WO1999064936A1 - Procede pour transmettre des impulsions d'energie mecanique d'unesource motrice a un regulateur oscillant - Google Patents

Procede pour transmettre des impulsions d'energie mecanique d'unesource motrice a un regulateur oscillant Download PDF

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WO1999064936A1
WO1999064936A1 PCT/IB1999/000870 IB9900870W WO9964936A1 WO 1999064936 A1 WO1999064936 A1 WO 1999064936A1 IB 9900870 W IB9900870 W IB 9900870W WO 9964936 A1 WO9964936 A1 WO 9964936A1
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leaf spring
buckling
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rocker
regulator
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PCT/IB1999/000870
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Inventor
Nicolas Dehon
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Manufacture Des Montres Rolex S.A.
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    • G—PHYSICS
    • G04—HOROLOGY
    • G04B—MECHANICALLY-DRIVEN CLOCKS OR WATCHES; MECHANICAL PARTS OF CLOCKS OR WATCHES IN GENERAL; TIME PIECES USING THE POSITION OF THE SUN, MOON OR STARS
    • G04B17/00—Mechanisms for stabilising frequency
    • G04B17/04—Oscillators acting by spring tension
    • G04B17/045—Oscillators acting by spring tension with oscillating blade springs
    • G—PHYSICS
    • G04—HOROLOGY
    • G04B—MECHANICALLY-DRIVEN CLOCKS OR WATCHES; MECHANICAL PARTS OF CLOCKS OR WATCHES IN GENERAL; TIME PIECES USING THE POSITION OF THE SUN, MOON OR STARS
    • G04B15/00—Escapements
    • G04B15/10—Escapements with constant impulses for the regulating mechanism

Definitions

  • the present invention relates to a method for transmitting pulses of mechanical energy from a motor source to an oscillating regulator of a timepiece via an elastic deformable mechanical element capable of accumulating energy. from said source between two pulses and to transmit it to this regulator at each pulse, as well as to an escape mechanism for the implementation of this process.
  • the escapement mechanism of timepieces is intended on the one hand to deliver pulses of mechanical energy to maintain the oscillations of the regulator with a constant amplitude and, on the other hand, to communicate a controlled rotation to the gear train carrying the indicator bodies.
  • the best known escapements have relatively poor yields which are around 40%, thus penalizing the power reserve, the number of winding turns of a stiffened barrel spring conditioned between the barrel shaft and the barrel drum being necessarily smaller.
  • the flywheel can be uncoupled from the escape wheel, so that the impulse transmitted to the regulator is characteristic of a single winding of the above-mentioned spiral spring and is therefore of constant value, the winding angle of this balance spring being constant.
  • Such a system constitutes a sort of filter placed between the gear train and the exhaust, but does not modify the behavior of the exhaust itself.
  • Marti Another mechanism, known as the Marti system, comprises a detent member whose role is approximately similar to that of the anchor of an anchor escapement, that is to say of communicating periodic pulses to the regulator to maintain its oscillation.
  • This expansion member is therefore driven by an alternating movement between two limit positions, synchronized by the oscillator and is kinematically integral with one end of a spiral spring, the other end of which is fixed to the frame of the workpiece. watchmaking.
  • This hairspring is armed during the time separating two pulses, the latter being communicated to the regulator thus having the energy necessary to maintain its amplitude of oscillation stable.
  • the object of the present invention is to remedy, at least to a certain extent, the two aforementioned drawbacks which affect the power reserve and the chronometric performance of timepieces and more precisely, of all the mechanical movements of wristwatches.
  • the present invention firstly relates to a method for transmitting pulses of mechanical energy from a motor member to a regulator member of a timepiece as mentioned above, according to claim 1.
  • This invention also relates to an escape mechanism for the implementation of this process as defined by claim 14.
  • the energy accumulator works perfectly symmetrically, so that the oscillating regulator receives a constant energy pulse each time sandwich course.
  • the gear train turns in spurts with a duration of 5 ms per half-period of 125 ms of l 'oscillator.
  • the present invention allows the gear train to rotate for most of each half period. The gear train therefore has less jerky kinematics and, the angular accelerations being weaker, the inertias to be overcome are significantly reduced.
  • the kinematics of the indicator hand is therefore also less jerky since, instead of moving for 5 ms and being stationary for 120 ms, the second hand moves during the most of an alternation of the oscillator. Taking into account the frequency of 4 Hz of the latter, the brevity of the stop of this second hand is not perceived and its movement appears as continuous for an observer.
  • FIG. 1 is a block diagram illustrating the static state representative of an embodiment of the method which is the subject of this invention
  • FIGS. 2-4 are block diagrams illustrating three dynamic states succeeding each other during a half-period of the oscillating regulator according to the embodiment shown in Figure 1
  • Figures 5-8 are plan views of an embodiment of an exhaust mechanism for the implementation of this method illustrated through four successive phases
  • Figures 9-16 are relative block diagrams to eight other variants of the mode of implementation of the method represented in FIGS. 1-4.
  • compression is exerted on a leaf spring L, the two ends A and C of which are fixed by recesses Kl, respectively K2.
  • the distance separating these two recesses Kl, K2 is such that the leaf spring L shows buckling. Thanks to a pair of middle supports J, this leaf spring L is forced to deform according to a buckling of second mode characterized in that the deformation of this leaf spring L has two bellies on either side of an inflection point I located near the pair of middle supports J.
  • this leaf spring L there are exerted on this leaf spring L two forces NI, N2 generated by a driving source S.
  • These forces NI, N2 are of equal intensities but in opposite directions and their points of application on the leaf spring L are symmetrical with respect to the point of inflection I. Thanks to the action of these two forces NI, N2, the leaf spring L is forced to leave its stable state (mixed lines) corresponding to a buckling of second mode in favor of a metastable state (solid line) close to an unstable state (dotted lines) corresponding to a buckling of fourth mode.
  • the leaf spring L switches spontaneously into a new stable position (solid line) corresponding to a buckling of second mode opposite to that shown in FIG. 1.
  • the leaf spring L releases the energy accumulated during the first phase and communicates it to the oscillating regulator R by a torque M clearly more intense than the torque m necessary for the tilting of the second phase.
  • a small fraction of this energy released by the leaf spring L is also used to produce two forces ni, n2 in order to unlock the organs for transmitting the energy supplied by the motor source S.
  • the operation is identical and symmetrical to that which has just been described above. Thanks to the aforementioned unlocking, the energy of the driving source S deforms the leaf spring L in a metastable position close to an unstable position corresponding to a buckling of fourth mode, symmetrical to that illustrated in FIG. 2. Then, being destabilized by the kinetic energy of the oscillating regulator R, the leaf spring L returns to the stable position illustrated in FIG. 1. This complete cycle of the leaf spring L therefore takes place while the oscillating regulator R performs an oscillation period.
  • the fact of dissociating the energy pulses transmitted to the oscillating regulator R into two main phases of arming and expansion makes it possible to minimize the number of elements undergoing strong acceleration. lerations.
  • the members located upstream of the leaf spring L in the kinematic chain participate in the winding phase and the members located downstream of the leaf spring L, in the expansion phase.
  • the winding phase can take place over a much longer period than the expansion phase, only the inertia of the transmission member between the leaf spring L and the oscillating regulator R plays a significant role in the overall yield between the driving source S and the oscillating regulator R. Knowing that the friction forces increase according to the pressures in the bearings and that these same pressures depend, to a certain extent, on the accelerations undergone by the mobiles, one can expect that that a timepiece built using this process has better performance than a conventional construction.
  • the oscillating regulator R of the exhaust mechanism intended to implement the method described above is constituted, in this example, by a balance 0 associated with a hairspring (not shown) as is known in most parts of mechanical watches and in particular in wristwatches. It is obvious that the present invention is not limited to this type of regulator.
  • a plate 1 carrying a plate pin 1a is integral with the pendulum 0.
  • This plate pin 1a is intended for periodically link the balance-spring oscillator with the exhaust mechanism itself.
  • This mechanism comprises a trigger lever 2 secured to a rod 2f pivoting about an axis F.
  • This trigger lever 2 comprises a fork made up of two horns 2a and 2c as well as a dart 2b. It is also formed of a tail 2h and lateral bulges carrying two ankles 2d and 2g which project perpendicularly to the plane of the trigger lever 2.
  • a lever lever 3 secured to a rod 3e pivoting about an axis E.
  • This armature rocker consists of a central body and two symmetrical lateral arms and carrying at their ends key-pin pairs 3g, 3d similar to those encountered on the rackets for hairsprings and which protrude perpendicular to the plane of the winding lever 3.
  • Each of the key-pin pairs is engaged with a portion of the leaf spring L which is housed there like a hairspring in a racket.
  • the central body carries two exhaust pins 3a and 3c, of cylindrical shape with a flat surface comparable to that of the plate pin 1a.
  • the orientation of these exhaust pins 3a, 3c is adjustable so that an adjustment of the locking explained below is made possible.
  • the trigger 2 and arm 3 flip-flops have openings 2e, respectively 3f, allowing their rods 2f, respectively 3e, to reciprocally cross the other flip-flop and thus be able to pivot between identical lower and upper frames (not shown) .
  • the leaf spring L is, in this embodiment, in compression between two recesses and its ends A, C are slightly offset relative to a straight line intercepting the axis E.
  • the distance between the ends A and C is such that the leaf spring L undergoes a buckling of second mode corresponding to the position illustrated in FIG. 5.
  • the pins 2d and 2g of the trigger lever 2 apply the point of inflection I of the leaf spring L against the rod 3e of the arm lever 3, thus leaving the leaf spring L free to rotate around this rod 3rd.
  • the arm lever 3 pivoting around the axis E which is not exactly in the same plane as the ends A and C of the leaf spring L, the key-pin pairs 3g and 3d do not have actions perfectly symmetrical on the leaf spring L. Given that the distance separating the key-pin pairs 3g, respectively 3d, from the axis E is clearly greater than the radius of the rod 3e against which the leaf spring L rests, effects of this asymmetry are negligible.
  • Two escape wheels 4, 5 integral with escape pinions 6, respectively 7, pivoting around the axes D, respectively G, are arranged symmetrically with respect to a plane passing through the axes of rotation B of the pendulum O and of the plate 1 , E of the lever rocker 3, F of the trigger lever 2 and the point of inflection I of the leaf spring L.
  • the exhaust pinions 6, 7 mesh with the last moving part of the gear train constituted by the wheel 8 secured to the pinion 9 pivoting about the axis H.
  • the latter mobile is driven by the second mobile formed by the wheel 10 secured to a pinion (not shown) rotating at the rate of 1 revolution per minute in the center of the timepiece in case it displays the second at its center.
  • each escape wheel 4, 5 is angularly divided into eight equal sectors, each of which comprises a winding cam 4b, respectively 5b, ending in a locking stop 4a, respectively 5a.
  • These cocking cams 4b, 5b as well as these locking stops 4a, 5a are intended to cooperate alternately with the cocking lever 3, by means of the dowel pins. exhaust 3c, respectively 3a as will be explained below.
  • the number of divisions of the escape wheels 4, 5 is in particular a function of the desired frequency at the level of the balance-spring oscillator. We know that it is all the less influenced by external disturbances the higher its frequency, which is why the escape wheels 4, 5 have been divided into eight equal sectors. These eight sectors theoretically allow the escapement to operate at frequencies of up to 57,600 vibrations per hour (Alt / h) while maintaining a gear ratio between the 10 seconds wheel and the pinions of exhaust 6, 7 not exceeding 60. In practice, this frequency has been limited to 28,800 Alt / h inducing a gear ratio between the second and exhaust mobiles of 30. This low gear ratio allows benefit from a large number of teeth at the exhaust pinions 6 and 7.
  • the choice fell on 25 teeth, a number which is not a multiple of the eight sectors of the exhaust wheels 4 and 5.
  • the orientation of the exhaust mobiles relative to one another can only be affected by a sector error of 4/25 th during their mounting in the timepiece.
  • FIG. 5 represents the escape mechanism at the moment when the trigger lever 2 has just turned by an angle ⁇ 0 around the axis F and strikes the plate pin 1a via horn 2a.
  • the tilting of the leaf spring L generating this pulse also causes a slight rotation of the winding lever 3 by an angle ⁇ 0 around the axis E via the key-pin pairs 3d and 3g.
  • the exhaust pin 3c leaves a locking stop 4a and the exhaust pin 3a bears against a winding cam 5b.
  • the plan views illustrated in Figures 6-8 show the chronology of the functions of the escapement mechanism during alternation of the O pendulum.
  • the plan view illustrated in FIG. 6 represents the escape mechanism in its winding phase while the rotation ⁇ i of the plate 1 is reversed; the kinetic energy contained in the pendulum O is then completely transformed into mechanical energy by elastic deformation of the hairspring (not shown).
  • the escape wheels 4, 5 rotate angles ⁇ i, respectively ⁇ x around the axes D, respectively G. While the escape wheel 4 turns freely, the escape wheel 5, by means of its cam armament 5b in contact with the cylindrical portion of the exhaust pin 3a, produces a rotation of the armament rocker 3 by an angle ⁇ i about the axis E.
  • the couples key-pin 3d and 3g produce two opposite forces, identical and symmetrical with respect to the point of inflection I on the leaf spring L.
  • the plan view illustrated in FIG. 7 represents the escape mechanism in its locking phase while the plate 1 has rotated by an angle ⁇ 2 around the axis B; almost all of the mechanical energy contained by elastic deformation of the hairspring has been transformed into kinetic energy contained in the pendulum O.
  • the escapement wheels 4, 5 have completed their rotations of axes D, respectively G, by the angles ⁇ 2 , respectively ⁇ 2 .
  • This stop occurs when a locking stop 5a comes into contact with the flat portion of the exhaust pin 3a.
  • the winding lever 3 rotated around the axis E by an angle ⁇ 2 such that the key-pin pairs 3d and 3g forced the leaf spring L to continue winding from the intermediate state to a metastable state close to an unstable state corresponding to a buckling of fourth mode.
  • the plan view illustrated in FIG. 8 represents the escape mechanism in its expansion phase while the kinetic energy contained in the pendulum O just begins to transform into mechanical energy by elastic deformation of the hairspring.
  • the plateau pin la was close to coming into contact with the horn 2a of the trigger lever 2, here, the plateau pin loses contact with the horn 2c of the detent lever 2. It is during this short period of time that the pendulum O and the plate 1 travel through their lifting angle ⁇ 3 corresponding to the complement of the additional angle, the sum of these equivalent to alternation (two oscillation amplitudes).
  • the start of the lifting angle ⁇ 3 corresponds to the release function.
  • the pendulum O is the driving element and the plateau pin strikes the horn 2a of the trigger lever 2.
  • the latter pushes the leaf spring L via the pin 2d so that it may exceed its unstable state thus marking the end of the release.
  • the lifting angle ⁇ 3 continues with the pulse function during which the leaf spring L is the driving element. This suddenly switches from its unstable position to a stable state corresponding to a buckling of second mode opposite to that shown in FIG. 5.
  • This tilting is transmitted on the one hand to the key-pin pairs 3d and 3g which rotate with the rocker of reinforcement 3 by an angle ⁇ 3 around the axis E and on the other hand at the 16 provided with a dart 2b.
  • this dart 2b as well as the small plate integral with the plate 1 prevent the trigger lever 2 from inadvertently pivoting towards the other stable position while the pendulum 0 travels its angle additional.
  • the trigger lever 2 is of course released in rotation since its dart 2b no longer abuts against the small plate thanks to the notch lb.
  • the winding lever 3 is, in turn, dimensioned in such a way that its center of gravity is located on the axis of rotation E. Perfect balancing can be obtained by varying the diameter of the hole 3b located at the end of the central body, near the exhaust pins 3a and 3c.
  • the winding lever 3 therefore benefits from the same impact safety and the expansion phase can effectively only occur once the notch lb of the plate 1 opposite the dart 2b of the trigger lever 2
  • the escape mechanism described above contains compromises which it is more advantageous to adopt in the case of an application to the wristwatch. If such a mechanism is integrated into a larger timepiece such as a marine chronometer or a clock, it 17
  • FIGS. 9-16 show this and can be easily compared to the diagram illustrated by FIG. 2.
  • the mode of implementation illustrated by FIG. 9 differs only from that illustrated by FIG. 2 by the fact that the pair of median supports J is replaced by a median pivot member P secured to the leaf spring L at its point of inflection I.
  • compression is exerted on the leaf spring L whose end A is 15 city 2g which rotates with the trigger lever 2 by an angle ⁇ 3 around the axis F.
  • the rotation of the arm lever 3 causes the escape wheel 5 to be unlocked and ends when the pin d exhaust 3c comes into contact with the winding cam 4b of the escape wheel 4.
  • the rotation of the trigger lever 2 makes it possible to communicate the energy contained in the leaf spring L to the balance O by the middle of the horn 2c striking the plateau pin la.
  • the expansion phase ends when the opening 2e of the trigger lever 2 abuts against the rod 3e of the arm lever 3.
  • the description of the exhaust mechanism above only explained its operation in the absence of external disturbance. Its application to the wristwatch or even to the pocket watch requires that it be able to function in the presence of shocks. To this end, the following measures have been taken so that this exhaust mechanism meets the requirements for operation in disturbed environments.
  • the trigger lever 2 is fixed by a recess Kl and the end C is held by a pivoting member P2.
  • the distance separating this embedding Kl from this pivoting member P2 is such that the leaf spring L shows a buckling of first mode characterized by the fact that its deformation has only one belly.
  • the mode of implementation illustrated by FIG. 11 differs only from that illustrated by FIG. 2 by the fact that the ends A, C of the leaf spring L are not fixed in recesses Kl, K2 but held by members of pivoting PI, respectively P2.
  • the winding phase of the leaf spring L can be carried out either using two forces NI, N2 as in the case of FIG. 2, or using two couples Ql, respectively Q2 of direction and d '' identical intensities acting on the ends A, respectively C of the leaf spring L and generated by the driving source S.
  • the mode of implementation illustrated by FIG. 12 differs only from that illustrated by FIG. 11 by the fact that the pair of median supports J is replaced by a median pivoting member P secured to the leaf spring L at its point of inflection I.
  • the winding phase of the leaf spring L can be carried out either using a force N as in the case of FIG. 10, or using a couple Q acting on the end A of the leaf spring L and generated by the driving source S.
  • FIGS. 14, 15 and 16 differ only from those illustrated respectively by FIGS. 11, 12 and 13 by the fact that the ends A, C of the leaf spring L are no longer held by the members pivot PI, respectively P2 but are housed in supports Jl, respectively J2. As the ends A, C of the leaf spring L are no longer connected to any member whatsoever, the winding phase is preferably carried out using forces in accordance with Figures 2, 9 and 10.

Abstract

On transmet des impulsions d'énergie mécanique à un régulateur oscillant (O) par l'intermédiaire d'un ressort-lame (L) susceptible d'accumuler de l'énergie par déformation élastique entre deux impulsions et de la transmettre à ce régulateur (O) à chaque impulsion. On met ce ressort-lame (L) en compression afin de provoquer un flambage de mode fondamental correspondant à une première position stable. On emmagasine de l'énergie dans ce ressort-lame (L) en le déformant élastiquement dans une deuxième position métastable voisine d'un flambage de mode supérieur. On déstabilise ensuite ce ressort-lame (L) grâce au mouvement dudit régulateur (O), afin qu'il dépasse la position instable et bascule spontanément dans une troisième position stable, inverse de la première position, en libérant l'énergie accumulée qui est alors transmise au régulateur (O). A cette séquence d'armage et de détente du ressort-lame (L) succède une séquence identique mais composée d'un armage et d'une détente inverses, lesdites séquences étant synchronisées avec les alternances du régulateur.

Description

PROCEDE POUR TRANSMETTRE DES IMPULSIONS D'ENERGIE MECANIQUE D'UNE SOURCE MOTRICE A UN REGULATEUR OSCILLANT
La présente invention se rapporte à un procédé pour transmettre des impulsions d'énergie mécanique d'une source motrice à un régulateur oscillant de pièce d'horlogerie par l'intermédiaire d'un élément mécanique déformable élastique- ent capable d'accumuler l'énergie issue de ladite source entre deux impulsions et de la transmettre à ce régulateur à chaque impulsion, ainsi qu'à un mécanisme d'échappement pour la mise en oeuvre de ce procédé.
Le mécanisme d'échappement des pièces d'horlogerie est destiné d'une part à délivrer des impulsions d'énergie mécanique pour entretenir les oscillations du régulateur avec une amplitude constante et, d'autre part, à communiquer une rotation contrôlée au rouage portant les organes indicateurs. On sait que les meilleurs échappements connus ont des rendements relativement médiocres qui se situent autour de 40 %, pénalisant ainsi la réserve de marche, le nombre de tours d'armage d'un ressort de barillet rigidifié conditionné entre l'arbre de barillet et le tambour de barillet étant obligatoirement moins grand.
L'une des raisons qui empêche l'augmentation de rendement vient du fait que tout le rouage de finissage servant à transmettre la force du ressort de barillet à l'échappement s'immobilise pendant la majeure partie de la période d'oscillation du régulateur pour se mettre en mouvement uniquement durant le temps ou une impulsion est transmise au régulateur. Avec un oscillateur à balancier-spiral dont la fréquence est de 4 Hz par exemple, sur une alternance (demi-période d'oscillation) de 0,125 seconde, l'impulsion délivrée par un échappement à ancre traditionnel ne dure que 0,005 seconde. Dans de telles conditions, il est évident que le rendement ne peut pas être élevé, compte tenu des forces d'inertie que le couple moteur doit vaincre à chaque alternance du balancier-spiral, cela durant un laps de temps si bref.
On sait aussi que la force motrice livrée à 1 ' échappe- ment et servant à entretenir les oscillations du régulateur varie constamment, sur de longues périodes, pour des raisons liées au couple moteur transmis par le ressort de barillet qui est fonction de son degré d'armage et sur des périodes plus courtes, liées à la transmission du couple par les roues dentées. Ces variations de couple engendrent des fluctuations d'amplitude d'oscillation du régulateur qui influencent sa précision, ceci étant dû au fait qu'un oscillateur ne peut pas être parfaitement isochrone dès lors qu'il est entretenu par quelque mécanisme d'échappement que ce soit. On a proposé de remédier aux variations se produisant sur de longues périodes, en interposant entre le barillet et le premier mobile du train d'engrenage un corps de révolution rotatif de profil parabolique appelé fusée. Une chaîne relie le tambour de barillet à ce corps de révolution. Elle se déroule progressivement de la fusée pour s'enrouler sur le tambour de barillet et la variation du rayon de déroulement de la chaîne sur le profil parabolique permet d'égaliser le couple transmis à l'échappement par l'intermédiaire du rouage de finissage. Les variations de couple dues au rouage lui-même ne sont évidemment pas supprimées par ce moyen.
On a déjà proposé quelques solutions pour emmagasiner de l'énergie entre deux impulsions communiquées à un régulateur de mouvement d'horlogerie, en interposant un accumula- teur d'énergie mécanique entre le rouage de finissage et l'oscillateur. Quelques-unes de ces solutions ont été décrites dans "Les Échappements", Chapitre 19 / Ch. Huguenin, S. Guye, M.Gauchat / Technicum neuchâtelois - Le Locle. L'une de ces solutions, connue sous le nom de système Jeanneret, consiste à placer un volant d'inertie solidaire du pignon d'échappement, ce volant étant relié à la roue d'échappement, pivotée librement sur l'arbre solidaire du pignon et du volant d'inertie, par un ressort-spiral et une cheville de butée permettant de limiter le déplacement angulaire relatif entre le volant d'inertie et la roue d'échappement. Par un dimensionnement judicieux, on peut désaccou- pler le volant d'inertie de la roue d'échappement, de sorte que l'impulsion transmise au régulateur est caractéristique d'un seul armage du ressort-spiral susmentionné et est donc de valeur constante, l'angle d'armage de ce ressort-spiral étant constant. Un tel système constitue une sorte de filtre disposé entre le rouage de finissage et l'échappement, mais ne modifie pas le comportement de l'échappement lui-même.
Un autre mécanisme, connu sous le nom de système Marti, comporte un organe de détente dont le rôle est approximativement similaire à celui de l'ancre d'un échappement à ancre, c'est-à-dire à communiquer des impulsions périodiques au régulateur pour entretenir son oscillation. Cet organe de détente est donc animé d'un mouvement alternatif entre deux positions limites, synchronisé par l'oscillateur et est cinématiquement solidaire d'une extrémité d'un ressort-spiral dont l'autre extrémité est fixée au bâti de la pièce d'horlogerie. Ce ressort-spiral est armé durant le laps de temps séparant deux impulsions, ces dernières étant communiquées au régulateur disposant ainsi de l'énergie nécessaire à maintenir son amplitude d'oscillation stable.
Un des inconvénients majeurs de ce système réside dans le fait que le ressort-spiral ne travaille que dans un sens de rotation, de sorte que le régulateur ne reçoit qu'une impulsion par période d'oscillation, soit une alternance sur deux. En outre, ce système a été étudié exclusivement pour une source d'énergie électrique constituée par un moteur à rotation continue embrayant périodiquement avec la roue d'armage du ressort-spiral. Ce système n'est donc pas trans- posable à une pièce d'horlogerie dont la source motrice est constituée par un ressort de barillet puisque le débrayage en question provoquerait une forte accélération du rouage, donc le désarmage rapide du ressort de barillet.
On peut donc constater qu'il n'existe pas de solution susceptible d'améliorer le rendement de l'échappement d'une pièce d'horlogerie tout en permettant de communiquer une force sensiblement constante au régulateur. Les oscillateurs à balancier-spiral étant entretenus par des échappements qui altèrent obligatoirement 1 ' isochronisme, une montre-bracelet munie d'un tel dispositif ne peut donc que très difficilement atteindre une précision inférieure à ± 5 secondes/jour . En tout les cas, une telle précision ne peut pas être garantie conjointement à une réserve de marche excédant quatre jours, étant donné le faible rendement des échappements actuels.
Le but de la présente invention est de remédier, au moins dans une certaine mesure, aux deux inconvénients susmentionnés qui affectent la réserve de marche et les performances chronométriques des pièces d'horlogerie et plus précisément, de tous les mouvements mécaniques des montres-bracelets. A cet effet, la présente invention a tout d'abord pour objet un procédé pour transmettre des impulsions d'énergie mécanique d'un organe moteur à un organe régulateur de pièce d'horlogerie tel que mentionné précédemment, selon la revendication 1. Cette invention a également pour objet un méca- nisme d'échappement pour la mise en oeuvre de ce procédé tel que défini par la revendication 14.
Selon ce procédé, l'accumulateur d'énergie travaille de façon parfaitement symétrique, de sorte que le régulateur oscillant reçoit une impulsion d'énergie constante à chaque alternance. En considérant une pièces d'horlogerie munie d'un régulateur oscillant à la fréquence de 4 Hz entretenu par un échappement à ancre classique, le rouage de finissage tourne par à-coups d'une durée de 5ms par demi-période de 125ms de l'oscillateur. La présente invention permet au rouage de finissage de tourner durant la majeure partie de chaque demi-période. Le rouage de finissage a donc une cinématique moins saccadée et, les accélérations angulaires étant plus faibles, les inerties à vaincre sont sensiblement réduites.
En ce qui concerne l'affichage des secondes, la cinématique de l'aiguille indicatrice est donc également moins saccadée puisque, au lieu de se déplacer durant 5ms et d'être immobile durant 120ms, l'aiguille de seconde se dé- place pendant la majeure partie d'une alternance de l'oscillateur. En tenant compte de la fréquence de 4 Hz de ce dernier, la brièveté de l'arrêt de cette aiguille de seconde n'est pas perçue et son mouvement apparaît comme continu pour un observateur. D'autres avantages apparaîtront dans la description qui suit et les dessins annexés qui illustrent, schématiquement et à titre d'exemple, un mode de mise en oeuvre et divers variantes du procédé objet de la présente invention.
La figure 1 est un schéma de principe illustrant l'état statique représentatif d'un mode de mise en oeuvre du procédé objet de cette invention, les figures 2-4 sont des schémas de principe illustrant trois états dynamiques se succédant durant une demi-période du régulateur oscillant selon le mode de mise en oeuvre re- présenté à la figure 1, les figures 5-8 sont des vues en plan d'une forme d'exécution d'un mécanisme d'échappement pour la mise en oeuvre de ce procédé illustré à travers quatre phases successives, les figures 9-16 sont des schémas de principe relatifs à huit autres variantes du mode de mise en oeuvre du procédé représenté aux figures 1-4.
Selon le schéma illustré par la figure 1, on exerce une compression sur un ressort-lame L dont les deux extrémités A et C sont fixées par des encastrements Kl, respectivement K2. La distance séparant ces deux encastrements Kl, K2 est telle que le ressort-lame L accuse un flambage. Grâce à une paire d'appuis médians J, on contraint ce ressort-lame L à se déformer selon un flambage de second mode caractérisé par le fait que la déformation de ce ressort-lame L a deux ventres de part et d'autre d'un point d'inflexion I situé à proximité de la paire d'appuis médians J.
Selon le schéma illustré par la figure 2, on exerce sur ce ressort-lame L deux forces NI, N2 engendrées par une source motrice S. Ces forces NI, N2 sont d'intensités égales mais de sens opposés et leurs points d'application sur le ressort-lame L sont symétriques par rapport au point d'inflexion I. Grâce à l'action de ces deux forces NI, N2 on contraint le ressort-lame L à quitter son état stable (traits mixtes) correspondant à un flambage de second mode au profit d'un état metastable (trait continu) proche d'un état instable (traits pointillés) correspondant à un flambage de quatrième mode. Le processus d'armage du ressort-lame L qui vient d'être décrit se déroule pendant que le régula- teur oscillant R parcourt son angle supplémentaire, soit pendant le temps s 'écoulant entre la fin d'une impulsion et le début de la suivante. Dans cette première phase, le ressort-lame L fonctionne comme un accumulateur d'énergie mécanique, cette énergie équivalant au travail des forces NI, N2.
Selon le schéma illustré par la figure 3, on exerce au voisinage du point d'inflexion I un couple m destiné à déstabiliser le ressort-lame L soit, à le déformer pour qu'il dépasse l'état instable caractéristique d'un flambage de mode supérieur. Ce couple m est nécessairement de faible intensité, étant donné qu'il est généré par l'énergie cinétique que contient le régulateur oscillant R, ce dernier devant subir un minimum de perturbation pour conserver une bonne précision.
Selon le schéma illustré par la figure 4, le ressort- lame L bascule spontanément dans une nouvelle position stable (trait continu) correspondant à un flambage de second mode inverse de celui représenté à la figure 1. En basculant dans ce nouvel état stable, le ressort-lame L libère l'énergie accumulée pendant la première phase et la communique au régulateur oscillant R par un couple M nettement plus intense que le couple m nécessaire au basculement de la seconde phase. Une petite fraction de cette énergie libérée par le ressort-lame L est également utilisée pour produire deux forces ni, n2 afin d'assurer un déverrouillage des organes de transmission de l'énergie fournie par la source motrice S.
Lors de la demi-période suivante du régulateur oscillant R, le fonctionnement est identique et symétrique à celui qui vient d'être décrit ci-dessus. Grâce au déverrouillage précité, l'énergie de la source motrice S déforme le ressort- lame L dans une position metastable proche d'une position instable correspondant à un flambage de quatrième mode, symétrique de celle illustrée par la figure 2. Puis, étant déstabilisé par l'énergie cinétique du régulateur oscillant R, le ressort-lame L retourne dans la position stable illustrée par la figure 1. Ce cycle complet du ressort-lame L se déroule donc pendant que le régulateur oscillant R effectue une période d'oscillation.
Comme on peut s'en rendre compte, le fait de dissocier les impulsions d'énergie transmises au régulateur oscillant R en deux phases principales d'armage et de détente permet de minimiser le nombre d'éléments subissant de fortes accé- lérations. Ainsi, les organes situés en amont du ressort- lame L dans la chaîne cinématique participent à la phase d'armage et les organes situés en aval du ressort-lame L, à la phase de détente. La phase d'armage pouvant se dérouler sur une durée beaucoup plus longue que la phase de détente, seule l'inertie de l'organe de transmission entre le ressort-lame L et le régulateur oscillant R intervient de manière significative dans le rendement global entre la source motrice S et le régulateur oscillant R. Sachant que les forces de frottement augmentent en fonction des pressions dans les paliers et que ces mêmes pressions dépendent, dans une certaine mesure, des accélérations subies par les mobiles, on peut s'attendre à ce qu'une pièce d'horlogerie construite en ayant recours à ce procédé bénéficie d'un meilleur rendement qu'une construction classique.
Après avoir décrit le procédé objet de l'invention consistant à transmettre des impulsions d'énergie mécanique d'une source motrice à un régulateur oscillant de pièce d'horlogerie par l'intermédiaire d'un élément mécanique déformable élastiquement, nous allons décrire une forme d'exécution d'un mécanisme d'échappement pour la mise en oeuvre de ce procédé. Il est évident qu'il est possible d'imaginer plusieurs autres mécanismes basés sur la mise en oeuvre de ce procédé. Le régulateur oscillant R du mécanisme d'échappement destiné à mettre en oeuvre le procédé décrit précédemment est constitué, dans cet exemple, par un balancier 0 associé à un spiral (non représenté) tel qu'on le connaît dans la plupart des pièces d'horlogerie mécaniques et notamment dans les montres-bracelets. Il est évident que la présente invention n'est pas limitée à ce type de régulateur.
Selon la vue en plan illustrée par la figure 5, un plateau 1 portant une cheville de plateau la est solidaire du balancier 0. Cette cheville de plateau la est destinée à mettre périodiquement en relation l'oscillateur à balancier- spiral avec le mécanisme d'échappement proprement dit.
Ce mécanisme comporte une bascule de détente 2 solidaire d'une tige 2f pivotant autour d'un axe F. Cette bascu- le de détente 2 comporte une fourchette constituée de deux cornes 2a et 2c ainsi qu'un dard 2b. Elle est également formée d'une queue 2h et de renflements latéraux portant deux chevilles 2d et 2g qui font saillie perpendiculairement au plan de la bascule de détente 2. Une bascule d'armage 3 solidaire d'une tige 3e pivotant autour d'un axe E. Cette bascule d'armage est constituée d'un corps central et de deux bras latéraux symétriques et portant à leurs extrémités des couples clé-goupille 3g, 3d analogues à ceux rencontrés sur les raquettes pour spiraux et qui font saillie perpendiculairement au plan de la bascule d'armage 3. Chacun des couples clé-goupille est en prise avec une portion du ressort-lame L qui s'y loge à l'instar d'un spiral dans une raquette. Le corps central porte deux chevilles d'échappement 3a et 3c, de forme cylindrique à méplat comparable à celle de la cheville de plateau la. L'orientation de ces chevilles d'échappement 3a, 3c est ajustable de manière à ce qu'un réglage du verrouillage expliqué plus loin soit rendu possible.
Les bascules de détente 2 et d'armage 3 possèdent des ouvertures 2e, respectivement 3f, permettant à leurs tiges 2f, respectivement 3e, de traverser réciproquement l'autre bascule et de pouvoir ainsi pivoter entre des bâtis inférieurs et supérieurs (non représentés) identiques.
Le ressort-lame L est, dans cette forme d'exécution, en compression entre deux encastrements et ses extrémités A, C sont légèrement décalées par rapport à une droite interceptant l'axe E. La distance entre les extrémités A et C est telle que le ressort-lame L subisse un flambage de second mode correspondant à la position illustrée par la figure 5. Les chevilles 2d et 2g de la bascule de détente 2 appliquent le point d'inflexion I du ressort-lame L contre la tige 3e de la bascule d'armage 3, laissant ainsi au ressort-lame L la liberté de tourner autour de cette tige 3e. La bascule d'armage 3 pivotant autour de l'axe E qui n'est pas exactement dans le même plan que les extrémités A et C du ressort- lame L, les couples clé-goupille 3g et 3d n'ont pas des actions parfaitement symétriques sur le ressort-lame L. Étant donné que la distance séparant les couples clé- goupille 3g, respectivement 3d, de l'axe E est nettement plus grande que le rayon de la tige 3e contre laquelle appuie le ressort-lame L, les effets de cette disymétrie sont négligeables.
Deux roues d'échappement 4, 5 solidaires de pignons d'échappement 6, respectivement 7, pivotant autour des axes D, respectivement G, sont disposées symétriquement par rapport à un plan passant par les axes de rotation B du balancier O et du plateau 1, E de la bascule d'armage 3, F de la bascule de détente 2 et le point d'inflexion I du ressort-lame L. Les pignons d'échappement 6, 7 engrènent avec le dernier mobile du rouage de finissage constitué par la roue 8 solidaire du pignon 9 pivotant autour de l'axe H. Ce dernier mobile est entraîné par le mobile de seconde formé de la roue 10 solidaire d'un pignon (non représenté) tournant à raison de 1 tour par minute au centre de la pièce d'horlogerie dans le cas où celle-ci affiche la seconde en son centre.
Dans cet exemple, chaque roue d'échappement 4, 5 est divisée angulairement en huit secteurs égaux dont chacun comporte une came d'armage 4b, respectivement 5b, s ' achevant par une butée de verrouillage 4a, respectivement 5a. Ces cames d'armage 4b, 5b ainsi que ces butées de verrouillage 4a, 5a sont destinées à coopérer alternativement avec la bascule d'armage 3, par l'intermédiaire des chevilles d'é- chappement 3c, respectivement 3a comme on l'expliquera ci- après .
Le nombre de divisions des roues d'échappement 4, 5 est notamment fonction de la fréquence désirée au niveau de l'oscillateur à balancier-spiral. On sait que celui-ci est d'autant moins influencé par des perturbations externes que sa fréquence est élevée, raison pour laquelle les roues d'échappement 4, 5 ont été divisées en huit secteurs égaux. Ces huit secteurs permettraient théoriquement à l'échappe- ment de fonctionner à des fréquences allant jusqu'à 57' 600 alternances par heure (Alt/h) tout en conservant un rapport d'engrenage entre la roue de secondes 10 et les pignons d'échappement 6, 7 n'excédant pas 60. Pratiquement, cette fréquence a été limitée à 28' 800 Alt/h induisant un rapport d'engrenage entre les mobiles de seconde et d'échappement de 30. Ce faible rapport d'engrenage permet de bénéficier d'un grand nombre de dents au niveau des pignons d' échappement 6 et 7. Dans cet exemple, le choix s'est porté sur 25 dents, nombre qui n'est pas multiple des huit secteurs des roues d'échappement 4 et 5. Ainsi, l'orientation des mobiles d'échappement l'un par rapport à l'autre ne peut être affecté que d'une erreur de 4/25e de secteur lors de leurs montages dans la pièce d'horlogerie.
Si une orientation plus précise s'avère nécessaire, une indexation des roues d'échappement 4, 5 par rapport aux pignons d'échappement 6, respectivement 7, doit être prévue lors de leurs assemblages. Dans ce cas, le nombre de dents des pignons d'échappement 6, 7 doit valoir 24 dents plutôt que 25. En effet, si les mobiles d'échappement sont assem- blés avec un indexage, leurs montages dans la pièce d'horlogerie sont facilités si le nombre de dents des pignons d'échappement 6, 7 est multiple du nombre de secteurs des roues d'échappement 4, respectivement 5. Si les cames d'armage 4b, 5b s'avèrent trop inclinées et provoquent de 1 ' arc-boutement entre la bascule d'armage 3 et les roues d'échappement 4 et 5, le nombre de divisions de ces dernières peut être réduit jusqu'à cinq, voire quatre secteurs égaux. Bien entendu, cette réduction abaisse la limitation en fréquence dans les mêmes proportions, à savoir: 36 '000 Alt/h pour 5 secteurs et 28 '800 Alt/h pour 4 secteurs.
Cette vue en plan illustrée par la figure 5 représente le mécanisme d'échappement au moment où la bascule de détente 2 vient de tourner d'un angle φ0 autour de l'axe F et percute la cheville de plateau la par l'intermédiaire de la corne 2a. Le basculement du ressort-lame L générateur de cette impulsion cause aussi une légère rotation de la bascu- le d'armage 3 d'un angle ε0 autour de l'axe E par l'intermédiaire des couples clé-goupille 3d et 3g. La cheville d'échappement 3c quitte une butée de verrouillage 4a et la cheville d'échappement 3a s'appuie contre une came d'armage 5b. Les vues en plan illustrées par les figures 6-8 représentent la chronologie des fonctions du mécanisme d'échappement durant une alternance du balancier O.
La vue en plan illustrée par la figure 6 représente le mécanisme d'échappement dans sa phase d'armage alors que la rotation βi du plateau 1 s'inverse; l'énergie cinétique contenue dans le balancier O s'est alors intégralement transformée en énergie mécanique par déformation élastique du spiral (non représenté). Les roues d'échappement 4, 5 tournent des angles δi, respectivement γx autour des axes D, respectivement G. Alors que la roue d'échappement 4 tourne librement, la roue d'échappement 5, par le biais de sa came d'armage 5b en contact avec la portion cylindrique de la cheville d'échappement 3a, produit une rotation de la bascule d'armage 3 d'un angle εi autour de l'axe E. Les couples clé-goupille 3d et 3g produisent deux forces opposées, identiques et symétriques par rapport au point d'inflexion I sur le ressort-lame L. Celui-ci quitte son état stable correspondant à un flambage de second mode pour se déformer selon un état d'armage intermédiaire situé entre des flambages de second et de quatrième mode. Cette déformation reste imperceptible aux alentours du point d'inflexion I dont la stabilité est par ailleurs garantie grâce à la tige 3e de la bascule d'armage 3 et les chevilles 2d et 2g de la bascule de détente 2. Durant la phase d'armage initiale, cette bascule de détente 2 reste immobile grâce à son ouverture 2e appuyant contre la tige 3e de la bascule d'armage 3.
La vue en plan illustrée par la figure 7 représente le mécanisme d'échappement dans sa phase de verrouillage alors que le plateau 1 a tourné d'un angle β2 autour de l'axe B; la quasi-totalité de l'énergie mécanique contenue par déformation élastique du spiral s'est transformée en énergie cinétique contenue dans le balancier O. Les roues d'échappement 4, 5 ont achevé leurs rotations d'axes D, respective- ment G, par les angles δ2, respectivement γ2. Cet arrêt se produit lorsqu'une butée de verrouillage 5a entre en contact avec la portion plate de la cheville d'échappement 3a. La bascule d'armage 3 a tourné autour de l'axe E d'un angle ε2 tel que les couples clé-goupille 3d et 3g ont contraint le ressort-lame L à poursuivre son armage de l'état intermédiaire jusqu'à un état metastable proche d'un état instable correspondant à un flambage de quatrième mode. La déformation du ressort-lame L est telle que son état d'armage est quasi-maximal . Cette déformation reste imperceptible aux alentours du point d'inflexion I dont la stabilité est encore assurée par la tige 3e de la bascule d'armage 3 ainsi que les chevilles 2d et 2g de la bascule de détente 2. Cependant, lors de la phase d'armage final précédant la phase de verrouillage, cette bascule de détente 2 tourne légèrement d'un angle φ2 autour de l'axe F, la queue 2h étant poussée par la cheville d'échappement 3a. En définitive, non content d'agir sur la bascule d'armage 3, la roue d'échappement 5 positionne précisément la bascule de détente 2 afin que ses cornes 2a et 2c coopèrent de manière optimale avec la cheville de plateau la lors de la phase de détente qui suit.
La vue en plan illustrée par la figure 8 représente le mécanisme d'échappement dans sa phase de détente alors que l'énergie cinétique contenue dans le balancier O commence juste à se transformer en énergie mécanique par déformation élastique du spiral. Alors que sur la vue en plan illustrée par la figure 7 la cheville de plateau la était proche d'entrer en contact avec la corne 2a de la bascule de détente 2, ici, la cheville de plateau la perd contact avec la corne 2c de la bascule de détente 2. C'est durant ce court laps de temps que le balancier O et le plateau 1 parcourent leur angle de levée β3 correspondant au complément de 1 ' angle supplémentaire, la somme de ceux-ci équivalant à une alternance (deux amplitudes d'oscillation). A l'instar d'un échappement à . ancre classique, le début de l'angle de levée β3 correspond à la fonction de dégagement. Pendant ce dégagement, le balancier O est l'élément moteur et la cheville de plateau la percute la corne 2a de la bascule de détente 2. Celle-ci pousse le ressort-lame L par l'intermédiaire de la cheville 2d pour qu'il puisse dépasser son état instable marquant ainsi la fin du dégagement. L'angle de levée β3 se poursuit par la fonction d'impulsion durant laquelle le ressort-lame L est l'élément moteur. Celui-ci bascule subitement de sa position instable à un état stable correspondant à un flambage de second mode inverse de celui représenté à la figure 5. Ce basculement est transmis d'une part aux couples clé-goupille 3d et 3g qui tournent avec la bascule d'armage 3 d'un angle ε3 autour de l'axe E et d'autre part à la che- 16 munie d'un dard 2b. A l'instar d'un échappement à ancre classique, ce dard 2b ainsi que le petit plateau le solidaire du plateau 1 empêchent que la bascule de détente 2 pivote intempestivement en direction de l'autre position stable alors que le balancier 0 parcours son angle supplémentaire. Pendant son angle de levée β0 ou β3, la bascule de détente 2 est bien entendu libérée en rotation puisque son dard 2b ne bute plus contre le petit plateau le grâce à l'encoche lb. La bascule d'armage 3 est, quant à elle, dimensionnée de telle manière que son centre de gravité se situe sur l'axe de rotation E. Un équilibrage parfait peut être obtenu en jouant sur le diamètre du trou 3b situé à l'extrémité du corps central, à proximité des chevilles d'échappement 3a et 3c. Cet équilibrage insensibilise la bascule d'armage 3 vis- à-vis de chocs générant des accélérations linéaires. Seuls les accélérations angulaires seraient susceptibles de provoquer un dysfonctionnement lors de la phase de verrouillage puisque la cheville d'échappement 3a, 3c risquerait de sortir de la butée de verrouillage 5a, respectivement 4a, en prise à ce moment-là. En fait, dès la phase d'armage déjà, ce risque de déverrouillage est contrecarré grâce aux mêmes chevilles d'échappement 3a, 3c qui prennent alternativement appui de part et d'autre de la queue 2h de la bascule de détente 2. Le basculement intempestif de cette dernière étant empêché par le dispositif décrit précédemment, la bascule d'armage 3 bénéficie donc de la même sécurité aux chocs et la phase de détente ne peut effectivement se produire qu'une fois l'encoche lb du plateau 1 en regard du dard 2b de la bascule de détente 2 Le mécanisme d'échappement décrit précédemment contient des compromis qu'il est plus avantageux d'adopter dans le cas d'une application à la montre-bracelet. Si un tel mécanisme est intégré dans une pièce d'horlogerie de plus grand volume tel qu'un chronomètre de marine ou une horloge, il 17
est avantageux de tenir compte des deux points suivants qui ont pour effet d'améliorer le rendement de cet échappement :
- Superposer les bascules de détente 2 et d'armage 3 afin que leurs tiges respectives 2f, 3e pivotent coaxiale- ment au plus près du point d'inflexion I du ressort-lame L. Cette modification a pour conséquence de minimiser les frottements entre les chevilles 2g, 2d de la bascule de détente 2 et la partie centrale du ressort-lame L. Avec un tel aménagement, il est clair que les ouvertures 2e, 3f des bascules respectives de détente 2 et d'armage 3 peuvent être supprimées .
- Remplacer les chevilles d' échappement 3a, 3c par un galet pivotant sur un axe solidaire de la bascule d'armage 3 et roulant alternativement sur les cames d'armage 4b et 5b. Le verrouillage peut être assuré par l'axe lui-même, s'il fait saillie par rapport au galet et coopère avec des étoiles à huit branches solidaires des pignons d'échappement 6, 7 et indexées par rapport aux roues d'échappement 4, respectivement 5. Le verrouillage étant assuré par les branches des étoiles, les roues d'échappement ne possèdent donc plus qu'une succession de cames d'armage 4b, respectivement 5b, les butées de verrouillage 4a, respectivement 5a étant supprimées .
Différentes variantes du mode de mise en oeuvre du pro- cédé objet de l'invention peuvent être envisagées. Les schémas illustrés par les figures 9-16 en font état et peuvent être facilement comparés au schéma illustré par la figure 2. Le mode de mise en oeuvre illustrée par la figure 9 diffère uniquement de celui illustré par la figure 2 par le fait que la paire d'appuis médians J est remplacée par un organe de pivotement médian P solidaire du ressort-lame L en son point d'inflexion I.
Selon le schéma illustré par la figure 10, on exerce une compression sur le ressort-lame L dont l'extrémité A est 15 ville 2g qui tourne avec la bascule de détente 2 d'un angle φ3 autour de l'axe F. La rotation de la bascule d'armage 3 provoque le déverrouillage de la roue d'échappement 5 et se termine lorsque la cheville d'échappement 3c entre en con- tact avec la came d'armage 4b de la roue d'échappement 4. La rotation de la bascule de détente 2 permet de communiquer l'énergie contenue dans le ressort-lame L au balancier O par l'intermédiaire de la corne 2c percutant la cheville de plateau la. La phase de détente s'achève lorsque l'ouverture 2e de la bascule de détente 2 bute contre la tige 3e de la bascule d'armage 3.
Les trois phases d'armage, de verrouillage et de détente décrites à travers les figures 6, 7 et 8 se déroulent alors que le balancier O effectue une alternance. Ces mêmes phases se succèdent lors de l'alternance suivante du balancier O à la différence près qu'elles leur sont symétriques par rapport au plan passant par les axes de rotation B du balancier O et de son plateau 1, E de la bascule d'armage 3, F de la bascule de détente 2 et par le point d'inflexion I du ressort-lame L. Lorsque le balancier O a effectué une période d'oscillation complète, le mécanisme d'échappement se retrouve dans la position illustrée par la figure 5. Un cycle complet du mécanisme d'échappement comporte donc six phases se succédant selon l'ordre : armage, verrouillage, détente.
La description du mécanisme d'échappement ci-dessus a uniquement expliqué son fonctionnement en absence de perturbation externe. Son application à la montre-bracelet ou même à la montre de poche nécessite qu'il soit apte à fonctionner en présence de chocs. A cet effet, les dispositions suivantes ont été prises pour que ce mécanisme d'échappement satisfasse aux exigences de fonctionnement en milieu perturbé. Comme on peut s'en rendre compte sur les vues en plan illustrées par les figures 5-8, la bascule de détente 2 est fixée par un encastrement Kl et l'extrémité C est tenue par un organe de pivotement P2. La distance séparant cet encastrement Kl de cet organe de pivotement P2 est telle que le ressort-lame L accuse un flambage de premier mode caractéri- se par le fait que sa déformation ne possède qu'un seul ventre. Pendant la phase d'armage, on exerce sur ce ressort- lame L une force N engendrée par une source motrice S qui le contraint à quitter son état stable (traits mixtes) correspondant au flambage de premier mode susmentionné au profit d'un état metastable (trait continu) proche d'un état instable (traits pointillés) correspondant à un flambage de second mode. Pendant la phase de détente (non représentée), l'énergie libérée par le ressort-lame L est transmise au régulateur oscillant R en exploitant son mouvement au voisi- nage de son extrémité C. Ce mode de mise en oeuvre diffère de celui illustré à la figure 9 uniquement par le fait que l'on utilise le ressort-lame L sur la moitié de sa longueur initiale.
Le mode de mise en oeuvre illustré par la figure 11 diffère uniquement de celui illustré par la figure 2 par le fait que les extrémités A, C du ressort-lame L ne sont pas fixées dans des encastrements Kl, K2 mais tenues par des organes de pivotement PI, respectivement P2. La phase d'armage du ressort-lame L peut s'effectuer soit à l'aide de deux forces NI, N2 comme dans le cas de la figure 2, soit à l'aide de deux couples Ql, respectivement Q2 de sens et d'intensités identiques agissant sur les extrémités A, respectivement C du ressort-lame L et générés par la source motrice S. Le mode de mise en oeuvre illustré par la figure 12 diffère uniquement de celui illustré par la figure 11 par le fait que la paire d'appuis médians J est remplacée par un organe de pivotement médian P solidaire du ressort-lame L en son point d'inflexion I. Le mode de mise en oeuvre illustré par la figure 13 diffère uniquement de celui illustré par la figure 10 par le fait que l'extrémité A du ressort-lame L n'est plus fixée dans un encastrement Kl mais tenue par un organe de pivote- ment PI. La phase d'armage du ressort-lame L peut s'effectuer soit à l'aide d'une force N comme dans le cas de la figure 10, soit à l'aide d'un couple Q agissant sur l'extrémité A du ressort-lame L et généré par la source motrice S.
Les modes de mise en oeuvre illustrés par les figures 14, 15 et 16 diffèrent uniquement de ceux illustrés respectivement par les figures 11, 12 et 13 par le fait que les extrémités A, C du ressort-lame L ne sont plus tenues par les organes de pivotement PI, respectivement P2 mais sont logées dans des appuis Jl, respectivement J2. Comme les ex- trémités A, C du ressort-lame L ne sont plus reliées à quelque organe que ce soit, la phase d'armage s'effectue préfé- rentiellement à l'aide de forces conformément et respectivement aux figures 2, 9 et 10.

Claims

REVENDICATIONS
1. Procédé pour transmettre des impulsions d'énergie mécanique d'une source motrice (S) à un régulateur oscillant (R) de pièce d'horlogerie par l'intermédiaire d'un accumulateur d'énergie mécanique (L) susceptible d'accumuler l'énergie issue de ladite source motrice (S) entre deux impulsions et de la transmettre audit régulateur oscillant (R) à chaque impulsion, caractérisé en ce qu'on soumet un ressort-lame (L) à une compression telle qu'il se déforme élastiquement dans une première position stable correspondant à un flambage de mode fondamental, en ce que durant une demi-période d'oscillation dudit régulateur oscillant (R) , on emmagasine de l'énergie mécanique dans ledit ressort-lame (L) en utili- sant une fraction d'énergie issue de ladite source motrice
(S) pour déformer élastiquement ledit ressort-lame (L) dans une deuxième position metastable proche d'une position instable correspondant à un flambage de mode supérieur, on déforme ensuite ledit ressort-lame (L) jusqu'à la position instable proprement dite en utilisant une fraction de l'énergie cinétique dudit régulateur oscillant (R) , pour faire basculer ledit ressort-lame (L) dans une troisième position stable correspondant à un flambage de mode fondamental inverse de celui de la première position et pour transmettre l'énergie ainsi libérée audit régulateur oscillant (R) ; on répète ensuite cette séquence au cours de la demi-période inverse dudit régulateur oscillant (R) pour achever ladite période d'oscillation.
2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de second mode en fixant ses extrémités
(A, C) dans des encastrements respectifs (Kl, K2) et en maintenant son point d'inflexion médian (I) entre des appuis
(J) ou un organe de pivotement (P) pour le laisser libre de tourner autour d'un axe perpendiculaire au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par ledit point d'inflexion médian (I) dudit ressort-lame (L) .
3. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de premier mode en fixant une de ses extrémités (A) dans un encastrement (Kl) et en tenant l'autre (C) par un organe de pivotement (P2) pour le laisser libre de tourner autour d'un axe perpendiculaire au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par ladite extrémité (C) dudit ressort-lame (L) .
4. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de second mode en tenant ses extrémités (A, C) par des organes de pivotement respectifs (PI, P2) et en maintenant son point d'inflexion médian (I) entre des appuis (J) ou un organe de pivotement (P) pour le laisser libre de tourner autour de trois axes perpendiculaires au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par lesdites extrémités (A, C) et ledit point d'inflexion médian (I) dudit ressort-lame (L) .
5. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de premier mode en tenant ses extrémités (A, C) par des organes de pivotement respectifs (PI, P2) pour le laisser libre de tourner autour de deux axes perpendiculaires au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par lesdites extrémités (A, C) dudit ressort-lame (L).
6. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de second mode en logeant ses extrémités (A, C) dans des appuis respectifs (Jl, J2) et en maintenant son point d'inflexion médian (I) entre des appuis (J) ou un organe de pivotement (P) pour le laisser libre de tourner autour de trois axes perpendiculaires au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par lesdites extrémités (A, C) et ledit point d'inflexion (I) dudit ressort-lame (L) .
7. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que l'on comprime ledit ressort-lame (L) afin de le déformer selon un flambage de premier mode en logeant une de ses extrémités (A) dans un appui (Jl) et en tenant l'autre (C) par un organe de pivotement (P2) pour le laisser libre de tourner autour de deux axes perpendiculaires au plan de déformation dudit ressort-lame (L) et passant par lesdites extrémités (A, C) dudit ressort-lame (L) .
8. Procédé selon l'une des revendications 2, 4 ou 6 caractérisé en ce que l'on déforme élastiquement ledit res- sort-lame (L) dans ladite deuxième position metastable proche de la position instable correspondant à un flambage de quatrième mode en lui appliquant soit deux forces (NI, N2) opposées, symétriques par rapport audit point d'inflexion médian (I) soit en appliquant deux couples de forces (Ql, Q2) de sens identiques auxdites extrémités respectives (A, C).
9. Procédé selon l'une des revendications 3, 5 ou 7 caractérisé en ce que l'on déforme élastiquement ledit ressort-lame (L) dans ladite deuxième position metastable pro- che de la position instable correspondant à un flambage de deuxième mode soit en lui appliquant une force (N) soit en appliquant un couple de forces (Q) à ladite extrémité (A) .
10. Procédé selon l'une des revendications 2, 4 ou 6 caractérisé en ce que l'on déforme élastiquement ledit res- sort-lame (L) jusqu'à ladite position instable proprement dite en appliquant audit point d'inflexion médian (I) un couple de forces (m) généré par ledit régulateur oscillant (R) lorsque son énergie cinétique est proche du maximum.
11. Procédé selon l'une des revendications 3, 5 ou 7 caractérisé en ce que l'on déforme élastiquement ledit ressort-lame (L) jusqu'à ladite position instable proprement dite en appliquant à ladite extrémité (C) un couple de forces (m) généré par ledit régulateur oscillant (R) lorsque son énergie cinétique est proche du maximum.
12. Procédé selon l'une des revendications 2, 4 ou 6, caractérisé en ce que l'on transmet audit régulateur oscillant (R) l'énergie libérée lors du basculement dudit res- sort-lame (L) dans ladite troisième position stable correspondant à un flambage de second mode sous la forme d'un couple de forces (M) centré sur ledit point d' inflexion médian (I), lorsque l'énergie cinétique dudit régulateur oscillant (R) est proche du maximum.
13. Procédé selon l'une des revendications 3, 5 ou 7, caractérisé en ce que l'on transmet audit régulateur oscillant (R) l'énergie libérée lors du basculement dudit ressort-lame (L) dans ladite troisième position stable correspondant à un flambage de premier mode sous la forme d'un couple de forces (M) centré sur ladite extrémité (C) , lorsque l'énergie cinétique dudit régulateur oscillant (R) est proche du maximum.
14. Mécanisme d'échappement pour la mise en oeuvre du procédé selon l'une des revendications 1, 2, 8, 10 et 12 caractérisé en ce que ledit ressort-lame (L) est soumis à un flambage de second mode par encastrement de ses extrémités (A, C) , son point d'inflexion médian (I) étant en contact avec un appui fixe (3e) , ce mécanisme comportant deux bascules (2, 3) susceptibles de se mouvoir entre deux positions limites respectives autour de deux axes de pivotement respectifs (F, E) , dont au moins un est adjacent audit point d'appui fixe (3e), une première (2) desdites bascules comportant des premiers moyens (2g, 2d) , situés à proximité dudit point d'inflexion (I), cinématiquement solidaires dudit ressort-lame (L) , maintenant constamment celui-ci en contact avec ledit point d'appui fixe (3e), des seconds moyens (2a, 2c) pour relier périodiquement cette première bascule (2) audit régulateur oscillant (R) et des troisièmes moyens (2h) pour la relier périodiquement à une seconde (3) desdites bascules comprenant des premiers moyens (3g, 3d) , équidis- tants de son axe de pivotement (E) , relativement éloignés dudit point d'inflexion (I), en prise avec ledit ressort- lame (L) , pour la rendre cinématiquement solidaire de celui- ci, et des seconds moyens (3a, 3c) en prise avec des éléments de cames respectifs (5b, 4b) alternant avec des éléments de butées respectifs (5a, 4a), ces éléments de cames et de butées étant solidaires d'au moins un organe respectif (5, 4) relié cinématiquement à ladite source motrice (S), pour communiquer un mouvement alternatif intermittent à cette seconde bascule (3) afin d'armer ledit ressort-lame (L) en le déformant élastiquement, d'une position stable correspondant à un flambage de second mode, alternativement de second mode inverse, à une position metastable proche d'une position instable correspondant à un flambage de quatrième mode, alternativement de quatrième mode inverse, en alternant cet armage dudit ressort-lame (L) avec son désar- mage, correspondant à la liaison périodique dudit régulateur oscillant (R) avec lesdits seconds moyens (2a, 2c) de ladite première bascule (2), synchronisée avec la perte de contact desdits seconds moyens (3a, 3c) de ladite seconde bascule (3) avec lesdits éléments de butées respectifs (5a, 4a) au profit desdits éléments de cames respectifs (4b, 5b) .
15. Mécanisme d'échappement selon la revendication 14, caractérisé en ce que lesdites première et seconde bascules
(2, 3) sont montées pivotantes autour de leurs axes de pivotement respectifs (F, E) par des tiges respectives (2f,
3e) traversant des ouvertures respectives (3f, 2e), formées à travers ladite seconde (3), respectivement à travers ladi- te première (2) bascule, le bord de ladite ouverture (2e) définissant lesdites positions limites de ladite première bascule (2) en butant contre ladite tige (3e) de ladite seconde bascule (3) .
16. Mécanisme d'échappement selon la revendication 14, caractérisé en ce que lesdits seconds moyens (3a, 3c) de ladite seconde bascule (3) sont alternativement reliés cinématiquement auxdits troisièmes moyens (2h) de ladite première bascule (2), d'une part afin de la positionner, et d'autre part afin que lesdits seconds moyens (3a, 3c) de ladite seconde bascule (3) restent en prise avec lesdits éléments de butées respectifs (5a, 4a), jusqu'à ce que ledit régulateur oscillant (R) entre en contact avec lesdits seconds moyens respectifs (2a, 2c) de ladite première bascule (2) .
17. Mécanisme d'échappement selon la revendication 10, caractérisé en ce que l'axe de pivotement (E) de ladite seconde bascule (3) coïncide avec son centre de gravité.
18. Mécanisme d'échappement selon la revendication 14, caractérisé en ce que lesdits éléments de cames (4b, 5b) et lesdits éléments de butées (4a, 5a) sont répartis angulaire- ment, alternativement sur deux roues à cames (4, 5) situées de part et d'autre desdits seconds moyens (3a, 3c) de ladite seconde bascule (3), lesdites roues à cames (4, 5) étant toutes deux cinématiquement solidaires du dernier mobile (8) du rouage moteur, les positions angulaires respectives desdits éléments de cames (4b, 5b) et desdits éléments de butées (4a, 5a) de l'une desdites roues à cames (4, 5) étant décalées par rapport à celles desdits éléments de l'autre roue à cames pour venir alternativement en prise avec lesdits seconds moyens respectifs (3c, 3a) de ladite seconde bascule (3) .
19. Mécanisme d'échappement selon les revendications 14 à 18 caractérisé en ce que les axes de pivotement respectifs (B, F, E, H) dudit régulateur oscillant (R) , de ladite première bascule (2), de ladite seconde bascule (3) et dudit dernier mobile (8) du rouage moteur sont parallèles entre eux et coplanaires, ledit point d'inflexion (I) dudit res- sort-lame (L) étant contenu dans le plan commun auxdits axes de pivotement (B, F, E, H) , les axes de pivotement (D, G) desdites roues à cames respectives (4, 5) étant parallèles et symétriques par rapport audit plan commun, lesdites extrémités (A, C) dudit ressort-lame (L) étant aussi symétri- ques par rapport à ce plan commun et alignées avec ledit point d'inflexion (I) dudit ressort-lame (L) .
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