JP2022063183A - 調速脱進機 - Google Patents

Abstract

【課題】調速機の振幅が大きく、安定した計時精度が得られる調速脱進機を提供する。
【解決手段】調速脱進機２は、一定の周期で往復回転するてんぷ３１と、てんぷ３１と同軸に結合された間欠伝動装置４の原動車４１と、原動車４１と係合する間欠伝動装置４の従動車４２と、がんぎ車７と係合し、がんぎ車７の回転を規制する規制梃（アンクル５４）と、従動車４２と一体回動するとともに、規制梃と係合する振り石５２と、を備えるため、てんぷの振幅が略３４０°を超えても振り当たりを生じることなく、格段に大きい振幅を実現できる。
【選択図】図３

Description

本発明は、機械式時計に用いる調速脱進機に関する。

（等時性）
機械式時計では、動力ぜんまいを収めた香箱の回転を、増速輪列を用いて高速化し、調速脱進機により一定の周期で輪列を回転させることにより計時を行う。調速機が往復回転する際、摺動面の摩擦や空気攪乱による粘性抵抗を受けるため、調速機単体では振動が減衰し、やがて停止してしまう。実際には、脱進の度に脱進機が調速機へエネルギーを随時補充しており、調速機は振幅を維持することができる。なお、本発明では、てんぷの振動周期のある時点における回転位置を「振り角」と称し、てんぷの最大の振り角（片振幅）を「振幅」と称して区別する。

調速機の振動継続に必要となる脱進機の停止解除工程および付勢工程において、力およびモーメントが発生する時点は、調速機の自由状態とは厳密には一致しない。そのため、調速機は自由振動を乱す外力を受ける。この場合に生じる歩度への影響を一般に「脱進機誤差」と称し、脱進機誤差はエアリーの法則から求められる。この脱進機誤差は、一般にてんぷの振幅の２乗に比例して小さくなることが知られている。なお、前記した調速機の自由状態とは、調速機のひげぜんまいが自由状態になる状態を示す。

また、調速機の回転軸に対する重心の偏りは「片重り」と称され、立姿勢における等時性に影響を及ぼす。これにより生じる歩度への影響を一般に「立等時性」と称し、その影響は振幅を変数とし、振幅が２２０°のときにゼロを通る第1種ベッセル関数で定義される。立等時性は、振幅が２２０°以下の領域においては、てんぷの振幅の変化に対する等時性への感度が高く、２２０°以上の領域では、てんぷの振幅が増すほど、振幅の変化に対する等時性への感度が格段に低下する特性を有する。そのため、動力ぜんまいの作動時間終盤において、てんぷの振幅を２２０°以上確保することが推奨される。

また、時計の平姿勢と立姿勢との等時性の差である「平立差」は、平姿勢と立姿勢とにおいててん真を軸支するほぞ部の摩擦に差が生じることが主な要因とされる。すなわち、平姿勢においては、ほぞ部を受け石がスラスト方向に軸支するため、てんぷの回転中心から摺動面までの距離が小さいのに対し、立姿勢においては、ほぞ部を穴石がラジアル方向に軸支するため、前記距離が平姿勢時よりも大きくなり、摩擦トルクが増す。そのため、立姿勢時の振幅が減少し、その差が等時性に影響する。つまり、初期の振幅を大きくすることができれば、終盤の振り角も大きくなり、平立差の低減が可能となる。

従って、脱進機誤差や立等時性や平立差を含む計時精度の向上には、てんぷの振幅を大きくすることが有効である。（下記非特許文献１参照）

（先行技術１）
しかしながら、クラブ・トゥースレバー脱進機（スイスレバー脱進機）、またはテデント脱進機といった従来の脱進機は、てんぷの振幅を大きく設定すると、てん真と一体で回転する振り石が、規制梃（アンクルやテデントレバー等）と干渉する、「振り当たり」と称する不具合を生じるため、てんぷの振幅を略３４０°以上に設定することができなかった。（例えば、下記特許文献１参照）

（先行技術２）
また、別の先行技術として、アキレ・ブノワ（Achille Hubert Beno▲i▼t）が発明した「ブノワのトゥールビヨン（tourbillon de Beno▲i▼t）」が知られている。なお、ブノワのトゥールビヨンはキャリッジ（ケージ）を持たないためトゥールビヨンとは異なる態様となる。

ブノワのトゥールビヨンは、がんぎ車とてんぷとをひげぜんまいを介して弾接しており、がんぎ車が回転する際、がんぎ車の分割角だけ、てん真周りにひげぜんまいを介してトルクを伝達することで振動を維持することを図った点が従来の脱進機と大きく異なる。ブノワのトゥールビヨンは脱進作動時の摩擦抵抗や、エネルギー伝達のロスとなるがんぎ車の空転が無い利点がある。また、振り石を持たないため、振り当たり自体が存在せず、てんぷの振幅をヒゲゼンマイの弾性限界まで拡大することができる。ブノワのトゥールビヨンは、ひげぜんまいの交番トルクを受けて交番回転するがんぎ車を、アンクル状の規制梃を用いて規制し脱進作動を行う。なお、以下ブノワのトゥールビヨンの作動説明ではがんぎ車が動力ぜんまいを弛緩する際に回転する方向を正の回転方向と定義する。

まず、てんぷががんぎ車の正転方向とは逆向きに回転する際、がんぎ車はひげぜんまいから逆転方向のトルクを受け逆転する。がんぎ車が逆転すると、規制梃に備わる一方の爪ががんぎ車と係合してがんぎ車が係止される。がんぎ車が係止した後、てんぷは自由振動を始め、やがて第１の振幅で反転すると、がんぎ車を係止するひげぜんまいのトルクが低下する。やがて、ひげぜんまいのトルクががんぎ車の正転トルクよりも低下すると、がんぎ車は規制梃の爪から係脱して正転を始める。規制梃が薄いばねにより中立位置に戻されると、他方の爪が正転するがんぎ車を係止する。てんぷは再び自由振動に移行し、第２の振幅で反転すると、がんぎ車を係止するひげぜんまいのトルクが低下する。やがてひげぜんまいのトルクががんぎ車の正転トルクよりも大きくなると、がんぎ車は爪から係脱してひげぜんまいにより逆転する。こうして次の作動周期に移行する。

しかし、ブノワのトゥールビヨンは次の理由から、振動が継続せず、等時性も安定しない問題が知られている。（下記非特許文献２参照）

第１の問題は、振動が継続しない問題である。ブノワのトゥールビヨンは、がんぎ車の正転によりひげぜんまいを捩じっててんぷを付勢することを図るが、それが実現されない。なぜなら、がんぎ車は増速輪列のトルクを受け、停止状態から徐々に角速度を増すのに対して、てんぷは最大の角速度で、がんぎ車を即座に追い抜くためである。この場合、がんぎ車がひげぜんまいを介しててんぷを付勢するのではなく、逆にてんぷがひげぜんまいを介してがんぎ車を付勢する様態となる。これにより、ブノワのトゥールビヨンはてんぷにエネルギーを与えるのとは逆に、てんぷのエネルギーをがんぎ車に補充することになり、動力ぜんまいのトルクが十分大きいのにも関わらず、てんぷが停止してしまう。

第２の問題は、計時精度が安定しない問題である。ブノワのトゥールビヨンは、脱進作動においてがんぎ車が回動する角度がてんぷの回転方向により異なるため、外乱となるひげぜんまいのトルクがてんぷの自由振動に対して非対称に発生する。もしも脱進作動により自由振動に対して非対称な外力トルクが自由振動の中心近傍で生じる場合は、エアリーの定理に基づき、計時精度への影響が小さく抑えられる。しかしながら、ブノワのトゥールビヨンは、ひげぜんまいのトルクと、増速輪列のトルクとが釣り合う振り角で脱進するため、自由振動に対して非対称の外力トルクが調速機の自由状態から大きく離れた振り角で生じてしまう。これにより、脱進機誤差が小さくできない。しかも、脱進が作動するトルクが動力ぜんまいのトルクの影響を直接的に受ける。これにより、ブノワのトゥールビヨンは安定した計時精度が得られない。（非特許文献３参照）

（先行技術３）
このブノワのトゥールビヨンが抱える第１の問題を解決した調速脱進機として、ジグムント・リーフラー（Sigmund Riefler）が発明した「フリースプリング・インパルス脱進機」（下記特許文献３参照）が知られている。特許文献３の脱進機は、ブノワのトゥールビヨンと同じくひげぜんまいを介しててんぷに力を伝達する点は同じであるが、ひげぜんまいが規制梃と弾接されている点と、規制梃の揺動を用いてひげぜんまいを捩じりてんぷへトルクを伝達する際に、がんぎ車の分割角をてんぷの正転と逆転とでさらに二分し作動させることで、てんぷの往復回転のいずれの回転方向に対しても、ひげぜんまいを常に逆向きに捩じることができる点がブノワのトゥールビヨンに対する改良点となる。

特許文献３の脱進機は、規制梃がてんぷのいずれの回転方向でも逆向きにひげぜんまいを捩じることができるため、規制梃の揺動角だけ、ひげぜんまいを捩じって弾性エネルギーを確実に付与することができる。これにより、調速機にエネルギーを補充することができ、調速機の振動を継続することができる。

しかしながら、特許文献３の脱進機は、ひげぜんまいを捩じる作動に規制梃を用いる構造上、ひげぜんまいの捩じり角が規制梃の僅かな揺動角に制限されるため、ひげぜんまいに十分な捩じれ角を付与することができない問題があった。そのため、調速機に十分なエネルギーを補給することができず、所望する略３４０°以上の振幅を得ることができない問題があった。

さらに、特許文献３の脱進機は、停止解除の際に、がんぎ歯に押圧された規制梃の爪を、ひげぜんまいを用いて、摩擦摺動させ係脱するため、摩擦損失トルクを生じる。そのため、調速機の自由状態から大きく離れた振り角で外乱トルクが発生し、前記小振幅の問題と相まって、安定した計時精度が得られない問題があった。

（先行技術４）
さらに別の従来技術として、クラブ・トゥースレバー脱進機において、振り石をてん真から遠ざけることで、アンクル又との振り当たりを回避する調速脱進機が知られている。（下記特許文献４参照）

特許文献４の脱進機は、てん真と、てん真から離間した軸との間を、往復回転移動可能な無限軌道で繋ぎ、前記無限軌道上に振り石を備える。これにより、てんぷの振幅が略３４０°以上に振れる時に、振り石がアンクル又と干渉しない位置に移動することで、振り当たりを回避することができる。

しかしながら、特許文献４の調速脱進機は、無限軌道自体、および無限軌道を誘導する複数の従動車がてんぷの運動にともない常時連動するため、無限軌道自体の内部摩擦、および従動車との噛み合い摩擦が常時発生する。そのため、調速機の自由振動を妨げてしまう問題があった。また、摩擦損失により調速機の品質係数（Ｑ値）が低下してしまう問題があった。そのため多くのエネルギーを消耗、振幅を大きく維持するために多くのエネルギーを補給する必要がある問題があった。そのため動力ぜんまいの持続時間が短くなる問題があった。

特開２０１０-２１７１６６号公報 仏国特許出願公開３００８２００号明細書 独国特許出願公開５０７３９号明細書 特開２０２０-８５８１９号公報

小牧昭一郎著(2014) 「§2.9脱進機誤差」, 『機械式時計講座』, 東京大学出版会, p. 76，p. 102-110. George Daniels（2011） "Tourbillon Carriages"（イギリス）, WATCHMAKING, 2011edition, p. 300-302. R. Daners（1986） "Un tourbillon d’apr▲e▼s A.-H. Beno▲i▼t"（スイス）, Chronom▲e▼trophilia, No.21, p. 47-54.

発明が解決しようとする課題は、調速機の振幅が大きく、安定した計時精度が得られる調速脱進機を提供することである。

本発明は、調速脱進機に間欠伝動装置を備えることにより、略３４０°を超える大きな振幅と、規制梃および振り石を用いた脱進とを可能とすることを最も主要な特徴とする。

（１）本発明に係る調速脱進機は、一定の周期で往復回転するてんぷと、前記てんぷと同軸に結合されるてん真と、前記てん真と同軸に結合された間欠伝動装置の原動車と、前記原動車と係合する間欠伝動装置の従動車と、がんぎ車と係合し、前記がんぎ車の回転を規制する規制梃と、前記従動車と一体回動するとともに、前記規制梃と係合する振り石とを備える。

本発明に係る調速脱進機によれば、前記てんぷの所定の振り角において規制梃を揺動させて脱進させることができる。また、てんぷの振幅が略３４０°を超えた場合にも、間欠伝動装置が回動するため振り当たりが起こらない。また、従動車が１回転する範囲を超えない限り、理論上、ひげぜんまいの弾性限界までてんぷの振幅を上げることができる。従って、振り当たりが生じる従来の脱進機に比べて、振幅を格段に大きくすることができ、計時精度を向上することができる。

（２）また、本発明に係る調速脱進機は、一定の周期で往復回転するてんぷと、前記てんぷと同軸に結合されたてん真と、前記てん真と同軸に結合された間欠伝動装置の原動車と、前記てん真と同軸に配置され、地板と回転不能に固定されたがんぎ車と、前記てん真と同軸に軸支されたキャリアと、前記てん真と前記キャリアを弾接するひげぜんまいと、前記キャリア上に軸支され、前記がんぎ車と係合し、前記キャリアの回転を規制する規制梃と、前記キャリアに軸支され、前記原動車と係合する間欠伝動装置の従動車と、前記従動車と一体回動するとともに、規制梃と係合する振り石とを備える。

本発明に係る調速脱進機によれば、前記てんぷの所定の振り角において規制梃を揺動させて脱進させることができる。また、てんぷを略３４０°を超す大きな振幅で振動させつつ、調速脱進機全体をてんぷの回転方向に一定の周期で回転させることができるため、様々な立姿勢における立等時性を平均化することができる。さらに脱進毎に一定の角度だけひげぜんまいを捩ることができるため、定力装置としても機能し、調速機に与えるエネルギーを均一化することができる。ひいては、計時精度をより向上させることができる。

（３）また、本発明に係る調速脱進機は、脱進の際に前記キャリアが前記てんぷと逆方向に回転する角度が、前記キャリアが前記てんぷと同方向に回転する角度よりも大きく設定される場合がある。

この場合には、キャリアからてんぷへのエネルギー補充の効率を向上させることが可能となる。ひいては、てんぷの振幅を大きく維持することができ、計時精度を向上させることができる。

（４）また、本発明に係る調速脱進機は、前記キャリアが増速輪列から受けるトルクが、前記キャリアと反対方向に回転する前記てんぷの振り角の最大時において前記ひげぜんまいが生じるトルクよりも、大きく設定される場合がある。

この場合には、前記キャリアの回転方向と逆方向に前記てんぷが最大の振り角を取る状態において、前記キャリアが前記ひげぜんまいに生じるトルクによって巻き戻されることを防ぐことができるため、計時精度の悪化をきたす自由振動の阻害を抑制することができる。

（５）また、本発明に係る調速脱進機は、前記てんぷが前記キャリアと同方向に回転する場合に前記キャリアが回動する時点が、前記ひげぜんまいが自由状態となる時点の前に完了し、前記てんぷが前記キャリアと逆方向に回転する場合に前記キャリアが回動する時点が、前記ひげぜんまいが自由状態となる時点の後で開始するよう設定される場合がある。

この場合には、前記キャリアの回動中において、キャリアがひげぜんまいを弛緩させることにより調速機の保有エネルギーを減少させる区間をなくすことができるため、キャリアの回動によるてんぷへのエネルギー補充の効率を向上させることが可能となる。ひいては、てんぷの振幅を大きく維持することができる。

（６）また、本発明に係る調速脱進機は、前記間欠伝動装置がゼネバ機構である場合がある。

この場合には、加工が簡単で特別な曲線などがないため、一般の工作機械で高い精度を得られる。また、確動形であり、かつ間欠伝動の際の加速と減速の運動性が良好であるため、確実で滑らかな間欠作動が得られる。

（７）また、本発明に係る調速脱進機は、前記ゼネバ機構の前記原動車が単層で構成される場合がある。

この場合には、ピン歯車と、ロック歯車との二層で構成されるゼネバ機構の原動車を、単層にすることができ、間欠伝動装置を薄く構成することができる。

（８）また、本発明に係る調速脱進機は、前記振り石を、前記ゼネバ機構の前記従動車に備える場合がある。

この場合には、振り石を保持する振り座を設けることなく、従動車に振り座の機能を兼ねさせることができるため、間欠伝動装置を薄く構成することができる。

（９）また、本発明に係る調速脱進機は、前記振り石を、前記ゼネバ機構の前記従動車の歯部に備える場合がある。

この場合には、従動車の溝の位相に振り石を保持する場合に比べて、従動車の最外径を小さくすることができるため、間欠伝動装置を小型化することができる。

（１０）また、本発明に係る調速脱進機は、ひげぜんまいの外端位置が、前記間欠伝動装置の係合位相に対して、前記てん真を中心に角度調整可能に取り付けられる場合がある。

この場合には、組み立て状態で調速機の自由状態を、脱進機の作動角度に対して調整することができ、歩度の調整を容易に行うことができる。

本発明によれば、調速機の振幅を大きく維持することができ、しかも所定の振り角で脱進させることができるため、安定した計時精度を持つ脱進機、ムーブメント、時計とすることができる。

本発明に係る時計を説明する正面図である。 本発明に係る時計のムーブメントを説明する正面図である。 本発明に係る第１実施形態の調速脱進機を示す背面図である。 本発明に係る第１実施形態の調速機を示す部分正面図である。 第１実施形態の間欠伝動装置と脱進機を示す斜視図である。 第１実施形態の間欠伝動装置と脱進機を示す側面図である。 第１実施形態の間欠伝動装置と脱進機の基準状態を示す平面図である。 図７の間欠伝動装置付近を示す詳細説明図である。 図７の脱進機付近を示す詳細説明図である。 第１実施形態の作動説明図であって、第１停止解除工程前の状態を示す図である。 図１０に示す状態の後の、第１停止解除工程後の状態を示す図である。 図１１に示す状態の後の、第１付勢工程の状態を示す図である。 図１２に示す状態の後の、第１空転工程前の状態を示す図である。 図１３に示す状態の後の、第１空転工程後の状態を示す図である。 図１４に示す状態の後の、第１振幅の状態を示す図である。 図１５に示す状態の後の、第２空転工程前の状態を示す図である。 図１６に示す状態の後の、第２空転工程後の状態を示す図である。 図１７に示す状態の後の、第２停止解除工程後の状態を示す図である。 図１８に示す状態の後の、第２付勢工程の状態を示す図である。 図１９に示す状態の後の、第３空転工程前の状態を示す図である。 図２０に示す状態の後の、第３空転工程後の状態を示す図である。 図２１に示す状態の後の、第２振幅の状態を示す図である。 図２２に示す状態の後の、第４空転工程前の状態を示す図である。 図２３に示す状態の後の、第４空転工程後の状態を示す図である。 図２４に示す状態の後、１周期が終了する前の状態を示す図である。 第１実施形態のてんぷの振動１周期分の作動説明図である。 第１実施形態の入爪作動時の脱進機誤差の説明図である。 第１実施形態の出爪作動時の脱進機誤差の説明図である。 本発明に係る第２実施形態の間欠伝動装置と脱進機の基準状態を示す平面図である。 本発明に係る第３実施形態のムーブメントを示す斜視図である。 第３実施形態の調速脱進機を示す斜視図である。 第３実施形態の調速脱進機をサブアセンブリの階層で分解した状態を示す説明図である。 第３実施形態の調速脱進機の平面図であって、図３４の断面図の切断線を示した図である。 図３３に示す切断線Ａ－Ａにおける調速脱進機の断面図である。 第３実施形態の調速脱進機をムーブメントの表側から見た斜視図であって、一部の部品の図示を省略した図である。 図３５に示す状態の調速脱進機をムーブメントの裏側から見た斜視図である。 図３８から図４８までに示す第３実施形態の作動説明に用いる要素のみを示した斜視図である。 第３実施形態の作動説明図であって、第１回動工程前を示す図である。 図３８に示す状態の後、第１停止解除工程が完了し、第１回動工程が開始した状態を示す図である。 図３９に示す状態の後、第１回動工程が完了した状態を示す図である。 図４０に示す状態の後の、第１空転工程後の状態を示す図である。 図４１に示す状態の後の、第１振幅の状態を示す図である。 図４２に示す状態の後の、第２空転工程後の状態を示す図である。 図４３に示す状態の後、第２回動工程が開始した後の状態を示す図である。 図４４に示す状態の後、第２回動工程が完了した状態を示す図である。 図４５に示す状態の後の、第３空転工程後の状態を示す図である。 図４６に示す状態の後の、第２振幅の状態を示す図である。 図４７に示す状態の後の、第４空転工程後の状態を示す図である。 第３実施形態における第１回動工程の作動説明図であって、エネルギーが損失する場合を示す図である。 第３実施形態における第２回動工程の作動説明図であって、エネルギーが損失する場合を示す図である。 第３実施形態における第１回動工程の作動説明図であって、エネルギーの損失を抑制した場合を示す図である。 第３実施形態における第２回動工程の作動説明図であって、エネルギーの損失を抑制した場合を示す図である。

（第１実施形態）
以下、本発明に係る第１ 実施形態について図面を参照して時系列で説明する。なお、本実施形態では、時計の一例として機械式時計を例に挙げて説明する。

一般に、時計の駆動部分を含む機械体を「ムーブメント」と称する。このムーブメントに文字板、針を取り付けて、時計ケースの中に入れたものを時計の完成品と称する。時計の基板を構成する地板の両側のうち、文字板のある側をムーブメントの「裏側」と称する。また、地板の両側のうち、裏蓋を開けたときに対面する側をムーブメントの「表側」と称する。

図１に示すように、本実施形態の時計１の完成品は、ケース１０内に、ムーブメント１１と、時刻を示す文字板１４と、分針１５ｂと、時針１５ｃとを備えている。

図２に示すように、ムーブメント１１は基板を構成する地板１３を有している。なお、図２は、表側から見たムーブメント１０の正面図である。地板１３の表側には、動力ぜんまいを収めた香箱１６ａと、２番車１６ｂと、３番車１６ｃと、４番車１６ｄと、がんぎ車７と、からなる増速輪列１６が備えられ、さらに本発明に係る調速脱進機２が増速輪列１６と係合しつつ地板１３および図示しない輪列受によりに軸支される。なお、裏輪列、巻きおよび時合わせ装置など、調速脱進機以外の部品の図示を省略している。

図３に示すように、調速脱進機２は増速輪列１６の回転を規制する脱進機５と、増速輪列１６の回転速度を規制する調速機３と、脱進機５と、調速機３との間に介装され、脱進機５と調速機３とに係合する間欠伝動装置４とを備える。本発明に係る脱進機は、間欠伝動装置４と脱進機５とが協働して脱進作動を行うため、間欠伝動装置４と脱進機５とを含む部分を拡張脱進機４５と称する。なお、本実施形態では、脱進機５にクラブ・トゥースレバー脱進機を用いる。また、図３は調速脱進機２を裏側から見た背面図である。

（ひげぜんまい）
図４は本実施形態の調速脱進機２の部分正面図であり、ひげ持１７の図示を省略している。ひげぜんまい３６は、内端をひげ玉３４の内端点３６ａで、第１楔３５を用いて係止されており、外端をひげ持３７の外端点３６ｂで、第２楔３８を用いて係止されている。また、本実施形態は巻き上げひげぜんまいを用いた例を示し、内端点３６ａから曲げ始点３６ｃまでの螺旋部に対し、曲げ始点３６ｃから外端点３６ｂまでをてん真３２の軸方向にずれた円弧状に形成されている。なお、本発明では、てん真３２の軸線において、地板１３からみててんぷ３１が位置する方向を上方と定義する。

図４において、てん真３２の中心に対して、ひげぜんまい３６の内端から外端へ辿る方向に、ひげぜんまい３６の内端点３６ａと、外端点３６ｂとがなす角を、「巻き込み角」と称し、符号αで示す。また、同様にひげぜんまい３６の曲げ始点３６ｃと、外端点３６ｂとがなす角を「巻き上げ角」と称し、符号βで示す。

本実施形態では、てん真３２のほぞ部に生じるラジアル方向の弾性力を最小化するため、ひげぜんまい３６がてん真３２を中心に偏心することなく拡縮するよう、外部の巻き上げ角βはフィリップスの条件に従い略２４５°に、また内部はグロスマンの条件に従う曲線に形成される。それ以外の螺旋部はアルキメデス曲線に沿う渦巻き状に形成される。

また、本実施形態では、ひげぜんまい３６の巻き込み角αは略９０°に設定されている。一般に巻き込み角αが０°あるいは１８０°であるときに、振幅が平等時性に及ぼす影響が最大となり、巻き込み角αが９０°に近いほど、振幅の影響を抑制することができる。また、平等時性への影響は、振幅が大きいほど影響が大きくなる。これにより、本発明のように振幅が略３４０°を大きく超える場合は、巻き込み角αを９０°にすることにより、振幅が平等時性に及ぼす影響を効果的に最小化することができる。なお、本実施形態では、巻き上げひげぜんまいを使用する例を示したが、平ひげぜんまいを用いても良く、その場合の巻き込み角αの扱いも前記と同様である。

図５は調速脱進機２のうち、脱進機５と間欠伝動装置４とを示した図であり、てんぷ３１とひげ玉３４の図示を省略している。脱進機５は、がんぎ車７と、規制梃であるアンクル５４と、１対のどてピン５８と、振り石５２とから構成される。また、間欠伝動装置４は原動車４１と従動車４２と、から構成される。なお、本実施形態では間欠伝動装置４にゼネバ機構を採用する場合を例として示す。

がんぎ車７およびがんぎかな７２はがんぎ車真７１と一体に結合される。増速輪列１６から伝達されるトルクは、がんぎかな７２により、がんぎ歯７３へと伝えられる。てん真３２、従動車真４３、アンクル真５４ａ、がんぎ車真７１における軸方向の両端には、先細りさせたほぞ部が形成されている。てん真３２、従動車真４３、アンクル真５４ａ、がんぎ車真７１はほぞ部を介して、地板１３と図示しない輪列受（軸受）との間とで軸支される。アンクル５４は一体に結合された入爪５５と出爪５６とを含み、アンクル５４の揺動にともない、がんぎ歯７３と交互に離合することで、がんぎ車７の回転を規制する。

（間欠伝動装置）
本実施形態では薄型化を図るため、間欠伝動装置４の原動車４１が一般に用いられるピンホイールとロックホイールとから構成される方式に換えて、時計の動力ぜんまいの巻き止め装置に用いられるフィンガー・ピース型のゼネバ機構を採用した例を示す。原動車４１はてん真３２と同軸に結合されており、てん真３２を中心に回動する。また、従動車４２は従動車真４３と同軸に結合されており、従動車真４３を中心に回動する。

原動車４１は凸状をなす指４１ａと、停止面４１ｂと、２か所の凹部４１ｃとを有する。また、本実施形態では、てんぷの振幅が６６０°である場合を例に示す。間欠伝動装置４の従動車４２（ゼネバホイール）は、６６０°の振幅に対応できるよう、歯数が５歯に設定されている。従動車４２は、歯数と同じ数の５箇所の溝４２aと、歯数の倍の数の１０箇所の衝撃面４２ｂと、歯数と同じ数の５箇所の停止面４２ｃとを有する。ただし、従動車４２の歯数は５歯に限定されるものではなく、振幅に応じて歯数は適宜変更される。

従動車４２は、原動車４１の指４１ａが従動車４２の衝撃面４２ｂと係合するときに回動し、原動車４１の停止面４１ｂが従動車４２の停止面４２ｃと係合するときには回動せず停止する。従動車４２には振り石５２がアンクル又５４ｅと係合するよう、従動車４２から突出して結合される。また、振り石５２は図５の例では従動車４２の歯の中心に備えられている。これにより、振り石５２は従動車４２と一体で往復回動し、その途中でアンクル５４の先端部にあるアンクル又５４ｅの凹部を形成するアンクル箱５４ｆの衝撃面５４１ｆおよび５４２ｆと離脱可能に係合する。なお、原動車４１の指４１ａと、従動車４２の溝４２ａとの隙間（箱先あがき）は極僅かな隙間量、例えば１０ミクロン程に設定される。

本実施形態では、調速脱進機２をムーブメント１１に収める際に、てん真３２と、従動車真４３と、アンクル真５４ａと、がんぎ車真７１とが、ムーブメント１１上に単一の直線上に配置している。これにより、てん真３２とがんぎ車真７１との距離を最も遠ざけることができ、てんぷ３１が大径化した場合でも互いに干渉しにくい設計とすることができる。また、従動車４２の歯数が奇数に設定され、しかも振り石５２を従動車４２の歯４２ｄに備えるため、前記の直線配置において、振り石５２とアンクル又５４ｅとの係合と、原動車４１の指４１ａと溝４２ａとの係合とを同時に生じさせることができる。

（振り石とアンクル箱）
図６および図８に示すように、小つば５１ｂは従動車真４３と同軸に結合される。小つば５１ｂは、振り石５２に対して径方向に対応する位置に、径方向の内側に曲面状に凹むつきがた５１ｃが形成されている。つきがた５１ｃは、アンクル箱５４ｆの衝撃面５４１ｆおよび５４２ｆと振り石５２とが係合しているときに、剣先５４ｈが小つば５１ｂと接触することを防止する逃げ部として機能する。また、小つば５１ｂの外周面のうちつきがた５１ｃを除く部分は、アンクル又５４eの下方に備わる剣先５４ｈが摺接可能とされており、外乱で生じる脱進機５の誤作動を防止する安全機能を有する。なお、図６は拡張脱進機４５の右側の側面図であり、図８は間欠伝動装置４を示した正面図である。

（摺動部品の材質）
脱進の際に摺動する部位を含む、振り石５２、入爪５５、出爪５６、原動車４１、従動車４２、および図示されない軸受（ラジアル軸受およびスラスト軸受）のうち、少なくとも一つ以上が、ルビー等の人工宝石か、潤滑材が含侵可能な多孔体である焼結金属体か、ＤＬＣ（ダイヤモンド・ライク・カーボン）等を被膜処理した金属体か、から形成され、低摩擦性と、耐摩耗性とが付与される。これにより長期にわたり滑らかで、摩耗の少ない脱進作動が確保される。

（軸線と回転方向）
図７は調速機３の自由状態、すなわちひげぜんまい３６の自由状態であり、拡張脱進機４５を構成する部品のうち、原動車４１、従動車４２、およびアンクル５４の基準（各要素の回転角が０°）にある状態を示す正面図である。基準状態では、原動車４１の指４１ａが、従動車４２の溝４２３ａに正対し、また、振り石５２がアンクル箱５４ｆに正対する配置となる。

第１実施形態の脱進作動を説明するに当たり、回転軸と回転方向を図７に従い次の通り定義する。てんぷ３１と一体回転する原動車４１は、軸線Ｏ１を中心として互いに逆向きの第１回転方向Ｍ１および第２回転方向Ｍ２に往復回転する。また、従動車４２は、軸線Ｏ２を中心として互いに逆向きの第３回転方向Ｍ３および第４回転方向Ｍ４に回動する。アンクル５４は、軸線Ｏ３を中心として互いに逆向きの第５回転方向Ｍ５および第６回転方向Ｍ６に揺動する。がんぎ車７は、軸線Ｏ４を中心に、第７回転方向Ｍ７に回転するが、脱進の停止解除工程において極僅かに第８回転方向Ｍ８に逆転する。また、軸線Ｏ１から軸線Ｏ４までを含む平面を、正面図に投影して描かれる直線を直線ＣＬと定義する。

また、間欠伝動装置４の各部に対応する符号を図８に、脱進機５の各部に対応する符号を図９に示す。なお、図８および図９は、図７に示す基準状態における詳細説明図である。基準状態では、原動車４１の指４１ａが従動車４２の溝４２３ａに対して直線ＣＬ上に位置した状態で係合する。また、振り石５２がアンクル箱５４ｆに対して直線ＣＬ上に位置した状態で係合する。また、これら係合は従動車真４３をまたいで互いに反対の位置に存在する。

（脱進作動の説明）
以下、第１実施形態における１周期分の脱進作動を図１０から図２５を用いて時系列で説明する。なお、図１０から図２５は拡張脱進機４５を示す正面図である。

図１０は第１実施形態における第１停止解除工程前の作動説明図であって、出爪５６によりがんぎ車７の停止状態を解除する前の状態を示す。図１０は、てんぷ３１の回転角が、調速機３の自由状態に対して、-９０°にある状態を示す。

拡張脱進機４５は、以前の脱進作動により、振り石５２が中心線ＣＬに対してＭ４方向に３６°回動した位置にある。また、アンクル５４は中心線ＣＬに対してＭ６方向に揺動しており、アンクル竿５４ｄがどてピン５８ａにより押止されている。また、てんぷ３１とＭ１方向に一体回動する原動車４１の停止面４１ｂが、従動車４２の停止面４２３ｃと係合しているため、従動車４２は回動を停止している状態である。

がんぎ車７はＭ７方向のトルクを受けるが、アンクル５４にある出爪５６の停止面５６ａが、がんぎ歯７３２の停止面７３２ａを係止するため、がんぎ車７は停止の状態に規制される。また、互いに押圧する停止面は回転方向に対して直角ではなく、僅かに角度が付けられているため、アンクル５４はがんぎ車７のトルクによりＭ６方向のトルクを受ける「引き」の作用が付与されてどてピン５８ａにより押止される。この引きの作用により、アンクル５４に外乱が入力された場合でも、アンクル竿５４ｄをどてピン５８ａから離すことなく押止した状態を維持することができる。

図１１は第１停止解除工程を示す説明図である。図１１は、てんぷ３１が図１０で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａに収容されており、衝撃面４２４ｂと係合している。また、原動車４１の凹部４１ｃ内に、停止面４２２ｃと、停止面４２３ｃとが、それぞれ対応して収容されるため、図１０において係合していた原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２３ｃとの係合が解除される。これにより、従動車４２はＭ３方向に回動する。

従動車４２の回動にともない、振り石５２はアンクル５４の衝撃面５４１ｆと係合し、押圧する。これにより、アンクル５４はＭ５方向へ揺動する。脱進機５は第１停止解除工程前まで出爪５６とがんぎ歯７３２とが係合し、停止した状態であったが、アンクル５４の揺動により、出爪５６の停止面５６ａと、がんぎ歯７３２の停止面７３２ａとの喰い込み量が減少し、出爪５６のロッキングコーナー５６ｂが、がんぎ歯７３２の歯の爪先７３２ｂを過ぎた時点でがんぎ車の停止が解除される。

なお、第１停止解除工程では、引きを与えるよう設定された出爪５６とがんぎ歯７３２との係合が解かれる際、極僅かにＭ８方向にがんぎ車７を巻き戻す仕事を行う。これにより、調速機３は保有するエネルギーを極僅かに損失する。

図１２は第１付勢工程を示す説明図である。図１２は、てんぷ３１が図１１で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。第１停止解除工程後、脱進機５はがんぎ歯７３２の衝撃面７３２ｃが、出爪５６の衝撃面５６ｃと摺接しながら押圧する。これにより、がんぎ車７はＭ７方向に回転を開始する。

出爪５６の衝撃面５６ｃががんぎ歯７３２の衝撃面７３２ｃにより押圧されることで、アンクル５４はＭ５方向に付勢され、揺動が加速される。これにより、アンクル箱５４ｆの衝撃面５４１ｆを押圧していた振り石５２が、衝撃面５４１ｆから係脱し、対向する衝撃面５４２ｆと係合してアンクル５４から押勢される状態へ遷移する。これにより、従動車４２はＭ３方向に付勢される。

従動車４２の加速により、従動車４２の衝撃面４２４ｂを押圧していた指４１ａが、衝撃面４２４ｂから係脱し、対向する衝撃面４２３ｂと係合して従動車４２から押勢される状態へと遷移する。これにより、原動車４１はＭ１方向に付勢される。これにより、動力ぜんまいからのトルクが増速輪列１６、脱進機５、間欠伝動装置４を経て調速機３へ伝わり、調速機３は第１停止解除工程で損失する量よりも格段に大きいエネルギーを得ることができる。

図１３は第１空転工程前を示す説明図である。図１３は、てんぷ３１が図１２で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。第１付勢工程後、振り石５２は従動車４２の回動にともないアンクル箱５４ｆから離脱する。従動車４２がさらに回動すると、従動車４２の停止面４２２ｃと原動車４１の停止面４１ｂとが係合するため、てんぷ３１が回転を継続しても、従動車４２は回動が停止される状態を維持する。なお、従動車４２の停止面４２２ｃと、原動車４１の停止面４１ｂとの係合は、外力により互いに押圧する関係になく、係合面に介在する潤滑油を介して流体潤滑状態で離間されるため、調速機３の保有するエネルギーを大きく損なうことがない。

また、アンクル５４はＭ５方向に揺動した後、アンクル竿５４ｄがどてピン５８ｂにより押止された状態となる。また、がんぎ歯７３５の停止面７３５ａが入爪５５の停止面５５ａを押圧するため、アンクル竿５４ｄが引きの作用によりどてピン５８ｂに押止された状態を維持する。

図１４は第１空転工程後を示す説明図である。図１４は、てんぷ３１が図１３で示した状態からＭ１方向に回転し、調速機３の自由状態に対して、Ｍ１方向へ３６０°以上回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の衝撃面４２２ｂと係合した後、従動車４２をＭ３方向に１歯分だけ回動した状態にある。同時に、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、脱進機５に対して全く影響を及ぼさず、また、従動車４２も脱進機５からも全く影響を及ぼされない。なお、本発明では脱進に対して全く影響しない従動車４２の回動作動を「空転」と称する。

空転時、係合部位では摺動摩擦が生じるため、調速機３は保有するエネルギーを極僅かに損失する。この損失を本発明では「空転損失」と称する。この空転損失は、各付勢工程により得られるエネルギーに対しては十分小さいため、振幅を大きく減じる影響を及ぼさない。なお、この空転損失が等時性へ及ぼす影響については後述する。

第１空転工程後、てんぷ３１は振り当たることなく回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２１ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図１５は第１振幅を迎えた状態を示す説明図である。図１５は、てんぷ３１が図１４で示した状態からＭ１方向に回転し、調速機３の自由状態に対してＭ１方向へ６６０°回転した状態を示す。てんぷ３１は第１振幅で最大振り角を迎えた後、Ｍ１方向からＭ２方向へと反転する。なお、本実施形態では図１５および、後述する図２２の状態を、それぞれ第１振幅および第２振幅として示すが、振幅は６６０°に限らず、ひげぜんまい３６の弾性が許す範囲まで、また、振り石５２がアンクル又５４ｃのくわがた５４１ｇあるいは５４２ｇと接触しない範囲まで拡大しても良い。また、振幅をさらに拡大する場合は、従動車４２の歯数を適宜変更することで、さらに多くの空転回数に対応することができる。

図１６は第２空転工程前を示す説明図である。図１５は、てんぷ３１が図１５で示したＭ１方向の最大振り角の後、Ｍ２方向に回転方向を反転している状態を示す。また、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２１ｃとが係合しているため、従動車４２の回動は停止した状態を維持している。てんぷ３１がさらに回転すると、原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２２ａに収容されつつ、衝撃面４２１ｂと係合する。

図１７は第２空転工程後を示す説明図である。図１７は、てんぷ３１が図１６で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の衝撃面４２１ｂと係合した後、従動車４２をＭ４方向に１歯分だけ回動させる。当時に、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第２空転工程後、てんぷ３１はＭ２方向へ回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２２ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図１８は第２停止解除工程前を示す説明図である。図１８は、てんぷ３１が図１７で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａに収容されており、衝撃面４２３ｂと係合している。

従動車４２の回動にともない、振り石５２はアンクル５４の衝撃面５４２ｆと係合し押圧する。これにより、アンクル５４はＭ６方向へ揺動する。脱進機５は第２停止解除工程前まで入爪５５とがんぎ歯７３５とが係合し、停止した状態であったが、アンクル５４の揺動により、入爪５５の停止面５５ａと、がんぎ歯７３５の停止面７３５ａとの喰い込み量が減少し、入爪５５のロッキングコーナー５５ｂが、がんぎ歯７３５の歯の爪先７３５ｂを過ぎた時点でがんぎ車の停止が解除される。

なお、第２停止解除工程では、第１停止解除工程と同様に、引きを与えるよう設定された入爪５５と、がんぎ歯７３５との係合が解かれる際に、極僅かにＭ８方向にがんぎ車７を巻き戻す仕事を行う。これにより、調速機３は保有するエネルギーを極僅かに損失する。

図１９は第２付勢工程を示す説明図である。図１９は、てんぷ３１が図１８で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。第２停止解除工程後、脱進機５はがんぎ歯７３５の衝撃面７３５ｃが入爪５５の衝撃面５５ｃと摺接しながら押圧する。これにより、がんぎ車７はＭ７方向に回転を開始する。

入爪５５の衝撃面５５ｃががんぎ歯７３５の衝撃面７３５ｃにより押圧されることで、アンクル５４はＭ６方向に付勢され、揺動が加速される。これにより、アンクル箱５４ｆの衝撃面５４２ｆを押圧していた振り石５２が、衝撃面５４２ｆから係脱し、対向する衝撃面５４１ｆと係合してアンクル５４から押勢される状態へ遷移する。これにより、従動車４２はＭ４方向に付勢される。

従動車４２の加速により、従動車４２の衝撃面４２４ｂを押圧していた指４１ａが、衝撃面４２４ｂから係脱し、対向する衝撃面４２３ｂと係合して従動車４２から押勢される状態へと遷移する。これにより、原動車４１はＭ１方向に付勢される。これにより、動力ぜんまいからのトルクが増速輪列１６、脱進機５、間欠伝動装置４を経て調速機３へ伝わり、調速機３は第２停止解除工程で損失した量よりも大きいエネルギーを得ることができる。

図２０は第３空転工程前を示す説明図である。図２０は、てんぷ３１が図１９で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。第２付勢工程後、てんぷ３１は回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２３ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

また、アンクル５４は、Ｍ５方向に揺動した後、アンクル竿５４ｄがどてピン５８ａにより押止された状態となる。また、がんぎ歯７３３の停止面７３３ａが出爪５６の停止面５６ａを押圧するため、アンクル竿５４ｄが引きの作用によりどてピン５８ａに押止された状態を維持する。

従動車４２と一体回動する振り石５２は、従動車４２の回動にともないアンクル箱５４ｆから離脱する。従動車４２がさらに回動すると、従動車４２の停止面４２３ｃが原動車４１の停止面４１ｂと係合し、停止状態を維持する。てんぷ３１がさらに回転すると、原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２４ａに収容されつつ、衝撃面４２５ｂと係合する。

図２１は第３空転工程後を示す説明図である。図２１は、てんぷ３１が図２０で示した状態からＭ２方向に回転し、調速機３の自由状態に対して、Ｍ２方向へ３６０°以上回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の衝撃面４２５ｂと係合した後、従動車４２をＭ４方向に１歯分だけ回動した状態である。同時に、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第３空転工程後、てんぷ３１は振り当たることなく回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２４ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図２２は第２振幅を迎えた状態を示す説明図である。図２２は、てんぷ３１が図２１で示した状態からＭ２方向に回転し、調速機３の自由状態に対してＭ２方向へ６６０°回転した状態を示す。てんぷ３１の回転方向は最大振り角を迎えた後、Ｍ２方向からＭ１方向へと反転する。

図２３は第４空転工程前を示す説明図である。図２３は、てんぷ３１が図２２で示したＭ２方向の最大振り角の後、Ｍ１方向に回転方向を反転している状態を示す。また、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２４ｃとが係合しているため、従動車４２の回動は停止した状態を維持している。てんぷ３１がさらに回転すると、原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２４ａに収容されつつ、衝撃面４２６ｂと係合する。

図２４は第４空転工程後を示す説明図である。図２４は、てんぷ３１が図２３で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の衝撃面４２６ｂと係合した後、従動車４２をＭ３方向に１歯分だけ回動させる。同時に、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第４空転工程後、てんぷ３１はＭ１方向へ回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２３ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図２５は、１周期が終了する前を示す説明図である。図２５は、てんぷ３１が図２４で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。

てんぷ３１の回転にともない、原動車４１の指４１ａは、再び従動車４２の溝４２３ａに収容され、衝撃面４２４ｂと係合して、次の周期における第１停止解除工程へ遷移する。本実施形態に示す調速脱進機２はこのように脱進作動を行う。

（振幅の影響）
一般に、調速脱進機の品質を示す指標に品質係数（Ｑｕａｌｉｔｙ Ｆａｃｔｏｒ、Ｑ値）が存在する。品質係数は、外乱による計時精度への影響の度合いを示し、数値が大きいほど外乱の影響を受けにくく、優れた調速機であるといえる。クラブ・トゥースレバー脱進機を代表とする従来の脱進機の品質係数はおおよそ１００から３００程度とされる。

なお、品質係数Ｑは下記の数式１で与えられる。

ここで、Ｅは調速器の保有エネルギーであり、ひげぜんまいの捩じりばね定数ｋと、調速機の振幅Ａとで表すことができる。また、ΔＥは調速機が損失するエネルギーを表す。なお、品質係数の単位は無次元である。

また、計時精度の品質を示す指標として計時誤差（日差）が知られている。計時誤差は時計の精度を短時間に測定し1日当たりの進み・遅れに換算した値であり、符号はδ、単位は秒／日である。計時誤差が進みの場合をプラス（＋）、遅れの場合をマイナス（-）で表す。計時精度は、温度変化と姿勢変化の影響を除けば、主に外乱振動と脱進機作動とから影響される。

なお、計時誤差δの一般式はエアリーの定理に基づき、下記の数式２で与えられる。（非特許文献１参照）

ここで、ｋはひげぜんまいの捩じりばね定数、Ｔは調速器の周期、ｆ（θ）は調速機に生じる外力トルク、θは調速機に生じる外力トルクｆ（θ）が発生する振り角を表す。なお、δの単位は秒／周期である。

前記、品質係数を表す数式１および計時誤差を表す数式２には、調速機の保有エネルギー（ｋＡ^２／２）の項が含まれる。品質係数を向上させ、計時誤差δを減少するには、それらに２乗で影響する因子である、振幅Ａを大きくすることが最も効果的である。従来の脱進機では、振り当たりの問題のため振幅を略３４０°以上に拡大することができなかったが、本発明による調速脱進機２によれば、振り当たりが生じないため、略３４０°を格段に超える振幅を得ることが可能となる。例えば、数式１および数式２に基づけば、振幅Aを２倍に拡大した場合には、品質係数が４倍に向上し、計時誤差δが１／４に減少する。

（空転の影響）
図２６は本実施形態におけるてんぷ３１、従動車４２の回動角変化を、横軸を振動の位相角、縦軸をてんぷ３１の振り角で表示した図である。実線９１はてんぷ３１の往復回転を、破線９２は従動車４２の回動を表している。横軸の０ラジアンから２πラジアンに相当する範囲が振動の１周期に相当する。

点９１ａは第１停止解除工程および第１付勢工程の時点を、点９１ｂは第１空転工程の時点を、点９１ｃは第１振幅の時点を、点９１ｄは第２空転工程の時点を、点９１ｅは第２停止解除工程および第２付勢工程の時点を、点９１ｆは第３空転工程の時点を、点９１ｇは第２振幅の時点を、点９１ｈは第４空転工程の時点を、点９１ｇは当該周期の終了時点を示している。

空転が起こる点９１ｂと点９１ｄ、および点９１ｆと点９１ｈは、それぞれ調速機３の自由状態に相当する位相である０ラジアンおよびπラジアンに対して対称な位相に位置する。また点９１ｂと点９１ｄ、および点９１ｆと点９１ｈの摩擦トルクは大きさが同じで作用の方向は互いに逆向きである。すなわち、空転時の摩擦トルクは調速機３の自由状態に対して常に対称かつ等量で発生する。また、この関係は、振幅をより大きくし、空転回数がより多く発生する場合においても同様である。これら空転時のトルクが歩度に及ぼす影響について次に説明する。

図２７、および図２８は、横軸をてんぷ３１の回転角に、縦軸をてん真３２に生じるトルク（実線９４）と、トルクにより生じる計時誤差（破線９５）の大きさを示す図である。図２７の横軸はてんぷ３１がＭ１方向に回転する場合を、図２８はてんぷ３１がＭ２方向に回転する場合を示す。実線９４はてん真３２に生じるトルクを、破線９５はトルクにより生じる計時誤差の大きさを表す。なお、トルクの符号は、てんぷ３１を付勢する場合を正とする。

ここで、計時誤差は、エアリーの定理に基づく数式２から、外力トルクが大きいほど、また調速機３の自由状態に対する振り角が大きいほど影響は大きくなる。また、計時誤差は、調速機３の自由状態の前で加速されるか、調速機３の自由状態の後で減速される場合は進みとなり、調速機３の自由状態より前で減速されるか、調速機３の自由状態より後で加速される場合は遅れとなる。これにより、図２７、図２８のいずれにおいても、第１象限と、第３象限で外力トルクが生じた場合は計時誤差が遅れとなり、第２象限と、第４象限で外力トルクが生じた場合は計時誤差が進みとなる。

図２７、および図２８において、線９４ａは脱進機を停止解除するときに生じるトルクを、線９４ｂと線９４ｃはがんぎ歯の踵がアンクル爪石の衝撃面を押勢する時に生じるトルクを、線９４ｄはがんぎ歯の衝撃面がアンクル爪石のレットオフコーナーを押勢する時に生じるトルクを示しており、また線９４ｅおよび線９４ｆは間欠伝動装置４の空転時に生じるトルクを示している。破線９５に示す計時誤差は、脱進機の作動に起因するため、他の計時誤差と区別して「脱進機誤差」と称される。

ここで、間欠伝動装置４の空転時の摩擦トルク９４ｅ、および９４ｆは、その量が極僅かであっても、調速機３の自由状態に対して大きい振り角で生じるため、個々で見た場合には等時性への影響が大きい。しかし、前記の通り空転時の摩擦トルクは調速機３の自由状態に対して常に対称かつ等量で発生するため、第３象限で発生する遅れと、第４象限で発生する進みとが、互いに打ち消し合う関係となる。すなわち、間欠伝動装置４の空転による摩擦トルクが調速機３の自由状態に対して対称に生じる限り、計時誤差に対して全く影響を及ぼさない。

前記計時誤差の相殺を発生させるには、空転を調速機３の自由状態に対して対称の位相で生じる設定とする必要があるが、本実施形態に係る調速脱進機２では、ひげぜんまい３６の外端がてん真３２を中心に角度調節可能なひげ持受６２に結合される構造を有するため、間欠伝動装置４と調速機３の自由状態との角度を適切に調整することができる。これにより、空転の都度に生じる計時誤差を精度よく相殺することができる。

また、脱進機５が生じるトルク９４ａ、９４ｂ、９４ｃ、９４ｄは、従来のクラブ・トゥースレバー脱進機と同様であるが、本実施形態に係る調速脱進機２はてんぷ３１の振幅が略３４０°よりも格段に大きいため、式２に基づき脱進機誤差が振幅の増加率の２乗に反比例して減少する。これにより、従来のクラブ・トゥースレバー脱進機よりも計時精度を格段に向上することができる。

（効果）
したがって、本発明に係る第１実施形態に係る調速脱進機によれば、てんぷの振幅が略３４０°を超えても振り当たりを生じることなく、従来の脱進機よりも格段に大きい振幅を実現できる。これにより、品質係数（Ｑ値）を格段に大きくすることができ、計時精度を格段に向上することができる。また、振幅変化による計時誤差への影響が低い振り角領域で振動することができるため、平立差を向上することができる。また、振り当たりをなくすための機構に間欠伝動装置を用いるため、前記大きい振幅の実現を、少ないエネルギー損失で実現することができる。

また、計時精度が向上するため、振動数を下げるだけの余裕が生まれる。これにより、動力ぜんまいの弛緩速度を低下することができ、作動時間を長くすることが可能となる。

なお、本実施形態では、間欠伝動装置４にゼネバ機構を用いた事例を紹介したが、一般に知られる間欠伝動装置、例えば間欠歯車やカム装置を用いてもよい。

また、本実施形態では、てん真３２と、従動車真４３と、アンクル真５４ａと、がんぎ車真７１とを、ムーブメントの上方から見て一直線上に配列する例を示したが、振り石５２がアンクル又５４ｅと係合するときに指４１ａが衝撃面４２ｂと係合すれば一直線上に配列する必要はなく、ムーブメントの設計に応じて適宜配置を変えてもよい。

（第２実施形態）
次に、本発明に係る第２実施形態について図２９を参照して説明する。本２実施形態は、脱進機５が第１実施形態におけるクラブ・トゥースレバー脱進機から、摩擦損失の少ないデテント脱進機（掛けがね脱進機、あるいはクロノメーター脱進機）に置き換えた態様となる。拡張脱進機４５を除く構成は第１実施形態と同じである。以下の実施形態において説明しない構成、作用および効果は、第１実施形態と同様であるため省略する。

図２９は調速機３の自由状態、すなわちひげぜんまい３６の自由状態であり、拡張脱進機４５を構成する部品のうち、原動車４１、従動車４２、および規制梃としてのデテントアーム（掛けがね）５９が基準（各要素の回転角が０°）にある状態を示す正面図である。

本実施形態では、脱進機５の構成部品である振り座５１が、間欠伝動装置４の従動車４２と同軸に結合されている。また、基準状態では、原動車４１の指４１ａが従動車４２の溝４２３ａに係合し、また、振り石５２がデテントアーム５９に係合する。なお、従動車４２にある溝４２３ａは、従動車真４３に対して振り石５２の正反対に位置する溝に相当する。

本実施形態では、デテント脱進機を採用しているため、従動車４２がＭ４方向に回動する場合のみ、振り石５２がデテントアーム５９をＭ６方向へ揺動させて、がんぎ車７がＭ７方向に１歯分だけ回転する。また、従動車４２がＭ３方向に回動する場合には、振り石５２がテデントアーム５９に往なされるため、デテントアーム５９は揺動せず、がんぎ車７は回転しない。なお、脱進作動が従動車４２のＭ４方向でのみ行われる点を除き、拡張脱進機４５の作動原理は第１実施形態と同様であるため説明を省略する。

（効果）
したがって、本発明に係る第２実施形態に係る調速脱進機によれば、従来のデテント脱進機において、てんぷの振り当たりを生じることなく、格段に大きい振幅を実現できる。これにより、高い品質係数が得られ、計時精度を格段に向上することができる。さらに、振幅変化による計時誤差への影響が低い振り角領域で振動することができるため、平立差を向上することができる。さらに、振り当たりをなくすための機構に間欠伝動装置を用いるため、前記大きい振幅の実現を、少ないエネルギー損失で実現することができる。

また、計時精度が向上するため、振動数を下げるだけの余裕が生まれる。これにより、動力ぜんまいの弛緩速度を低下することができ、作動時間を長くすることが可能となる。

（第３実施形態）
次に、本発明に係る第３実施形態について図面を参照して説明する。なお、この第３実施形態においては、第１実施形態における構成要素と同一の部分については、同一の符号を付しその説明を省略する。第１実施形態では、調速脱進機２を構成する部品の回転軸が、地板１３に軸支されていたが、第３実施形態では、調速脱進機２を、１つのキャリアアッセンブリ６に搭載し、一定の周期でキャリアアッセンブリ６を、キャリア真６７を中心に間欠回転可能とした態様となる。また、第１実施形態および第２実施形態では、調速脱進機２が間欠伝動装置４を介して付勢されていたが、第３実施形態では、以下説明する通り、調速脱進機２がひげぜんまい３６を介して付勢される態様とされている。また、本実施形態も、てんぷの振幅が６６０°である場合を例に示す。

図３０は、第３実施形態の調速脱進機２を搭載するムーブメント１１を表側から見た斜視図である。なお、地板１３に実装される増速輪列１６、裏輪列、巻きおよび時合わせ装置等の、調速脱進機以外の部品の図示を省略している。地板１３の表側には、調速脱進機２を備えている。調速脱進機２に備えるてん真３２は、地板１３に固定したてんぷ受１７により軸支される。

図３１は調速脱進機２のみを図示した斜視図であり、また図３２は、調速脱進機２をサブアセンブリの階層で分解した状態の側面図である。調速脱進機２は、調速機３と、キャリアアッセンブリ６と、キャリア受８のサブアッセンブリから構成される。これにより、サブアッセンブリ単位での組み立て作業、調整作業を可能としている。

調速機３は、軸支されるてん真３２と、てん真３２と同軸に結合されるてんぷ３１と、ひげ玉３４と、ひげぜんまい３６と、間欠伝動装置４の原動車４１と、軸受１９と軸受３３とを有する。また、キャリアアッセンブリ６は、間欠伝動装置４と、脱進機５を作動可能に保持する。また、キャリア受８は地板１３に固定され、がんぎ車７が同軸に固定される。

図３２に示す軸線Ｏ１はてん真３２とキャリア真６７との共通の中心線であり、軸線Ｏ１上に、調速機３と、キャリアアッセンブリ６と、キャリア受８とが同軸に組み合わされる。また、ひげぜんまい３６の外端に結合されたひげ持３７が、キャリアアッセンブリ６に把持されたひげ持受６２の先端部に結合された締結部６２ｄの穴に遊挿され、止めねじ６２ｅにより押止される。これにより、ひげぜんまい３６は、調速機３とキャリアアッセンブリ６とを弾接し、キャリアアッセンブリ６が回転する時にひげぜんまい３６を捩じることができる。

図３３は調速脱進機２の平面図である。また、図３３の切断線Ａ－Ａにおける断面図を図３４に示す。てん真３２には、てんぷ３１と、ひげ玉３４とが同軸に結合され、てん真３２の両端には、軸受１９と軸受３３の各内輪が嵌装される。また、軸受１９の外輪はてんぷ受１７の構成部品であるアーム１８に嵌装され、軸受３３の外輪はキャリア真６７の上方に設けられた軸箱部に嵌装される。また、軸受６８ａと軸受６８ｂの各内輪がキャリア真６７に嵌装され、軸受６８ａと軸受６８ｂの各外輪がキャリア受８に嵌装される。すなわち、てん真３２と、キャリア真６７とはそれぞれ独立に回転可能に軸支される。また、キャリア６１とキャリア真６７、およびキャリア真６７とキャリアかな６９とはそれぞれ互いに圧篏結合されており、増速輪列１６からのトルクおよび回転は、キャリアかな６９、キャリア真６７を経てキャリア６１へと伝達される。

（キャリアアッセンブリ）
図３４に示す軸線Ｏ２は従動車真４３の中心線を、また軸線Ｏ３は、規制梃としてのアンクル５４の揺動軸となるアンクル真５４ａの中心線を示し、軸線Ｏ１と軸線Ｏ２とは並行の関係となる。従動車４２は、従動車真４３に同軸に結合され、従動車真４３に軸受６４ａと軸受６４ｂの各内輪が嵌装される。また、軸受６４ａと軸受６４ｂの各外輪が、キャリア６１に圧篏された従動車軸箱６３の両端に嵌装される。

従動車真４３の下方には、振り座５１がキー４４を用いて回転不能に嵌装され、振り座５１は従動車真４３を横貫する楔５３ａにより従動車真４３に係止される。振り座５１は軸方向に大つば５１ａと小つば５１ａとを備える。大つば５１ａには断面図３４では図示されない振り石５２が、大つば５１ａの下方へ突出する様に結合される。

また、アンクル５４は圧篏されたカラー５４ｃを介し、アンクル真５４ａに嵌装される。また、アンクル真５４ｃには、軸受６６ａおよび軸受６６ｂの内輪が嵌装される。また、軸受６６ａおよび軸受６６ｂの外輪は、キャリア６１に圧篏されたアンクル軸箱６５に嵌装される。なお、アンクル５４はアンクル真５４ａと相対的に角度がずれたとしても作動へ支障をきたさないため、キーを備えずにアンクル真５４ａを横貫する楔５４ｃにより係止される。

図３５および図３６は、本実施形態の調速脱進機２をそれぞれ上側および下側から見た斜視図であり、てんぷ３１、ひげぜんまい３６と、キャリア受８の図示を省略している。アンクル５４は、振り石５２と係脱することで、軸線Ｏ４を中心に間欠揺動する。また、キャリアアッセンブリ６は増速輪列１６からトルクを受けるが、アンクル５４に備える入爪５５と出爪５６とが、アンクル５４の揺動に伴い、がんぎ車７のがんぎ歯７３と交互に離合することで、キャリアアッセンブリ６の回転を周期的に規制する。

小つば５１ｂは、振り石５２に対して径方向に対応した部分に、径方向の内側に曲面状に凹むつきがた５１ｃが形成される。つきがた５１ｃは、アンクル箱５４ｆの衝撃面５４１ｆおよび５４２ｆと、振り石５２とが係合する場合に、剣先５４ｈが小つば５１ｂと接触することを防止する逃げ部として機能する。また、小つば５１ｂの外周面のうち、つきがた５１ｃを除く部分は、アンクル又５４eの下方に備わる剣先５４ｈが摺接可能とされており、外乱により生じる脱進機５の誤作動を防止する安全装置として機能する。

アンクル竿５４ｄには、どてピン５８が圧篏されており、アンクル竿５４ｄと一体で揺動する。どてピン５８はキャリア６１の下方に備える規制溝６１ｃと係合しており、アンクル５４の揺動範囲を規制する。なお、揺動範囲は、振り石５２とアンクル箱５４ｆとの係脱に必要最小限の隙間を確保する程度に設定される。また、どてピン５８が規制溝６１ｃにより押止される状態において、剣先５４ｈと小つば５１ｂとの隙間は、互い摺接しない程度の小さい量に設定される。

ひげ持受６２は、把持部６２ｂと、把持部６２ｂから延設される腕部６２ｃとを備える。把持部６２ｂは切り欠き６２ａにより径方向に低剛性化され、弾性力によりキャリア真６７を把持する。これにより、ひげ持受６２は、軸線Ｏ１を中心に適宜角度の調整が可能となり、間欠伝動装置４と、調速機３の自由状態との角度の調整を可能とする。なお、把持部６２ｂの摩擦力は、ひげぜんまい３６に生じる最大トルクに対して十分大きく設定されるため、調速脱進機２の作動時には不動となる。

図３７は、図３８から図４８に示す本実施形態の作動説明に用いる要素の斜視図である。図３７を用いて、各要素の回転軸および回転方向を定義する。てんぷ３１と一体回転する原動車４１は、軸線Ｏ１を中心として互いに逆向きの第１回転方向Ｍ１および第２回転方向Ｍ２に往復回転する。また、従動車４２は、軸線Ｏ２を中心として互いに逆向きの第３回転方向Ｍ３および第４回転方向Ｍ４に往復回動する。また、アンクル５４は、軸線Ｏ３を中心として互いに逆向きの第５回転方向Ｍ５および第６回転方向Ｍ６に揺動する。また、軸線Ｏ５は締結部６２ｄの中心線である。軸線Ｏ２と、軸線Ｏ３と、軸線Ｏ５との３軸線は、軸Ｏ１を中心にキャリア真６７の回転に合わせて第７回転方向Ｍ７に回転するが、脱進の停止解除工程において極僅かに第８回転方向Ｍ８に逆転する。なお、本実施形態の基準（各要素の回転角が０°）の状態は、図３７に示す様に、原動車４１の指４１ａが、従動車４２の溝４２３ａに正対し、また、振り石５２がアンクル箱５４ｆに正対する状態と定義する。また、基準状態において、調速機３は自由状態に設定される。

（脱進作動の説明）
以下、本発明に係る第３実施形態について図面を参照して時系列で説明する。なお、図３８から図４８は、図３７で図示した部品構成を上方から見た正面図である。

図３８は第３実施形態における第１停止解除工程前を示す作動説明図であって、出爪５６によりキャリアアッセンブリ６の停止状態を解除する前の状態を示す。図３８は、てんぷ３１の回転角が、調速機３の自由状態に対して、-９０°にある状態を示す。

拡張脱進機４５は、前の作動周期にあり、振り石５２が中心線ＣＬに対してＭ４方向に３６°回動した位置にある。また、アンクル５４は、中心線ＣＬに対してＭ６方向に揺動しており、どてピン５８ａが規制溝６１ｃにより押止されている。また、てんぷ３１とＭ１方向に回転する原動車４１の停止面４１ｂは従動車４２の停止面４２３ｃと係合しており、従動車４２は回動を停止した状態にある。

キャリアアッセンブリ６は増速輪列１６からＭ７方向のトルクを受けるが、アンクル５４の出爪５６が、がんぎ歯７３１の停止面７３１ａにより係止されるため、キャリアアッセンブリ６は回転停止の状態に規制される。また、アンクル５４の出爪５６と、がんぎ歯７３１の停止面７３１ａとが押圧する際、アンクル５４はＭ６方向に「引き」の作用を生じる。この引きの作用により、アンクル５４に外乱が入力された場合でも、どてピン５８ａが規制溝６１ｃから離れることなく押止された状態を維持することができる。

図３９は第１停止解除工程後を示す説明図である。図３９は、てんぷ３１が図３８で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａに収容されており、衝撃面４２４ｂと係合している。また、Ｍ１方向にてんぷ３１と一体回動する原動車４１の凹部４１ｃ内に、停止面４２２ｃと、停止面４２３ｃとが収容されるため、係合していた原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２３ｃとの係合が解除される。これにより、従動車４２はＭ３方向に回動する。

従動車４２の回動にともない、振り石５２はアンクル５４の衝撃面５４１ｆと係合し押圧する。これにより、アンクル５４はＭ５方向へ揺動する。脱進機５は第１停止解除工程前まで出爪５６とがんぎ歯７３１とが係合し停止の状態であったが、アンクル５４の揺動により、出爪５６ががんぎ歯７３１の停止面７３１ａから係脱して、キャリアアッセンブリ６の停止が解除される。また、アンクル５４の入爪５５ががんぎ歯間に侵入し、がんぎ歯７３３との干渉量が付与される。さらにアンクル竿５４ｄが揺動すると、どてピン５８ａが規制溝６１ｃと係合して、再び押止された状態となる。

なお、第１停止解除工程では、引きを与えるよう設定された出爪５６と、がんぎ歯７３１との係合が解かれる際に、極僅かにＭ８方向にキャリアアッセンブリ６を巻き戻す仕事を行う。これにより、調速機３は保有するエネルギーを極僅かに損失する。

図４０は第１回動工程後を示す説明図である。図４０は、てんぷ３１が図３９で示した状態からＭ１方向に回転した状態を示す。第１停止解除工程で出爪５６とがんぎ歯７３１とが係脱した直後、キャリアアッセンブリ６はＭ７方向へ回転を開始する。

キャリアアッセンブリ６は増速輪列１６のトルクを受け、入爪５５とがんぎ歯７３３とが干渉することにより回転が停止するまでＭ７方向へ角加速運動を行う。また、締結部６２ｄもキャリアアッセンブリ６と一体に回転する。他方、てんぷはＭ１方向にほぼ最高の角速度で回転しつつ、Ｍ７方向へ角加速しているキャリアアッセンブリ６を追い抜く様態となる。したがって、第１回動工程では、キャリアアッセンブリ６がひげぜんまい３６に弾性エネルギーを付与する様にひげぜんまい３６を捩じることができない。そのため、第１回動工程では、調速機３のエネルギー損失を最小化することが好ましい。そこで、第１回動工程におけるキャリアアッセンブリ６の回転角は、入爪５５ががんぎ歯７３３と干渉量を持つための最小限の角度に設定される。第１回動工程後、締結部６２ｄの回転が停止するとともに、ひげぜんまい３６の外端位置が停止することで、調速機３は自由振動を開始する。

図４１は第１空転工程後を示す説明図である。図４１は、てんぷ３１が図４０で示した状態からＭ１方向に回転し、調速機３の自由状態に対して、Ｍ１方向へ４５０°回転した状態を示す。てんぷ３１のＭ１方向の回転にともない、従動車４２がＭ３方向に１歯分だけ空転する。なお、空転については第１実施形態と同様であり説明は省略する。第１空転工程の後、てんぷ３１は振り当たることなく回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２１ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図４２は第１振幅を迎えたときの説明図である。図４２は、てんぷ３１が図１４で示した状態からＭ１方向に回転し、調速機３の自由状態に対してＭ１方向へ６６０°回転した状態を示す。てんぷ３１の回転方向は第１の最大振り角を迎えた後、Ｍ１方向からＭ２方向へと反転する。なお、本実施形態では図４２および図４７（後述）の状態を、それぞれ第１振幅および第２振幅として例示するが、振幅は６６０°に限らず、ひげぜんまい３６の弾性が許す範囲まで、また、振り石５２がアンクル又５４ｃのくわがた５４１ｇあるいは５４２ｇと接触しない範囲まで拡大しても良い。また、振幅をさらに拡大する場合は、従動車４２の歯数を適宜変更することで、さらに多くの空転回数に対応することができる。

図４３は第２空転工程後を示す説明図である。図４３は、てんぷ３１が図４２で示した第１振幅の後、Ｍ２方向に１回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２１ａと係合した後、従動車４２をＭ４方向に１歯分だけ回動させる。それにより、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第２空転工程の後、てんぷ３１はＭ２方向へ回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２２ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図４４は第２停止解除工程後を示す説明図である。図４４は、てんぷ３１が図４３で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａに収容されており、衝撃面４２３ｂと係合している。また、てんぷ３１とＭ２方向に一体回動する原動車４１の凹部４１ｃ内に、停止面４２２ｃと、停止面４２３ｃとが収容されるため、係合していた原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２２ｃとの係合が解除される。これにより、従動車４２はＭ４方向に回動する。

従動車４２の回動にともない、振り石５２はアンクル５４の衝撃面５４２ｆと係合し押圧する。これにより、アンクル５４はＭ６方向へ揺動する。脱進機５は第２停止解除工程前まで入爪５５とがんぎ歯７３３とが係合し停止の状態であったが、アンクル５４の揺動により、入爪５５ががんぎ歯７３３から係脱し、キャリアアッセンブリ６の停止が解除される。また、アンクル５４の出爪５６ががんぎ歯間に侵入し、がんぎ歯７３２との干渉量が付与される。さらにアンクル竿５４ｄが揺動すると、どてピン５８ａが規制溝６１ｃと係合して、再び押止された状態となる。

なお、第２停止解除工程では、第１停止解除工程と同様に、引きを与えるよう設定された入爪５５と、がんぎ歯７３３との係合が解かれる際に、極僅かにＭ８方向にキャリアアッセンブリ６を巻き戻す仕事を行う。これにより、調速機３は保有するエネルギーを極僅かに損失する。

図４５は第２回動工程後を示す説明図である。図４５は、てんぷ３１が図４４で示した状態からＭ２方向に回転した状態を示す。第２停止解除工程で入爪５５とがんぎ歯７３３とが係脱した直後、キャリアアッセンブリ６はＭ７方向へ回転を開始する。

キャリアアッセンブリ６は増速輪列１６のトルクを受け、出爪５６とがんぎ歯７３２とが干渉することにより回転が停止するまでＭ７方向へ角加速運動を行う。また、締結部６２ｄもキャリアアッセンブリ６と一体に回転する。他方、てんぷはＭ２方向にほぼ最高の角速度で回転しつつ、Ｍ７方向へ角加速しているキャリアアッセンブリ６から遠ざかる様態となる。したがって、第２回動工程では、キャリアアッセンブリ６がひげぜんまい３６に弾性エネルギーを付与する様にひげぜんまい３６を捩じることができる。すなわち、ひげぜんまい３６を縮径するように弾性変形させることで調速機３の振動維持に必要な量の弾性エネルギーを補充することができる。そのため、第２回動工程におけるキャリアアッセンブリ６の回転角は、第１回動工程よりも大きく設定される。これにより、脱進作動の過程で生じる調速機３のエネルギー損失を補填することができる。第２回動工程後、締結部６２ｄの回転が停止するとともに、ひげぜんまい３６の外端位置が停止することで、調速機３は自由振動を開始する。

図４６は第３空転工程後を示す説明図である。図４６は、てんぷ３１が図４５で示した状態からＭ２方向に回転し、調速機３の自由状態に対して、Ｍ２方向へ３６０°以上回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａと係合した後、従動車４２をＭ４方向に１歯分だけ回動させる。それにより、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第３空転工程の後、てんぷ３１は振り当たることなく回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２４ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

図４７は第２振幅を迎えた状態を示す説明図である。図４７は、てんぷ３１が図４６で示した状態からＭ２方向に回転し、調速機３の自由状態に対してＭ２方向へ６６０°回転した状態を示す。てんぷ３１の回転方向は最大振り角を迎えた後、Ｍ２方向からＭ１方向へと反転する。

第２振幅は、てんぷ３１の回転方向Ｍ２が、キャリアアッセンブリ６の回転方向Ｍ７に対して反対の方向で、最大の振り角になる状態となるため、ひげぜんまい３６がキャリアアッセンブリ６をＭ８方向に捩じるトルクも最大となる。

このとき、ひげぜんまい３６のＭ８方向に生じるトルクが、キャリアアッセンブリ６のＭ７方向のトルクよりも大きい場合には、ひげぜんまい３６がキャリアアッセンブリ６をＭ８方向に巻き戻して、調速機３の自由振動を乱すため計時精度が悪化してしまう。そこで、本実施形態ではキャリアアッセンブリ６の回転方向と逆方向にてんぷ３１が最大振り角となる第２振幅の状態において、ひげぜんまい３６に生じるＭ８方向のトルクよりもキャリアアッセンブリ６が増速輪列１６から受けるＭ７方向のトルクの方が大きくなるように設定される。これにより、キャリアアッセンブリ６がひげぜんまい３６により巻き戻されることなく自由振動を継続することが可能となる。

図４８は第４空転工程後を示す説明図である。図４８は、てんぷ３１が図４７で示した第２振幅の後、Ｍ１方向に１回転した状態を示す。

原動車４１の指４１ａは、従動車４２の溝４２３ａと係合した後、従動車４２をＭ４方向に１歯分だけ回動させる。それにより、振り石５２も同じ角度だけ回動するが、振り石５２はアンクル箱５４と係合しないため、従動車４２は空転する。このとき、調速機３は極僅かに空転損失を生じる。

第４空転工程の後、てんぷ３１はＭ１方向へ回転を継続するが、原動車４１の停止面４１ｂと、従動車４２の停止面４２３ｃとが係合するため、従動車４２の回動は再び停止した状態を維持する。

てんぷ３１の回転にともない、原動車４１の指４１ａは、再び従動車４２の溝４２２ａと係合して、次の周期における第１停止解除工程へ遷移する。本発明に係る第３実施形態に示す調速脱進機２はこのように脱進作動する。

（回動の位相）
図４９から図５２は、横軸を時間、縦軸をてんぷ３１の振り角にとり、第１回動工程および第２回動工程におけるてんぷ３１およびキャリアアッセンブリ６の回転角を示すグラフである。図４９は、第１回動工程においてエネルギーを損失する場合を、図５０は第２回動工程においてエネルギーを損失する場合を示し、また、図５１は第１回動工程においてエネルギーの損失を抑制した場合を、図５２は、第２回動工程においてエネルギーの損失を抑制した場合を示す。各図において、てんぷ３１の角度を実線９６に、キャリアアッセンブリ６の角度を破線９７に示す。また、てんぷ３１がＭ１方向に回転する場合、およびキャリアアッセンブリ６がＭ７方向に回転する場合を正の回転角と定義する。また、説明の便宜上、各回動工程において回動前におけるキャリアアッセンブリ６の角度を都度０°と置いて説明する。

図４９は第１回動工程を示し、ｔ１は第１停止解除の時点を、ｔ２は自由振動をするてんぷ３１の振り角がゼロとなる時点を、ｔ３はキャリアアッセンブリ６とてんぷ３１との相対角度がゼロとなる時点を、ｔ４は第１回動工程が完了する時点を示す。

矢印９８ａはてんぷ３１に対するキャリアアッセンブリ６の角度と方向を示す。すなわち、てんぷ３１は矢印９８ａの長さで現わされるひげぜんまい３６の捩じれ角に、捩じりばね定数ｋを乗じた量のトルクを矢印９８ａの向きに受ける。また、時点ｔ３では、線９６上の点９６ｃと、線９７上の点９７ｃとが一致し、ひげぜんまい３６は自由状態となる。

キャリアアッセンブリ６は、第１停止解除の点９７ａから、第１回動完了の点９７ｄまで、増速輪列１６からのトルクを受けて角度Φ１まで角加速運動を行うが、ｔ１からｔ３までの区間のみキャリアアッセンブリ６がてんぷ３１に対して先行するため、ひげぜんまい３６を付勢し、エネルギーを補給することができる。

他方、ｔ３からｔ４の区間では、最大値の角速度で回転するてんぷ３１が、角加速中のキャリアアッセンブリ６を追い抜き先行するため、一転してキャリアアッセンブリ６がひげぜんまい３６を介しててんぷ３１に引っ張られる様態となる。すなわち、第１回動工程におけるｔ３からｔ４の区間では、てんぷ３１の保有エネルギーの一部がキャリアアッセンブリ６の加速に費やされ、エネルギーを損失してしまう。

そこで、第１回動工程ではてんぷ３１の保有エネルギーの損失抑制を図り、エネルギーを損失する区間を最小化して、エネルギーを補給できる区間を最大化することが好ましい。そのため、図５１に示すように、第１停止解除点ｔ１をより早期に生じさせ、ひげぜんまい３６が自由状態となる点９６ｃ、点９７ｃ（時点ｔ３）よりも前に、キャリアアッセンブリ６の第１回動完了点９７ｄ（時点ｔ４）を設けることが好ましい。これにより、てんぷ３１の保有エネルギーを減じることなく、第１回動工程の全区間において調速機３にエネルギーを補充することが可能となる。

次に、図５０は第２回動工程を示し、ｔ５は第２停止解除の時点を、ｔ６は自由振動をするてんぷ３１の振り角がゼロとなる時点を、ｔ７はキャリアアッセンブリ６とてんぷ３１との相対角度がゼロとなる時点を、ｔ８は第２回動工程が完了する時点を示す。

矢印９８ａはてんぷ３１に対するキャリアアッセンブリ６の角度と方向を示す。すなわち、てんぷ３１は矢印９８ｂの長さで現わされるひげぜんまい３６の捩じれ角に、捩じりばね定数ｋを乗じた大きさのトルクを矢印９８ｂの向きに受ける。また、時点ｔ６では、線９６上の点９６ｆと、線９７上の点９７ｆとが一致し、ひげぜんまい３６は自由状態となる。

キャリアアッセンブリ６は、第２停止解除の点９７ｅから、第２回動完了の点９７ｈまで、増速輪列１６からのトルクを受けて、角度Φ２まで角加速運動を行うが、ｔ６からｔ８の区間ではてんぷ３１がキャリアアッセンブリ６と逆方向に回転するため、キャリアアッセンブリ６とてんぷ３１との相対角を容易に得ることができる。すなわち、ひげぜんまい３６を効果的に捩じることができるため、調速機３の保有エネルギーを効果的に補充することが可能となる。

他方、ｔ５からｔ６までの区間では、キャリアアッセンブリ６の回動角度だけ、ひげぜんまい３６の捩じり角が弛緩してしまう。また、てんぷ３１は保有するエネルギーの一部をキャリアアッセンブリ６に補充する様態となってしまう。すなわち、第２回動工程におけるｔ５からｔ６の区間では、てんぷ３１の保有エネルギーの一部がキャリアアッセンブリ６の加速に費やされ、エネルギーを損失してしまう。

したがって、第２回動工程でもてんぷ３１の保有エネルギーの損失抑制を図り、エネルギーを損失する区間を最小化し、エネルギーを補給できる区間を最大化することが好ましい。そのため、図５２に示すように、停止解除の時点ｔ１をより遅延させ、ひげぜんまい３６が自由状態となる点９６ｆ、点９７ｆ（時点ｔ６）よりも後に、キャリアアッセンブリ６の第２停止解除点９７ｅ（時点ｔ５）を設けることが好ましい。これにより、てんぷ３１の保有エネルギーを減じることなく、第２回動工程の全区間において調速機３にエネルギーを補充することが可能となる。

なお、第１回動工程および第２回動工程における停止解除の位相角調整は、がんぎ歯７３と、入爪５５および出爪５６との掛かり代を調整することにより可能となるが、この調整方法に限らず、脱進機５の部品の形状を調整しても良い。

また、本実施形態に係る調速脱進機２では、ひげぜんまい３６の外端が、てん真３２を中心に角度の調節が可能なひげ持受６２に保持されている。これにより、間欠伝動装置４と調速機３の自由状態との相対角度の調整が可能となり、間欠伝動装置４が空転工程の都度に生じる計時誤差を精度良く相殺することができる。

（効果）
したがって、本実施形態に係る調速脱進機によれば、てんぷの振幅が略３４０°を超えても振り当たりを生じることなく、従来の脱進機よりも格段に大きい振幅を実現できる。これにより、品質係数（Ｑ値）を格段に大きくすることができ、計時精度を格段に向上することができる。また、振幅変化による計時誤差への影響が低い振り角領域で振動することができるため、平立差を向上することができる。また、振り当たりをなくすための機構に間欠伝動装置を用いるため、前記大きい振幅の実現を、少ないエネルギー損失で実現することができる。

また、エネルギーの大半を、てんぷ３１がキャリアアッセンブリ６の回動方向と逆向きに回転する様態となる第２回動工程で補充するため、キャリアアッセンブリ６の回転速度がてんぷ３１に対して遅くても、ひげぜんまい３６が縮径する方向へ確実に捩じることができる。また、第２回動工程におけるキャリアの回動角が大きく設定されている。これらにより、調速機３へエネルギーを確実かつ十分に補充することができ、大きな振幅を維持することができる。

また、第１回動工程をひげぜんまい３６の自由状態となる前に完了させ、第２回動工程をひげぜんまい３６が自由状態となる後に開始するように設定した場合には、各停止解除工程における調速機３の保有エネルギーの損失を最小化できるため、脱進機５から調速機３へのエネルギーを補充する効率を最大化することができる。これにより、調速脱進機２の効率がさらに向上し、動力ぜんまいの作動時間を長期化することができる。

また、キャリアアッセンブリ６からてんぷ３１へ補充するエネルギーの量はひげぜんまい３６の捩じれ角に依存するため、キャリアアッセンブリ６の回動角Φ１およびΦ２により規定される。すなわち脱進機５とひげぜんまい３６とが定力装置としての機能を有するため、てんぷ３１の振り角を安定化することができる。

また、、本実施形態に係る調速脱進機によれば、調速脱進機２を備えるキャリアアッセンブリ６を、軸線Ｏ１を中心に一定の周期で回転させることができるため、様々な立姿勢における立等時性を平均化することができ、立等時性を向上することができる。

これらにより、計時精度が向上するため、振動数を低下する余裕が生まれる。これにより、香箱の弛緩速度を低下させることができ、動力ぜんまいの作動時間を長くすることが可能となる。

機械式ストップウォッチにも適用できる。

1…時計、10…ケース、11…ムーブメント、12…りゅうず、13…地板、14…文字板、15…針、16…増速輪列、17…てんぷ受、18…アーム、19…軸受、2…調速脱進機、3…調速機、31…てんぷ、32…てん真、33…軸受、34…ひげ玉、35…第１楔、36…ひげぜんまい、37…ひげ持、38…第２楔、4…間欠伝動装置、41…原動車、41a…指、41b…停止面、41c…凹部、42…従動車、42a…半径方向溝、42b…衝撃面、42c…停止面、43…従動車真、44…キー、45…拡張脱進機、5…脱進機、51…振り座、51a…大つば、51b…小つば、51c…つきがた、52…振り石、53a…第３楔、53b…第４楔、54…アンクル、54a…アンクル真、54b…アンクル体、54c…カラー、54d…アンクル竿、54e…アンクル又、54f…アンクル箱、54g…くわがた、54h…剣先、55…入爪、55a…停止面、55b…ロッキングコーナー、55c…衝撃面、55d…レットオフコーナー、56…出爪、56a…停止面、56b…ロッキングコーナー、56c…衝撃面、56d…レットオフコーナー、58…どてピン、59…デテントアーム、6…キャリアアッセンブリ、61…キャリア、61a…従動車真腕、61b…アンクル真腕、61c…規制溝、62…ひげ持受、62a…切り欠き、62b…把持部、62c…腕部、62d…締結部、62e…止めねじ、63…従動車軸箱、64a…軸受、64b…軸受、65…アンクル軸箱、66a…軸受、66b…軸受、67…キャリア真、67a…軸箱部、68a…軸受、68b…軸受、68c…スペーサー、69…キャリアかな、7…がんぎ車、71…がんぎ車真、72…かな、73…がんぎ歯、73a…停止面、73b…歯の爪先、73c…衝撃面、73d…歯の踵、8…キャリア受

Claims (12)

1. 一定の周期で往復回転するてんぷと、
   前記てんぷと同軸に結合されたてん真と、
   前記てん真と同軸に結合された間欠伝動装置の原動車と、
   前記原動車と係合する間欠伝動装置の従動車と、
   がんぎ車と係合し、前記がんぎ車の回転を規制する規制梃と、
   前記従動車と一体回動するとともに、前記規制梃と係合する振り石と、
   を備えることを特徴とする調速脱進機。
2. 一定の周期で往復回転するてんぷと、
   前記てんぷと同軸に結合されたてん真と、
   前記てん真と同軸に結合された間欠伝動装置の原動車と、
   前記てん真と同軸に配置され、地板と回転不能に固定されたがんぎ車と、
   前記てん真と同軸に軸支されたキャリアと、
   前記てん真と前記キャリアとを弾接するひげぜんまいと、
   前記キャリア上に軸支され、前記がんぎ車と係合し、前記キャリアの回転を規制する規制梃と、
   前記キャリアに軸支され、前記原動車と係合する間欠伝動装置の従動車と、
   前記従動車と一体回動するとともに、規制梃と係合する振り石と、
   を備えることを特徴とする調速脱進機。
3. 脱進の際に前記キャリアが前記てんぷと逆方向に回転する角度が、前記キャリアが前記てんぷと同方向に回転する角度よりも大きく設定されることを特徴とする請求項２に記載の調速脱進機。
4. 前記キャリアが増速輪列から受けるトルクは、前記キャリアと反対方向に回転する前記てんぷの振り角の最大時において前記ひげぜんまいが生じるトルクよりも、大きく設定されることを特徴とする請求項２または請求項３に記載の調速脱進機。
5. 前記てんぷが前記キャリアと同方向に回転する場合に前記キャリアが回動する時点が、前記ひげぜんまいが自由状態となる時点の前に完了し、前記てんぷが前記キャリアと逆方向に回転する場合に前記キャリアが回動する時点が、前記ひげぜんまいが自由状態となる時点の後で開始するよう設定されることを特徴とする請求項２から請求項４までのいずれか１項に記載の調速脱進機。
6. 前記間欠伝動装置は、ゼネバ機構であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の調速脱進機。
7. 前記ゼネバ機構の原動車は単層で構成されることを特徴とする請求項６に記載の調速脱進機。
8. 前記振り石を、前記ゼネバ機構の前記従動車に備えることを特徴とする請求項６または請求項７に記載の調速脱進機。
9. 前記振り石を、前記ゼネバ機構の前記従動車の歯部に備えることを特徴とする請求項８に記載の調速脱進機。
10. 前記ひげぜんまいの外端位置は、前記間欠伝動装置の係合位相に対して、前記てん真を中心に角度調整可能に取り付けられることを特徴とする請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載の調速脱進機。
11. 請求項１から請求項１０までのいずれか１項に記載の調速脱進機が搭載された時計ムーブメント。
12. 請求項１１に記載の時計ムーブメントが搭載された機械式時計。
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    
    

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