JP7274195B2 - 過負荷保護機構を備えた動力伝達機構 - Google Patents

Description

本発明は、過負荷保護機構を備えた動力伝達機構に関し、特に波動歯車装置等、高減速比の減速装置を備えた動力伝達機構に好適な過負荷保護機構に関するものである。

例えば、産業用ロボットや人間型歩行ロボットの関節を駆動するためには、アクチュエータの回転速度を高減速比で減速し、減速比に比例したトルクを出力する減速装置が必要である。このような減速装置として、小型で高減速比が得られ、高精度の制御を実現できる波動歯車減速装置を備えた関節構造が広く採用されている。

波動歯車減速装置は、楕円と真円の差動を利用とした減速装置であり、基本構成パーツとしては、剛性内歯歯車、可撓性外歯歯車、波動発生器とで構成されている。
剛性内歯歯車は剛性を有する円筒状形状をしており、内側に歯車の歯が形成されている。可撓性外歯歯車は可撓性を有する薄肉円筒状形状をしており、外側に歯車の歯が形成されている。波動発生装置は楕円状形状をしており、可撓性外歯歯車の内側に嵌め、可撓性外歯歯車を楕円形に撓めている。撓められた可撓性外歯歯車が部分的に剛性内歯歯車に噛み合わされた状態を形成することで高減速比を実現し、小型軽量で、高精度、ノンバックラッシュという優れた特性を備えている。

しかし、動力伝達系に過大な負荷が発生した場合、部分的に噛み合っている剛性内歯歯車と可撓性外歯歯車の間に、歯の噛み合いがずれるラチェッティングが発生するおそれがある。
特にロボットの関節駆動では、アクチュエータとしてのモータを作動している際、急な加減速等に伴い、モータ自体が大トルクを発生した場合、あるいは、ロボットと環境との接触、人間型歩行ロボットの転倒等により、アームや脚などからモータに対し大きなトルクが逆入力された場合、ラチェッティングが発生することがある。
ラチェッティングが１度でも発生すると、歯車の歯が摩耗破損し、ラチェッティングトルクが低下し、ラチェッティングが再発し易くなるばかりでなく、最悪、薄肉状の可撓性外歯歯車に亀裂破損が発生し、波動歯車減速装置等、高価な減速機の交換を余儀なくされる。
仮に、ラチェッティングや亀裂破損に至らなくても、負荷側からの逆入力によりモータが発電機として作用し、発生した逆起電力によるロボット電源の瞬停を招き、ロボットの信頼性を損なうことにつながる。
こうしたことから、動力伝達系に作用し得る過大な負荷は、ロボットの普及を阻む一因となっている。

こうした過大な負荷に対する対策として、急な加減速を伴うトルクや瞬間的にモータが大トルクを発生した場合については、モータが発生する最大トルクを考慮してラチェッティングトルクに余裕のある波動歯車減速装置を選定することが考えられる。これにより、ラチェッティングトルクを超えることなく、モータの発生最大トルクまで能動的な作動が可能になるが、波動歯車減速装置の大型化、高コスト化を招く。
さらに、ロボットが環境と接触したり、転倒した場合については、アームや脚などから、想定外の衝撃的な大トルクがモータに対して逆入力トルクが減速装置に作用することになる。このため、ラチェッティングトルクに余裕のある波動歯車減速装置を採用した場合においても、想定外の衝撃的な大トルクは、ラチェッティングトルクを大きく上回ることが想定される。

特許文献１には、波動歯車減速装置の剛性内歯歯車とハウジングの間に非固定部材を導入し、通常運転時は摩擦力でハウジングと剛性内歯歯車を固定し、過負荷トルクが作用した場合に、波動歯車減速装置の剛性内歯歯車をハウジングに対して回転方向にすべることでラチェッティングを抑制する波動歯車減速装置が開示されている。
また、特許文献２、３には、波動歯車減速装置の波動発生器と入力シャフトの間に非固定部材を導入し、通常運転時(過負荷トルク以下での運転時)は摩擦力で波動発生器と入力シャフトを固定し、過負荷トルクが作用した場合に、波動発生器と入力シャフトの間に回転方向に滑りが生じることでラチェッティングを抑制する波動歯車減速装置が開示されている。

特開２００５－０５４９８１号公報 特開２００９－０３０７３９号公報 特開２０１２－０７２９１２号公報

上記の先行技術文献に記載された過負荷トルク防止装置では、いずれも、摩擦力を介して回転トルクを伝達し、この回転トルクが上限を上回った場合に滑りを発生させることで過負荷保護機能を実現している。
しかし、摩擦力を利用することから、動力伝達効率が低下するとともに、摩擦力は、摩擦面の状態、運転時間や気温や湿度などの影響を大きく受けるため、安全率を高めるためには、伝達される回転トルクに大幅な制限を加えざるを得ず、モータの出力特性を最大限活かした、適切な過負荷保護を実現することが困難である。

そこで、本発明の目的は、動力伝達系に過大な回転トルクが発生した場合、予め弾性係数が定められたバネの反発力に抗して、入力軸側と出力軸側を軸方向に離隔させ、これにより伝達される回転トルクを制限することにより、摩擦面の状況や環境等に左右されることなく、回転トルクの上限を正確に設定可能とすることにある。

上記課題の課題を解決するため、本発明の動力伝達機構は、減速機の入力軸と出力軸の間に介装される動力伝達機構であって、周方向に動径方向等高曲面が形成された第１部材と、第１部材に形成された動径方向等高曲面に対し予め定められた押圧力で接触する第２部材を備え、入力軸と出力軸の間に伝達される回転トルクに応じて、第１部材に対する前記第２部材の回転方向相対位置を押圧力に抗して変化させることにより、第１部に形成された動径方向等高曲面に沿って、第１部材と第２部材の軸方向相対位置を回転トルクに一対一に対応するように変化させるようにした。

本発明によれば、動力伝達系に過大な回転トルクが発生した場合、回転トルクに応じて、第２部材を第１部材の動径方向等高曲面に沿って周方向に追随させることにより、第１部材と第２部材の軸方向相対位置を回転トルクに一対一に対応するように変化させることができるので、摩擦面の状況や環境等に左右されることなく、回転トルクの上限を正確に設定することが可能となる。

図１は、本発明の実施例１に基づく過負荷保護装置を減速装置に適用した関節構造の外観を示す斜視図である。 図２は、図１に示される関節構造の分解図である。 図３は、図２とは逆方向から見た図１に示される関節構造の分解図である。 図４は、図１に示される関節構造に適用した減速装置の正面図である。 図５は、図４におけるＡ－Ａ断面図である。 図６は図５中、点線で囲った部分の拡大図であり、減速装置が無負荷状態にあるとき様子を示すものである。 図７は、図５中、点線で囲った部分の拡大図であり、減速装置に負荷トルクが作用したときの様子を示すものである。 図８は、過負保護装置の相対回転移動量に基づいてアクチュエータの出力制御を行うためのブロック図である。 図９は、横軸に過負保護装置の係合するクラウンギヤの相対変位角、縦軸に出力トルクの関係をプロットした変位－トルク特性である。 図１０は、本発明の実施例２に基づく過負荷保護装置を減速装置に適用した関節構造の断面図である。 図１１は、実施例２の過負荷保護装置を示す図である。 図１２は、減速装置が無負荷状態にある時の図１１におけるＢ－Ｂ断面図である。 図１３は、減速装置に負荷トルクが作用したときの図１１におけるＢ－Ｂ断面図である。 図１４は、図１３と逆向きの負荷トルクが作用したときの図１１におけるＢ－Ｂ断面図である。 図１５は、実施例２のカムのカム曲線を設計するために用いたパラメータを説明する図である。

［実施例１］
以下、図面を参照して、本発明の実施例１について説明する。
実施例１は、減速機として波動歯車装置を利用したロボット関節構造１に適用したもので、図１は関節構造の外観を示す斜視図であり、図２、図３はその表裏からみた分解図である。
電動モータ等のアクチュエータ１０１からの出力は、タイミングベルト１０４、従動プーリ１０３を介して入力シャフト５１に伝達される。入力シャフト５１の回転は、減速装置２として、剛性内歯歯車２２、可撓性外歯歯車２３、波動発生器２４からなる波動歯車装置２１により減速され、本実施例における過負荷保護機構である過負荷保護装置３１、出力部１４を介してロボットの関節構造を駆動する出力部１４に伝達される。
波動歯車装置２１は、ケース本体４１、蓋カバー４２、底カバー４３からなるケース部１２内に、波動歯車装置２１の出力軸ならびに入力軸(入力シャフト５１の回転軸)回りに相対回転自在に収納されている。このケース部１２内に、波動歯車装置２１側の第１クラウンギヤ３２、中央側の第２クラウンギヤ３３、ケース部１２のケース本体４１側に配置された弾圧部材３４とで構成された過負荷保護装置３１が配置されている。

アクチュエータ１０１とケース部１２は、ロボットの胴体など、図示しないベースフレームＹに固定されており、両者の相対位置関係は、アクチュエータ１０１の作動にかかわらず不変である。
なお、アクチュエータ１０１の回転駆動軸の他端部には、駆動プーリ１０２が固定されている。
また、波動歯車装置２１の入力軸となる入力シャフト５１の一端部に、従動プーリ１０３が固定されており、入力シャフト５１の他端部には、波動歯車装置２１の波動発生器２４が固定されている。

図１－図３に示すように、ベルト伝達機構は、駆動プーリ１０２、従動プーリ１０３、タイミングベルト１０４とで構成され、駆動プーリ１０２と従動プーリ１０３の両プーリにタイミングベルト１０４が巻き掛けられている。
この構造により、ベルト伝達機構は、動力の伝達元と伝達先となるアクチュエータ１０１の回転駆動軸と入力シャフト５１の回転軸が平行となり、タイミングベルト１０４を駆動プーリ１０２と従動プーリ１０３の両プーリに巻き掛ける簡易な構造で、アクチュエータ１０１の回転駆動力を波動歯車装置２１の入力シャフト５１に伝達することができる。
なお、実施例では、アクチュエータ１０１の回転駆動力を減速装置２の入力シャフト５１に伝達する手段として、ベルト伝達機構を用いたが、平歯車を用いた伝達機構でもよく、アクチュエータ１０１の回転駆動軸を直接、入力シャフト５１に締結した伝達機構でもよい。

一般的な波動歯車装置２１では、剛性内歯歯車２２と、この内側に配置された可撓性外歯歯車２３と、この内側に嵌合させた波動発生器２４を主要部品とするもので、典型的な波動発生器２４は楕円形の輪郭をしており、可撓性外歯歯車２３を楕円形に撓めて剛性内歯歯車２２に部分的に噛み合わせた状態を形成している。
波動発生器２４は、ベルト伝達機構を介してアクチュエータ１０１の回転トルクあるいは負荷トルク(以下、単に回転トルクという。)が伝達されている入力シャフト５１と締結されており、アクチュエータ１０１を回転するとそれに応じて波動発生器２４も回転する。波動発生器２４が高速回転すると、剛性内歯歯車２２と可撓性外歯歯車２３の両歯車の噛み合い位置が円周方向に移動して、両歯車の歯数差に応じた相対回転運動が両歯車の間に発生する。
通常、剛性内歯歯車２２は、ベースフレームＹあるいは波動歯車装置２１のケース部１２に固定され、波動歯車装置２１のケース部１２がベースフレームＹに固定されている。
これにより、波動発生器２４から入力した回転が、可撓性外歯歯車２３を介して減速された状態で、ロボットアームなどに出力されることになる。

これに対し、本実施例の波動歯車装置２１では、剛性内歯歯車２２が過負荷保護装置３１を介して、ベースフレームＹあるいは波動歯車装置２１のケース部１２に固定し、また、波動歯車装置２１のケース部１２がベースフレームＹに固定されている。
過負荷保護装置３１を構成する、第１部材としての第１クラウンギヤ３２、第２部材としての第２クラウンギヤ３３は、略円板形状で、一方の面に形成された動径方向等高曲面を有する山谷状歯が互いに対向するように配置されている。そして、第１クラウンギヤ３２の他方の面は剛性内歯歯車２２に固定され、第２クラウンギヤ３３の他方の面は弾圧部材３４の一端に固定され、弾圧部材３４の他端は、波動歯車装置２１のケース部１２に固定され、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３に形成された山谷状歯が互いに線接触もしくは面接触するよう、第２クラウンギヤ３３を第１クラウンギヤ３２に向けて所定の弾圧力で弾圧している。
なお、動径方向等高曲面とは、円筒座標系(回転軸からの半径：ｒ，径方向の角度：θ，円筒軸方向の高さ：ｚで座標位置を表した座標系)で曲面を表した場合、ｚ＝関数(θ)且つｒ＞０で与えられる曲面を意味している。

ケース本体４１と蓋カバー４２は、波動歯車装置２１の回転軸と同軸上にあるベアリング７１の外径側を保持しており、剛性内歯歯車２２、第１クラウンギヤ３２、ベアリング補助部品７５が、それぞれが相対変位することなく、ベアリング７１の内径側に接するように固定されている。
これにより、剛性内歯歯車２２と第１クラウンギヤ３２は、ケース部１２に対して、軸方向には不動であるが、回転軸周りには回転可能に軸支される。
なお、ケース本体４１には、第２クラウンギヤ３３の外径と同径もしくは微小なクリアランスを形成する径を備えた内壁が形成されており、この内壁により、第２クラウンギヤ３３が半径方向に変動することなく、軸方向の移動を可能にしている。

図４は、ケース部１２の蓋カバー４２側からみた正面図であり、図５は、図４のＡ－Ａ断面における傾斜図、図６、図７は、それぞれ、無負荷時、回転トルク作用時における過負荷保護装置３１の拡大図をそれぞれ示しているである。
アクチュエータ１０１が作動する前の無負荷トルク状態では、図６に示すように、弾圧部材３４により第２クラウンギヤ３３が第１クラウンギヤ３２に向けて所定の弾圧力で弾圧されており、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３が軸方向に最接近し、両者が完全に噛み合った状態にある。

一方、アクチュエータ１０１からの回転トルクが増大すると、図７に示すように、過負荷保護装置３１の第１クラウンギヤ３２が対向する山谷状歯で係合している第２クラウンギヤ３３に対し、円周方向に相対回転を起こす。これにより、第２クラウンギヤ３３を弾圧部材３４に向けて軸方向に押し出し、これにより、第２クラウンギヤ３３が弾圧部材３４に向けて軸方向に並進移動を行い、弾圧部材３４を圧縮する。

弾圧部材３４の弾圧力と釣り合った時点で第１クラウンギヤ３２の相対回転が停止し、見かけ上、第１クラウンギヤ３２に固定された剛性内歯歯車２２がベースフレームＹあるいはケース部１２に固定された状態となり、波動発生器２４から入力した回転が、可撓性外歯歯車２３を介して減速回転出力が得られる。
回転トルクが解除されると弾圧部材３４の圧縮も解除され、第２クラウンギヤ３３の軸方向位置も元の位置に復帰し、第１クラウンギヤ３２の円周方向位置も元の位置に復帰する。
一方、過大な回転トルクが発生すると、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の軸方向離隔量が両山谷状歯間でのトルク伝達可能範囲を越え、第１クラウンギヤ３２が空転し始める。第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の軸方向離隔量がトルク伝達可能範囲を越える瞬間に、弾圧部材３４の圧縮量が最も圧縮された状態となり、この時の弾圧力と釣り合うトルクがロボット関節構造１の最大回転トルクとなる。これにより、負荷側からの逆入力トルクに対してもこの最大回転トルク以上のトルクがロボット関節構造１の系に作用しない構造になっている。

このように、本実施例では、一般的な波動歯車装置２１とは異なり、波動発生器２４から入力回転が加えられると、負荷トルクに応じて、剛性内歯歯車２２と可撓性外歯歯車２３が相対回転運動を発生させ、過負荷保護装置３１による抗力トルクと負荷トルクが釣り合った時点で、剛性内歯歯車２２の回転運動が停止し、可撓性外歯歯車２３から減速した減速回転出力を得ることができる。

ここで、第１クラウンギヤ３２、第２クラウンギヤ３３の対向面に形成された山谷状歯は、動径方向等高曲面を形成しており、互いの山谷状歯が線接触もしくは面接触するようにしている。これにより、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の間で作用する、負荷トルクに抗するための力が一点に集中することなく分散させ、早期の摩耗や損傷の招来を防止することができる。

以上の説明では、減速装置２として波動歯車装置を採用したが、要は、減速装置用ケース内において、回転トルク入力側と出力側の間を動径方向等高曲面を形成する山谷状歯で対向させ、伝達される回転トルクに１対１対応する軸方向移動量を実現すればよく、サイクロイド減速機(ＲＶ減速機)、クラウン減速機などにも適用できる。
また、実施例では、弾圧部材３４により第２クラウンギヤ３３を第１クラウンギヤ３２に向けて弾圧したが、第１クラウンギヤ３２を第２クラウンギヤ３３に向けて弾圧するようにしてもよい。

さらに、剛性内歯歯車２２と可撓性外歯歯車２３との相対回転移動量に基づいて、アクチュエータ１０１の出力を制御するようにしてもよい。
すなわち、図２、図３に示すように、アクチュエータ１０１の回転駆動軸の一端部に、アクチュエータ１０１の回転角度を検出する第１角度センサ１０５が設置されており、ケース部１２もしくはベースフレームＹに対する出力部１４の出力角度を検出する第２角度センサ１０６が設置されている。
第２角度センサ１０６は、波動歯車装置２１の出力軸に対する直交面を挟むケース部１２と出力部１４のそれぞれに対面するように配置される読取ヘッド１０６ｈと読取リング１０６ｒにより構成されている。第２角度センサ１０６の読取リング１０６ｒは、波動歯車装置２１の出力軸周りに位置するようにリング形状に形成されて出力部１４(出力リンク６１)に設置される一方、読取ヘッド１０６ｈは、ケース部１２の底カバー４３に位置してその読取リング１０６ｒの回転位置を検出するように配置されている。この第２角度センサ１０６は、読取ヘッド１０６ｈにセンサケーブル１０６ｃが接続されており、そのセンサケーブル１０６ｃは、その第１角度センサ１０５のセンサケーブル１０５ｃなどと同様に、ベースフレームＹに設置した制御部１１０に接続される。

図８は、アクチュエータ１０１の出力制御を行うためのブロック図である。
制御部１１０と電源１０９は電源ケーブル１１０ｃで接続されており、制御部１１０への電源供給は電源１０９より行われている。また、電源１０９とリレー部１０８は上流側電源ケーブル１０７ｕで接続され、リレー部１０８とアクチュエータ(モータ)１０１を駆動するアクチュエータドライバ１０７は下流側電源ケーブル１０７ｄで接続されている。
リレー部１０８と制御部１１０は信号ケーブル１０８ｃで接続されており、制御部１１０からの指令に基づき、アクチュエータドライバ１０７への電源供給のOn/Off(以下、リレーOn/Off)の制御を行っている。すなわち、リレー部１０８がリレーOn状態にある状態時は電源１０９からアクチュエータドライバ１０７に電源供給が行われ、アクチュエータ１０１の駆動を行い、リレー部１０８がリレーOff状態にある状態時は電源１０９からアクチュエータドライバ１０７に電源供給が停止され、アクチュエータ１０１の駆動を停止する。

この制御部１１０は、メモリ１１１内に予め格納されている制御部プログラムを実行して各種設定パラメータや各種センサ検出情報などに基づいて、リレー部１０８をリレーOn状態にする指令値を信号ケーブル１０８ｃを介してリレー部１０８に送り、またアクチュエータドライバ１０７に接続している信号ケーブル１０７ｃを介してアクチュエータドライバ１０７に指令値を送り、アクチュエータドライバ１０７はアクチュエータ１０１の電源ケーブル１０１ｃを通電することでアクチュエータ１０１を駆動させ、最終的には出力部１４が可動する。

ここで、駆動プーリ１０２と従動プーリ１０３とタイミングベルト１０４からなる平行軸型伝達機構Ｚの減速比をＲ１、波動歯車装置２１の波動発生器２４(もしくは、入力シャフト５１)の回転角度θｗ、第１角度センサ１０５の検出値をθ１としたときに、次式で得られる。
(波動発生器２４の回転角度θｗ)
＝１÷(平行軸型伝達機構Ｚの減速比Ｒ１)×(第１角度センサ１０５の検出値θ１)
・・・・・・ (１)
一方、波動歯車装置２１の減速比をＲ２としたとき、通常、波動歯車装置２１の剛性内歯歯車２２の歯数は、可撓性外歯歯車２３の歯数よりも２枚多く、可撓性外歯歯車２３の歯数をＺｆとしたとき、波動歯車装置２１の減速比Ｒ２は、次式で定義される。
(波動歯車装置２１の減速比Ｒ２)＝(可撓性外歯歯車２３の歯数Ｚｆ)÷２
・・・・・・ (２)

一方、波動歯車装置２１の波動発生器２４の回転角度θｗ、剛性内歯歯車２２の回転角度θｃ、可撓性外歯歯車２３の回転角度θｆの関係は、次式で表される。
(波動発生器２４の回転角度θｗ)
＝－Ｒ２×(可撓性外歯歯車２３の回転角度θｆ)
＋(Ｒ２＋１)×(剛性内歯歯車２２の回転角度θｃ) ・・・・・・ (３)
式(３)を変形すると、次式となる。
(剛性内歯歯車２２の回転角度θｃ)
＝１÷(Ｒ２＋１)×(波動発生器２４の回転角度θｗ)
＋Ｒ２÷(Ｒ２＋１)×(可撓性外歯歯車２３の回転角度θｆ)
・・・・・・ (３)’

加えて、可撓性外歯歯車２３の回転角度θｆは、第２角度センサ１０６の検出値θ２である。
(可撓性外歯歯車２３の回転角度θｆ)＝(第２角度センサ１０６の検出値θ２)
・・・・・・ (４)

以上より、剛性内歯歯車２２の回転角度θｃは、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６の検出値から算出することが可能である。具体的には、次式から剛性内歯歯車２２の回転角度θｃを算出することが可能である。
(剛性内歯歯車２２の回転角度θｃ)
＝１÷(Ｒ２＋１)÷(平行軸型伝達機構Ｚの減速比Ｒ１)
×(第１角度センサ１０５の検出値θ１)
＋Ｒ２÷(Ｒ２＋１)×(第２角度センサ１０６の検出値θ２)
・・・・・・ (５)

ところで、過負荷保護装置３１の係合する第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角は、剛性内歯歯車２２の回転角度θｃであり、言い換えると、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角は、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６の検出値から算出することが可能である。具体的には、次式から第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角を算出することが可能である。

(第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角)
＝１÷(Ｒ２＋１)÷(平行軸型伝達機構Ｚの減速比Ｒ１)
×(第１角度センサ１０５の検出値θ１)
＋Ｒ２÷(Ｒ２＋１)×(第２角度センサ１０６の検出値θ２)
・・・・・・ (５)’

加えて、本実施例では、過負荷保護装置３１の係合する第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角と、出力部１４の出力トルクの関係である変位－トルク特性を計測しておき(図９参照)、この変位－トルク特性を、制御部１１０のメモリ１１１内に予め格納している。そのため、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６の検出値と、予め測定した変位－トルク特性を用いることで、回転トルクを算出することが可能である。

なお、本実施例では、過負荷保護装置３１の係合する第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角を、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６を用いて算出をしているが、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角を直接検出センサを導入してもよい。

また、本実施例では、算出した出力トルクがある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、言い換えると、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角がある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、制御部１１０よりリレー部１０８をリレーOff状態にする指令値を信号ケーブル１０８ｃを介してリレー部１０８に送り、アクチュエータドライバ１０７への電源供給を断つように構成している。
このような構成により、例えば、ロボットと環境との接触、人間型歩行ロボットの転倒等によりアームや脚などからモータに対し大きなトルクが逆入力された場合のように、過大な負荷トルクが負荷側(出力側)からロボット関節構造１に作用した場合、逆入力で発生した逆起電力はリレー部１０８がリレーOff状態に切り替えられているため、電源１０９に帰還されることなく、電源１０９の瞬停を回避することが可能になる。

また、リレー部１０８がリレーOff状態で、電源ケーブル１０１ｃが接続されたモータ１０１の端子が開放状態となるため、過大な負荷トルクが負荷側(出力側)からロボット関節構造１に作用した場合において、過負荷保護装置３１の第１クラウンギヤ３２が第２クラウンギヤ３３を乗り越えて回転することなく、アクチュエータ１０１(波動歯車装置２１の波動発生器２４)が回転する。これにより、リレーOn状態で非常に大きな過負荷トルクが逆入力された際に、過負荷保護装置３１の第１クラウンギヤ３２が第２クラウンギヤ３３を乗り越えて回転する事態を抑制することも可能になり、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の山谷状歯の消耗を抑制することも可能になる。

加えて、算出した出力トルクがある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、言い換えると、第１クラウンギヤ３２と第２クラウンギヤ３３の相対変位角がある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、制御部１１０よりアクチュエータ１０１の出力を低減するための指令値を信号ケーブル１０７ｃを介してアクチュエータドライバ１０７に送ることで、アクチュエータ１０１自身が発生する過大トルクによるラチェッティングを防止することが可能になる。

このように、本実施例では、過負荷なトルクが作用した際に、過負荷保護装置３１でハードウェア的に保護を実現するとともに、検出した出力トルクに基づいた制御部１１０によるソフトウェア的な保護も実現している。

［実施例２］
以下、図面を参照して、本発明の実施例２について説明する。
実施例２は、実施例１と同様、減速機として波動歯車装置を利用したロボット関節構造１に適用したもので、実施例２との主な相違は、実施例１では、過負荷保護装置３１が第１クラウンギヤ３２、第２クラウンギヤ３３と弾圧部材３４から構成されているのに対し、実施例２では、図１０に示されているように、過負荷保護装置３１’が、波動歯車装置２１の剛性内歯歯車２２外周に相対変位不動に固定された、第１部材としてのカム３５と、カム３５の両面に対向するよう配置された、油圧シリンダ３６ａ、３６ｂの可動部位であるピストン３８ａ、３８ｂの先端に取り付けられた、第２部材としてのカムフォロア３９ａ、３９ｂを主要部品とする過負荷保護装置３１’ａ、３１’ｂとで構成されている点である。
以下、実施例１と共通する部分の記載は省略し、実施例２に関わる過負荷保護装置３１’の構成を中心に説明する。

図１１に示されているように、ケース部１２(ケース本体４１)に対して、カム３５が回転可能に取り付けられている。カム３５は、ケース部１２(本体４１)の内側に回転自在に配置されシール７６の外径側に接しているシール部３５ａ、シール部３５ａの外周から半径方向外方に延びる底面部３５ｂ、底面部３５ｂの外周端から剛性内歯歯車２２に向けて入力シャフト５１に対し平行に延び、剛性内歯歯車２２の外周と一体的に結合される円筒部３５ｃ、円筒部３５ｃの端部から、図１１における剛性内歯歯車２２の左側側面と同一平面を形成するよう、半径方向外方に延びる外縁部３５ｄとから構成されている。

外縁部３５ｄの半径方向外方には、円周方向に沿ってカムプロフィル３５ｅが形成されおり、その両面のそれぞれに対向するように、シリンダケース３７ａ、３７ｂがケース部１２(本体４１)に対して相対変位不動に固定されている。シリンダケース３７ａ、３７ｂには、ピストン３８ａ、３８ｂの外径と同径を形成する径を備えたシリンダライナがそれぞれ形成されており、ピストン３８ａ、３８ｂが半径方向に変動することなく、軸方向の移動を可能にしている。
この内壁とピストン３８ａ、３８ｂとで形成される内壁空間に、ベースフレームＹに固定されている油圧ポンプＰ(図示せず)により送られる作動油が流入することで、ピストン３８ａ、３８ｂを作動させる。
なお、この実施例では、シリンダケース３７ａに形成されたシリンダライナと、シリンダケース３７ｂに形成されたシリンダライナが、同一軸上に配置されているが、必ずしも同一軸上に配置する必要はない。

無負荷時における図１１のＢ－Ｂ断面図である図１２に示されるように、ピストン３８ａ、３８ｂの外端には、カムプロフィル３５ｅの両面のそれぞれに対向し、実施例１と同様、動径方向等価曲面となる曲面を備えたカムプロフィル３５ｅに追随するよう、入力シャフト５１に直交する軸を中心に回転自在なカムフォロア３９ａ、３９ｂが装着されている。
なお、図１２において、過負荷保護装置３１’ａ、３１’ｂの下方には、直径方向に対向するよう、シリンダケース３７ｃ、３７ｄ、ピストン３８ｃ、３８ｄ、カムフォロア３９ｃ、３９ｄを主要部品とする過負荷保護装置３１’ｃ、３１’ｄが設けられており、過負荷保護装置３１’ａ、３１’ｂと同期して作動を行う。

ケース本体４１は、波動歯車装置２１の回転軸と同軸上にあるベアリング７１の外径側を保持しており、剛性内歯歯車２２とカム３５の円筒部３５ｃが、それぞれが相対変位することなく、ベアリング７１の内径側に接するように固定されている。
これにより、剛性内歯歯車２２とカム３５は、ケース部１２に対して、軸方向には不動であるが、回転軸周りには回転可能に軸支される。
図１２と同様、図１３、図１４も、図１１のＢ－Ｂ断面における拡大断面図であり、図１３は回転トルク作用時、図１４は、図１３とは逆方向の回転トルク作用時における過負荷保護装置３１’の拡大断面図をそれぞれ示している。
アクチュエータからの回転トルクが増大すると、図１３に示すように、過負荷保護装置のカム３５が減速装置２の軸周りに回転運動を起こす。これにより、ピストン３８ａとピストン３８ｂが軸方向に並進移動を行い、カム曲線に応じて、カム３５を元の位置に戻そうとする復元力が拮抗力として発生する。
負荷トルクと復元力が釣り合った時点でカム３５の回転が停止し、見かけ上、カム３５に固定された剛性内歯歯車２２がベースフレームＹあるいはケース部１２に固定された状態となり、波動発生器２４から入力した回転が、可撓性外歯歯車２３を介して減速回転出力として得られる。回転トルクが解除されると、カム３５の円周方向位置も元の位置に復帰する。

本実施例では、カム曲線の形状により、カム３５の回転量(変位)と拮抗トルク(復元力)の関係を規定することが可能である。
ここで、カム曲線の具体的な設計について、図１５を用いて説明する。
カムフォロア３９を介してピストン３８がカム３５を押す力をｆとする。また、カム３５が回転した際、カム３５とカムフォロアとの相対変位をｓ(円筒座標系において、半径：rを一定とし、径方向の角度：θとすると、ｓ＝ｒθ)とする。加えて、カムフォロア３９の回転中心が通る軌跡をｇ(ｓ)とする。更に、カム３５を回転軸周りに回転させようとしている力の成分をｆｔとする。
この時、ｆとｆｔとｇ(ｓ)とｓの間には、次式の関係が成立する。
ｄｇ(ｓ)／ｄｓ＝ｆｔ／ｆ ・・・・・・ (６)
この式(６)を用いることで、カム３５の回転量(変位)と拮抗トルク(復元力)の関係を規定することが可能である。

カム３５の回転量(変位)と拮抗トルク(復元力)の関係として線形関係(バネ係数：K)を持たせるためには、
ｆｔ１－ｆｔ２＝Kｓ ・・・・・・ (７)
より、
ｇ１(ｓ)＝(１／４)・Kｓ^２＋Ｃ１
但し、Ｃ１は定数
・・・・・・ (８)
が求まり、カム曲線としては変位ｓを変数とした２次関数とすればよいことが分かる。

以上の説明では、減速装置として波動歯車装置を採用したが、要は、減速装置用ケース外周において、回転トルク入力側と出力側の間を動径方向等高曲面を形成するカム３５にピストンによりカムフォロア３９を接触させ、伝達される回転トルクに１対１対応するカム３５の回転量(変位)を実現すればよく、実施例２においても、サイクロイド減速機(ＲＶ減速機)、クラウン減速機などにも適用できる。
さらに、実施例１と同様、カム３５による剛性内歯歯車２２と可撓性外歯歯車２３との相対回転移動量に基づいて、アクチュエータ１０１の出力を制御するようにしてもよい。
実施例２においても、実施例１と同様に、過負荷保護装置３１’のカム３５とケース部１２の相対変位角を、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６を用いて算出することも可能であるが、図１０に示すように、過負荷保護装置３１’のカム３５とケース部１２の相対変位角を直接検出センサとして、第３角度センサ１１２を配置している。
第３角度センサ１１２は、波動歯車装置２１の剛性内歯歯車２２の回転軸に対する直交面を挟むケース部１２とカム３５(剛性内歯歯車２２)のそれぞれに対面するように配置される読取ヘッド１１２ｈと読取リング１１２ｒにより構成されている。第３角度センサ１１２の読取リング１１２ｒは、波動歯車装置２１の剛性内歯歯車２２(カム３５)と回転不動の位置に設置される一方、読取ヘッド１１２ｈは、ケース部１２に位置してその読取リング１１２ｒの回転位置を検出するように配置されている。この第３角度センサ１１２は、読取ヘッド１１２ｈにセンサケーブル１１２ｃが接続されており、そのセンサケーブル１１２ｃは、その第１角度センサ１０５のセンサケーブル１０５ｃなどと同様に、ベースフレームＹに設置した制御部１１０に接続される。

実施例２においても、実施例１と同様、過負荷保護装置３１’のカム３５とケース部１２の相対変位角と、出力部１４の出力トルクの関係である変位－トルク特性を計測しておき(図９参照)、この変位－トルク特性を、制御部１１０のメモリ１１１内に予め格納している。そのため、第１角度センサ１０５と第２角度センサ１０６の検出値と、予め測定した変位－トルク特性を用いることで、回転トルクを算出することが可能である。なお、第３角度センサ１１２の検出値と、予め測定した変位－トルク特性を用いることでも、回転トルクを算出することが可能であることはいうまでもない。
また、実施例２では、変位－トルク特性は、カム３５に設けたカム曲線の形状により規定されるため、カム曲線の設計データより変位－トルク特性を求めることも可能である。
例えば、線形特性となるようにカム３５を設計しておけば、変位－トルク特性を参照せずに、カム３５の回転量のみから回転トルクを算出することが可能である。

また、実施例２でも、算出した出力トルクがある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、言い換えると、カム３５とケース部１２の相対変位角がある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、実施例１と同様に、制御部１１０よりリレー部１０８をリレーOff状態にする指令値を信号ケーブル１０８ｃを介してリレー部１０８に送り、アクチュエータドライバ１０７への電源供給を断つように構成すればよい。
このような構成により、例えば、ロボットと環境との接触、人間型歩行ロボットの転倒等によりアームや脚などからモータに対し大きなトルクが逆入力された場合のように、過大な負荷トルクが負荷側(出力側)からロボット関節構造１に作用した場合、逆入力で発生した逆起電力はリレー部１０８がリレーOff状態に切り替えられているため、電源１０９に帰還されることなく、電源１０９の瞬停を回避することが可能になる。

加えて、実施例２でも、算出した出力トルクがある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、言い換えると、カム３５とケース部１２の相対変位角がある閾値以上もしくは閾値以下になった場合に、実施例１と同様に、制御部１１０よりアクチュエータ１０１の出力を低減するための指令値を信号ケーブル１０７ｃを介してアクチュエータドライバ１０７に送ることで、アクチュエータ１０１自身が発生する過大トルクによるラチェッティングを防止することが可能になる。

このように、本実施例では、過負荷なトルクが作用した際に、過負荷保護装置３１’でハードウェア的に保護を実現するとともに、検出した出力トルクに基づいた制御部１１０によるソフトウェア的な保護も実現している。

１；ロボット関節構造 １２；ケース部 １４；出力部
２１；波動歯車装置 ２２；剛性内歯歯車 ２３；可撓性外歯歯車
２４；波動発生器 ３１；過負荷保護装置 ３２；第１クラウンギヤ
３３；第２クラウンギヤ ３４；弾圧部材 ３５；カム
３５ａ；シール部３５ａ ３５ｂ；底面部 ３５ｃ；円筒部
３５ｄ；外縁部 ３５ｅ；カムプロフィル ３６；油圧シリンダ
３７；シリンダケース ３８；ピストン ３９；カムフォロア３９
４１；ケース本体 ４２；蓋カバー ４３；底カバー
５１；入力シャフト ７１；ベアリング
７５；ベアリング補助部品 ７６；シール １０１；アクチュエータ
１０１ｃ；電源ケーブル １０２；駆動プーリ １０３；従動プーリ
１０４；タイミングベルト １０５；第１角度センサ １０５ｃ；センサケーブル
１０６；第２角度センサ １０６ｈ；読取ヘッド １０６ｒ；読取用リング
１０６ｃ；センサケーブル １０７；アクチュエータドライバ
１０７ｃ；信号ケーブル １０７ｄ；下流側電源ケーブル
１０７ｕ；上流側電源ケーブル
１０８；リレー部 １０８ｃ；信号ケーブル １０９；電源
１１０；制御部 １１０ｃ；電源ケーブル １１１；メモリ
１１２；第３角度センサ １１２ｈ；読取ヘッド １１２ｒ；読取用リング
１１２ｃ；センサケーブル

Claims (5)

1. 剛性内歯歯車と可撓性外歯歯車と波動発生器を含む波動歯車減速機の入力軸と出力軸の間に介装される動力伝達機構であって、
   前記波動発生器は前記入力軸に固定され、
   前記可撓性外歯歯車は前記出力軸に固定され、
   前記剛性内歯歯車が固定され、周方向に動径方向等高曲面が形成された第１部材と、
   前記第１部材に形成された動径方向等高曲面に対し予め定められた押圧力で接触し、前記入力軸と前記出力軸の間に伝達される回転トルクに応じて、前記第１部材に対する回転方向相対位置を前記押圧力に抗して変化させることにより、前記第１部材に形成された動径方向等高曲面に沿って、前記第１部材に対する軸方向相対位置を前記回転トルクに一対一に対応するように変化させる第２部材と、
   前記第１部材と前記第２部材の相対変位角に応じて前記回転トルクを算出し、算出された前記回転トルクが閾値以上になった場合に、前記入力軸に連結されたアクチュエータの出力を低減させ、若しくは前記アクチュエータへの電源供給を断つ制御部を備えた動力伝達機構。
2. 前記第１部材及び第２部材が、前記入力軸と前記出力軸の対向端部に配置された、軸方向に対し直交する動径方向等高曲面を備えたクラウンギヤからなり、一方のクラウンギヤは軸方向に固定され、他方のクラウンギヤは、軸方向に圧縮変形可能な弾圧部材を介して取り付けられており、前記入力軸と前記出力軸の間に伝達される回転トルクに応じて、他方のクラウンギヤが一方のクラウンギヤに対し、線接触あるいは面接触を維持しながら前記動径方向等高曲面に沿って軸方向に離隔して回転方向の位相をずらすようにしたことを特徴とする請求項１に記載された動力伝達機構。
3. 前記第１部材が周方向に動径方向等高曲面を有するカム、前記第２部材が前記減速機の本体側に設けられた油圧装置により予め定められた押圧力で前記カムに接触するカムフォロアからなり、前記入力軸と前記出力軸の間に伝達される回転トルクに応じて、前記カムフォロアが前記カムに形成されたカムプロフィルに追随することにより、両者が軸方向に離隔して回転方向の位相をずらすようにしたことを特徴とする請求項１に記載された動力伝達機構。
4. 前記カムに対する前記カムフォロアの相対変位をｓ、相対変位ｓにおける前記カムフォロアの回転中心が通る軌跡をｇ(ｓ)としたとき、前記カムの回転位相のずれと、カムに作用する拮抗トルクの関係が、ｇ(ｓ)のｓに関する勾配となるようｇ(ｓ)が選定されていることを特徴とする請求項３に記載された動力伝達機構。
5. 前記カムに対する前記カムフォロアの相対変位をｓ、相対変位ｓにおける前記カムフォロアの回転中心が通る軌跡をｇ(ｓ)としたとき、ｇ(ｓ)を相対変位ｓを変数とした２次関数とすることで、前記カムの回転位相のずれと、カムに作用する拮抗トルクの関係が線形関係となるよう、前記２次関数が選定されていることを特徴とする請求項４に記載された動力伝達機構。

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