由自由式擒纵机构维持的具有柔性轴承的旋转谐振器
技术领域
本发明涉及一种钟表调速机构，其包括布置在机板上的具有品质因数Q的谐振器机构和承受机芯所包括的驱动装置的力矩的擒纵机构，所述谐振器机构包括布置成相对于所述机板振荡的惯性元件，所述惯性元件承受直接或间接固定在所述机板上的弹性复位装置的作用，并且所述惯性元件布置成与所述擒纵机构所包括的擒纵轮副配合。
本发明还涉及一种钟表机芯，其包括驱动装置和这种调速机构，该调速机构的擒纵机构承受这些驱动装置的力矩。
本发明还涉及一种包括这种机芯和/或这种调速机构的表，尤其是机械表。
本发明涉及特别是用于表的钟表调速机构的领域。
背景技术
大多数机械表包括与瑞士杠杆式擒纵机构配合的摆轮/游丝型振荡器。摆轮/游丝装置形成表的时基。这在本文中称为谐振器。擒纵机构执行两个主要功能，即，维持谐振器的往复运动并对这些往复运动计数。擒纵机构必须强健，不会干扰远离其平衡点的摆轮，抵抗震动，避免卡住机芯(例如，在过度倾斜的情况下)，并从而形成钟表机芯的重要部件。
通常，摆轮/游丝装置以300°的振幅振荡，并且升角为50°。升角是当杠杆叉头与摆轮的冲击销(也称为圆盘钉)相互作用时摆轮行进通过的角度。在大多数现有的瑞士杠杆式擒纵机构中，升角被分割在摆轮平衡点(+/-25°)的两侧，并且杠杆倾斜+/-7°。
瑞士杠杆式擒纵机构属于自由式擒纵机构类别，因为超过半升角时，谐振器不再接触杠杆。这一特点对于获得良好的计时性能至关重要。
机械谐振器包括惯性元件、引导构件和弹性复位元件。通常，摆轮形成惯性元件，并且游丝形成弹性复位元件。摆轮由在光滑红宝石轴承中旋转的枢轴引导旋转。相关的摩擦导致能量损失和走时差破坏。需要寻求消除这些破坏，此外，这些破坏取决于表在重力场中的取向。损失通过谐振器的品质因数Q来表征。通常还寻求使该品质因数Q最大化，以便获得最佳可能的动力储备。显然，引导构件是损失的重要因素。
使用旋转柔性轴承代替枢轴和传统摆轮游丝是使品质因数Q最大化的解决方案。柔性条带谐振器在它们设计得很好的情况下具有有前途的计时性能，与在重力场中的取向无关，并且具有高品质因数，特别是由于没有枢轴摩擦。此外，使用柔性轴承消除了枢轴磨损的问题。
然而，通常用于这种旋转柔性轴承的柔性条带比游丝刚硬。这导致以例如大约20Hz的更高频率工作，并且具有更低的振幅，例如10°至20°。乍看这似乎与瑞士杠杆式擒纵机构不相容。
与具有旋转柔性轴承的谐振器、特别是与具有包括条带的旋转柔性轴承的谐振器相容的工作振幅通常为6°至15°。这导致升角的值必须是最小工作振幅的两倍。
在没有特别预防措施的情况下，具有小升角的擒纵机构可能具有中等效率并且导致太大的损失率。然而，高频和低振幅的组合使得摆轮的运动速度可以接受而不会太高，因此擒纵机构的效率不会自动变得中等。
谐振器必须具有可接受的尺寸，与容纳在钟表机芯内相容。迄今为止，不可能制造直径非常大或具有几对条带层级的旋转柔性轴承，理论上，通过串联放置连续的柔性轴承，该旋转柔性轴承将允许数十度的惯性元件的振荡幅度：因此，应使用具有一个或两个层级的条带的柔性轴承，例如从THE SWATCH GROUP RESEARCH AND DEVELOPMENT Ltd名下的欧洲专利No.3035126中已知的。
简而言之，选择旋转柔性轴承的效果是摆轮的振幅减小，并且不再可能使用传统的瑞士杠杆式擒纵机构，传统的瑞士杠杆式擒纵机构要求摆轮振幅远远高于升角的一半，即高于25°。因此，包括具有柔性轴承的谐振器的调速器需要特定的擒纵机构，其尺寸与设计成与谐振器的相同惯性元件一起工作的普通瑞士杠杆式擒纵机构的尺寸不同。
发明内容
本发明的总体目的是，增加当前机械表的动力储备和精度。为了实现该目的，本发明将具有旋转柔性轴承的谐振器与杠杆式擒纵机构相结合，所述杠杆式擒纵机构被优化以维持可接受的动态损失并限制解锁阶段的计时影响。
在现有技术中没有关于谐振器和擒纵机构两者的尺寸确定的教导的情况下，分析模型计算和一系列仿真已经揭示了与可接受的损失和可接受的效率相容的谐振器和擒纵机构的参数。
这些计算和仿真表明，惯性元件、特别是摆轮的惯性与擒纵杆的惯性的比率是决定性的。
为此，本发明涉及根据权利要求1所述的调速机构。
与普通手表的为200的品质因数相比，这些具有旋转柔性轴承的谐振器具有例如大约3000的非常高的品质因数。动态损失(在冲击结束时来自擒纵轮和擒纵杆的动能)与品质因数无关。因此，与传递到摆轮的能量相比，相对而言，在具有高品质因数的情况下，这些损失可能变得太高。
为了该机构的正确工作，与惯性元件一体的冲击销必须插入杠杆叉头的开口达一定的值，称为“深度”。而且，为了确保在解锁阶段期间的安全性，一旦冲击销解锁，它就必须能够与叉头的角状部保持一定距离，称为安全距离，该角状部与冲击销被解锁之前所接触的那个角状部相对。
因此，本发明还致力于在杠杆叉头的尺寸、深度和安全距离值与杠杆和惯性元件的升角值之间施加特定关系，以确保冲击销一旦完成行进通过半升角便从叉头正确地移出。
本发明还涉及一种钟表机芯，其包括驱动装置和这种调速机构，该调速机构的擒纵机构承受这些驱动装置的力矩。
本发明还涉及一种包括这种机芯和/或这种调速机构的表，尤其是机械表。
附图说明
在阅读以下参考附图的详细描述后，本发明的其它特征和优点将显现出来，在附图中：
-图1包括双曲线图，该双曲线图在同一横坐标上包括谐振器的惯性元件的惯性与杠杆的惯性之间的比率，并且在纵坐标上针对特定的示例性机构一方面在上部曲线图的正部分中以％示出了调速器的效率并且在下部曲线图的负部分中以秒/天示出了损失率；上部曲线图和下部曲线图是针对具有特定值的品质因数、杠杆升角和工作振幅的同一给定擒纵机构几何形状绘制的。
-图2表示钟表机芯的示意性局部透视图，其中，机板承载根据本发明的调速机构，该调速机构包括具有柔性轴承的谐振器，所述柔性轴承具有两个柔性条带，这两个柔性条带布置在两个平行的层级上并且其投影交叉，该谐振器借助于弹性元件固定在机板上，该谐振器包括形状类似于字母ω的伸展的惯性元件，该伸展的惯性元件的中心部分由两个柔性条带承载并承载冲击销，该冲击销布置成与对称的杠杆配合(该对称的杠杆借助于金属心轴在机板上的枢转没有示出)，该对称的杠杆又与传统擒纵轮配合。
-图3表示布置在机芯的机板上的图2的调速机构的平面图。
-图4表示图2的调速机构的细节的平面图。
-图5表示图2的调速机构的局部分解透视图。
-图6表示谐振器的惯性元件的冲击销与被示出处于限位钉上的止动位置的杠杆叉头之间的配合区域的细节的平面图。
-图7表示形状类似于瓦图西牛(bovin watusi，Watusi cattle)的角的图2的机构的杠杆的平面图。
-图8表示图2的机构的柔性轴承的平面图。
-图9表示图2的机构的柔性轴承的一个层级的特定实施例的平面图。
-图10表示图2的调速机构的侧视图。
-图11以透视图示出了图2的调速机构的细节，示出在其机板上的减震器止动件。
-图12至14是曲线图，这些曲线图在横坐标上包括施加到擒纵轮副上的力矩，并且在纵坐标上分别包括在图12中以度为单位测量的振幅、在图13中以秒/天为单位测量的损失以及在图14中以％为单位测量的调速器的效率。
-图15是表示包括机芯的表的框图，该机芯具有驱动装置和根据本发明的调速机构。
-图16至19表示关于冲击销、图7的杠杆叉头以及这里由传统擒纵轮形成的擒纵轮副已经通过图6象征性地示出的运动阶段的平面图：
-图16：擒纵轮锁定在进瓦上，谐振器通过补充圆弧。
-图17：解锁；
-图18：冲击开始；
-图19：擒纵轮锁定在出瓦上，谐振器通过补充圆弧，执行安全功能；
-图20至24表示具有小升角的擒纵机构的运动阶段的平面图，该擒纵机构包括由具有同轴轮的擒纵轮形成的擒纵轮副，所述同轴轮在不同层级上包括用于摆轮上直接冲击的直接冲击齿、布置成与杠杆的锁定面配合的锁定齿以及布置成与同一杠杆的冲击面配合的间接冲击齿，该杠杆还包括根据本发明的限定扩大的叉头的两个角状部，该扩大的叉头布置成与根据本发明确定尺寸的冲击销配合；所述摆轮包括承载冲击面的径向臂，所述冲击面布置成与擒纵轮副的直接冲击齿配合。
-图20：从出瓦解锁：擒纵轮锁定齿锁定在出瓦的锁定面上，在冲击销被止动在杠杆叉头的第一角状部上之前谐振器在逆时针方向上通过补充圆弧，杠杆沿顺时针旋转。
-图21：间接冲击：被释放的擒纵轮沿逆时针方向旋转，擒纵轮的间接冲击齿被止动在杠杆的冲击面上，杠杆顺时针旋转直到杠杆叉头的第二角状部与冲击销配合，从而经由杠杆间接地将冲击从擒纵轮副传递到摆轮。
-图22：锁定在进瓦上：擒纵轮锁定齿被止动在进瓦的锁定面上，摆轮在逆时针方向上处于补充圆弧的末端。
-图23：从进瓦解锁：摆轮的旋转方向反转，摆轮沿顺时针方向移开，冲击销搁置在杠杆叉头的第二个角状部上并沿逆时针驱动它，直到进瓦的锁定面与擒纵轮的锁定齿之间发生解锁，从而允许擒纵轮旋转。
-图24：间接冲击：擒纵轮的间接冲击齿被止动在摆轮的冲击面上，从而允许摆轮由擒纵轮副直接驱动。
具体实施方式
本发明将用以增加动力储备和精度的具有旋转柔性轴承的谐振器与用以维持可接受的动态损失并限制解锁阶段的计时影响的优化的杠杆式擒纵机构组合。
因此，本发明涉及一种钟表调速机构300，该钟表调速机构300包括布置在机板1上的谐振器机构100和擒纵机构200，该谐振器机构100具有品质因数Q并绕主轴线DP旋转，该擒纵机构200承受机芯500所包括的驱动装置400的力矩。
该谐振器机构100包括至少一个惯性元件2，该惯性元件2布置成相对于机板1绕主轴线DP振荡。该惯性元件2承受直接或间接地固定在机板1上的弹性复位装置3的作用。惯性元件2布置成与包括在擒纵机构200中并绕擒纵机构轴线DE枢转的擒纵轮副4、特别是擒纵轮间接配合。
根据本发明，这些弹性复位装置3包括至少两个柔性条带5，所述至少一个惯性元件2、尤其是摆轮或类似物悬挂在柔性条带5上，柔性条带5限定柔性轴承，该柔性轴承具有用于该至少一个惯性元件2的虚拟枢轴。该至少一个惯性元件2承载一体的冲击销6。擒纵机构200包括杠杆7，该杠杆7布置成绕副轴线DS枢转并且包括杠杆叉头8，杠杆叉头8布置成与冲击销6配合。该擒纵机构200是自由式擒纵机构，其中，在工作循环期间，谐振器机构100具有至少一个自由阶段，在该自由阶段，销6与杠杆叉头8相距一定距离。
根据本发明，在每次振动期间，在接触阶段，销6以大于或等于40微米且小于或等于200微米的行程深度P插入杠杆叉头8，并且在解锁阶段，销6与杠杆叉头8保持相距大于或等于10微米且小于或等于60微米的安全距离S。冲击销6和杠杆叉头8的尺寸确定为使得杠杆叉头8的宽度L大于(P+S)/sin(α/2+β/2)，行程深度P和安全距离S是相对于主轴线DP沿径向测量的，其中，α是杠杆的升角，其对应于杠杆叉头8的最大角行程，β是谐振器的升角，在该升角期间销6与杠杆叉头8接触。
更具体地，行程深度P大于或等于80微米且小于或等于120微米。
再更具体地，行程深度P大于或等于100微米。
再更具体地，安全距离S大于或等于20微米且小于或等于30微米。
再更具体地，安全距离S大于或等于25微米。
更具体地，杠杆的升角α大于或等于5°且小于或等于30°。
再更具体地，杠杆的升角α小于或等于20°。
更具体地，杠杆的升角α大于或等于12°且小于或等于16°。
更具体地，谐振器的升角β大于或等于3°且小于或等于30°。
更具体地，谐振器的升角β大于或等于8°且小于或等于12°。
再更具体地，谐振器的升角β小于或等于10°。
更具体地，杠杆7形成双稳态止动装置。
对于特定的擒纵机构几何形状和特定的工作振幅、特别是8°，可以通过多体动力学仿真(即，涉及一组多个部件，每个部件被分配特定质量和惯性分布)来根据惯性元件的惯性与杠杆的惯性之间的惯性比评估这种擒纵机构的效率和损失，这是使用标准的运动学仿真无法确定的。如图1所示，可以观察到，在仿真条件下，存在高于35％的良好效率的阈值以及每天不到8秒的低损失的阈值，其中，惯性元件、特别是摆轮的惯性是杠杆的惯性的10000倍。
因此，系统的分析模型表明，如果希望限制动态损失，则特定条件将杠杆的惯性、惯性元件的惯性、谐振器品质因数以及杠杆和惯性元件的升角联系起来：对于动态损失系数ε，一方面所有惯性元件2相对于主轴线DP的惯性IB以及另一方面杠杆7相对于副轴线DS的惯性IA是这样的，即，比率IB/IA大于2Q·α2/(ε·π·β2)，其中，α是杠杆的升角，其对应于杠杆叉头8的最大角行程。
更具体地，如果希望将动态损失限制为因数ε＝10％，则一方面该至少一个惯性元件2相对于主轴线DP的惯性IB以及另一方面杠杆7相对于副轴线DS的惯性IA是这样的：比率IB/IA大于2Q·α2/(0.1·π·β2)，其中，α是杠杆的升角，其对应于杠杆叉头8的最大角行程。
更具体地，谐振器的升角β为从休止位置的两侧所取的整个角度，其小于惯性元件2在仅一个运动方向上偏离休止位置最远时的振幅角度的两倍。
更具体地，惯性元件2偏离休止位置最远时的振幅角度介于5°与40°之间。
更具体地，在每次振动期间，在接触阶段，销6以大于100微米的行程深度P插入杠杆叉头8，并且在解锁阶段，销6与杠杆叉头8保持相距大于25微米的安全距离S。
因此，与传统的瑞士杠杆式擒纵叉相比，杠杆7的叉头8被扩大，瑞士杠杆式擒纵叉头窄得多并且允许给予销6更小的自由度，其将不能以如此小的角振幅进入和离开传统瑞士杠杆式擒纵叉头。这种扩大的叉头的构想允许杠杆式擒纵机构即使在谐振器振幅远小于在传统的游丝中的振幅时也能工作，这对于具有低振幅的包括柔性轴承的谐振器特别有利，如在当前情况下那样。实际上，在工作循环期间的某些时刻，重要的是，摆轮是完全自由的。
冲击销6和杠杆叉头8的尺寸有利地确定为使得杠杆叉头8的宽度L大于(P+S)/sin(α/2+β/2)，行程深度P和安全距离S是相对于主轴线DP沿径向测量的。
图6所示的销6的有用宽度L1略小于杠杆叉头8的宽度L，更具体地，小于或等于L的98％。该销6有利地在其有用宽度表面L1后面逐渐变细，该销特别是可以具有如图中所示的三角形横截面的棱柱形状或类似形状。
对附图仔细观察，可以发现销6的定位的补充作用，与在传统的擒纵机构中相比，销6距离摆轮2的旋转轴线更远：较大的半径与较小的枢转角度相结合使得可以维持销6的等效曲线行程，这是销能够承担其分配/计数功能所必需的。因此，使用大直径摆轮是特别有利的。
更具体地，销6相对于摆轮轴线的偏心距E2以及叉头8的角状部相对于杠杆7的轴线的偏心距E7介于杠杆7的轴线与摆轮轴线之间的中心距E的40％和60％之间。更具体地，偏心距E2介于中心距E的55％和60％之间，并且偏心距E7介于中心距E的40％和45％之间。更具体地，销6与叉头8之间的干涉区域在中心距E的5％到10％上延伸。
因而，通过设计，本发明定义了一种新的冲击销/叉头布局，其具有非常特殊的特征，其中，与具有50°的正常升角的已知类型的瑞士杠杆机构中的相比，叉头的角状部分开得更远，并且销更宽。
因此，通过与通常的比例相比显著扩大杠杆叉头，也可以设计升角非常小(例如大约10°)的瑞士杠杆式擒纵机构。
图6示出，即使具有非常小的枢转角度，销6也可以以良好的行程深度P进入叉头8，并且以足够的安全距离S从其中离开。
图16至19示出了运动情况并且示出了通过该组合设计获得了合适的行程深度P和安全距离S，其中，销6离摆轮轴线非常远，并且杠杆7具有特定形状，尤其是具有扩大的叉头。
同样，图20至24示出了具有小升角的另一擒纵机构200中的运动情况，该擒纵机构包括由具有同轴轮的擒纵轮形成的擒纵轮副4(在特定实施例中可形成单件式组件)，其在不同层级包括：
-用于在摆轮上直接冲击的直接冲击齿41，
-布置成与杠杆7的锁定面71和72配合的锁定齿42，以及
-布置成与同一杠杆7的冲击面73配合的间接冲击齿43。
与瑞士杠杆不同，瑞士杠杆的擒纵叉各自具有双重功能，即，在锁定阶段在锁定面上止动擒纵轮，以及在冲击面上施加冲击，图20至24的同轴杠杆7将这些功能分开：
-锁定面71和72仅执行锁定功能；
-冲击面73仅执行冲击功能。
同样，用于瑞士杠杆式擒纵机构的每个擒纵轮齿都执行锁定和冲击两种功能，这在空间方面当然是有利的。然而，瑞士杠杆不适合低振幅振荡，而低振幅振荡是具有柔性轴承、特别是具有包括柔性条带的柔性轴承的谐振器的正常特征。需要寻求在低谐振器振幅下并以最佳可能效率确保擒纵机构的完美操作。出于这个原因，擒纵轮副4在这里更复杂，因为它包括至少两个层级，即：
-与锁定面71和72配合以执行锁定功能的锁定齿42在本特定且非限制性设计中必须在摆轮下方通过，特别是在其冲击面610下方通过，
-而与冲击面610配合以产生直接冲击的直接冲击齿41必须与冲击面610共面；
-与杠杆的冲击面73配合以产生间接冲击的间接冲击齿43在附图所示的非限制性实施例中位于第三层级上，但可以设想将间接冲击齿43设置在上述两个层级之一上，假如机构设计成能避免任何干扰，特别是能避免承载冲击面610的摆轮臂的干扰。
杠杆7还包括两个角状部，即，第一角状部81和第二角状部82，它们一起限定根据本发明的扩大的叉头，并布置成与根据本发明确定尺寸的冲击销6配合。
摆轮2包括承载冲击面610的径向臂，冲击面610布置成与擒纵轮副4的直接冲击齿41配合。
与锁定齿42相比，所示变型的直接冲击齿41和间接冲击齿43具有非常小的径向延伸量，特别是在20％和35％之间；在图示的示例中，间接冲击齿43的径向延伸量是锁定齿42的径向延伸量的25％，而直接冲击齿41的径向延伸量是锁定齿42的径向延伸量的31％，锁定齿42的径向延伸量为摆轮2的轴线DP与杠杆7的轴线DS之间的中心距E的大约49％。
然而，与用于瑞士杠杆的摆轮/游丝装置的摆轮相比，该摆轮的整体尺寸增加，因为使销6远离惯性质量块的枢转轴线是有利的。销6的外表面60在这里相对于锁定齿42的径向延伸长度在120％的半径上，或者，关于摆轮轴线与杠杆轴线之间的中心距E在E的59％处。
关于杠杆，参考锁定齿42的同一径向延伸长度，锁定面71和72的端部的径向尺寸在这里是60％，即E的30％，冲击面73的端部的径向尺寸是95％，即E的47％，与角状部81和82的端部的径向尺寸一样。
擒纵轮4的轴线D4与杠杆7的轴线DS之间的中心距在这里为E的58％，并且摆轮2的轴线DP与擒纵轮4的轴线D4之间的中心距为E的89％。
图20示出了从出瓦解锁：擒纵轮4上的锁定齿42发生锁定，该锁定齿42被止动在杠杆7的出瓦的锁定面72上，摆轮2沿逆时针方向A旋转通过摆轮2的补充圆弧直到销6通过第一边缘61被止动在第一杠杆角状部81上，摆轮2推动杠杆7，杠杆7沿顺时针方向C的旋转从出瓦锁定面72解锁擒纵轮。
图21示出了间接冲击：被释放的擒纵轮4在逆时针方向E上旋转，擒纵轮4的间接冲击齿43止动在杠杆7的冲击面73上。
由擒纵轮4推动的杠杆7沿顺时针方向C引导、旋转，直到它通过第二杠杆角状部82与销6在第二边缘62上的配合到达摆轮2，从而间接地将来自擒纵轮4的冲击经由杠杆7传递到摆轮2。
图22示出了进瓦上的锁定：擒纵轮4的锁定齿42被止动在杠杆7的进瓦锁定面71上。摆轮2继续转动，然后沿逆时针方向B完成其补充圆弧；它可以在第一杠杆角状部81旁边通过，而在其行进期间不会与第一杠杆角状部81发生干涉。
图23示出了从进瓦解锁：在摆轮的补充圆弧的末端之后，摆轮2的旋转方向发生反转，其沿顺时针方向B移开，销6搁置在杠杆7的第二角状部82上并沿逆时针方向D驱动它，直到在杠杆7的进瓦的锁定面71与擒纵轮4的锁定齿42之间发生解锁，从而允许擒纵轮4旋转。
图24示出了间接冲击：擒纵轮4的直接冲击齿41被止动在摆轮2的冲击面610上，从而允许摆轮2由擒纵轮4直接驱动。杠杆7仍然由其第二角状部82驱动，第二角状部82由销6推动。
这些运动情况仅通过第一角状部81与第二角状部82之间的杠杆叉头的明显扩大以及行程深度P和安全距离S的调节——其共同确保销6可以退出杠杆叉头——而成为可能。
应注意，此设计省去了杠杆7上的叉头钉，这允许杠杆通过LIGA或MEMS或类似工艺例如由可微机械加工的硅或类似材料在一个层级上制成。实际上，当摆轮2描画其补充圆弧时，第一角状部81在此搁靠在销6上，这防止了杠杆在受到震动的情况下枢转，从而使得摆轮2上不必存在叉头钉，更重要的是不必存在安全圆盘，因此摆轮也可以在一个层级上制成。
以上阐述的以大于10,000的比率将惯性元件的惯性和杠杆的惯性联系起来的特定关系使谐振器的效率最大化的优点是显而易见的。
因此，特别有利的是，具有既非常小又非常轻的杠杆以及尺寸大且质量高的摆轮。
更具体地，杠杆7由硅制成，这允许小型化且非常精确的实施例，其密度小于钢的密度的三分之一。与金属杠杆相比，杠杆由硅制成的事实减小了其惯性。在具有柔性轴承的谐振器的当前情况下，杠杆的惯性比摆轮的惯性低对于在低振幅和高频率下获得良好效率是至关重要的。
当表的等级允许时，摆轮有利地由包含金、铂、钨或类似物的重金属或合金制成，并且可包括具有类似组分的惯性块。或者，摆轮由铜-铍合金CuBe2或类似物以常规方式制成并用由镍银或其它合金制成的平衡惯性块和/或调节惯性块实现稳定。
更具体地，该杠杆7呈由硅制成的单层级形式，其安装在由金属或类似物(例如陶瓷或其它材料)制成的相对于机板1枢转的心轴上。
更具体地，擒纵轮副4是由可微机械加工的材料、尤其是硅或类似物制成的擒纵轮。
更具体地，擒纵轮副4是穿设有孔以使其相对于其枢转轴线DE的惯性最小化的擒纵轮。
更具体地，杠杆7穿设有孔以使其相对于副轴线DS的惯性IA最小化。
优选地，杠杆7关于副轴线DS对称，以便避免任何不平衡，并且避免在线性震动的情况下、特别是在平移时产生不希望的力矩。因此，另一个优点是，非常容易组装这种非常小的部件，这可以由操作者从任一侧执行组装来处理。
图7示出了布置成与销6配合的两个角状部81和82、布置成与擒纵轮副4的齿配合的叉瓦72和73以及唯一的作用是实现完美平衡的角状元件80和叉瓦状元件70。
更具体地，该至少一个惯性元件2的最大尺寸大于机板1的最大尺寸的一半。
更具体地，主轴线DP、副轴线DS和擒纵轮副4的枢转轴线布置成以直角定心，该直角的顶点在副轴线DS上。因此，很清楚，与具有杠杆轴和两个臂的传统T形瑞士杠杆相比，轴被移除并成为图7所示的两个臂中的一个76，其承载角状部81和82以及几乎与角状部82重合的出瓦72，另一臂75承载进瓦73。
对于通常由位于杠杆的偏移平面上的叉头钉形成的防止过度倾斜的装置，可以继续与瑞士杠杆进行比较。此功能对于防止摆轮的任何卡塞很重要。特别地，该摆轮没有安全圆盘，因此没有布置成与这种叉头钉配合的圆盘凹口。这里，由于枢转角度小，销从不远离叉头。因此，有利地通过销6的圆弧形式的边缘60和相关的角状部81、82的相应表面810、820的组合来执行防止过度倾斜的功能：该角状部起到叉头钉的通常功能，而销的外周起到安全圆盘的功能。另一得到的优点是，在摆轮与单层级杠杆配合的情况下，摆轮也可以在一个层级上，这简化了其制造并降低了其成本。
大大简化了杠杆的制造的单层级杠杆的设计是可能的，这仅是因为，过度倾斜因此通过谐振器的低振幅与销的大宽度(销宽度近似等于扩大的叉头的宽度)相组合而得以防止。
更具体地，柔性轴承包括两个柔性条带5，这两个柔性条带5在垂直于主轴线DP的平面上的投影在限定主轴线DP的虚拟枢轴处交叉，并且位于两个平行且不同的层级上。再更具体地，两个柔性条带5在垂直于主轴线DP的平面上的投影形成介于59.5°与69.5°之间的角度，并且两个柔性条带5在它们的长度的10.75％与14.75％之间处相交，使得谐振器机构100具有有意的等时误差，该等时误差是擒纵机构200的擒纵运动的损失误差的加法逆元(opposé，additive inverse)。
因此，谐振器具有非等时曲线，该非等时曲线补偿由擒纵机构引起的损失。这意味着自由式谐振器设计成具有等时误差，该等时误差是由杠杆式擒纵机构引起的误差的加法逆元。因此，谐振器的设计补偿了擒纵机构处的损失。
更具体地，两个柔性条带5是相同的并且对称地定位。再更具体地，每个柔性条带5形成一体式组件50的一部分，每个柔性条带5与两个厚重部分51、55并与其第一对准结构52A、52B和附接在机板1的附接结构54或有利地如图10所示附接在中间弹性悬挂条带9上的附接结构成一体，该中间弹性悬挂条带9附接在机板1上并布置成允许柔性轴承和该至少一个惯性元件2在主轴线DP的方向上移位，以便确保对于在垂直于这种一体式组件50的平面的方向Z上的震动的良好保护，并因而防止柔性轴承条带的破坏。该中间弹性悬挂条带9有利地由Durimphy合金或类似物制成。
在图中所示的非限制性变型中，第一对准结构是第一V形部分52A和第一平的部分52B，并且第一附接结构包括至少一个第一孔54。第一压条53压在第一附接结构上。而且，一体式组件50包括用于将其附接在惯性元件2上的第二对准结构，第二对准结构是第二V形部分56A和第二平的部分56B，并且第二附接结构包括至少一个第二孔58。第二压条57压在第二附接结构上。
具有交叉条带5的柔性轴承3有利地由两个相同的由硅制成的一体式组件50形成，它们对称地组装以形成条带的交叉，并且借助于图中未示出的集成的对准结构和辅助装置如销和螺钉精确地相互对准。
因此，更具体地，至少谐振器机构100附接在中间弹性悬挂条带9上，该中间弹性悬挂条带9附接在机板1并且布置成允许谐振器机构100在主轴线DP的方向上移位，并且机板1包括至少在主轴线DP的方向上的至少一个减震器止动件11、12，并且优选地包括至少两个这样的减震器止动件11、12，减震器止动件11、12布置成与该至少一个惯性元件2的至少一个刚性元件——例如在惯性元件组装到包括条带5的柔性轴承3上期间增加的法兰21或22——配合。
弹性悬挂条带9或类似装置允许整个谐振器100基本上在由轴承的虚拟旋转轴线DP限定的方向上移位。该装置的目的是，避免在方向DP上发生横向震动的情况下条带5破坏。
图11示出了在发生震动的情况下在三个方向上限制该至少一个惯性元件2的行程的减震器止动件，但是减震器止动件以足够的距离定位以使惯性元件在重力的作用下不接触止动件。例如，法兰21或22包括孔211和面212，其能够分别与减震器止动装置中的耳轴121和止动件21或22上的互补表面122配合。
更具体地，惯性元件2包括用于调节走时差和不平衡的惯性块20。
更具体地，销6与柔性条带5或者更具体地与如图所示的一体式组件50成一体。
更具体地，杠杆7包括支承表面，该支承表面布置成与擒纵轮副4所包括的齿抵接配合并且限制杠杆7的角行程。这些支承表面限制了杠杆的角行程，如实体限位部件那样。杠杆78的角行程也可以以传统方式由限位钉700限制。
更具体地，柔性轴承3由硅制成，硅被氧化以补偿温度对调速机构300的走时差的影响。
本发明还涉及一种钟表机芯500，其包括驱动装置400和这种调速机构300，调速机构300的擒纵机构200承受这些驱动装置400的力矩。
图12至14的曲线图列出一系列仿真结果，其中，Q＝2000，IB＝26550mg·mm2，频率为20Hz，擒纵轮副具有20个齿，更具体地，杠杆的升角α为14°，并且谐振器的升角β为10°。
本发明还涉及包括这种机芯500和/或这种调速机构300的表1000，尤其是机械表。
简而言之，本发明使得可以增加当前机械表的动力储备和精度。对于给定的机芯尺寸，表的自主性可以增加四倍，并且表的调速能力可以加倍。这意味着本发明在机芯性能方面提供了8倍增益。
本领域技术人员可以有利地参考M.Thierry CONUS，EPFL Lausanne(瑞士)的题为“Conception et optimisation multicritère des échappements libres pourmontres-bracelet mécaniques(用于机械腕表的自由式擒纵机构的多标准设计和优化)”的论文No.3806(2007)，第107至141页，包括第129至132页的第8.5.1节的双稳态止动装置和切向震动。
本发明还涉及各种截然不同的擒纵机构，其以非限制性方式包括具有双稳态止动装置的所有自由式擒纵机构，包括以下擒纵机构：
-瑞士杠杆式擒纵机构
-同轴擒纵机构
-法苏(Fasoldt)擒纵机构(第130页，T.Conus的论文)
-蚱蜢式擒纵机构(第133页，T.Conus的论文)
-Bourquin de la Heute擒纵机构(第119页，T.Conus的论文)
-丹尼尔斯(Daniels)擒纵机构(第123页，T.Conus的论文)
-宝玑自然擒纵机构(第133页，T.Conus论文)
-罗宾(Robin)擒纵机构
-Roskopf销钉式擒纵机构(第121页，T.Conus的论文)
-Melly擒纵机构(第130页，T.Conus的论文)
-丹尼尔斯(Daniels)独立双轮擒纵机构(第132页，T.Conus论文)。
