CN109154372A

CN109154372A - 支持装置

Info

Publication number: CN109154372A
Application number: CN201780032297.1A
Authority: CN
Inventors: 川浪康范; 长阪宪郎; 长阪宪一郎; 本乡生; 本乡一生
Original assignee: Sony Corp
Current assignee: Sony Corp
Priority date: 2016-05-30
Filing date: 2017-02-24
Publication date: 2019-01-04
Anticipated expiration: 2037-02-24
Also published as: EP3467348A4; JP2017214953A; EP3467348A1; WO2017208527A1; US20190293156A1; US11125307B2; CN109154372B

Abstract

为了提出一种新的且改进的支持装置，其中该装置可以被更有效地小型化，同时还降低对装置姿势的限制。本发明提供了一种设置有下述的支持装置：驱动电机；连杆机构，作为传递从驱动电机输出的原动力的结果，响应于该原动力而可伸缩；和旋转体对，其作为变速机构，用于根据连杆机构的姿势的减速比将原动力输出到连杆机构。连杆机构的至少一部分形成梯形连杆机构。

Description

支持装置

技术领域

本公开涉及支持装置。

背景技术

一般而言，在通过传递由诸如驱动电机(drive motor，驱动马达，驱动电动机)的动力源输出的旋转动力来操作的驱动系统中，利用了变速机构，其将从动力源侧输入的原动力(motive power，动力)的转速和扭矩转换并输出到输出侧。另外，作为这样的变速机构，提出了涉及一种机构的技术，该机构包括具有可变减速比的旋转体对(pair ofrotating body，一对旋转体，一对回转体)。

例如，专利文献1提出了一种技术，其中，为了抑制施加在变速器本体上的扭矩，通过输入构件和输出构件之间的离合器可连接地设置多个齿轮对，每个齿轮对具有固定的减速比，同时另外，通过输入构件和输出构件之间的离合器可连接地设置具有可变减速比的非圆形齿轮对。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：特开2012-163122号公报

发明内容

技术问题

近来，已经提出了多种支持装置，其设置有连杆机构，该连杆机构通过传递由驱动电机输出的原动力而响应于原动力可伸缩(extendable and contractable)。在与这种支持装置相关的领域中，需要进一步小型化的装置。具体地，在支持装置中，传递给连杆机构的原动力的转速和扭矩的要求值根据装置的姿势可以不同。因此，根据转速和扭矩的上述要求值的特性，通过为支持装置提供具有可变减速比的变速机构，装置可以通过防止与增加驱动电机的输出相关联的驱动电机的体积增大而被小型化。

在本文中，在具有上述可变减速比的旋转体对中，与其它变速机构相比，零部件更少。因此，通过将具有可变减速比的旋转体对应用为支持装置的变速机构，预期更有效地使装置小型化。同时，在具有可变减速比的旋转体对中，在一些情况下，每个旋转体中的可旋转角度相对较小。因此，由于对设置在该对旋转体的输出侧上的连杆机构的运动范围的限制，支持装置的姿势可能变得有限。

因此，本公开提出了一种新的且改进的支持装置，其中该装置可以更有效地小型化，同时还最小化对装置姿势的限制。

问题解决方案

根据本公开，提供了一种支持装置，包括：驱动电机；连杆机构，其通过传递由驱动电机输出的原动力而响应于原动力可伸缩；和旋转体对，其充当变速机构，该变速机构通过根据连杆机构的姿势的减速比来将原动力输出到连杆机构。连杆机构的至少一部分形成梯形(trapezoidal，不规则四边形)连杆机构。

发明的有益效果

根据如上所述的本公开，可以更有效地使装置小型化，同时还最小化对装置姿势的限制。

需要注意的是，上述效果不一定是限制性的。利用或代替上述效果，可以实现本说明书中描述的任何一种效果或可以实现可以从本说明书中理解的其它效果。

附图说明

[图1]是示出了支持装置的示意性构造的实例的示意图。

[图2]是示出与图1所示的实例不同的支持装置的示意性构造的实例的示意图。

[图3]是用于说明图2所示的支持装置中的原动力的传递路径的说明图。

[图4]是示出一对非圆形齿轮的节曲线(pitch curve)的实例的示意图。

[图5]是示出输出齿轮上的齿的形状的实例的说明图。

[图6]是示出输入齿轮上的齿的形状的实例的说明图。

[图7]是示出输出齿轮的形状(包括附接部(attaching part，连接部))的实例的说明图。

[图8]是示出输入齿轮的形状(包括附接部)的实例的说明图。

[图9]是一对非圆形齿轮的外观的示意图。

[图10]是用于说明驱动电机的转速与支持装置的垂直方向上的伸缩速度之间的关系的说明图。

[图11]是示出使用非圆形齿轮作为变速机构的支持装置中驱动电机输出特性的实例的说明图。

[图12]是示出使用圆形齿轮作为变速机构的支持装置中驱动电机输出特性的实例的说明图。

[图13]是示出使用圆形齿轮作为变速机构的支持装置中驱动电机的输出特性的实例的说明图。

[图14]是示出根据本公开实施方式的支持装置的整体构造的实例的示意图。

[图15]是示出根据本实施方式的支持装置的示意性构造的示意图。

[图16]是示出根据本实施方式的梯形连杆机构的实例的示意图。

[图17]是示出根据本实施方式的连杆机构的开角与输出齿轮的旋转角之间的关系的实例的说明图。

[图18]是示出根据本实施方式的输出齿轮的形状(包括附接部)的实例的说明图。

[图19]是示出根据本实施方式的输入齿轮的形状(包括附接部)的实例的说明图。

[图20]是示出根据本实施方式的输入齿轮的旋转角与连杆机构的伸缩方向上的长度之间的关系的实例的说明图。

具体实施方式

在下文中，将参考附图详细描述本公开的优选实施方式。需要注意的是，在本说明书及附图中，具有基本相同的功能和结构的结构元件用相同的附图标记表示，并且省略对这些结构元件的重复说明。

在下文中，描述将按以下顺序进行。

1.介绍

2.本技术的概述

2-1.支持装置的示意性构造

2-2.非圆形齿轮的减速比

2-3.驱动电机的输出特性

3.根据实施方式的支持装置

3-1.支持装置的整体构造

3-2.梯形连杆机构

3-3.非圆形齿轮的减速比

4.结论

<1.介绍>

如上所述，近来，已经提出了多种支持装置，其设置有连杆机构，该连杆机构通过传递由驱动电机输出的原动力而响应于该动力可伸缩。图1是示出设置有连杆机构950的支持装置90的示意性构造的实例的示意图。图1示出了支持装置90的示意性构造，其支撑质量体902。支持装置90设有连杆机构950和未示出的驱动电机。连杆机构950经配置，使得通过传递由驱动电机输出的原动力，连杆机构950响应于该原动力可伸缩。

具体地，如图1所示，连杆机构950包括连杆942和连杆944。连杆942的一端经由轴部922连接到质量体902，并且相对于质量体902绕轴部922自由旋转。另外，连杆942的另一端经由轴部924连接到连杆944的一端，并且相对于连杆944绕轴部924自由旋转。连杆944的另一个端部P9与地面接触。

根据图1中所示的支持装置90，由于由驱动电机输出的扭矩被传递到连杆机构950，而产生地面反作用力F。具体地，地面反作用力F在大小上等于质量体902的质量产生的重力，其作用于连杆944的另一端部P9。通过这种布置，可以支持质量体902的质量。另外，关于连杆机构950的姿势，在每个连杆上，维持一种保持所赋予的力矩的平衡的姿势。

在本文中，连杆942和连杆944具有连杆长度L，它们的长度彼此相等。具体地，轴部922与轴部924之间的距离以及轴部924与连杆944的另一端部P9之间的距离均为连杆长度L。另外，连杆机构950被构造成可伸缩的，使得轴部922在垂直方向上位于连杆944的另一端部P9的上方。因此，如图1所示，相对于连杆942和连杆944的倾斜角θ9彼此相等。在这种情况下，针对每个连杆产生的绕每个轴部的扭矩τ由下式(1)表示。需要注意的是，倾斜角θ9可以取0°至90°的值。

[数学式1]

τ＝FLsinθ₉····(1)

根据式(1)，扭矩τ随倾斜角θ9接近0°而变小，并且扭矩τ随倾斜角θ9接近90°而变大。换言之，传递到连杆机构950的原动力的扭矩的要求值随连杆机构950延伸而变小，并且随着连杆机构950收缩而变大。以这种方式，在支持装置90中，传递到连杆机构950的原动力的扭矩的要求值可以根据支持装置90的姿势而不同。另外，在设置有连杆机构950的支持装置90中，传递到连杆机构950的原动力的转速的要求值也可以根据支持装置90的姿势而不同。具体地，当连杆机构950延伸时，传递到连杆机构950的原动力的转速的要求值可以设定得更大。

在本文中，在使用能够输出满足支持装置90的每种姿势的转速要求值和扭矩要求值的原动力的驱动电机的情况下，该驱动电机可能变得笨重。因此，通过为支持装置90提供变速机构，该变速机构根据转速和扭矩的上述要求值的特性而具有可变减速比，装置可以通过防止与增加驱动电机的输出相关联的驱动电机的体积增大而被小型化。然而，使用这种变速机构，在某些情况下，可能需要容纳用于切换减速比的机构的空间。

在本文中，在具有可变减速比的旋转体对中，与其他变速机构相比，零部件较少。因此，通过将具有可变减速比的旋转体对用作支持装置的变速机构，预期更有效地使装置小型化。在下文中，将描述通过利用具有可变减速比的旋转体对来更有效地使支持装置小型化的设置。

<2.本技术的概述>

接下来，在详细描述根据本公开的实施方式的支持装置之前，将参照图2至图13描述本技术的概述。

[2-1.支持装置的示意性构造]

首先，将参照图2至图4描述支持装置10的示意性构造。图2是示出与根据图1所示实例的支持装置90不同的支持装置10的示意性构造的实例的示意图。图2示出了支持质量体102的支持装置10的示意性构造。图3是用于说明图2所示的支持装置10中原动力的传递路径的说明图。

支持装置10设有连杆机构150、连接部104和图3所示的驱动电机170。连杆机构150被构造成使得通过传递由驱动电机170输出的原动力，连杆机构150响应于该原动力而可伸缩。支持装置10可以设置有未示出的控制装置，并且例如，其可以被构造成使得基于由该控制装置输出的移动指令来控制驱动电机170的驱动。

如图2所示，连接部104在一端与质量体102连接，并且在另一端经由轴部122与连杆机构150的连杆142的一端连接。连接部104固定在质量体102上，并且能够在垂直方向上与质量体102作为一体(as one，一起)来移动。

如图2所示，连杆机构150包括连杆142和连杆144。连杆142的一端经由轴部122连接到连接部104，并且相对于连接部104绕轴部122自由旋转。另外，连杆142的另一端经由轴部124连接到连杆144的一端，并且相对于连杆144绕轴部124自由旋转。连杆144的另一个端部P10与地面接触。

根据图2中所示的支持装置10，由于从驱动电机170输出的扭矩被传递到连杆机构150，而产生了地面反作用力F。具体地，地面反作用力F在大小上等于质量体102的质量产生的重力，其作用于连杆144的另一端部P10。通过这种布置，可以支撑质量体102的质量。另外，对于连杆机构150的姿势，在每个连杆上，维持一种保持所赋予的力矩的平衡的姿势。

在本文中，连杆142和连杆144具有连杆长度L，它们的长度彼此相等。具体地，轴部122与轴部124之间的距离以及轴部124与连杆144的另一端部P10之间的距离均是连杆长度L。另外，连杆机构150被构造成可伸缩，使得轴部122在垂直方向上位于连杆144的另一个端部P10的上方。因此，如图2所示，相对于连杆142和连杆144的倾斜角θ10彼此相等。

另外，支持装置10设有一对非圆形齿轮180作为变速机构。在如图3所示的支持装置10中，从驱动电机170输出的原动力通过这对非圆形齿轮180被输出到连杆机构150。该对非圆形齿轮180是旋转体对的实例，其作为变速机构，通过根据连杆机构150的姿势的减速比将从驱动电机170输出的原动力输出到连杆机构150。具体地，该对非圆形齿轮180是一对正齿轮，每个正齿轮具有非圆形节曲线。

图4是示出该对非圆形齿轮180的节曲线的实例的示意图。该对非圆形齿轮180设置有输入齿轮182和输出齿轮181，输入齿轮182是从驱动电机170侧输入原动力的输入侧上的旋转体，输出齿轮181是输出侧的旋转体。输入齿轮182和输出齿轮181彼此啮合，同时在各自的旋转中心C12和C11之间保持恒定的距离d。需要注意的是，在下文中，该对非圆形齿轮180也将简称为非圆形齿轮180。

在本文中，非圆形齿轮180的减速比表示为：在输入齿轮182和输出齿轮181彼此啮合的部分中，输出齿轮181的节曲线半径r11相对于输入齿轮182的节曲线半径r12的比率。对于非圆形齿轮180，与圆形齿轮不同，每个齿轮的节曲线的形状是非圆形的。因此，各齿轮与另一个齿轮啮合的部分中的节曲线半径r12和r11可以随着各齿轮的旋转而改变。例如，在图4中实线所示的状态下，与双点划线所示的状态相比，各齿轮与另一个齿轮啮合的部分中的节曲线半径r12较短。另一方面，在图4中实线所示的状态下，与双点划线所示的状态相比，各齿轮与另一个齿轮啮合的部分中的节曲线半径r11较长。因此，在图4中实线所示的状态下，与双点划线所示的状态相比，非圆形齿轮180的减速比较大。

通过这种方式，非圆形齿轮180具有可变减速比。在支持装置10中，非圆形齿轮180的每个齿轮具有与连杆机构150的姿势对应的旋转角。在下文中，作为非圆形齿轮180的每个齿轮的旋转角与连杆机构150的姿势之间的对应关系的一个实例，如图2所示，将描述输出齿轮181的旋转角θ11与连杆142和连杆144的倾斜角θ10之和为90°的实例。

[2-2.非圆形齿轮的减速比]

接下来，将参考图5至图9来详细描述非圆形齿轮180的减速比。本发明人对于非圆形齿轮180的减速比相对于输入齿轮182的旋转角的特性应用了多种创新，因此可以更有效地使支持装置10小型化。

输出齿轮181具有与输入齿轮182的旋转角θ12对应的旋转角θ11。因此，使用根据以下式(2)的函数f表示输出齿轮181的旋转角θ11与输入齿轮182的旋转角θ12之间的关系。

[数学式2]

θ₁₁＝f(θ₁₂)····(2)

式(2)中的函数f规定了输出齿轮181的旋转角θ11与输入齿轮182的旋转角θ12之间的关系。在本文中，非圆形齿轮180的减速比N的性质取决于旋转角θ11和旋转角θ12之间的关系。因此，通过规定旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系，可以设定减速比N的特性。具体地，通过适当地设定函数f，可以规定旋转角θ11和旋转角θ12之间的关系，使得减速比N具有期望的特性。在下文中，将描述将式(3)表示的函数f应用为式(2)的函数f的实例。

[数学式3]

f(x)＝sin^-1(Kx)····(3)

通过应用由式(3)表示的函数f，式(2)被转化为下式(4)。

[数学式4]

θ₁₁＝sin^-1(Kθ₁₂)····(4)

另外，通过重新排列式(4)得到下式(5)。需要注意的是，式(5)中的K是常数。

[数学式5]

Kθ₁₂＝sinθ₁₁····(5)

例如，可以设定式(5)中的常数K，使得与旋转角θ12对应的旋转角θ11可以采用的范围变为期望的范围。作为一个例子，在下文中，将描述旋转角θ12可以采用的范围是0到2π并且设定常数K以便旋转角θ11相对于该旋转角θ12可以采用的范围是0到π/2的情况。

例如，假设当输入齿轮182的旋转角θ12为0时，输出齿轮181的旋转角θ11为0，并且当输入齿轮182的旋转角θ12为2π时，输出齿轮181的旋转角θ11为π/2。在式(5)中，通过分别用2π和π/2代入旋转角θ12和旋转角θ11，导出下面的式(6)。

[数学式6]

另外，通过重新排列式(6)导出下式(7)。

[数学式7]

以这种方式，例如，将常数K设定为1/2π。

在本文中，在图4中示意性示出的输入齿轮182和输出齿轮181彼此啮合的部分中，因为每个齿轮的切线方向的速度彼此相等，下面的式(8)成立。

[数学式8]

另外，如上所述，输入齿轮182的旋转中心C12与输出齿轮181的旋转中心C11之间的距离d取恒定值，并且通过下式(9)来表示。

[数学式9]

r₁₁+r₁₂＝d····(9)

此时，通过取式(5)两侧的时间导数，导出下面的式(10)。

[数学式10]

另外，通过求解式(8)和式(9)的联立方程并且消除r12，导出下面的式(11)。

[数学式11]

在本文中，通过求解式(10)和式(11)的联立方程并且消除和导出下式(12)。

[数学式12]

另外，通过将式(12)代入式(9)中并求解该等式，导出下式(13)。

[数学式13]

因此，非圆形齿轮180的减速比N由下式(14)表示。

[数学式14]

如上所述，分别表示节曲线半径r11和节曲线半径r12的式(12)和式(13)是基于式(5)导出的，式(5)表示了输出齿轮181的旋转角θ11与输入齿轮182的旋转角θ12之间的关系。由式(5)表示的输出齿轮181的旋转角θ11与输入齿轮182的旋转角θ12之间的关系取决于式(2)中的函数f。因此，非圆形齿轮180中的减速比N的性质取决于式(2)中的函数f。

在本文中，将描述分别与由式(12)和式(13)表示的节曲线半径r11和节曲线半径r12相对应的输出齿轮181和输入齿轮182的具体形状。图5和图6分别是示出输出齿轮181和输入齿轮182上的齿的形状的实例的说明图。图5和图6示出了在将距离d设置为70[mm]的情况下，对应于节曲线半径r11和节曲线半径r12的节曲线中的每一个。

在非圆形齿轮180中，每个齿轮围绕旋转中心可旋转地设置。具体地，每个齿轮通过旋转轴附接到装置的另一个构件上。因此，在每个齿轮中，形成了用于将齿轮附接到另一个构件的附接部。另外，从制造的简单性和齿啮合的稳定性的角度来看，每个齿轮的形状可以适当地设计。以这种方式适当设计的每个齿轮的形状在图7至图9中示出。具体地，图7和图8分别是示出输出齿轮181和输入齿轮182的形状(包括附接部)的实例的说明图。需要注意的是，在图7和图8中，每个齿轮的齿由节曲线表示。另外，图9是一对非圆形齿轮180的外观的示意图。

[2-3.驱动电机的输出特性]

接下来，将详细描述根据本技术的支持装置10的驱动电机170的输出特性。

首先，将描述驱动电机170的输出扭矩τm的特性。

在支持装置10中，针对每个连杆产生的绕各轴部的扭矩τ由下式(15)表示。需要注意的是，倾斜角θ10可以取0°至90°的值。

[数学式15]

τ＝FLsinθ₁₀····(15)

在支持装置10中，由于将具有可变减速比N的一对非圆形齿轮180用作变速机构，由此通过下式(16)表示为产生由式(15)表示的扭矩τ所需的驱动电机170的输出扭矩τm。

[数学式16]

根据式(15)，扭矩τ随倾斜角θ10接近90°而变大。换言之，传递到连杆机构150的原动力的扭矩的要求值随着连杆机构150收缩而变大。在本文中，如式(16)所示，驱动电机170的输出扭矩τm与非圆形齿轮180的减速比N成反比。另外，根据式(14)，随着输出齿轮181的旋转角θ11接近0°，减速比N变大。换言之，减速比N随连杆机构150收缩而变大。因此，即使在连杆机构150采取相对收缩的姿势的情况下，仍可以防止驱动电机170的输出扭矩τm增加。

接下来，将参考图10来描述驱动电机170的转速n的特性。图10是用于说明驱动电机170的转速n与支持装置10垂直方向上的伸缩速度之间的关系的说明图。具体地，图10示出了连杆144如何绕轴部124旋转无穷小角度Δθ10。

如果驱动电机170的每分钟转数被取为转速n[rpm]，并且连杆144被取在一秒内绕轴部124仅旋转无穷小角度Δθ10，则无穷小角度Δθ10由下式(17)表示。

[数学式17]

因此，连杆144的另一端部P10在1秒内的移动距离Δd由下式(18)表示。

[数学式18]

因此，连杆144的另一端部P10在1秒内的移动距离Δd的垂直方向分量y'由下式(19)表示。

[数学式19]

另外，通过重新排列式(19)导出下式(20)。

[数学式20]

连杆机构150的伸缩方向与竖直方向大致对齐。因此，式(20)中移动距离Δd的垂直方向分量y'与连杆机构150的伸缩速度相关联。另外，在一些情况下，当连杆机构150延伸时，连杆机构150的伸缩速度的要求值设定得更大。在本文中，如式(20)所示，驱动电机170的转速n与非圆形齿轮180的减速比N成比例。另外，根据式(14)，减速比N随输出齿轮181的旋转角θ11接近90°而变小。换言之，减速比N随连杆机构150延伸而变小。因此，即使在连杆机构150采取相对延伸的姿势的情况下，仍可以防止驱动电机170的转速n增加。

在这一点上，将概念性描述利用上述非圆形齿轮180作为变速机构的支持装置10中驱动电机170的输出特性。图11是示出利用上述非圆形齿轮180作为变速机构的支持装置10中的驱动电机170的输出特性的一个例子的说明图。在图11中，横轴表示输出扭矩τm，纵轴表示转速n。在图11中，通过点示意性地示出了针对连杆机构150的每个姿势的驱动电机170的输出扭矩τm和转速n对。

具体地，在图11中，用点示出了使用式(16)和式(20)计算各个倾斜角θ10的驱动电机170的输出扭矩τm和转速n的结果。更具体地，在计算驱动电机170的输出特性时，通过使地面反作用力F取8.0[kgf]且每个连杆的长度L取0.12[m]来进行计算。另外，还额外地对其中在驱动电机170和连杆机构150之间设置减速比为4的圆形齿轮的例子进行了计算。另外，在非圆形齿轮180中，输出齿轮181的可旋转角取0°至约80°，由此非圆形齿轮180的减速比取值为1至2π。此外，在上述圆形齿轮和非圆形齿轮180中，取动力传递效率为90％进行上述计算。因此，在采用上述圆形齿轮和非圆形齿轮180作为单个变速机构的情况下，变速机构的减速比可以取3.24至20.36的值。

在本技术中，如上所述，支持装置10设置有一对非圆形齿轮180，其以根据连杆机构150的姿势的减速比N将从驱动电机170输出的原动力输出到连杆机构150。利用这种布置，即使在连杆机构150采取相对收缩的姿势的情况下，也可以防止驱动电机170的输出扭矩τm增加。而且，即使在连杆机构150采取相对延伸的姿势的情况下，也可以防止驱动电机170的转速n增加。因此，如图11所示，在利用非圆形齿轮180作为变速机构的支持装置10中，对于连杆机构150的每个姿势，驱动电机170的输出扭矩τm和转速n对也包含在连续运行可用区域D10内，该连续运行可用区域D10指示可以连续输出的区域。需要注意的是，在图11至图13中，虚线用于示出连续运行可用区域D10，其指示预定输出扭矩τm或更小以及预定转速n或更小的范围。

另一方面，图12和图13是示出根据参考例的支持装置中驱动电机的输出特性的实例的说明图，该参考例利用圆形齿轮作为变速机构。在根据图12和图13中所示的参考例的支持装置中，如果不使用非圆形齿轮，则原动力通过具有固定减速比的圆形齿轮从驱动电机传递到连杆机构。具体地，图12示出了使用减速比为23.8的圆形齿轮的实例。另外，图13示出了使用减速比为4的圆形齿轮的实例。

在对应于图12的实例中，由于将具有相对高的减速比的圆形齿轮用作变速机构，因此即使在连杆机构采取相对收缩的姿势的情况下，也可以防止驱动电机的输出扭矩τm增加。然而，如图12所示，在连杆机构采取相对延伸的姿势的情况下，驱动电机转速的增加使得驱动电机的一些输出扭矩τm和转速n对在转速侧比在连续运行可用区域D10处定位更高。

在对应于图13的实例中，由于将具有相对低的减速比的圆形齿轮用作变速机构，因此即使在连杆机构采取相对延伸的姿势的情况下，也可以防止驱动电机的转速n增加。然而，如图13所示，在连杆机构采取相对收缩的姿势的情况下，驱动电机的输出扭矩的增加使得驱动电机的一些输出扭矩τm和转速n对在输出扭矩侧比在连续运行可用区域D10处定位更高。

以这种方式，在本技术中，一对非圆形齿轮180通过根据连杆机构150的姿势的减速比，将从驱动电机170输出的原动力输出到连杆机构150。具体地，随着连杆机构150在伸缩方向上的长度变短，非圆形齿轮180的减速比N被设定为变大。通过这种布置，在支持装置10中，使用具有相对较少零部件的变速机构，可以实现根据传递到连杆机构150的原动力的转速和扭矩的要求值的特性来改变减速比。因此，可以更有效地使装置小型化。

接下来，将描述连杆机构150在伸缩方向上的长度与驱动电机170的旋转角之间的关系。如上所述，在支持装置10中，连接部104和质量体102在垂直方向上作为一体可移动。例如，如图2所示，质量体102位于轴部122的垂直上方，其间具有固定的距离Lsfix。在这种情况下，与地面接触的支持装置10的部分(即连杆144的另一端部P10)与质量体102在垂直方向上的距离h由下式(21)表示。

[数学式21]

h＝2Lcosθ₁₀+Lsfix····(21)

如上所述，由于输出齿轮181的旋转角θ11与连杆142和连杆144的倾斜角θ10之和为90°，所以由式(5)和式(21)导出下式(22)。

[数学式22]

h＝2LKθ₁₂+Lsfix····(22)

另外，通过将式(7)代入式(22)中导出下式(23)。

[数学式23]

在本文中，输入齿轮182与驱动电机170的旋转轴可以直接耦接(couple，连接)，或者通过一个或多个圆形齿轮耦接。换言之，驱动电机170的旋转角也可以与输入齿轮182的旋转角θ12相关联。根据式(23)，与地面接触的支持装置10的部分(即连杆144的另一端部P10)与质量体102在垂直方向上的距离h和输入齿轮182的旋转角θ12具有线性关系。如上所述，连杆机构150被构造成可伸缩，使得轴部122在垂直方向上位于连杆144的另一个端部P10的上方。因此，式(23)中的距离h与连杆机构150在伸缩方向上的长度相关联。

在这一点上，在与设置有通过传递由驱动电机输出的原动力而响应于该原动力可伸缩的连杆机构的支持装置相关的领域中，可以想到降低支持装置的驱动控制中的计算复杂性是可取的。具体地，在与支持装置相关的领域中，在驱动电机的控制中，连杆机构在伸缩方向上的长度或与该长度相关的值在一些情况下由驱动电机的旋转角表示。因此，在连杆机构在伸缩方向上的长度与驱动电机的旋转角具有非线性关系的情况下，驱动电机控制中的计算复杂度可能增加。

根据本技术，如上所述，连杆机构150在伸缩方向上的长度也可以与驱动电机170的旋转角成线性关系。使用这种布置，可以简化与支持装置10中驱动电机170的控制相关的公式。因此，可以降低支持装置10的驱动控制中的计算复杂度。

<3.根据实施方式的支持装置>

接下来，将参照图14至图20描述本公开的实施方式的支持装置1。

[3-1.支持装置的整体构造]

首先，将参照图14和图15描述支持装置1的整体构造。图14是示出根据本实施方式的支持装置1的整体构造的实例的示意图。图15是示出根据本实施方式的支持装置1的示意性构造的示意图。

例如，根据本实施方式的支持装置1可以用作腿式机器人。具体地，图14示出了支持机器人的主体的支持装置1。支持装置1与机器人主体之间的关系对应于支持装置10与参照图2描述的质量体102之间的关系。图14示出了在机器人主体中支持装置1附接至其的附接部12。

支持装置1设有连杆机构50、驱动电机70和一对非圆形齿轮80。连杆机构50被构造成使得通过传递由驱动电机70输出的原动力，连杆机构50响应于该原动力而可伸缩。支持装置1可以设置有未示出的控制装置，并且例如，可以经配置以使得基于从该控制装置输出的移动指令来控制驱动电机70的驱动。在支持装置1中，与参照图3所述的支持装置10中原动力的传递路径相似，通过一对非圆形齿轮80将从驱动电机70输出的原动力输出到连杆机构50。

该对非圆形齿轮80是充当变速机构的旋转体对的例子，该变速机构通过根据连杆机构50的姿势的减速比将从驱动电机70输出的原动力输出到连杆机构50。该对非圆形齿轮80设有输入齿轮82和输出齿轮81。输入齿轮82和驱动电机70的旋转轴可以直接耦接，或者通过一个或多个圆形齿轮耦接。具体地，在一对非圆形齿轮80中，通过使输出齿轮81的旋转角θ1相对于输入齿轮82的旋转角θ2是非线性的，可以实现根据连杆机构50的姿势来改变减速比。随后将描述关于这种非圆形齿轮80的减速比的特性的细节。需要注意的是，在下文中，该对非圆形齿轮80也将简称为非圆形齿轮80。

连杆机构50包括多个连杆。具体地，如图14所示，连杆机构50包括连杆41、作为输出齿轮81的一部分的连杆42、连杆44、连杆46、连杆47和连杆48。

根据本实施方式的连杆机构50的至少一部分形成梯形连杆机构52。例如，在支持装置1中，由连杆41、连杆42、连杆44和连杆46形成梯形连杆机构52。梯形连杆机构52是4-接合点连杆机构，其中相对的连杆具有不同的连杆长度。连杆42对应于根据本公开的第一连杆。另外，连杆46对应于根据本公开的第二连杆。此外，连杆41和连杆44分别对应于根据本公开的第三连杆和第四连杆。根据本公开实施方式的支持装置1，通过将梯形连杆机构52形成为连杆机构50的至少一部分，可以最小化对支持装置1的姿势的限制。需要注意的是，随后将描述关于这种梯形连杆机构52的细节。

连杆41上设置有一对非圆形齿轮80和驱动电机70。具体地，输入齿轮82和驱动电机70设置在连杆41的一端。此外，在连杆41的延伸方向上，输出齿轮81设置在比输入齿轮82更靠近中间的位置。输入齿轮82和输出齿轮81通过各自的旋转轴连接到连杆41，并且相对于连杆41自由旋转。例如，驱动电机70固定在连杆41上。另外，一对非圆形齿轮80的每个旋转轴相对于连杆41的相对位置是固定的。具体地，输入齿轮82的旋转轴22和输出齿轮81的旋转轴21相对于连杆41的相对位置是固定的。

连杆41可旋转地附接在机器人主体的一端并且相对于机器人主体的附接部12自由旋转。具体地，连杆41相对于机器人主体的附接部12绕输入齿轮82的旋转轴22自由旋转。此外，连杆41的另一端分别通过轴部28和轴部30连接到连杆46的中间部分和连杆47的一端，并且相对于连杆46和连杆47绕轴部28和轴部30中的每一个自由旋转。在连杆41的延伸方向上，轴部30位于比轴部28更靠近中间的位置。

连杆42对应于输入侧的第一连杆，其在经由一对非圆形齿轮80输入的原动力下可旋转。例如，在本实施方式中，连杆42被包括作为输出齿轮81的一部分。具体地，输出齿轮81设置有与输入齿轮82的齿部啮合的齿部81a、通过旋转轴21连接到连杆41的附接部81b以及在径向方向上突出的突出部81c。在输出齿轮81的外周方向上与设置齿部81a的位置不同的位置设置突出部81c，并且突出部81c通过其前端上的轴部24连接到连杆44的一端。连杆42可包括附接部81b和突出部81c。以这种方式，连杆42可以与输出齿轮81作为一体来旋转。此外，连杆42相对于连杆44绕轴部24可旋转。需要注意的是，连杆42不必被包括作为输出齿轮81的一部分。此外，连杆42可包括多个构件。

连杆46对应于输出侧的第二连杆，其与连杆42相对设置，并且根据连杆42的旋转而可旋转。连杆46的一端经由轴部26连接到连杆44的另一端，并且绕轴部26相对于连杆44自由旋转。另外，连杆46的另一端经由轴部34连接到连杆48的中间部分，并且相对于连杆48绕轴部34自由旋转。

如上所述，连杆41和连杆44分别对应于彼此面对(face opposite，面向，相对面向)的第三连杆和第四连杆并且可旋转地耦接连杆42和连杆46。

连杆47的另一端经由轴部32连接到连杆48的一端，并且相对于连杆48绕轴部32自由旋转。另外，连杆48的另一个端部P1与地面接触。

在本实施方式中，由连杆41、连杆46、连杆47和连杆48形成平行连杆机构。具体地，在平行连杆机构中，彼此面对的连杆41和连杆48的连杆长度大致相同。具体而言，轴部30与轴部28之间的距离与轴部32和轴部34之间的距离大致相同。另外，在平行连杆机构中，彼此面对的连杆46和连杆47的连杆长度大致相同。具体而言，轴部28和轴部34之间的距离与轴部30和轴部32之间的距离大致相同。

在图15中，更加示意性地示出了图14所示的支持装置1的构造。需要注意的是，在图15中，图示中省略了机器人主体的附接部12、输入齿轮82、输出齿轮81的一部分以及连杆47。根据图14和图15中所示的支持装置1，由于从驱动电机70输出的扭矩被传递到连杆机构50而产生了地面反作用力F。具体地，地面反作用力F在大小上等于至少部分由机器人主体的质量产生的重力，其作用于连杆48的另一端部P1。利用这种布置，可以支持机器人主体的质量的至少一部分。而且，关于连杆机构50的姿势，在每个连杆中，维持了保持所赋予力矩的平衡的姿势。

在本文中，连杆41中旋转轴22与轴部28之间的距离、连杆46中轴部28与轴部34之间的距离以及连杆48中轴部34与另一端部P1之间的距离具有相等的连杆长度L。另外，连杆机构50被构造成可伸缩，使得旋转轴22在垂直方向上位于连杆48的另一端部P1的上方。另外，在支持装置1中，如参照图14所述的，由连杆41、连杆46、连杆47和连杆48形成平行连杆机构。因此，如图15所示，连杆41和连杆46之间的角度以及连杆46和连杆48之间的角度成为相等幅度的开角θ0。另外，与地面接触的支持装置1的部分(即连杆48的另一端部P1)与旋转轴22在垂直方向上的距离h由下式(24)表示。需要注意的是，开角θ0可以取值0°至180°。

[数学式24]

如上所述，连杆41相对于机器人主体的附接部12可自由旋转地附接并且还绕旋转轴22自由旋转。另外，连杆机构50被构造成可伸缩，使得旋转轴22在垂直方向上位于连杆48的另一端部P1的上方。因此，由式(24)表示的距离h对应于连杆机构50在伸缩方向上的长度。

[3-2.梯形连杆机构]

接下来，将参考图16和图17来描述根据本实施方式的梯形连杆机构52的细节。图16是示出根据本实施方式的梯形连杆机构52的实例的示意图。如图16所示，在梯形连杆机构52中，旋转轴21与轴部24之间的距离对应于与连杆42对应的第一连杆的连杆长度a，轴部24与轴部26之间的距离对应于与连杆44对应的第四连杆的连杆长度b，旋转轴21与轴部28之间的距离对应于与连杆41对应的第三连杆的连杆长度c，并且轴部26与轴部28之间的距离对应于与连杆46对应的第二连杆的连杆长度a。

在下文中，如图16所示，将轴部24和轴部28之间的距离称为长度e，将连接轴部24与轴部28的线和连杆41之间的角称为角并且将连接轴部24与轴部28的线和连杆46之间的角称为角因此，如图16所示，参考图15所述的开角θ0成为从180°减去角和角获得的角度。另外，在下文中，如图16所示，连杆42和连杆41之间的角被描述为输出齿轮81的旋转角θ1。

在下文中，根据余弦定理，长度e、角和角分别由下式(25)至(27)表示。

[数学式25]

此外，开角θ0由下式(28)表示。

[数学式26]

因此，通过将式(25)至(27)代入式(28)导出下式(29)。

[数学式27]

式(29)表达了输出齿轮81的开角θ0和旋转角θ1之间的关系。例如，根据式(29)，在分别将95[mm]、200[mm]、63[mm]和200[mm]用作长度a、b、c和d的情况下，开角θ0和旋转角θ1之间的关系由图17所示的曲线表示。需要注意的是，在图17中，开角θ0和旋转角θ1的值以弧度为单位表示。在下文中，将描述将95[mm]、200[mm]、63[mm]和200[mm]分别用作长度a、b、c和d的例子。

根据图17，在将旋转角θ1增大或减小预定增加或减少量的角度的情况下，开角θ0的增加或减少量比旋转角θ1的预定增加或减少量大。换言之，对应于旋转角θ1的预定角度范围的开角θ0的角度范围比旋转角θ1的预定角度范围大。以这种方式，与旋转角θ1可以采用的范围相比，开角θ0可以采用的范围可以被设定为较大。具体地，通过适当地设置长度a、b、c和d的值，可以规定开角θ0可以采用的范围与旋转角θ1可以采用的范围之间的关系。

以这种方式，在本实施方式中，通过使连杆机构50的至少一部分形成梯形连杆机构52，与输出齿轮81的旋转角θ1可以采用的范围相比，可以使开角θ0在连杆机构50中可以采用的范围更大。利用这种布置，由于可以扩大连杆机构50的运动范围，所以可以最小化对支持装置1的姿势的限制。需要注意的是，稍后将描述开角θ0和旋转角θ1中的每一个可以采用的范围的具体实例。

在本文中，开角θ0可以采用的范围对应于连杆46的可旋转角，并且旋转角θ1可以采用的范围对应于连杆42的可旋转角。另外，连杆46和连杆42分别对应于第二连杆和第一连杆。因此，与第一连杆的可旋转角相比，第二连杆的可旋转角可以设定得较大。

[3-3.非圆形齿轮的减速比]

接下来，将参考图18至图20详细描述非圆形齿轮80的减速比。

在本文中，为了简化公式的处理，如果式(29)的右侧近似为相对于旋转角θ1的三次方程，那么开角θ0由下式(30)表示。需要注意的是，在式(30)中，t、u、v和w是常数。具体地，常数t、u、v和w的值是根据上述长度a、b、c和d的值设定的。

[数学式28]

θ₀＝tθ₁ ³+uθ₁ ²+vθ₁+w····(30)

如前所述，非圆形齿轮80的减速比N的特性取决于旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系。因此，通过规定旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系，可以设定减速比N的特性。具体地，通过适当地使用式(24)和式(30)，可以规定旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系，使得减速比N具有所需的特性。在下文中，将描述一个例子，其中使用式(24)和式(30)来规定旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系，以便减速比N具有所需的特性。

在本文中，例如，将由下式(31)表示的关系用作h/L与旋转角θ2之间的关系。需要注意的是，在式(31)中，k和b是常数。

[数学式29]

在这种情况下，由式(24)和式(31)导出下式(32)。

[数学式30]

在本文中，通过将式(30)代入式(32)中导出下式(33)。

[数学式31]

式(33)表达了输出齿轮81的旋转角θ1与输入齿轮82的旋转角θ2之间的关系。通过取式(33)的两侧的时间导数导出下式(34)。

[数学式32]

在本文中，α和β的定义如下式(35)和式(36)中所示。

[数学式33]

通过将式(35)和式(36)代入式(34)中导出下式(37)。

[数学式34]

在本文中，ε的定义如下式(38)所示。

[数学式35]

通过将式(38)代入式(37)中导出下式(39)。

[数学式36]

同时，在根据本实施方式的非圆形齿轮80中，对于旋转角θ1和旋转角θ2，与上述式(11)类似，下式(40)成立。需要注意的是，在下文中，r1被描述为输出齿轮81的节曲线半径，r2被描述为输入齿轮82的节曲线半径，并且d被描述为输入齿轮82和输出齿轮81的各旋转中心之间的距离。

[数学式37]

在本文中，通过求解式(39)和式(40)的联立方程并且消除和导出下式(41)。

[数学式38]

另外，输出齿轮81的节曲线半径r1与输入齿轮82的节曲线半径r2之和等于输入齿轮82和输出齿轮81的各旋转中心之间的距离d。因此，由式(41)导出下式(42)。

[数学式39]

因此，非圆形齿轮80的减速比N由下式(43)表示。

[数学式40]

如上所述，输出齿轮81的旋转角θ1与输入齿轮82的旋转角θ2之间的关系由式(33)表示。此外，具有根据旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系的特性的减速比N由式(43)表示。根据式(33)，旋转角θ1和旋转角θ2之间的关系具体取决于常数k和b的设定值。

例如，式(33)中的常数k和b可以经设定使得对应于旋转角θ2的开角θ0可以采用的范围变为期望的范围。作为一个例子，在下文中，将描述其中旋转角θ2可以采用的范围是0°到360°并且设定常数k和b使得开角θ0相对于该旋转角θ2可以采用的范围是24.8°至161.0°的情况。

例如，假设当开角θ0为24.8°时，旋转角θ2为0°。利用这种布置，基于开角θ0和旋转角θ2之间的这种关系以及式(32)，常数b被设定为1.171。另一方面，假设当旋转角θ0为161.0°时，旋转角θ2为360°。利用这种布置，基于开角θ0和旋转角θ2之间的这种关系以及式(32)，常数k被设定为0.285。

另外，通过使用通过将常数k和距离d的值代入式(41)和式(42)中的每一个而获得的式，可以相对于旋转角θ1和旋转角θ2计算节曲线半径r1和节曲线半径r2中的每一个。在本文中，在将距离d设定为70[mm]的情况下，在图18和图19中示出了以这种方式计算的对应于节曲线半径r1和节曲线半径r2的输出齿轮81和输入齿轮82的形状的具体实例。具体地，图18和图19分别是示出输出齿轮81和输入齿轮82的形状(包括附接部)的例子的说明图。需要说明的是，在图18和图19中，每个齿轮的齿由节曲线表示。

如上所述，在非圆形齿轮80的每个齿轮中，形成了用于将齿轮附接到另一构件的附接部。具体地，在输出齿轮81和输入齿轮82中，形成了用于将齿轮附接到图14所示的连杆41的附接部。另外，从制造的简单性和齿啮合的稳定性的角度来看，可以适当地设计每个齿轮的形状。更具体地，图18和图19示出了以这种方式适当设计的每个齿轮的形状。

另外，基于式(30)、式(35)、式(36)、式(38)和式(43)可以计算对于每个开角θ0的非圆形齿轮80的减速比N。具体地，在开角θ0为24.8°的情况下，基于上述各式计算的减速比N变为6.12，而在开角θ0为161.0°的情况下，基于上述各式计算的减速比N变为2.8。

根据上述各式，根据本实施方式的非圆形齿轮80的减速比N特定地随开角θ0接近12.4°而变大。换句话说，随着连杆机构50收缩，减速比N变大。因此，即使在连杆机构50采取相对收缩的姿势的情况下，也可以防止驱动电机70的输出扭矩增加。此外，随着开角θ0接近161.0°，非圆形齿轮80的减速比N变小。换句话说，随着连杆机构50延伸，减速比N变小。因此，即使在连杆机构50采取相对延伸的姿势的情况下，也可以防止驱动电机70的转速增加。

以这种方式，随着连杆机构50在伸缩方向上的长度变短，根据本实施方式的非圆形齿轮80的减速比N被设定为变大。通过这种布置，在支持装置1中，可以实现根据传递到连杆机构50的原动力的转速和扭矩的要求值的特性来改变减速比，并且变速机构具有相对较少的零部件。因此，可以更有效地使装置小型化。

在本文中，基于式(30)可计算对于每个开角θ0的旋转角θ1的值。具体地，在开角θ0为24.8°的情况下，基于式(30)计算的旋转角θ1变为49°，并且在开角θ0为161.0°的情况下，基于式(30)计算的旋转角θ1变为122°。以这种方式，在本实施方式中，通过使连杆机构50的至少一部分形成梯形连杆机构52，与输出齿轮81的旋转角θ1可以采用的范围相比，可以使开角θ0在连杆机构50中可以采用的范围更大。通过这种布置，由于可以扩大连杆机构50的运动范围，因此可以最小化对支持装置1的姿势的限制。

此外，在梯形连杆机构52中，如图16所示，与相对连杆42设置并且可根据连杆42的旋转而旋转的对应于输出侧第二连杆的连杆46的连杆长度c相比，在通过一对非圆形齿轮80输入的原动力下可以旋转的对应于输入侧第一连杆的连杆42的连杆长度a也可以更长。通过这种布置，梯形连杆机构52可以具有充当变速机构的功能，其将输入原动力的转速减小并且输出到输出侧。

如上所述，减速比N特定地随连杆机构50延伸而变小。因此，如图19所示，随着输入齿轮82的旋转角θ2变大，输入齿轮82的节曲线半径r2可以变大。采用这种布置，在旋转角θ2相对较小的情况和旋转角θ2相对较大的情况之间可能出现节曲线半径r2的差异。在节曲线半径r2的这种差异相对较大的情况下，制造输入齿轮82可能变得困难。而且，在这种情况下，非圆形齿轮80中每个齿轮的齿啮合可能变得不稳定。

如上所述，根据本实施方式的梯形连杆机构52可以具有充当变速机构的功能，其将输入的原动力的转速减小并且输出到输出侧。利用这种布置，可以减小旋转角θ2相对较大的情况下的节曲线半径r2。因此，由于旋转角θ2相对较小的情况和可以降低旋转角θ2的情况之间的节曲线半径r2的差异，所以输入齿轮82的形状可以接近真圆。因此，可以实现非圆形齿轮80中的每个齿轮的简单制造和稳定的齿啮合。

另外，如上所述，输入齿轮82和驱动电机70的旋转轴可以直接耦接，或者通过一个或多个圆形齿轮耦接。换言之，驱动电机70的旋转角也可以与输入齿轮82的旋转角θ2相关联。根据式(31)，从支持装置1的与地面接触的部分(即连杆48的另一端部P1)到旋转轴22在垂直方向上的距离h与输入齿轮82的旋转角θ2成线性关系。此外，如上所述，距离h对应于连杆机构50在伸缩方向上的长度。图20是示出旋转角θ2与对应于连杆机构50在伸缩方向上的长度的距离h之间的关系的实例的说明图。

以这种方式，连杆机构50在伸缩方向上的长度也可以与驱动电机70的旋转角成线性关系。采用这种布置，可以简化与支持装置1中驱动电机70的控制有关的式。因此，可以降低支持装置1的驱动控制中的计算复杂度。

<4.结论>

如上所述，根据本公开的实施方式，一对非圆形齿轮80以根据连杆机构50的姿势的减速比，将从驱动电机70输出的原动力输出到连杆机构50。具体地，随着连杆机构50在伸缩方向上的长度变短，非圆形齿轮80的减速比被设定变大。采用这种布置，在支持装置1中，使用具有相对较少零部件的变速机构，可以实现根据传递到连杆机构50的原动力的转速和扭矩的要求值来改变减速比。因此，可以更有效地使装置小型化。

另外，在本实施方式中，通过使连杆机构50的至少一部分形成梯形连杆机构52，与输出齿轮81的旋转角θ1可以采用的范围相比，可以使开角θ0在连杆机构50中可以采用的范围更大。通过这种布置，由于可以扩大连杆机构50的运动范围，因此可以最小化对支持装置1的姿势的限制。

需要注意的是，尽管上面描述了将一对非圆形齿轮用作设置在支持装置中的旋转体对的例子，但是，本公开的技术范围不限于这样的示例。这对旋转体足以具有作为变速机构的功能，其通过根据连杆机构姿势的减速比将从驱动电机输出的原动力输出到连杆机构。例如，这对旋转体也可以是一对滑轮。在这种情况下，在这对滑轮之间缠绕诸如皮带或链条之类的动力传递构件，其在该对滑轮之间传递原动力。此外，这对滑轮的减速比由输出滑轮半径与输入滑轮半径的比值表示，输出滑轮是输出侧的旋转体，输入滑轮是接收来自驱动电机侧的原动力的输入侧的旋转体。

需要注意的是，尽管上文参照图14描述了根据本实施方式的支持装置1的构造的实例，但是支持装置1的构造不特别限于这样的实例。例如，连杆机构中梯形连杆机构的数量和布置没有特别限制。此外，在连杆机构中，可以适当地形成一个或多个平行连杆机构。在这种情况下，连杆机构中平行连杆的数量和布置不受特别限制。

以上已经参考附图描述了本公开的优选实施方式，但本公开不限于以上示例。本领域技术人员可以在所附权利要求的范围内找到各种改变和修改，并且应该理解的是，它们自然属于本公开的技术范围。

另外，本说明书中描述的效果仅仅是说明性的或示例性的效果，并不是限制性的。也就是说，利用或代替上述效果，根据本公开的技术可以实现从本说明书的描述中对本领域技术人员而言是清楚的其它效果。

此外，本技术也可以被配置为如下。

(1)

一种支持装置，其包括：

驱动电机；

连杆机构，通过传递从驱动电机输出的原动力，其响应于该原动力而可伸缩；和

旋转体对，其作为变速机构，该变速机构以与连杆机构的姿势对应的减速比，将原动力输出到连杆机构，其中

连杆机构的至少一部分形成梯形连杆机构。

(2)

根据(1)的支持装置，其中减速比被设定为随连杆机构在伸缩方向上的长度变短而变大。

(3)

根据(1)或(2)的支持装置，其中连杆机构在伸缩方向上的长度与驱动电机的旋转角成线性关系。

(4)

根据(1)至(3)中任一项的支持装置，其中，梯形连杆机构包括：在输入侧的第一连杆，所述第一连杆在通过旋转体对输入的原动力下可旋转；在输出侧的第二连杆，所述第二连杆相对第一连杆设置并且根据第一连杆的旋转而可旋转；以及第三连杆和第四连杆，所述第三连杆和所述第四连杆彼此面对并且可旋转地耦接第一连杆和第二连杆。

(5)

根据(4)的支持装置，其中与第一连杆的可旋转角度相比，第二连杆的可旋转角被设定为更大。

(6)

根据(4)或(5)的支持装置，其中

旋转体对的各旋转轴相对于第三连杆的相对位置是固定的，并且

第一连杆与旋转体对中的输出侧的旋转体作为一体可旋转。

(7)

根据(1)至(6)中任一项的支持装置，其中在旋转体对中，输出侧的旋转体的旋转角与接收原动力的输入侧的旋转体的旋转角成非线性关系。

(8)

根据(1)至(7)中任一项的支持装置，其中旋转体对是一对正齿轮。

(9)

根据(1)至(7)中任一项的支持装置，其中旋转体对是一对滑轮。

符号说明

1,10,90 支持装置

21,22 旋转轴

24,26,28,30,32,34 轴部

41,42,44,46,47,48 连杆

50 连杆机构

52 梯形连杆机构

70 驱动电机

80 非圆形齿轮对

81 输出齿轮

82 输入齿轮

102 质量体

104 连接部

122,124 轴部

142,144 连杆

150 连杆机构

170 驱动电机

180 非圆形齿轮对

181 输出齿轮

182 输入齿轮

902 质量体

922,924 轴部

942,944 连杆

950 连杆机构。

Claims

1.一种支持装置，包括：

驱动电机；

连杆机构，通过传递从所述驱动电机输出的原动力，所述连杆机构响应于所述原动力而可伸缩；以及

旋转体对，其作为变速机构，所述变速机构以与所述连杆机构的姿势对应的减速比，将所述原动力输出到所述连杆机构，其中

所述连杆机构的至少一部分形成梯形连杆机构。

2.根据权利要求1所述的支持装置，其中

所述减速比被设定为随所述连杆机构在伸缩方向上的长度变短而变大。

3.根据权利要求1所述的支持装置，其中

所述连杆机构在伸缩方向上的长度与所述驱动电机的旋转角成线性关系。

4.根据权利要求1所述的支持装置，其中

所述梯形连杆机构包括：在输入侧的第一连杆，所述第一连杆在通过所述旋转体对输入的原动力下可旋转；在输出侧的第二连杆，所述第二连杆相对所述第一连杆设置并且根据所述第一连杆的旋转而可旋转；以及第三连杆和第四连杆，所述第三连杆和所述第四连杆彼此面对并且可旋转地耦接所述第一连杆和所述第二连杆。

5.根据权利要求4所述的支持装置，其中

与所述第一连杆的可旋转角度相比，所述第二连杆的可旋转角度被设定为更大。

6.根据权利要求4所述的支持装置，其中

所述旋转体对的各旋转轴相对于所述第三连杆的相对位置是固定的，并且

所述第一连杆与所述旋转体对中的输出侧的旋转体作为一体可旋转。

7.根据权利要求1所述的支持装置，其中

在所述旋转体对中，输出侧的旋转体的旋转角与接收原动力的输入侧的旋转体的旋转角成非线性关系。

8.根据权利要求1所述的支持装置，其中

所述旋转体对是一对正齿轮。

9.根据权利要求1所述的支持装置，其中

所述旋转体对是一对滑轮。