WO2013069533A1

WO2013069533A1 - リンク作動装置

Info

Publication number: WO2013069533A1
Application number: PCT/JP2012/078317
Authority: WO
Inventors: 山田裕之; 磯部浩; 曽根啓助
Original assignee: Ntn株式会社
Priority date: 2011-11-07
Filing date: 2012-11-01
Publication date: 2013-05-16
Also published as: EP2778474A4; EP2778474A1; CN104024693B; CN104024693A; JP2013100838A; JP5785055B2; US9394979B2; EP2778474B1; US20140305244A1

Abstract

　基端側のリンクハブ(2)と基端側の端部リンク部材(5)との回転対偶に軸受を介在させる。制御装置によりアクチュエータを制御して、定められた作業動作を実行させる作業時制御と、この作業時制御の停止中になされ、軸受に封入されているグリスを循環させるグリス循環制御とを行う。作業時制御における折れ角の最大値θ_ｍａｘは、機構上可能な折れ角の最大値である最大可動折れ角θ´_ｍａｘを超えないものとし、かつグリス循環制御における折れ角の最大値は、作業時制御における折れ角の最大値θ_ｍａｘよりも大きく、かつ最大可動折れ角θ´_ｍａｘよりも小さい値とする。

Description

リンク作動装置

関連出願

　本出願は、２０１１年１１月７日出願の特願２０１１－２４３４６３の優先権を主張するものであり、その全体を参照により本願の一部をなすものとして引用する。

　この発明は、３次元空間において精密で広範な作動範囲の動作を行うことを要求される医療機器や産業機器等の機器に用いられるリンク作動装置に関する。

　パラレルリンク機構を具備する作業装置の一例が特許文献１に、医療機器や産業機器等に用いられるリンク作動装置の一例が特許文献２にそれぞれ開示されている。

特開２０００－９４２４５号公報米国特許第５，８９３，２９６号明細書

　特許文献１のパラレルリンク機構は、各リンクの作動角が小さいため、トラベリングプレートの作動範囲を大きく設定するには、リンク長さを長くする必要がある。それにより、機構全体の寸法が大きくなって、装置が大型になってしまうという問題があった。また、リンク長さを長くすると、機構全体の剛性の低下を招く。そのため、トラベリングプレートに搭載されるツールの重量、つまりトラベリングプレートの可搬重量も小さいものに制限されるという問題もあった。これらの理由から、コンパクトな構成でありながら、精密で広範な作動範囲の動作が要求される医療機器等に用いるのは難しい。

　特許文献２のリンク作動装置は、３節連鎖のリンク機構を３組以上設けた構成としたことにより、コンパクトな構成でありながら、精密で広範な作動範囲の動作が可能となっている。しかし、上記構成は、リンク機構の回転対偶部が揺動運動するため、作動範囲によって回転対偶部に設けられた軸受の寿命が低下する恐れがある。

　この発明の目的は、コンパクトな構成でありながら、精密で広範な作動範囲の動作が可能で、かつ回転対偶部に設けられた軸受の長寿命化を実現できるリンク作動装置を提供することである。

　この発明のリンク作動装置は、基端側のリンクハブに対し先端側のリンクハブを、３組以上のリンク機構を介して姿勢を変更可能に連結し、前記各リンク機構は、それぞれ前記基端側のリンクハブおよび先端側のリンクハブに一端が回転可能に連結された基端側および先端側の端部リンク部材と、これら基端側および先端側の端部リンク部材の他端に両端がそれぞれ回転可能に連結された中央リンク部材とでなり、前記各リンク機構は、このリンク機構を直線で表現した幾何学モデルが、前記中央リンク部材の中央部に対する基端側部分と先端側部分とが対称を成す形状であり、前記３組以上のリンク機構のうちの少なくとも２組以上のリンク機構に、前記基端側のリンクハブに対する前記先端側のリンクハブの姿勢を任意に変更させるアクチュエータを設けた。

　この発明のリンク作動装置は、上記構成において、前記基端側のリンクハブと前記基端側の端部リンク部材の一端との回転対偶、前記先端側のリンクハブと前記先端側の端部リンク部材の一端との回転対偶、前記基端側および先端側の端部リンク部材の他端と前記中央リンクの両端との回転対偶にそれぞれ軸受を介在させ、前記アクチュエータを制御する制御装置を設け、この制御装置は、定められた作業動作を実行させる作業時制御と、この作業時制御の停止中になされ、前記軸受に封入されているグリスを循環させるグリス循環制御とを行い、前記作業時制御における前記基端側のリンクハブの中心軸と前記先端側のリンクハブの中心軸との成す角度である折れ角の最大値は、機構上可能な前記折れ角の最大値である最大可動折れ角を超えないものとし、かつ前記グリス循環制御における前記折れ角の最大値は、前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく、かつ前記最大可動折れ角よりも小さい値としたものである。

　この構成によると、基端側のリンクハブと、先端側のリンクハブと、３組以上のリンク機構とで、基端側のリンクハブに対し先端側のリンクハブが直交２軸方向に移動自在な２自由度機構が構成される。言い換えると、基端側のリンクハブに対して先端側のリンクハブを、回転が２自由度で姿勢変更自在な機構である。この２自由度機構は、コンパクトでありながら、基端側のリンクハブに対する先端側のリンクハブの可動範囲を広くとれる。例えば、基端側のリンクハブの中心軸と先端側のリンクハブの中心軸の折れ角は最大で約±９０°であり、基端側のリンクハブに対する先端側のリンクハブの旋回角を０°～３６０°の範囲に設定できる。

　３組以上のリンク機構のうちの少なくとも２組について、基端側の端部リンク部材の回転角度が決まれば基端側のリンクハブに対する先端側のリンクハブの姿勢も決まる。よって、３組以上のリンク機構のうちの２組以上のリンク機構にアクチュエータを設け、これらアクチュエータを適正に制御することで、基端側のリンクハブに対して先端側のリンクハブを任意の姿勢に変更することができる。

　また、上記各回転対偶に軸受を介在させたことにより、各回転対偶での摩擦抵抗を抑えて回転抵抗の軽減を図ることができ、滑らかな動力伝達を確保できると共に耐久性を向上できる。各回転対偶は揺動運動を行うため、その揺動範囲内の動作を繰り返すとその部分のグリス潤滑不良を起こす可能性がある。リンク作動装置の作業停止時に、折れ角の最大値が、作業時制御における折れ角の最大値よりも大きく、かつ最大可動折れ角よりも小さい値となるようにしてグリス循環制御を行えば、作業時には軸受の揺動範囲外である箇所に溜まったグリスを作業時の揺動範囲内へ引き戻すことができる。それにより、軸受の潤滑不良を防止して長寿命化を実現できる。

　この発明において、前記グリス循環制御は、前記折れ角を前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく保ったまま、前記基端側のリンクハブに対して前記先端側のリンクハブを旋回動作させるように、前記アクチュエータを制御するのが良い。この場合、リンク作動装置の構造上、各回転対偶にそれぞれ設置された各軸受が、軸受の揺動範囲以上の動作を行うことになる。よって、作業時には軸受の揺動範囲外である箇所に溜まったグリスを作業時の揺動範囲内へより効果的に引き戻すことができる。

　この発明において、前記軸受として、臨界揺動角が前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも小さいものを使用するのが良い。なお、上記臨界揺動角は、軸受の実用可能な最小の揺動角であり、軸受諸元や定格寿命が得られる最小の揺動角を言う。リンク作動装置の構造上、これら各回転対偶部の軸受は揺動運動を行う。その揺動角が小さければ揺動寿命は延びるが、ある程度以下の角度になると、フレッティングを生じて早期に寿命に達する。回転対偶部に設置する軸受として、前記臨界揺動角が作業時制御における折れ角の最大値よりも小さいものを使用することで、軸受の長寿命化を図ることができる。その根拠を以下に記す。

　基端側のリンクハブに対する基端側の端部リンク部材の回転角をβｎ、基端側の端部リンク部材に回転自在に連結された中央リンク部材の連結端軸と、先端側の端部リンク部材に回転自在に連結された中央リンク部材の連結端軸とが成す角度をγ、基準となる基端側の端部リンク部材に対する各基端側の端部リンク部材の円周方向の離間角をδｎ、基端側のリンクハブの中心軸に対して先端側のリンクハブの中心軸が傾斜した垂直角度である折れ角をθ、基端側のリンクハブの中心軸に対して先端側のリンクハブの中心軸が傾斜した水平角度である旋回角をφとした場合、
cos（θ／２）sinβｎ－sin（θ／２）sin（φ＋δｎ）cosβｎ＋sin（γ／２）＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（式１）
の関係が成り立つ。式１において、作業時制御における折れ角θの最大値をθ_ｍａｘとして旋回角φを変化させた場合の回転角βｎの変化量から、基端側のリンクハブに対する基端側の端部リンク部材の揺動範囲、および先端側のリンクハブに対する先端側の端部リンク部材の揺動範囲が求められる。求められた揺動範囲はθ_ｍａｘとなる。一方、端部リンク部材に対する中央リンク部材の揺動範囲は、パラレルリンク機構の構造上、θ_ｍａｘよりも大きくなる。そのため、各回転対偶部の軸受について、臨界揺動角ηをθ_ｍａｘ以下に設定しておけば、どの軸受も臨界揺動角η以上で駆動することになり、長寿命化を実現できる。

　前記軸受として、臨界角が前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく、かつ前記最大可動折れ角よりも小さいものを使用しても良い。この場合、コンパクトな構成でありながら、精密で広範な作動範囲の動作が可能で、かつ回転対偶部に設けられた軸受の長寿命化を実現できる。

　前記軸受が深溝玉軸受であり、この深溝玉軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．５５５・Ｚ・π）［ｄｅｇ］とするのが良い。このように定められた臨界揺動角の値は、実験データから得られる臨界揺動角の最適値とほぼ合致する。

　前記軸受が円筒ころ軸受であり、この円筒ころ軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．３７・（Ｚ＋０．１）・π）［ｄｅｇ］とするのが良い。このように定められた臨界揺動角の値は、実験データから得られる臨界揺動角の最適値とほぼ合致する。

　前記軸受が針状ころ軸受であり、この針状ころ軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．５４４・Ｚ・π）［ｄｅｇ］とするのが良い。このように定められた臨界揺動角の値は、実験データから得られる臨界揺動角の最適値とほぼ合致する。

　請求の範囲および／または明細書および／または図面に開示された少なくとも２つの構成のどのような組合せも、本発明に含まれる。特に、請求の範囲の各請求項の２つ以上のどのような組合せも、本発明に含まれる。

　この発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明から、より明瞭に理解されるであろう。しかしながら、実施形態および図面は単なる図示および説明のためのものであり、この発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない。この発明の範囲は添付の請求の範囲によって定まる。添付図面において、複数の図面における同一の符号は、同一または相当する部分を示す。
この発明の第１実施形態にかかるリンク作動装置の一部を省略した正面図である。同リンク作動装置のパラレルリンク機構の一状態を示す一部を省略した正面図である。同リンク作動装置のパラレルリンク機構の異なる状態を示す一部を省略した正面図である。同パラレルリンク機構を３次元的に表わした斜視図である。同パラレルリンク機構の一つリンク機構を直線で表現した図である。同パラレルリンク機構の部分断面図である。端部リンク部材の可動範囲と臨界揺動角との関係を示す図である。中央リンク部材の可動範囲と臨界揺動角との関係を示す図である。軸受の臨界揺動角を示す図である。端部リンク部材の可動範囲と臨界揺動角との異なる関係を示す図である。この発明の第２実施形態にかかるパラレルリンク機構の一部を省略した正面図である。同パラレルリンク機構の部分断面図である。この発明の第３実施形態にかかるリンク作動装置の一部を省略した正面図である。同リンク作動装置の部分断面図である。図１４の部分拡大図である。

　この発明にかかるリンク作動装置の第１実施形態を図１～図９と共に説明する。図１に示すように、このリンク作動装置５１は、パラレルリンク機構１と、このパラレルリンク機構１を支持する基台５２と、パラレルリンク機構１を作動させる２つ以上のアクチュエータ５３と、これらアクチュエータ５３を制御する制御装置５８とを備える。この例では、制御装置５８がコントローラ５４内に設けられているが、制御装置５８はコントローラ５４と別に設けてもよい。

　パラレルリンク機構１から説明する。図２および図３はパラレルリンク機構のそれぞれ異なる状態を示す正面図であり、このパラレルリンク機構１は、基端側のリンクハブ２に対し先端側のリンクハブ３を３組のリンク機構４を介して姿勢変更可能に連結したものである。図２および図３では、１組のリンク機構４のみが示されている。

　図３は、パラレルリンク機構１を次元的に表わした斜視図である。各リンク機構４は、基端側の端部リンク部材５、先端側の端部リンク部材６、および中央リンク部材７で構成され、４つの回転対偶からなる３節連鎖のリンク機構をなす。基端側および先端側の端部リンク部材５，６はＬ字状をなし、基端がそれぞれ基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３にそれぞれ回転自在に連結されている。中央リンク部材７は、両端に基端側および先端側の端部リンク部材５，６の先端がそれぞれ回転自在に連結されている。

　基端側および先端側の端部リンク部材５，６は球面リンク構造で、３組のリンク機構４における球面リンク中心ＰＡ，ＰＢ（図２、図３）は一致しており、また、その球面リンク中心ＰＡ，ＰＢからの距離も同じである。端部リンク部材５，６と中央リンク部材７との各回転対偶の中心軸は、ある交差角をもっていてもよいし、平行であってもよい。

　つまり、３組のリンク機構４は、幾何学的に同一形状をなす。幾何学的に同一形状とは、各リンク部材５，６，７を直線で表現した幾何学モデル、すなわち各回転対偶と、これら回転対偶間を結ぶ直線とで表現したモデルが、中央リンク部材７の中央部に対する基端側部分と先端側部分が対称を成す形状であることを言う。図５は、一組のリンク機構４を直線で表現した図である。

　この第１実施形態のリンク機構４は回転対称タイプで、基端側のリンクハブ２および基端側の端部リンク部材５と、先端側のリンクハブ３および先端側の端部リンク部材６との位置関係が、中央リンク部材７の中心線Ｃに対して回転対称となる位置構成になっている。図２は、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡと先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢとが同一線上にある状態を示し、図３は、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡに対して先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢが所定の作動角をとった状態を示す。各リンク機構４の姿勢が変化しても、基端側と先端側の球面リンク中心ＰＡ，ＰＢ間の距離Ｄは変化しない。

　基端側のリンクハブ２と先端側のリンクハブ３と３組のリンク機構４とで、基端側のリンクハブ２に対し先端側のリンクハブが直交２軸方向に移動自在な２自由度機構が構成される。言い換えると、基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３を、回転が２自由度で姿勢変更自在な機構である。この２自由度機構は、コンパクトでありながら、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の可動範囲を広くとれる。例えば、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡと先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢの折れ角θの最大値（最大折れ角）を約±９０°とすることができる。また、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の旋回角φを０°～３６０°の範囲に設定できる。折れ角θは、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡに対して先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢが傾斜した垂直角度のことであり、旋回角φは、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡに対して先端側のリンクハブ３が傾斜した水平角度のことである。

　このパラレルリンク機構１において、各リンク機構４の端部リンク部材５，６の軸部材１３（図５）の角度、および長さが等しく、かつ基端側の端部リンク部材５と先端側の端部リンク部材６の幾何学的形状が等しく、かつ中央リンク部材７についても基端側と先端側とで形状が等しいとき、中央リンク部材７の対称面に対して、中央リンク部材７と端部リンク部材５，６との角度位置関係を基端側と先端側とで同じにすれば、幾何学的対称性から基端側のリンクハブ２および基端側の端部リンク部材５と、先端側のリンクハブ３および先端側の端部リンク部材６とは同じに動く。例えば、基端側と先端側のリンクハブ２，３にそれぞれの中心軸ＱＡ，ＱＢと同軸に回転軸を設け、基端側から先端側へ回転伝達を行う場合、基端側と先端側は同じ回転角になって等速で回転する等速自在継手となる。この等速回転するときの中央リンク部材７の対称面を等速二等分面という。

　このため、基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３を共有する同じ幾何学形状のリンク機構４を円周上に複数配置させることにより、複数のリンク機構４が矛盾なく動ける位置として中央リンク部材７が等速二等分面上のみの動きに限定される。これにより、基端側と先端側とが任意の作動角をとっても、基端側と先端側とが等速回転する。

　基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３は、その中心部に貫通孔１０が軸方向に沿って形成され、外形が球面状をしたドーナツ形状をしている。これら基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３の外周面の円周方向に等間隔の位置に、基端側の端部リンク部材５および先端側の端部リンク部材６がそれぞれ回転自在に連結されている。

　図６は、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶部、および基端側の端部リンク部材５と中央リンク部材７の回転対偶部を示す断面図である。基端側のリンクハブ２は、前記軸方向の貫通孔１０と外周側とを連通する半径方向の連通孔１１が円周方向３箇所に形成され、各連通孔１１内に設けた複列の軸受１２により軸部材１３がそれぞれ回転自在に支持されている。軸部材１３の外側端部は基端側のリンクハブ２から突出し、その突出ねじ部１３ａに基端側の端部リンク部材５が結合され、ナット１４によって締付け固定されている。

　前記軸受１２は、例えば深溝玉軸受等の転がり軸受であり、その外輪（図示せず）が前記連通孔１１の内周に嵌合し、その内輪（図示せず）が前記軸部材１３の外周に嵌合している。外輪は止め輪１５によって抜け止めされている。また、内輪と基端側の端部リンク部材５の間には間座１６が介在し、ナット１４の締付力が基端側の端部リンク部材５および間座１６を介して内輪に伝達されて、軸受１２に所定の予圧を付与している。

　基端側の端部リンク部材５と中央リンク部材７の回転対偶部は、中央リンク部材７の両端に形成された連通孔１８に複列の軸受１９が設けられ、これら軸受１９により、基端側の端部リンク部材５の先端の軸部２０が回転自在に支持されている。軸受１９は、間座２１を介して、ナット２２によって締付け固定されている。

　前記軸受１９は、例えば深溝玉軸受等の転がり軸受であり、その外輪（図示せず）が前記連通孔１８の内周に嵌合し、その内輪（図示せず）が前記軸部２０の外周に嵌合している。外輪は止め輪２３によって抜け止めされている。軸部２０の先端ねじ部２０ａに螺着したナット２２の締付力が間座２１を介して内輪に伝達されて、軸受１９に所定の予圧を付与している。

　以上、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶部、および基端側の端部リンク部材５と中央リンク部材７の回転対偶部について説明したが、先端側のリンクハブ３と先端側の端部リンク部材６の回転対偶部、および先端側の端部リンク部材６と中央リンク部材７の回転対偶部も同じ構成である（図示省略）。

　このように、各リンク機構４における４つの回転対偶部、つまり、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶部、先端側のリンクハブ３と先端側の端部リンク部材６の回転対偶部、基端側の端部リンク部材５と中央リンク部材７と回転対偶部、および先端側の端部リンク部材６と中央リンク部材７の回転対偶部に、軸受１２，１９を設けた構造とすることにより、各回転対偶での摩擦抵抗を抑えて回転抵抗の軽減を図ることができ、滑らかな動力伝達を確保できると共に耐久性を向上できる。

　この軸受１２，１９を設けた構造では、軸受１２，１９に予圧を付与することにより、ラジアル隙間とスラスト隙間をなくし、回転対偶のがたつきを抑えることができ、基端側のリンクハブ２側と先端側のリンクハブ３側間の回転位相差がなくなり等速性を維持できると共に振動や異音の発生を抑制できる。特に、前記軸受１２，１９の軸受隙間を負すきまとすることにより、入出力間に生じるバックラッシュを少なくすることができる。

　軸受１２を基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３に埋設状態で設けたことにより、パラレルリンク機構１全体の外形を大きくすることなく、基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３の外形を拡大することができる。そのため、基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３を他の部材に取付けるための取付スペースの確保が容易である。

　パラレルリンク機構１の構造上、各回転対偶部の軸受１２，１９は揺動運動を行う。その揺動角が小さければ揺動寿命は延びるが、ある程度以下の角度になると、フレッティングを生じて早期に寿命に達する。そこで、各回転対偶部に設置する軸受１２，１９の長寿命化を図るために、図７および図８に示すように、これら軸受１２，１９として、軸受の実用可能な最小の揺動角である臨界揺動角ηが、定められた作業動作を実行させる作業時制御中における基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡと先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢの折れ角θの最大値（最大折れ角）θ_ｍａｘよりも小さいものを使用している。その根拠を以下に記す。

　基端側のリンクハブ２に対する基端側の端部リンク部材５の回転角をβｎ、基端側の端部リンク部材５に回転自在に連結された中央リンク部材７の連結端軸と、先端側の端部リンク部材６に回転自在に連結された中央リンク部材７の連結端軸とが成す角度をγ、基準となる基端側の端部リンク部材５に対する各基端側の端部リンク部材５の円周方向の離間角をδｎ、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡに対して先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢが傾斜した垂直角度である折れ角をθ、基端側のリンクハブ２の中心軸ＱＡに対して先端側のリンクハブ３の中心軸ＱＢが傾斜した水平角度である旋回角をφとした場合、
cos（θ／２）sinβｎ－sin（θ／２）sin（φ＋δｎ）cosβｎ＋sin（γ／２）＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　・・・（式１）
の関係が成り立つ。

　前記式１において、最大折れ角をθ_ｍａｘとして旋回角φを変化させた場合の回転角βｎの変化量から、基端側のリンクハブ２に対する基端側の端部リンク部材５の揺動範囲、および先端側のリンクハブ３に対する先端側の端部リンク部材６の揺動範囲が求められる。求められた揺動範囲はθ_ｍａｘとなる（図７）。一方、端部リンク部材５，６に対する中央リンク部材７の揺動範囲は、構造計算式の開示は省略するが、パラレルリンク機構１の構造上、θ_ｍａｘよりも大きくなる（図８）。そのため、各回転対偶部の軸受１２，１９について、臨界揺動角ηをθ_ｍａｘ以下に設定しておけば、どの軸受１２，１９も臨界揺動角η以上で駆動することになり、長寿命化を実現できる。

　臨界揺動角ηについて、補足的に説明する。軸受の揺動角が非常に小さい場合は、軌道輪と転動体との接触面に油膜が形成され難く、フレッティング（微動摩耗）を生じることがある。内輪揺動の場合の臨界揺動角ηは式２で表される。
η≧（３６０／Ｚ）・（ｄ_ｐ／（ｄ_ｐ－Ｄ_ｐ・cosα））・・・（式２）
Ｚ：転動体（１列）の数
ｄ_ｐ：転動体のピッチ円直径
Ｄ_ｐ：転動体の直径
α：接触角
　なお、外輪揺動の場合は、右辺分母が（ｄ_ｐ＋Ｄ_ｐ・cosα）となる。

　具体的には、図９のように軸受１２（１９）が深溝玉軸受である場合は、この深溝玉軸受の転動体１２ａ（１９ａ）の個数をＺとしたとき、臨界揺動角ηを２・１８０／（０．５５５・Ｚ・π）［ｄｅｇ］とする。軸受１２（１９）が円筒ころ軸受である場合は（図示せず）、この円筒ころ軸受の転動体の個数をＺとしたとき、臨界揺動角ηを２・１８０／（０．３７・（Ｚ＋０．１）・π）［ｄｅｇ］とする。また、軸受１２（１９）が針状ころ軸受である場合は（図示せず）、この針状ころ軸受の転動体の個数をＺとしたとき、臨界揺動角ηを２・１８０／（０．５４４・Ｚ・π）［ｄｅｇ］とする。このように定められた臨界揺動角の値は、実験データから得られる臨界揺動角ηの最適値とほぼ合致する。

　図１において、基台５２は縦長の部材であって、その上面にパラレルリンク機構１の基端側のリンクハブ２が固定されている。基台５２の上部の外周にはつば状の駆動源取付台５５が設けられ、この駆動源取付台５５に前記アクチュエータ５３が垂下状態で取付けられている。アクチュエータ５３の数は、例えば２個である。アクチュエータ５３はロータリアクチュエータからなり、その出力軸に取付けたかさ歯車５６と基端側のリンクハブ２の軸部材１３（図６）に取付けた扇形のかさ歯車５７とが噛み合っている。

　このリンク作動装置５１は、前記制御装置５８でアクチュエータ５３を制御して、パラレルリンク機構１を作動させる。詳しくは、制御装置５８の制御でアクチュエータ５３が回転駆動することにより、その回転が一対のかさ歯車５６，５７を介して軸部材１３に伝達されて、基端側のリンクハブ２に対する基端側の端部リンク部材５の角度が変更する。それにより、先端側のリンクハブ３の位置および姿勢が定まる。アクチュエータ５３を設けるリンク機構４の数を２組以上としたのは、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の位置および姿勢を確定するのに必要なためである。３組すべてのリンク機構４にアクチュエータ５３を設けてもよい。

　制御装置５８は、コンピュータによる数値制御式のものであり、作業時制御手段５８ａとグリス循環制御手段５８ｂとを有する。作業時制御手段５８ａは、アクチュエータ５３に定められた作業動作を実行させる。グリス循環制御手段５８ｂは、作業時制御の停止中に、前記軸受１２，１９に封入されているグリスを循環させるためにアクチュエータ５３を動作させる。

　作業時制御は、例えば、コントローラ５４に設けた設定器（図示せず）や操作具（図示せず）から与えられた指令に従って行われる。実行される作業動作は、各指令で同じであってもよく、あるいは指令ごとに異なっていてもよい。この作業時制御におけるリンク作動装置５１の前記折れ角θの最大値（最大折れ角）θ_ｍａｘは、図７のように、機構上可能な折れ角θの最大値である最大可動折れ角θ´_ｍａｘを超えないように設定してある。先に説明したように、最大折れ角θ_ｍａｘは軸受１２，１９の臨界揺動角ηよりも大きい。

　なお、図７は、折れ角θと基端側のリンクハブ２に対する基端側の端部リンク部材５の揺動範囲との関連性から、折れ角θの最大値θ_ｍａｘを端部リンク部材５の回転角度で表示したものである。折れ角θと基端側の端部リンク部材５に対する中央リンク部材７の揺動範囲との関連性から、折れ角θの最大値および最大可動折れ角を中央リンク部材７の回転角度で表示した場合、図８のように、折れ角θの最大値はθ_ｍａｘ＋α、最大可動折れ角はθ´_ｍａｘ＋α´となる。

　グリス循環制御は、作業者による任意の開始操作に従って行われ、毎回一律の動作をさせる。例えば、基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３を旋回させる。このグリス循環制御における折れ角θの最大値は、作業時制御における折れ角θの最大値θ_ｍａｘよりも大きく、かつ前記最大可動折れ角θ´_ｍａｘよりも小さい値に設定してある。したがって、上記のように基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３を旋回させる場合、折れ角θを作業時制御における折れ角θの最大値θ_ｍａｘよりも大きく保ったまま旋回動作させる。

　リンク作動装置５１の各回転対偶は揺動運動を行うため、その揺動範囲内の動作を繰り返すとその部分のグリス潤滑不良を起こす可能性がある。リンク作動装置５１の作業停止時に、グリス循環制御によるグリス循環操作を行うと、作業時には軸受の揺動範囲外である箇所に溜まったグリスを作業時の揺動範囲内へ引き戻すことができる。それにより、軸受の潤滑不良を防止して長寿命化を実現できる。グリス循環操作は、例えば１日１回や１週間に１回程度の頻度で行えばよい。

　図７の例では、作業制御時の最大折れ角θ_ｍａｘが軸受１２，１９の臨界揺動角ηよりも大きいが、図１０のように、前記最大折れ角θ_ｍａｘを前記臨界揺動角ηより小さくしてもよい。つまり、θ_ｍａｘ≦η≦θ´_ｍａｘの関係とする。この場合、作業中に軸受１２，１９が臨界揺動角ηの範囲内で動作しても、グリス循環操作において臨界揺動角η以上の動作を行うことになるため、軸受寿命の低下を防止できる。

　制御装置５８によるアクチュエータ５３の制御を詳しく説明する。まず、目標とする先端側のリンクハブ３の姿勢に応じて、基端側の端部リンク部材５の回転角βｎの制御目標値を計算する。上記回転角βｎは、アクチュエータ５３の動作位置を意味する。回転角βｎの計算は、前記式１を逆変換することで行われる。逆変換とは、折れ角θ（図５）および回転角φ（図５）から基端側の端部リンク部材５の回転角βｎを算出する変換のことである。

　回転角βｎの制御目標値を計算したなら、２つのアクチュエータ５３を、前記回転角βｎが制御目標値となるように、先端側のリンクハブ３の姿勢を検出する姿勢検出手段５９の信号を利用してフィードバック制御する。姿勢検出手段５９は、図１の例では、基端側の端部リンク部材５の回転角βｎ（図４におけるβ１，β２）を検出する。折れ角θおよび回転角φと、回転角βｎとは相互関係があり、一方の値から他方の値を導くことができる。

　このように、２つのアクチュエータ５３の回転駆動を制御することにより、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の位置および姿勢が決定される。３組あるリンク機構４のうち２組のリンク機構４だけにアクチュエータ５３を設けたため、２つのアクチュエータ５３だけを制御すればよい。３組すべてのリンク機構４にアクチュエータ５３を設けた場合と比べて、アクチュエータ５３のスムーズな動作が可能になり、動作速度が速い。

　図１１および図１２は、この発明のパラレルリンク機構の異なる第２実施形態を示す。このパラレルリンク機構１は、基端側のリンクハブ２および先端側のリンクハブ３に対して端部リンク部材５，６をそれぞれ回転自在に支持する軸受１２（図１２）を外輪回転タイプとしたものである。基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶部を例にとって説明すると、図１２に示すように、基端側のリンクハブ２の円周方向の３箇所に軸部２５が形成され、この軸部２５の外周に複列で設けた軸受１２の内輪（図示せず）が嵌合し、基端側の端部リンク部材５に形成された連通孔２６の内周に軸受１２の外輪（図示せず）が嵌合している。軸部２５の先端ねじ部２５ａに螺着したナット２７による締付けにより、間座２８を介して軸受１２に所定の予圧量が付与されている。先端側のリンクハブ３と先端側の端部リンク部材６の回転対偶部も、上記同様の構造である。

　また、図例では、基端側の端部リンク部材５に対して中央リンク部材７を支持する軸受１９は、基端側の端部リンク部材５の先端に形成された連通孔３０の内周に外輪（図示せず）が嵌合し、中央リンク部材７と一体の軸部３１の外周に内輪（図示せず）が嵌合している。軸部３１の先端ねじ部３１ａに螺着したナット３２による締付けにより、間座３３を介して軸受１９に所定の予圧量が付与されている。先端側の端部リンク部材６と中央リンク部材７の回転対偶部も、上記同様の構造である。このパラレルリンク機構１も、前記実施形態と同様に、軸受１２，１９として、臨界揺動角ηが最大折れ角θ_ｍａｘよりも小さいものを使用している。

　図１３ないし図１５は、この発明の第３実施形態にかかるリンク作動装置を示す。図１３において、このリンク作動装置６１は、図１１および図１２に示すパラレルリンク機構１を介して、基台６２に対して、各種器具等が取付けられる先端取付部材６３を姿勢変更可能に連結したものである。基台６２と、パラレルリンク機構１の基端側のリンクハブ２との間にはスペーサ６４を介在させてある。

　図１４およびその部分拡大図である図１５に示すように、パラレルリンク機構１の３組のリンク機構４のうちの少なくとも２組に、基端側の端部リンク部材５を回動させて基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３の姿勢を任意に変更させるアクチュエータ７０と、このアクチュエータ７０の動作量を基端側の端部リンク部材５に減速して伝達する減速機構７１とが設けられている。図示例では、３組のリンク機構４のすべてに、アクチュエータ７０および減速機構７１が設けられている。

　アクチュエータ７０はロータリアクチュエータ、より詳しくは減速機７０ａ付きのサーボモータであって、モータ固定部材７２により基台６２に固定されている。減速機構７１は、アクチュエータ７０の減速機７０ａと、歯車式の減速部７３とでなる。

　歯車式の減速部７３は、アクチュエータ７０の出力軸７０ｂにカップリング７５を介して回転伝達可能に連結された小歯車７６と、基端側の端部リンク部材５に固定され前記小歯車７６と噛み合う大歯車７７とで構成されている。図示例では、小歯車７６および大歯車７７は平歯車であり、大歯車７７は、扇形の周面にのみ歯が形成された扇形歯車である。大歯車７７は小歯車７６よりもピッチ円半径が大きく、アクチュエータ７０の出力軸７０ｂの回転が基端側の端部リンク部材５へ、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５との回転対偶の回転軸Ｏ１回りの回転に減速して伝達される。その減速比は１０以上とされている。

　大歯車７７のピッチ円半径は、基端側の端部リンク部材５のアーム長Ｌの１／２以上としてある。前記アーム長Ｌは、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５との回転対偶の中心軸Ｏ１の軸方向中心点Ｐ１から、基端側の端部リンク部材５と中央リンク部材７との回転対偶の中心軸Ｏ２の軸方向中心点Ｐ２を基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶軸Ｏ１に直交してその軸方向中心点Ｐ１を通る平面に投影した点Ｐ３までの距離である。この実施形態の場合、大歯車７７のピッチ円半径が前記アーム長Ｌ以上である。そのため、高い減速比を得るのに有利である。

　小歯車７６は、大歯車７７と噛み合う歯部７６ａの両側に突出する軸部７６ｂを有し、これら両軸部７６ｂが、基台６２に設置された回転支持部材７９に設けられた複列の軸受８０によりそれぞれ回転自在に支持されている。軸受８０は、例えば深溝玉軸受、アンギュラ玉軸受等の玉軸受である。図示例のように玉軸受を複列で配列する以外に、ローラ軸受や滑り軸受を用いてもよい。複列の軸受８０の各外輪（図示せず）間にはシム（図示せず）を設け、軸部７６ｂに螺合したナット８１を締め付けることにより、軸受８０に予圧を付与する構成としてある。軸受８０の外輪は、回転支持部材７９に圧入されている。

　この第３実施形態の場合、大歯車７７は、基端側の端部リンク部材５と別部材であり、基端側の端部リンク部材５に対してボルト等の結合具８２により着脱可能に取付けられている。大歯車７７は基端側の端部リンク部材５と一体であってもよい。

　アクチュエータ７０の回転軸心Ｏ３および小歯車７６の回転軸心Ｏ４は同軸上に位置する。これら回転軸心Ｏ３，Ｏ４は、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶軸Ｏ１と平行で、かつ基台６２からの高さが同じとされている。

　図１４に示すように、各アクチュエータ７０は制御装置９０で制御される。制御装置９０は、コンピュータによる数値制御式のものであり、作業時制御手段９０ａとグリス循環制御手段９０ｂとを有する。作業時制御手段９０ａおよびグリス循環制御手段９０ｂは、前記実施形態の作業時制御手段５８ａおよびグリス循環制御手段５８ｂとそれぞれ同じ制御を行う。

　この第３実施形態の制御装置９０は、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の姿勢を設定する姿勢設定手段９１と、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の姿勢を検出する姿勢検出手段９２とからの信号に基づき、各アクチュエータ７０に出力指令を与える。姿勢設定手段９１は、例えば折れ角θ（図４を参考）および旋回角φ（図４を参考）を規定することで、先端側のリンクハブ３の姿勢を設定する。姿勢検出手段９２は、例えばエンコーダ（図示せず）等により基端側の端部リンク部材５の回転角βｎ（図４におけるβ１，β２）を検出する。あるいはアクチュエータ７０のエンコーダ（図示せず）を先端側のリンクハブ３の姿勢検出に用いても良い。折れ角θおよび旋回角φと、各回転角βｎとは相互関係があり、一方の値から他方の値を導くことができる。

　基端側のリンクハブ２に対し先端側のリンクハブ３を姿勢変更する場合、姿勢設定手段９１により設定された先端側のリンクハブ３の姿勢に応じて、基端側の端部リンク部材５の回転角βｎの制御目標値を計算する。上記回転角βｎは、アクチュエータ７０の動作位置を意味する。回転角βｎの計算は、前記式１を逆変換することで行われる。逆変換とは、折れ角θおよび旋回角φから基端側の端部リンク部材５の回転角βｎを算出する変換のことである。

　回転角βｎの制御目標値を計算したなら、姿勢検出手段９２の信号を利用したフィードバック制御により、実際の回転角βｎが制御目標値となるように各アクチュエータ７０の出力を制御する。それにより、すべてのリンク機構４の基端側の端部リンク部材５が定められた回転角βｎだけ回転し、先端側のリンクハブ３が姿勢設定手段９１により設定された姿勢に変更される。

　このリンク作動装置６１は、コンパクトでありながら、基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３の可動範囲を広くとれるため、先端取付部材６４に取付けられる医療用器具等の操作性が良い。３組のリンク機構４のすべてにアクチュエータ７０および減速機構７１を設けたことにより、基端側のリンクハブ２に対して先端側のリンクハブ３がどのような姿勢をとっていてもバランス良く駆動できる。つまり、駆動力のバランスが良い。これにより、各アクチュエータ７０を小型化できる。また、３組のリンク機構４のすべてにアクチュエータ７０および減速機構７１を設けることで、パラレルリンク機構１や減速機構７１のガタを詰めるように制御することが可能となり、先端側のリンクハブ３の位置決め精度が向上すると共に、リンク作動装置６１自体の高剛性化を実現できる。

　減速機構７１の歯車式の減速部７３は、小歯車７６と大歯車７７の組合せからなり、１０以上の高い減速比が得られる。減速比が高いと、エンコーダ等による位置決め分解能が高くなるため、先端側のリンクハブ３の位置決め分解能が向上する。また、低出力のアクチュエータ７０を使用することができる。この実施形態では減速機７０ａ付きのアクチュエータ７０を使用しているが、歯車式の減速部７３の減速比が高ければ、減速機無しのアクチュエータ７０を使用することも可能となり、アクチュエータ７０を小型化できる。

　大歯車７７のピッチ円半径を、基端側の端部リンク部材５のアーム長Ｌの１／２以上としたことで、先端負荷による基端側の端部リンク部材５の曲げモーメントが小さくなる。そのため、リンク作動装置６１全体の剛性を必要以上に高くしなくて済むと共に、基端側の端部リンク部材５の軽量化を図れる。例えば、基端側の端部リンク部材５をステンレス鋼（ＳＵＳ）からアルミに変更できる。また、大歯車７７のピッチ円半径が比較的大きいため、大歯車７７の歯部の面圧が減少し、リンク作動装置６１全体の剛性が高くなる。

　また、大歯車７７のピッチ円半径が前記アーム長の１／２以上であると、大歯車７７が、基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５の回転対偶部に設置する軸受１２の外径よりも十分大きな径となるため、大歯車７７の歯部と軸受１２との間にスペースができ、大歯車７７の設置が容易である。

　特にこの第３実施形態の場合、大歯車７７のピッチ円半径が前記アーム長Ｌ以上であるため、大歯車７７のピッチ円半径がさらに大きくなり、前記作用・効果がより一層顕著に現れる。加えて、小歯車７６をリンク機構４よりも外径側に設置することが可能となる。その結果、小歯車７６の設置スペースを容易に確保することができ、設計の自由度が増す。また、小歯車７６と他の部材との干渉が起こり難くなり、リンク作動装置６１の可動範囲が広くなる。

　小歯車７６および大歯車７７は、それぞれ平歯車であるため、製作が容易であり、しかも回転の伝達効率が高い。小歯車７６は軸方向両側で軸受８０により支持されているため、小歯車７６の支持剛性が高い。それにより、先端負荷による基端側の端部リンク部材５の角度保持剛性が高くなり、リンク作動装置６１の剛性や位置決め精度の向上に繋がる。また、アクチュエータ７０の回転軸心Ｏ３、小歯車７６の回転軸心Ｏ４、および基端側のリンクハブ２と基端側の端部リンク部材５との回転対偶の中心軸Ｏ１が同一平面上にあるため、全体的なバランスが良く、組立性が良い。

　大歯車７７は、基端側の端部リンク部材５に対して着脱自在であるため、歯車式の減速部７３の減速比や、基端側のリンクハブ２に対する先端側のリンクハブ３の作動範囲等の仕様の変更が容易となり、リンク作動装置６１の量産性が向上する。つまり、同じリンク作動装置６１を、大歯車７７を変えるだけで、様々な用途に適用することが可能である。また、メンテナンス性が良い。例えば、歯車式の減速部７３に障害が生じた場合に、同減速部７３のみを交換するだけで対処可能である。

　以上のとおり、図面を参照しながら好適な実施形態および応用形態を説明したが、当業者であれば、本件明細書を見て、自明な範囲内で種々の変更および修正を容易に想定するであろう。したがって、そのような変更および修正は、請求の範囲から定まる発明の範囲内のものと解釈される。

２…基端側のリンクハブ
３…先端側のリンクハブ
４…リンク機構
５…基端側の端部リンク部材
６…先端側の端部リンク部材
７…中央リンク部材
１２，１９…軸受
１２ａ，１９ａ…転動体
５１，６１…リンク作動装置
５３，７０…アクチュエータ
５８，９０…制御装置
ＱＡ…基端側のリンクハブの中心軸
ＱＢ…先端側のリンクハブの中心軸
θ_ｍａｘ…作業時制御における折れ角の最大値
θ´_ｍａｘ…最大可動折れ角

Claims

　基端側のリンクハブに対し先端側のリンクハブを、３組以上のリンク機構を介して姿勢を変更可能に連結し、前記各リンク機構は、それぞれ前記基端側のリンクハブおよび先端側のリンクハブに一端が回転可能に連結された基端側および先端側の端部リンク部材と、これら基端側および先端側の端部リンク部材の他端に両端がそれぞれ回転可能に連結された中央リンク部材とでなり、前記各リンク機構は、このリンク機構を直線で表現した幾何学モデルが、前記中央リンク部材の中央部に対する基端側部分と先端側部分とが対称を成す形状であり、前記３組以上のリンク機構のうちの少なくとも２組以上のリンク機構に、前記基端側のリンクハブに対する前記先端側のリンクハブの姿勢を任意に変更させるアクチュエータを設けたリンク作動装置であって、
　前記基端側のリンクハブと前記基端側の端部リンク部材の一端との回転対偶、前記先端側のリンクハブと前記先端側の端部リンク部材の一端との回転対偶、前記基端側および先端側の端部リンク部材の他端と前記中央リンクの両端との回転対偶にそれぞれ軸受を介在させ、
　前記アクチュエータを制御する制御装置を設け、この制御装置は、定められた作業動作を実行させる作業時制御と、この作業時制御の停止中になされ、前記軸受に封入されているグリスを循環させるグリス循環制御とを行い、
　前記作業時制御における前記基端側のリンクハブの中心軸と前記先端側のリンクハブの中心軸との成す角度である折れ角の最大値は、機構上可能な前記折れ角の最大値である最大可動折れ角を超えないものとし、かつ前記グリス循環制御における前記折れ角の最大値は、前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく、かつ前記最大可動折れ角よりも小さい値としたリンク作動装置。
　請求項１において、前記グリス循環制御は、前記折れ角を前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく保ったまま、前記基端側のリンクハブに対して前記先端側のリンクハブを旋回動作させるように、前記アクチュエータを制御するリンク作動装置。
　請求項１において、前記軸受として、臨界揺動角が前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも小さいものを使用したリンク作動装置。
　請求項１において、前記軸受として、臨界揺動角が前記作業時制御における前記折れ角の最大値よりも大きく、かつ前記最大可動折れ角よりも小さいものを使用したリンク作動装置。
　請求項１において、前記各回転対偶に介在する軸受は深溝玉軸受であり、この深溝玉軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．５５５・Ｚ・π）［ｄｅｇ］としたパラレルリンク機構。
　請求項１において、前記軸受は円筒ころ軸受であり、この円筒ころ軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．３７・（Ｚ＋０．１）・π）［ｄｅｇ］としたパラレルリンク機構。
　請求項１において、前記軸受は針状ころ軸受であり、この針状ころ軸受の転動体の個数をＺとした場合、前記臨界揺動角を２・１８０／（０．５４４・Ｚ・π）［ｄｅｇ］としたパラレルリンク機構。