求項のいずれか一項に記載の脱進機。
6. 前記てん輪の回転角度と前記レバーの回転角度の比が、３．７：１〜７：１、好ましくは４．５：１である、前記請求項のいずれか一項に記載の脱進機。