可调整动态负载精度的自动起子的制作方法

本发明是关于用于自动起子构造的平面轴承的技术，特别是指一种可调整动态负载精度的自动起子。

背景技术：

目前，自动动起子（包含电动、气动型式）的误差产生，普遍由最大张应力压应力的总合与最大摩擦力的总合减去最小张应力压应力所产生，再经过旋转后，称为扭力的误差值，俗称的扭力精度。

一般电气动起子，对于扭力精度只能在大中小扭力中，选择扭力误差值，一般都选择最大扭力为误差值的标准，但中低扭力的精度误差值会较大，尤其在低扭力硬性时，误差最大。

但一般操作者使用中或低扭力做为工具的使用标准，鲜少使用最大扭力，当作最大误差值，因为最大扭力会使工具减少寿命，故此设计并不符合实际使用情况。往往实际的误差值会大于目录上所写的参考误差值，会偶而发现用于飞机、汽车或其他物品上的锁附螺丝，会产生滑牙或锁不紧的情况，而导致意外的发生。

技术实现要素：

本发明的主要目的在于提供一种可调整动态负载精度的自动起子，借助分散装设在自动起子内一个以上单独或复合式动态轴承，能令自动起子在运转时，内部结构如离合器等在受力时能利用位差支点作转移分散，以消除摩擦力造成的扭力误差值，并提供全扭力（即不同扭力值）范围下均能得到最佳扭力精度。

本发明的另一目的在于提供一种可调整动态负载精度的自动起子，借助利用螺丝或螺帽的预紧（Preload）扭力，产生张应力（Tensile stress），可使齿轮间隙达到最小，张力（Tension）损失变小，并使整体钢性（Stiffness）增强，进而提高弯头齿轮的强度，在小空间即可达到大扭力，使弯头尺寸变小，锁附小空间时，可以进行锁附螺丝，是一般弯头的自动起子所达不到的。

为达成上述目的，本案采用的技术方案是于自动起子内分布设置有至少一组以上的动态轴承，该动态轴承包括有：至少一层不限厚度的平面华司，以及至少二个以上不限数量的环绕钢珠构成的高、低位差支点所组成；该动态轴承是一种采用复合式设计的轴承，为一个以上的平面轴承，在每一个附载力（如总附载张力、总附载压力）皆有经过力的计算，了解材料的变形量δ，利用材料的变形量去计算大中小全扭力范围的附载力（如总附载张力、总附载压力），使其在小扭力时，有小扭力的摩擦力误差值、中扭力有中扭力的摩擦力误差值、大扭力有大扭力的摩擦力误差值，再通过排除所有扭力的扭力误差值，就能使扭力值输出变得更精准。

上述动态轴承内的高、低位差支点结构可采直径大小不同的钢珠达成。

上述动态轴承内的高、低位差支点结构可采于平面华司相对钢珠接触面设置具有深浅弧度不同的轨道达成。

上述动态轴承内的高、低位差支点结构可采于平面华司相对钢珠接触面设置不同旋转半径的轨道达成。

上述动态轴承内的高、低位差支点结构可采于平面华司相对钢珠接触面设有不同旋转半径的轨道，以及设置直径大小不同的钢珠达成。

上述动态轴承内的高、低位差支点结构可采于环绕钢珠内缘设置一小于钢珠直径的支撑环达成。

上述动态轴承的位差支点可以于环绕钢珠外缘设置一支撑座旋转环达成。

上述动态轴承的预设变形量包括有径向变形量与轴向变形量。

上述动态轴承为对抗轴向变形更包括有一预锁结构，是穿设动态轴承的轴以螺丝或螺帽的螺锁方式结合有两个轴承。

本发明借助将固定摩擦力改为可变动式的摩擦力，使其在不同扭力状态下，使用不同的摩擦系数对抗，进而使自动起子工具扭力精度更精准，优点如下：１、扭力误差值变小，扭力误差值CMK增加约小数点前一至二个单位，其值越大越好。２、温度对于自动起子的影响变小，因为摩擦力的降低，使得温度与力的大小对于自动起子的影响变小，可使自动起子高转速高循环的使用，也不会产生太高的误差值。３、润滑效果较好，自动起子相对的使用寿命较长。４、对于自动起子在锁附硬性扭力与软性扭力时，误差值会变小。５、由于摩擦力变小，使自动起子在低温或高温的作业环境皆能运转。

附图说明

图1为本发明应用相关摩擦力原理的线性图；

图2a为本发明应用的轴承受力（小扭力）原理示意图；

图2b为一般平面轴承受力示意图（一）；

图2c为本发明依图2a原理的动态轴承示意图（一）；

图3a为本发明应用的轴承受力（中扭力）原理示意图；

图3b为一般平面轴承受力示意图（二）；

图3c为本发明依图3a原理的动态轴承示意图（二）；

图4a为本发明应用的轴承受力（大扭力）原理示意图；

图4b为一般平面轴承受力示意图（三）；

图4c为本发明依图4a原理的动态轴承示意图（三）；

图5为本发明依图4a的动态轴承局部结构示意图；

图6为本发明的动态轴承与一般平面轴承使用钢珠差异示意图；

图7a为本发明的动态轴承的钢珠设置示意图（一）；

图7b为本发明的动态轴承的钢珠设置示意图（二）；

图7c为本发明的动态轴承的钢珠设置示意图（三）；

图8a为本发明中应用赫兹接触原理的示意图；

图8b为依据图8a原理的离合器受力示意图（一）；

图9为本发明适用于一直立型自动起子结构示意图；

图10为本发明适用于另一弯头型自动起子结构示意图；

图11为本发明应用于自动起子内的受力原理示意图（二）；

图12为本发明应用于自动起子内的受力原理示意图（三）；

图13a为本发明的动态轴承结构变形示意图（一）；

图13b为本发明的动态轴承结构变形示意图（二）；

图13c为本发明的动态轴承结构变形示意图（三）；

图13d为本发明的动态轴承结构变形示意图（四）；

图13e为本发明的动态轴承结构变形示意图（五）；

图13f为本发明的动态轴承结构变形示意图（六）；

图13g为本发明的动态轴承结构变形示意图（七）；

图14为本发明的动态轴承结构变形示意图（八）；

图15为本发明的动态轴承结构变形示意图（九）；

图16为本发明的动态轴承结构变形示意图（十）。

附图标记

ａ、ｃ、ｅ　平面华司

ｂ、ｄ、ｆ　支点

f1～f6　钢珠

Ａ～Ｈ　动态轴承

１　离合器

２　连接轴

３　螺丝（或螺帽）

４　支撑环调整旋转环

５　支撑座调整旋转环

６　轴承固定支撑座。

具体实施方式

本发明是提供一种可调整动态负载精度的自动起子，主要是于自动起子内设置有至少一组以上的动态轴承。

首先，关于本案设计所依据的原理论述，请配合参阅图1所示，其中摩擦力的大小（μmin与μmax），会影响扭力的精准度，由图面得知，总误差值与摩擦力的高低是密不可分，要得到精确的扭力，就必须降低摩擦力的误差，由此可知，制作变动式摩擦力μ是非常重要的，也是本发明的重点所在，因为在不同的扭力下就会有不同的张压应力，在最大夹紧力Fv max与最小夹紧力Fv min（主要来自弹簧力与离合器的大小力量）范围下，即可得到最佳的摩擦系数，进而得到最佳的扭力精度（即最低耐受极限扭矩Tll与最高容许极限扭矩Tul之间）。

依据前述理论，本发明的动态轴承在结构设计上采如图2c所示，包括有：至少一层不限厚度的平面华司ａ，以及至少二个以上不限数量的环绕钢珠构成的位差支点ｂ所组成，该具有位差的支点ｂ是指其中任一支点相对另一支点在高度上具有预设的变形量。

请一并参阅图2a至图4c所示，列举一实施例依受力原理对照说明一般平面轴承与本发明的动态轴承的结构差异；如图2a所示，揭露有一轴承受扭力弹簧的静力Ｆ（小扭力）的基本受力原理示意图，其中该轴承的基础结构包含有：一具厚度ｔ的平面华司ａ，与一支点ｂ，又当中δ代表变形量，该Ｆ代表扭力弹簧的作用力，△代表支点ｂ且区分有支点一f1及支点二f2。当平面华司ａ与支点ｂ受到扭力弹簧的静力Ｆ（小扭力）作用时，该静力Ｆ对该平面华司ａ产生的作用力较轻微，且仅产生小幅度的变形量（因扭力弹簧尚未遭到挤压），故两支点一f1的受力同样为小幅度，而该平面华司ａ仅被支点一f1所接触支撑而未碰触到支点二f2。

如图2b所示，揭露有一般常见的自动起子内采用的平面轴承，其结构包括有：一平面华司ａ及一支点ｂ；因一般使用上产生的摩擦力相对较小，故在设计上不需要使用很多支点ｂ（即钢珠），仅设有支点一（即钢珠一）f1做为支撑已足够，总摩擦力相对较小（因为使用的钢珠少所以总摩擦力小），在受到扭力弹簧的静力Ｆ（小扭力）使用下并不会出现任何扭力精度的问题，且不影响使用寿命。

如图2c所示，揭露有本发明一较佳实施例的动态轴承基础构造，其中采用与图2a相同原理的设计，包括具有：一平面华司ａ与一支点ｂ，且该支点ｂ再包含具有位差设置的钢珠一f1及钢珠二f2的构造；故当该动态轴承用于自动起子内时，在受到扭力弹簧的静力Ｆ（小扭力）作用下，仍能得到高精度扭力及长使用寿命；至于平面华司ａ上方之钢珠（f1）则可视实际需求设置，具有减缓该扭力弹簧静力Ｆ的作用。

其次，如图3a所示，揭露有一轴承受扭力弹簧的动力Ｆ（中扭力）的基本受力原理示意图；承此设计，当平面华司ａ与支点ｂ受到该动力Ｆ（中扭力）作用时，对平面华司ａ产生一中程度的变形量，于支点ｂ之支点一（f1）的受力亦为中程度，同时该平面华司ａ因变形而与支点ｂ的支点二（f2）相接触。

如图3b所示，揭露有一般的平面轴承结构，包括有一平面华司ａ及一支点ｂ；当该轴承受到扭力弹簧的动力Ｆ（中扭力）作用时，该支点一（即钢珠一）（f1）接触面相对较前述在受静力Ｆ（小扭力）时已增多，总摩擦力也增加，因此已有误差值的产生。

如图3c所示，揭露有本发明的动态轴承的基础构造，并承袭且采用与图3a相同原理的设计，在结构上包括有：一平面华司ａ、及一具有高、低位差设置的支点ｂ，该支点ｂ再区分有钢珠一f1与钢珠二f2；借此将该动态轴承装设于自动起子内取低平面轴承时，在受到扭力弹簧动力Ｆ（中扭力）作用下，能将该受力点由钢珠一f1转移到钢珠二f2，而能排除钢珠摩擦力造成的误差，进而得到高精度扭力。

再如图4a所示，揭露有一个以上轴承的层叠构造在受扭力弹簧的高扭力Ｆ（大扭力）的基本受力原理示意图，该结构至少包括有：一层以上的平面华司ａ、ｃ、ｅ及多个支点ｂ、ｄ、ｆ交互层叠。依据此受力原理图所揭，当多层式轴承受到扭力弹簧的动力Ｆ（大扭力）作用时，需要至少两层平面华司ａ、ｃ或两层以上的平面华司ａ、ｃ、ｅ层叠构造，以及搭配更多的钢珠一f1～钢珠六f6为分层支点来分开承受，才不会造成最上层钢珠f1直接受力而破裂情形，此设计最终可得到的结果为：不论遇到何种程度受力（含大、中、小扭力）的作用下，均能排除各阶段不同力造成的摩擦力误差而达到精准扭力。

然而如图4b所示，揭露有一般的平面轴承结构，包括有一平面华司ａ及一支点ｂ，在受扭力弹簧的动力Ｆ（大扭力）作用下，平面华司ａ的变形度会增大，钢珠f1接触面增大，总摩擦力也增大，误差值相对愈大。

再观图4c所示，再揭露有一本发明的动态轴承的基础构造，并承袭且采用与图4a相同原理的设计，因此，本发明的动态轴承更可采用多层平面华司ａ、ｃ、ｅ搭配较多层具有高、低位差的支点ｂ、ｄ、ｆ，即包括钢珠一f1～钢珠六f6，使得该动态轴承实际用于自动起子内时，在受到扭力弹簧的动力Ｆ（大扭力）作用的情况下，能将各层受力做分层转移，并排除摩擦力，故能得到高精度扭力。

上述所揭的多层式的动态轴承构造，并非局限于图面所示层层相叠的固定层叠型式，而在实际实施上，可视需求采用在自动起子内设置多个单独或层叠的动态轴承以取代原本的固定轴承型式，使得该自动起子内形成有多个分布的单层或多层的动态轴承，如此便能借助该所有的动态轴承提供的受力转移分散作用，排除摩擦力误差而达到所需高扭力精度功效。

另外，请再一并参阅图4a至图5，依据图4a所示受力原理，当受扭力弹簧的动Ｆ（大扭力）作用下，该层叠的轴承构造中的支点四f4同时会有剪力的产生，故如图4c所示，本发明的动态轴承同样的在平面华司ｃ下设计支点ｄ为多个钢珠f4的型式，如此可将Ｆmax（Ｆ１）分散成为两个分力（即Ｆ２及Ｆ３）的受力型态，将可使总下压力减少，进而使反作用力减少，便能藉此得到最佳扭力精度之效用。

本发明借助上述说明可得一结论：利用动态轴承的支点（即钢珠）数量与至少一平面华司不同厚度（t1～t3）的变化量，来决定总摩擦力与扭力（作用力）的大小，将可使动态轴承在遭受大、中、小扭力作用时，均可得到最佳的扭力精度。

请参阅图6，再举一较佳实施例对照说明一般平面轴承与本发明的动态轴承的结构差异，依据该图面所示的基本理论，用以说明平面华司ａ与支点ｂ（即钢珠）在静态情况下，遇不同负载总摩擦力矩（30%、50%、80%、100%），再利用公式 T = fμ× r，可得到如下之结果。在摩擦力大小相同，但钢珠半径大小不同时，fμ1 > fμ2，且T1 > T2，T1会损失较大的摩擦力，故扭力精度较差；同理，T2损失的摩擦力较小，所以扭力精度高。

由上述图6所示的比例关系得知钢珠与摩擦力间的相关结果，并由结论得知：小扭力仅有小摩擦力、中扭力会有中摩擦力、大扭力则会有大摩擦力，因此扭力愈大造成之摩擦力愈大。

请参阅图7a至图7c，再进一步说明使用钢珠数量的多寡会产生的不同摩擦力大小；如图7a所示，参照本发明前述的由平面华司a与支点b组成的单层动态轴承结构，在受到扭力弹簧的静力F(小扭力)作用情况下，若使用三颗钢珠时，摩擦力为最小，该总摩擦力＝3个fμ；如图7b所示，再以同样单层动态轴承结构为例，在受到扭力弹簧动力F(中扭力)作用的情况下，若使用五颗钢珠时，该总摩擦力＝5个fμ；又如图7c所示，以本发明的多层动态轴承结构为例，在受到高扭力F(大扭力)作用情况下，若使用十颗钢珠时，摩擦力最大，总摩擦力＝10个fμ；由此可知，使用钢珠数量愈多，所损失的摩擦力愈大，相对扭力精度愈差。

另外，请参阅图8a图8b所示，在实际动态的情况下，自动起子启动旋转受到扭力弹簧产生的推力（F_S），如图8a所示的赫兹（Hertz）接触理论可知：两个弹性体为点接触时，形成接触区域可视为一椭圆形；如图8b所示，将此理论套用在一般自动起子结构中关于离合器（１）部分进行探讨，其扭力弹簧的推力（F_S）示意如图面。

本发明特别利用钢珠在负载时会产生的弹性变形，预留此变形量来设计并说明轴承的滚动、滑动及未受负载摩擦的区别；如图9和图10所示，举例来说，如预设推力（F_S）为750Ｎ时会使2.0mm钢珠产生δmm的变形，遂将此δ变形量预留在自动起子内多层的动态轴承Ａ～Ｈ中的动态轴承Ｅ，并利用钢珠半径大小及旋转半径，来区别滚动及滑动，使得推力（F_S）从30%～100%的状态，均能得到线性型摩擦损失；再由压应力公式可知 P₀ = 3N／2πab，可求出变形量δ，滚动摩擦力 F_T=ρＮ／r，滑动摩擦力 F_U = uＮ，假设滚动摩擦力（Ｔ）以力矩的方式表示为：Ｔ=ρＮ。当a > b，钢珠沿轴向旋转，F_T > F_U时，钢珠为滚动；当a > b，钢珠沿轴向旋转，F_T < F_U时，钢珠为滑动。

图9及图10所示分别揭示有两种不同类型的自动起子，其中图9揭示一种直立型的自动起子局部构造，图10则揭示一种弯头型的自动起子局部构造；将本发明的动态轴承于实施于上述两种类型的自动起子时，可视实际预设扭力值不同需求情况下设置一层以上的动态轴承于该自动起子内，以达到提升扭力精度的效用；而该图面所揭示仅用现阶段常见的两种自动起子结构为例（并非以此为限制条件），如图9和图10所示，于自动起子内分别设置有多层的动态轴承Ａ～Ｈ；再依上述所举例750Ｎ时会使2.0mm钢珠产生δmm的变形，且将此δ变形量预留在动态轴承Ｅ的前题下，针对该扭力弹簧的推力（F_S）分别为30%、50%、80%、100%的状态配合前段公式来做说明：（一）当推力（F_S）为30%时，Ａ层滚动(ρ_a)，Ｂ层滚动(ρ_b)，Ｃ层滚动(ρ_c)，Ｄ层滚动(ρ_d)，Ｅ层轴向未受负载，Ｆ层未受负载；负载总摩擦力矩=N_a ×ρ_a + N_b ×ρ_b + N_c×ρ_c + N_d ×ρ_d。（二）当推力（F_S）为50%时，Ａ层滑动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层未受负载；负载总摩擦力矩=N_a ×μ_a × R_a + N_b ×μ_b × R_b + N_c ×μ_c × R_c + N_d ×μ_d × R_d + N_e ×ρ_e。（三）当推力（F_S）为80%时，Ａ层不动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层滚动(ρ_f)；负载总摩擦力矩=N_a ×μ_a × R_a + N_b ×μ_b × R_b + N_c ×μ_c × R_c + N_d ×μ_d× R_d + N_e ×ρ_e + N_f ×ρ_f。（四）当推力（F_S）为100%，Ａ层不动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层滑动；负载总摩擦力矩=N_a ×μ_a × R_a + N_b ×μ_b × R_b + N_c ×μ_c × R_c + N_d ×μ_d × R_d + N_e ×ρ_e + N_f ×μ_f × R_f。

以上即为自动起子内的多个动态轴承的实施情况；本发明利用采复合式轴承设计，且运用一个以上的动态轴承提供受力分散作用，在不同的负载力下会有不同的负载总摩擦力，所以能针对不同扭力（如30%、50%、80%、100%）下能有不同的负载总摩擦力矩，并将该总摩擦力矩控制在较正常情况下更小数值的范围内，而达到最佳且精准的锁附扭力；然而一般市售的单一平面轴承，只有单一种预设固定且无法变动的负载总摩擦力值，所以在锁附不同需求下的螺丝扭力时将无法精准，反观本发明通过动态轴承的作用，能适用不同扭力需求的锁附作业，且排除误差值并得到更精准的扭力值。

请再一并参阅图9至图11所示，依图11所示的离合器受力基本理论二，并以不同扭力大小（如30%、50%、80%、100%）作用于离合器跳脱前（Ｂ层）所产生的不同张应力与压应力为例；其中F_PS为离合器跳脱产生的张应力、F_S为初始扭力弹簧压缩离合器的推力、F_P为连接轴预锁力、F_sd 为离合器跳脱后扭力弹簧推回离合器的结合力。当离合器１跳脱时会产生F_PS的张应力，该离合器１的张应力会撑开连接轴２，故预先将连接轴１以F_P预锁连结起来（即预先加载负力于连接轴上），如果F_PS > F_P 时，该动态轴承G层就会产生作用；同样的，在750Ｎ时会使2.0mm钢珠产生δmm的变形，且将此δ变形量预留在动态轴承Ｅ层的前题下，再将受力时之张应力F_PS分别以30%、50%、80%、100%的状态对照图9和图10来做说明：（一）当F_PS为30%时，Ａ层滚动(ρ_a)，Ｂ层滚动(ρ_b)，Ｃ层滚动(ρ_c)，Ｄ层滚动(ρ_d)，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层未受负载，Ｇ层未受负载，Ｈ层未受负载。（二）当F_PS为50%时，Ａ层滑动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层滚动(ρ_f)，Ｇ层未受负载，Ｈ层滚动(ρ_h)。（三）当F_PS为80%时，Ａ层不动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层滚动(ρ_f)，Ｇ层滚动(ρ_g)，Ｈ层滚动(ρ_h)。（四）当F_PS为100%时，Ａ层不动，Ｂ层滑动，Ｃ层滑动，Ｄ层滑动，Ｅ层滚动(ρ_e)，Ｆ层滑动，G层滚动(ρ_g)，H层滚动(ρ_h)。

上述Ａ～Ｇ层的动态轴承，可在实施上进行至少一层的微调作业，即将其中所选定的该层动态轴承所使用的钢珠，替换成直径较小的钢珠，如此一来，便能使该层动态轴承的钢珠由原本的滚动状态变成滑动状态，而降低总摩擦力矩，达到更精准的扭力值输出。

请再配合参阅图9和图10及图12所示，依图12所示的基本理论，当图面中的离合器１跳脱后（Ｂ层）与连接轴２结合时会产生F_sd的推力，该离合器１的推力会撞击连接轴２，故采预先将该连接轴２以F_P预锁起来（即预先加载负力于连接轴），一旦F_P > F_sd 时，该动态轴承Ｇ层就会产生作用。

另外，请参阅图13a至图13g所示，为了取得不同负载有不同数量的支点，特别针对自动起子内结构中的钢珠、回转环、固定环、支撑环及支撑座的不同组合排列（如图9、图10），并针对Ｔ=Ｆ×Ｒ探讨动态轴承产生的变化情形做动态轴承结构的改良，其中：δ表示动态轴承受到F施力作用时，接触下一个动态轴承的变形量；表示平面轴承受力的支点；Ｒ表示旋转的半径；Ｆ表示物体的受力。

本发明的动态轴承，在实际高、低位差支点的设置，包括有以下多种型态，同时对照图9和图10所示的自动起子结构图；如图13a所示，采用于动态轴承的平面华司上设置相同旋转半径Ｒ的钢珠，但选用钢珠直径大小不同为支点，如用在自动起子内的Ａ、Ｂ层；如图13b所示，采用于动态轴承的平面华司上设置固定环轨道弧度差异造成钢珠的高低差，即在平面华司相对钢珠接触面上的轨道设置有弧度，如用在自动起子内的Ａ、Ｂ层；如图13c所示，采用于动态轴承的平面华司上设置不同旋转半径Ｒ的钢珠，但钢珠直径大小相同，即在平面华司相对钢珠接触面设有不同旋转半径的轨道，如用在自动起子内的Ａ、Ｂ层；如图13d所示，采用于动态轴承的平面华司上设置有不同旋转半径Ｒ的钢珠，且所选用的钢珠直径大小亦不同，如用在自动起子内的Ａ、Ｂ层；如图13e所示，于动态轴承的平面华司上设置支撑用的支撑环调整旋转环４，以及相同直径大小的钢珠，即于钢珠内环缘设置一高度略小于钢珠直径的支撑环调整旋转环４，如用在自动起子内的Ｃ、Ｄ层；如图13f所示，采用于动态轴承的平面华司外缘设置支撑座调整旋转环５，以及相同直径大小的钢珠，即于钢珠外缘设置一高度略小于平面华司厚度的支撑座调整旋转环５，如用在自动起子内的Ｃ、Ｄ层；如图13g所示，采用于两层动态轴承间设置有轴承固定支撑座６，除了上述各种作法能对抗径向变形外，此做法更包括对抗轴向变形，如用在自动起子内的Ｅ、Ｆ层。

通过（ａ）～（ｇ）的结构型态可知，不同的材质与不同的平面华司厚度（t），会产生不同的变形量δ，利用不同的作用力（如小、中、大扭力下）所产生不同的变形量δ，以及通过不同的张、压应力与不同的变形量计算，产生最佳的动态轴承结构，再将材料的变形量δ去计算全扭力（含小、中、大扭力）范围的负载力（如总负载张力、总负载压力），而能自由地应用于自动起子内取代原本各个平面轴承，达到提升扭力精度的效用。

请一并参阅图9及图14，另外，为避免起子头与离合器机构跳脱产生脱离现象，可能造成扭力误差情形，特别选在F_p处使用螺丝３以螺牙锁合方式结合有两个轴承形成的固定支撑座对抗最后的变形δ，此结合方式可得到轴向平衡。如图14所示，其中F_p 为预锁力、F_a 为轴向力、F_r 为径向力，同时对照图9自动起子的结构，在Ｇ、Ｈ层时的负载超过Ｆ（物体受力）时，该动态轴承才会有作用，当负载Ｆ（物体受力）移开时，产生的张力不会有影响，但径向会有滑动的情形，使扭力精度再次提高。

请一并参阅图10、图15及图16，关于预锁力的结构，是指用于弯头型自动起子，对照图10自动起子的结构，在Ｇ、Ｈ层，分别使用螺丝３（或螺帽）以螺牙螺锁方式结合两个动态轴承并使两个轴承保持转轴同心的支撑座结构，以预留轴向变形δ，此结合方式可得到轴向及径向平衡；如图15所示，其中F_p为预锁力、F_a 为轴向力、F_r 为径向力，当负载超过Ｆ（物体受力）时，该动态轴承才会有作用，当负载Ｆ（物体受力）移开时，产生的张力不会有影响，且同心度较佳，该径向负载已由该动态轴承吸收。利用轴径向变化产生的δ，此结合方式可得到轴向平衡；另外，如图16所示，在Ｇ、Ｈ层当负载超过Ｆ（物体受力）时，第二动态轴承才会有作用。

以上仅为本发明的较佳实施例，不得以此限定本发明实施的保护范围，因此凡参考本发明的说明书内容所作的简单等效变化与修饰，仍属本发明的保护范围。