WO2017208527A1 - 支持装置 - Google Patents

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WO2017208527A1
WO2017208527A1 PCT/JP2017/007097 JP2017007097W WO2017208527A1 WO 2017208527 A1 WO2017208527 A1 WO 2017208527A1 JP 2017007097 W JP2017007097 W JP 2017007097W WO 2017208527 A1 WO2017208527 A1 WO 2017208527A1
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WO
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link
support device
link mechanism
drive motor
pair
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/007097
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English (en)
French (fr)
Inventor
川浪　康範
長阪　憲一郎
一生 本郷
Original Assignee
ソニー株式会社
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Publication date
Application filed by ソニー株式会社 filed Critical ソニー株式会社
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Priority to EP17806089.3A priority patent/EP3467348A4/en
Priority to US16/301,547 priority patent/US11125307B2/en
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    • F16H—GEARING
    • F16H21/00—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides
    • F16H21/10—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane
    • F16H21/16—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane for interconverting rotary motion and reciprocating motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H21/00—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides
    • F16H21/10—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane
    • F16H21/44—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H—GEARING
    • F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
    • F16H35/02—Gearings or mechanisms with other special functional features for conveying rotary motion with cyclically varying velocity ratio
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/12—Gearings comprising primarily toothed or friction gearing, links or levers, and cams, or members of at least two of these types
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
    • F16H2035/003—Gearings comprising pulleys or toothed members of non-circular shape, e.g. elliptical gears

Definitions

  • the present disclosure relates to a support device.
  • a speed change mechanism that converts the rotational speed and torque of power input from the power source side and outputs the converted power to the output side. It's being used.
  • a technique related to a mechanism including a pair of rotating bodies having a variable reduction ratio has been proposed.
  • Patent Document 1 in order to suppress torque applied to the transmission main body, a plurality of gear pairs each having a fixed reduction ratio are provided between the input member and the output member so as to be connectable via a clutch. Furthermore, a technique has been proposed in which a non-circular gear pair having a variable reduction ratio is provided between the input member and the output member so as to be connectable via a clutch.
  • the pair of rotating bodies having the variable reduction ratio described above has a smaller number of components compared to other transmission mechanisms. Therefore, it is expected that the device can be more effectively downsized by applying a pair of rotating bodies having a variable reduction ratio as a transmission mechanism of the support device.
  • the rotatable angle of each rotating body may be relatively small.
  • position of a support apparatus can be restrict
  • the present disclosure proposes a new and improved support device that can reduce the size of the device more effectively while suppressing the restriction of the posture of the device.
  • a transmission motor a link mechanism that can expand and contract in accordance with the power by transmitting power output from the drive motor, and the power to a reduction ratio according to the attitude of the link mechanism
  • a pair of rotating bodies as a speed change mechanism that outputs to the link mechanism, and at least a part of the link mechanism forms a trapezoidal link mechanism.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating an example of a schematic configuration of a support device 90 including a link mechanism 950.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a support device 90 that supports the mass body 902.
  • the support device 90 includes a link mechanism 950 and a drive motor (not shown).
  • the link mechanism 950 is configured to be able to expand and contract in accordance with the power by transmitting the power output from the drive motor.
  • the link mechanism 950 includes a link 942 and a link 944 as shown in FIG.
  • the link 942 is connected to the mass body 902 via the shaft portion 922 on one end side, and is rotatable around the shaft portion 922 relative to the mass body 902. Further, the link 942 is connected to one end side of the link 944 via the shaft portion 924 on the other end side, and is rotatable around the shaft portion 924 relative to the link 944.
  • the other end P9 of the link 944 contacts the floor.
  • the floor reaction force F is generated by the torque output from the drive motor being transmitted to the link mechanism 950.
  • the floor reaction force F having the same magnitude as the gravity generated by the mass of the mass body 902 acts on the other end portion P9 of the link 944. Thereby, the mass of the mass body 902 can be supported. Further, the posture of the link mechanism 950 is maintained in a posture in which the balance of the applied moment is maintained in each link.
  • the link 942 and the link 944 have the same link length L. Specifically, the distance between the shaft portion 922 and the shaft portion 924 and the distance between the shaft portion 924 and the other end portion P9 of the link 944 are the link length L, respectively.
  • the link mechanism 950 is configured to be extendable and contractible so that the shaft portion 922 is positioned vertically above the other end portion P9 of the link 944. Therefore, as shown in FIG. 1, the inclination angle ⁇ 9 of the link 942 and the link 944 with respect to the vertical direction is equal to each other. In this case, the torque ⁇ around each shaft portion generated for each link is expressed by the following equation (1).
  • the inclination angle ⁇ 9 can take a value from 0 ° to 90 °.
  • the torque ⁇ decreases as the tilt angle ⁇ 9 approaches 0 °, and increases as the tilt angle ⁇ 9 approaches 90 °.
  • the required value of the torque of power transmitted to the link mechanism 950 decreases as the link mechanism 950 extends, and increases as the link mechanism 950 contracts.
  • the required value of the torque of the power transmitted to the link mechanism 950 can vary depending on the posture of the support device 90.
  • the required value of the rotational speed of the power transmitted to the link mechanism 950 can also vary depending on the attitude of the support device 90. Specifically, the required value of the rotational speed of the power transmitted to the link mechanism 950 can be set to increase as the link mechanism 950 extends.
  • the drive motor in each posture of the support device 90, when a drive motor that can output power satisfying the required values to the link mechanism 950 for both the rotational speed and the torque is used, the drive motor can be enlarged. Therefore, by providing the support device 90 with a speed change mechanism having a variable reduction ratio according to the characteristics of the rotational speed and the required value of torque, an increase in the size of the drive motor accompanying an increase in the output of the drive motor can be prevented. Thus, the apparatus can be reduced in size.
  • a speed change mechanism may require a space for accommodating a mechanism for executing reduction ratio switching.
  • the pair of rotating bodies having a variable reduction ratio has a smaller number of components compared to other speed change mechanisms. Therefore, it is expected that the device can be more effectively downsized by applying a pair of rotating bodies having a variable reduction ratio as a transmission mechanism of the support device.
  • a mechanism for effectively downsizing the support device by using a pair of rotating bodies having variable reduction ratios will be described.
  • FIG. 2 is a schematic diagram illustrating an example of a schematic configuration of a support device 10 different from the support device 90 according to the example illustrated in FIG. 1.
  • FIG. 2 shows a schematic configuration of the support device 10 that supports the mass body 102.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining a power transmission path in the support device 10 shown in FIG. 2.
  • the support device 10 includes a link mechanism 150, a connection unit 104, and a drive motor 170 shown in FIG.
  • the link mechanism 150 is configured to be able to expand and contract in accordance with the power by transmitting the power output from the drive motor 170.
  • the support device 10 includes a control device (not shown).
  • the support device 10 may be configured to control the drive of the drive motor 170 based on an operation instruction output from the control device.
  • the connecting portion 104 is connected to the mass body 102 on one end side, and is connected to one end side of the link 142 of the link mechanism 150 via the shaft portion 122 on the other end side.
  • the connecting portion 104 is fixed with respect to the mass body 102 and is movable in the vertical direction integrally with the mass body 102.
  • the link mechanism 150 includes a link 142 and a link 144 as shown in FIG.
  • the link 142 is connected to the connection portion 104 via the shaft portion 122 at one end side, and is rotatable around the shaft portion 122 relative to the connection portion 104.
  • the link 142 is connected to the one end side of the link 144 via the shaft portion 124 on the other end side, and is rotatable around the shaft portion 124 relative to the link 144.
  • the other end P10 of the link 144 abuts on the floor.
  • the floor reaction force F is generated by the torque output from the drive motor 170 being transmitted to the link mechanism 150. Specifically, a floor reaction force F having a magnitude equal to the gravity generated by the mass of the mass body 102 acts on the other end portion P10 of the link 144. Thereby, the mass of the mass body 102 can be supported. Further, the posture of the link mechanism 150 is maintained in a posture in which the balance of the applied moment is maintained in each link.
  • the link 142 and the link 144 have the same link length L. Specifically, the distance between the shaft portion 122 and the shaft portion 124 and the distance between the shaft portion 124 and the other end portion P10 of the link 144 are the link length L, respectively.
  • the link mechanism 150 is configured to be extendable and contractible so that the shaft portion 122 is positioned vertically above the other end portion P10 of the link 144. Therefore, as shown in FIG. 2, the inclination angle ⁇ 10 of the link 142 and the link 144 with respect to the vertical direction is equal to each other.
  • the support device 10 further includes a pair of non-circular gears 180 as a speed change mechanism.
  • the power output from the drive motor 170 is output to the link mechanism 150 via the pair of non-circular gears 180.
  • the pair of non-circular gears 180 is an example of a pair of rotating bodies as a speed change mechanism that outputs the power output from the drive motor 170 to the link mechanism 150 at a reduction ratio according to the attitude of the link mechanism 150.
  • the pair of non-circular gears 180 are a pair of spur gears each having a non-circular pitch curve.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing an example of a pitch curve of a pair of non-circular gears 180.
  • the pair of non-circular gears 180 includes an input side gear 182 that is an input side rotating body to which power is input from the drive motor 170 side, and an output side gear 181 that is an output side rotating body.
  • the input side gear 182 and the output side gear 181 mesh with each other while keeping the distance d between the rotation centers C12 and C11 constant.
  • the pair of non-circular gears 180 are also simply referred to as non-circular gears 180.
  • the reduction ratio of the non-circular gear 180 is represented by the ratio of the pitch curve radius r11 of the output side gear 181 to the pitch curve radius r12 of the input side gear 182 at the portion where the input side gear 182 and the output side gear 181 mesh.
  • the shape of the pitch curve of each gear is non-circular. Therefore, the pitch curve radii r12 and r11 at the portion where the gears mesh can change as the gears rotate. For example, in the state shown by the solid line in FIG. 4, the pitch curve radius r ⁇ b> 12 in the portion where the gears mesh is shorter than the state shown by the two-dot chain line.
  • the non-circular gear 180 has a variable reduction ratio.
  • each gear of the non-circular gear 180 has a rotation angle corresponding to the posture of the link mechanism 150.
  • the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 and the link 142 and link An example in which the sum of 144 and the inclination angle ⁇ 10 is 90 ° will be described.
  • the output side gear 181 has a rotation angle ⁇ 11 corresponding to the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182. Therefore, the relationship between the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 and the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182 is expressed by the following equation (2) using the function f.
  • the function f in Equation (2) defines the relationship between the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 and the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182.
  • the characteristic of the reduction ratio N of the non-circular gear 180 depends on the relationship between the rotation angle ⁇ 11 and the rotation angle ⁇ 12. Therefore, by specifying the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2, the characteristic of the reduction ratio N can be set. Specifically, by appropriately setting the function f, the relationship between the rotation angle ⁇ 11 and the rotation angle ⁇ 12 can be defined so that the reduction ratio N has desired characteristics.
  • the function f represented by the following expression (3) is applied as the function f in the expression (2) will be described.
  • the expression (2) is converted into the following expression (4).
  • Equation (5) is a constant.
  • the constant K in Equation (5) can be set so that, for example, a possible range of the rotation angle ⁇ 11 corresponding to the rotation angle ⁇ 12 is a desired range.
  • the range of the rotation angle ⁇ 12 can be 0 to 2 ⁇
  • the constant K so that the range of rotation angle ⁇ 11 with respect to the rotation angle ⁇ 12 can be 0 to ⁇ / 2. The case where is set will be described.
  • the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 when the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182 is 0 is set to 0, and the rotation of the output side gear 181 when the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182 is 2 ⁇ .
  • the angle ⁇ 11 is ⁇ / 2.
  • Expression (6) the following Expression (6) is derived by substituting 2 ⁇ and ⁇ / 2 into the rotation angle ⁇ 12 and the rotation angle ⁇ 11, respectively.
  • the constant K is set to 1 / 2 ⁇ , for example.
  • the distance d between the rotation center C12 of the input side gear 182 and the rotation center C11 of the output side gear 181 takes a constant value and is expressed by the following equation (9).
  • equation (10) is derived by differentiating both sides of the equation (5) with respect to time.
  • equation (11) is derived by simultaneously solving equations (8) and (9) and eliminating r12.
  • equation (13) is derived by substituting equation (12) into equation (9) and solving.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 180 is expressed by the following formula (14).
  • the expressions (12) and (13) representing the pitch curve radius r11 and the pitch curve radius r12, respectively, are the relationship between the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 and the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182. It is derived based on the expression (5) representing sex.
  • the relationship between the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 and the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182 expressed by Expression (5) depends on the function f in Expression (2). Therefore, the characteristic of the reduction ratio N in the non-circular gear 180 depends on the function f in the equation (2).
  • FIG. 5 and FIG. 6 are explanatory diagrams showing examples of the tooth shape of the output side gear 181 and the input side gear 182, respectively. 5 and 6 respectively show pitch curves corresponding to the pitch curve radius r11 and the pitch curve radius r12 when the distance d is 70 [mm].
  • each gear is provided so as to be rotatable around the rotation center. Specifically, each gear is attached to other members of the apparatus via a rotating shaft. Therefore, each gear is provided with an attachment portion for attachment to the other member.
  • the shape of each gear can be appropriately designed from the viewpoint of facilitating manufacturing and stabilizing the meshing of the tooth portions.
  • FIGS. 7 and 8 are explanatory diagrams illustrating examples of shapes including attachment portions of the output side gear 181 and the input side gear 182, respectively. 7 and 8, the tooth portion of each gear is represented by a pitch curve.
  • FIG. 9 is a schematic view of the appearance of a pair of non-circular gears 180.
  • the torque ⁇ around each shaft portion generated for each link is expressed by the following equation (15).
  • the inclination angle ⁇ 10 can take a value from 0 ° to 90 °.
  • the torque ⁇ increases as the tilt angle ⁇ 10 approaches 90 °.
  • the required torque value of power transmitted to the link mechanism 150 increases as the link mechanism 150 contracts.
  • the output torque ⁇ m of the drive motor 170 is inversely proportional to the reduction ratio N of the non-circular gear 180.
  • the reduction ratio N increases as the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 approaches 0 °. In other words, the reduction ratio N increases as the link mechanism 150 contracts. Therefore, even when the link mechanism 150 takes a relatively contracted posture, the output torque ⁇ m of the drive motor 170 can be prevented from increasing.
  • FIG. 10 is an explanatory diagram for explaining the relationship between the rotation speed n of the drive motor 170 and the expansion / contraction speed of the support device 10 in the vertical direction. Specifically, FIG. 10 shows a state in which the link 144 rotates around the shaft portion 124 by a minute angle ⁇ 10.
  • the minute angle ⁇ 10 is expressed by the following equation (17 ).
  • the expansion / contraction direction of the link mechanism 150 substantially coincides with the vertical direction. Therefore, the vertical component y ′ of the movement distance ⁇ d in the equation (20) has a correlation with the expansion / contraction speed of the link mechanism 150.
  • the required value of the expansion / contraction speed of the link mechanism 150 may be set to increase as the link mechanism 150 extends.
  • the rotational speed n of the drive motor 170 is proportional to the reduction ratio N of the non-circular gear 180.
  • the reduction ratio N decreases as the rotation angle ⁇ 11 of the output side gear 181 approaches 90 °. In other words, the reduction ratio N decreases as the link mechanism 150 extends. Therefore, even when the link mechanism 150 takes a relatively extended posture, it is possible to prevent the rotation speed n of the drive motor 170 from increasing.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram illustrating an example of output characteristics of the drive motor 170 in the support device 10 that uses the non-circular gear 180 described above as a speed change mechanism.
  • the horizontal axis represents the output torque ⁇ m
  • the vertical axis represents the rotational speed n.
  • pairs of the output torque ⁇ m and the rotation speed n of the drive motor 170 for each posture of the link mechanism 150 are schematically shown by dots.
  • the calculated results of the output torque ⁇ m and the rotation speed n of the drive motor 170 for each of the inclination angles ⁇ 10 using the equations (16) and (20) are indicated by dots. ing.
  • the floor reaction force F was set to 8.0 [kgf]
  • the length L of each link was set to 0.12 [m]. The above calculation was performed for an example in which a circular gear having a reduction ratio of 4 was further provided between the drive motor 170 and the link mechanism 150.
  • the rotation angle of the output side gear 181 is set to 0 ° to approximately 80 °, so that the reduction ratio of the non-circular gear 180 can take a value between 1 and 2 ⁇ . Further, the above calculation was performed assuming that the power transmission efficiency in the circular gear and the non-circular gear 180 was 90%. Therefore, when the circular gear and the non-circular gear 180 are a single transmission mechanism, the reduction ratio of the transmission mechanism can take a value between 3.24 and 20.36.
  • the support device 10 includes a pair of non-circular gears 180 that output the power output from the drive motor 170 to the link mechanism 150 at a reduction ratio N corresponding to the attitude of the link mechanism 150.
  • N a reduction ratio corresponding to the attitude of the link mechanism 150.
  • continuously operable area D10 indicating the region where output is possible.
  • a continuously operable area D10 indicating a range of a predetermined output torque ⁇ m or less and a predetermined rotation speed n or less is indicated by a broken line.
  • FIGS. 12 and 13 are explanatory diagrams showing an example of output characteristics of the drive motor in the support device according to the reference example using the circular gear as the speed change mechanism.
  • the non-circular gear is not used, and power is transmitted from the drive motor to the link mechanism via the circular gear having a fixed reduction ratio.
  • FIG. 12 shows an example using a circular gear having a reduction ratio of 23.8.
  • FIG. 13 the example using the circular gear whose reduction ratio is 4 is shown.
  • the pair of non-circular gears 180 outputs the power output from the drive motor 170 to the link mechanism 150 at a reduction ratio corresponding to the attitude of the link mechanism 150.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 180 is set to increase as the length of the link mechanism 150 in the expansion / contraction direction is shorter.
  • the reduction ratio can be changed according to the characteristics of the rotational speed of the power transmitted to the link mechanism 150 and the required value of the torque by the transmission mechanism having a relatively small number of components. . Therefore, it is possible to downsize the apparatus more effectively.
  • the connecting portion 104 and the mass body 102 can move in the vertical direction as a unit.
  • the mass body 102 is positioned vertically above the shaft portion 122 with a certain distance Lsfix.
  • the distance h in the vertical direction from the other end portion P10 of the link 144, which is a portion in contact with the floor in the support device 10, to the mass body 102 is expressed by the following equation (21).
  • equation (23) is derived by substituting equation (7) into equation (22).
  • the input side gear 182 and the rotating shaft of the drive motor 170 may be directly coupled or may be connected via one or more circular gears.
  • the rotation angle of the drive motor 170 may have a correlation with the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182.
  • the vertical distance h from the other end P10 of the link 144, which is the portion in contact with the floor in the support device 10, to the mass body 102 is relative to the rotation angle ⁇ 12 of the input side gear 182.
  • the link mechanism 150 is configured to be extendable and contractible so that the shaft portion 122 is positioned vertically above the other end portion P10 of the link 144. Therefore, the distance h in the equation (23) has a correlation with the length of the link mechanism 150 in the expansion / contraction direction.
  • the amount of calculation in the drive control of the support device in the field related to the support device having a link mechanism that can expand and contract according to the power by transmitting the power output from the drive motor. It is done.
  • the length in the expansion / contraction direction of the link mechanism and a value correlated with the length may be expressed by the rotation angle of the drive motor. Therefore, when the length of the link mechanism in the expansion / contraction direction has nonlinearity with respect to the rotation angle of the drive motor, the amount of calculation can be increased in the control of the drive motor.
  • the length of the link mechanism 150 in the expansion / contraction direction may have linearity with respect to the rotation angle of the drive motor 170.
  • the numerical formula regarding control of the drive motor 170 in the support apparatus 10 can be simplified more. Therefore, the calculation amount in the drive control of the support device 10 can be reduced.
  • FIG. 14 is a schematic diagram illustrating an example of the overall configuration of the support device 1 according to the present embodiment.
  • FIG. 15 is a schematic diagram illustrating an example of a schematic configuration of the support device 1 according to the present embodiment.
  • the support device 1 according to the present embodiment can be used as, for example, a legged robot.
  • FIG. 14 shows the support device 1 that supports the robot body.
  • the relationship between the support device 1 and the robot body corresponds to the relationship between the support device 10 and the mass body 102 described with reference to FIG.
  • FIG. 14 shows an attachment portion 12 to which the support device 1 is attached in the robot body.
  • the support device 1 includes a link mechanism 50, a drive motor 70, and a pair of non-circular gears 80.
  • the link mechanism 50 is configured to be able to expand and contract in accordance with the power by transmitting the power output from the drive motor 70.
  • the support device 1 includes a control device (not shown).
  • the support device 1 can be configured to control the drive of the drive motor 70 based on an operation instruction output from the control device.
  • the power output from the drive motor 70 is output to the link mechanism 50 via the pair of non-circular gears 80, similarly to the power transmission path in the support device 10 described with reference to FIG. 3. Is done.
  • the pair of non-circular gears 80 is an example of a pair of rotating bodies as a speed change mechanism that outputs power output from the drive motor 70 to the link mechanism 50 at a reduction ratio corresponding to the attitude of the link mechanism 50.
  • the pair of non-circular gears 80 includes an input side gear 82 and an output side gear 81.
  • the input side gear 82 and the rotation shaft of the drive motor 70 may be directly coupled or may be connected via one or more circular gears.
  • the rotation angle ⁇ ⁇ b> 1 of the output side gear 81 has nonlinearity with respect to the rotation angle ⁇ ⁇ b> 2 of the input side gear 82, so that it corresponds to the posture of the link mechanism 50.
  • the reduction of the reduction ratio can be realized. Details of the characteristics of the reduction ratio of the non-circular gear 80 will be described later.
  • the pair of non-circular gears 80 are also simply referred to as non-circular gears 80.
  • the link mechanism 50 is composed of a plurality of links. Specifically, as shown in FIG. 14, the link mechanism 50 includes a link 41, a link 42 that is a part of the output side gear 81, a link 44, a link 46, a link 47, and a link 48. ,including.
  • the link mechanism 50 forms a trapezoidal link mechanism 52.
  • the trapezoidal link mechanism 52 is configured by the link 41, the link 42, the link 44, and the link 46.
  • the trapezoidal link mechanism 52 is a four-bar link mechanism in which the link lengths of the opposed links are different.
  • the link 42 corresponds to a first link according to the present disclosure.
  • the link 46 corresponds to a second link according to the present disclosure.
  • the link 41 and the link 44 correspond to a third link and a fourth link according to the present disclosure, respectively.
  • the trapezoidal link mechanism 52 is formed by at least a part of the link mechanism 50, so that the posture of the support device 1 can be suppressed from being limited. Details of the trapezoidal link mechanism 52 will be described later.
  • the link 41 is provided with a pair of non-circular gears 80 and a drive motor 70.
  • the input side gear 82 and the drive motor 70 are provided on one end side of the link 41.
  • an output side gear 81 is provided on the center side of the input side gear 82 in the extending direction of the link 41.
  • the input side gear 82 and the output side gear 81 are connected to the link 41 via the respective rotation shafts, and are rotatable relative to the link 41.
  • the drive motor 70 is fixed to the link 41, for example.
  • the relative positions of the rotation shafts of the pair of non-circular gears 80 with respect to the link 41 are fixed.
  • the relative positions of the rotary shaft 22 of the input side gear 82 and the rotary shaft 21 of the output side gear 81 with respect to the link 41 are fixed.
  • the link 41 is attached to one end side so as to be relatively rotatable with respect to the attachment portion 12 of the robot body. Specifically, the link 41 is rotatable around the rotation shaft 22 of the input side gear 82 relative to the attachment portion 12 of the robot body. Further, the link 41 is connected to the center side of the link 46 and one end side of the link 47 via the shaft portion 28 and the shaft portion 30 on the other end side, respectively. It can freely rotate around the portion 28 and the shaft portion 30. The shaft portion 30 is located closer to the center than the shaft portion 28 in the extending direction of the link 41.
  • the link 42 corresponds to a first link on the input side that can be rotated by power input through a pair of non-circular gears 80.
  • the link 42 is configured by a part of the output side gear 81.
  • the output side gear 81 protrudes in the radial direction with a tooth part 81 a meshing with a tooth part of the input side gear 82, a mounting part 81 b connected to the link 41 via the rotary shaft 21.
  • a protruding portion 81c is provided.
  • the protruding portion 81 c is provided at a location different from the location where the tooth portion 81 a is provided in the circumferential direction of the output side gear 81, and is connected to one end side of the link 44 via the shaft portion 24 on the distal end side.
  • the link 42 can be configured by the mounting portion 81b and the protruding portion 81c.
  • the link 42 may be rotatable integrally with the output side gear 81. Further, the link 42 can rotate around the shaft portion 24 relative to the link 44.
  • the link 42 may not be configured by a part of the output side gear 81. Further, the link 42 may be configured by a plurality of members.
  • the link 46 corresponds to a second link on the output side that is disposed to face the link 42 and can rotate according to the rotation of the link 42.
  • the link 46 is connected to the other end side of the link 44 via the shaft portion 26 on one end side, and is rotatable about the shaft portion 26 relative to the link 44.
  • the link 46 is connected to the center side of the link 48 on the other end side via the shaft portion 34, and is rotatable around the shaft portion 34 relative to the link 48.
  • the link 41 and the link 44 correspond to a third link and a fourth link that connect the link 42 and the link 46 in a rotatable manner and face each other, respectively.
  • the link 47 is connected to the one end side of the link 48 on the other end side through the shaft portion 32, and is rotatable around the shaft portion 32 relative to the link 48. Further, the other end portion P1 of the link 48 comes into contact with the floor.
  • the link 41, the link 46, the link 47, and the link 48 constitute a parallel link mechanism.
  • the link lengths of the link 41 and the link 48 facing each other substantially coincide.
  • the distance between the shaft portion 30 and the shaft portion 28 and the distance between the shaft portion 32 and the shaft portion 34 are substantially the same.
  • the link lengths of the link 46 and the link 47 facing each other are substantially the same.
  • the distance between the shaft portion 28 and the shaft portion 34 and the distance between the shaft portion 30 and the shaft portion 32 are substantially the same.
  • FIG. 15 the structure of the support apparatus 1 shown in FIG. 14 is shown more schematically.
  • the mounting portion 12 of the robot body, the input side gear 82, a part of the output side gear 81, and the link 47 are not shown.
  • the floor reaction force F is generated by transmitting the torque output from the drive motor 70 to the link mechanism 50.
  • a floor reaction force F having a magnitude equal to at least a part of gravity generated by the mass of the robot body acts on the other end portion P1 of the link 48.
  • the posture of the link mechanism 50 is maintained in a posture in which the balance of the applied moment is maintained in each link.
  • the distance between the rotating shaft 22 and the shaft portion 28 in the link 41, the distance between the shaft portion 28 and the shaft portion 34 in the link 46, and the space between the shaft portion 34 and the other end portion P1 in the link 48. Have the same link length L.
  • the link mechanism 50 is configured to be extendable and contractible so that the rotary shaft 22 is positioned vertically upward with respect to the other end portion P ⁇ b> 1 of the link 48.
  • the link 41, the link 46, the link 47, and the link 48 constitute a parallel link mechanism. Therefore, as shown in FIG. 15, the angle formed by the link 41 and the link 46 and the angle formed by the link 46 and the link 48 are equal to the opening angle ⁇ 0 having the same magnitude.
  • a vertical distance h from the other end P1 of the link 48 which is a portion in contact with the floor in the support device 1 to the rotary shaft 22 is expressed by the following equation (24).
  • the opening angle ⁇ 0 can take a value from 0 ° to 180 °.
  • the link 41 is attached so as to be rotatable relative to the attachment portion 12 of the robot body, and is rotatable around the rotation shaft 22.
  • the link mechanism 50 is configured to be extendable and contractible so that the rotary shaft 22 is positioned vertically upward with respect to the other end portion P ⁇ b> 1 of the link 48. Therefore, the distance h represented by Expression (24) corresponds to the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction.
  • FIG. 16 is a schematic diagram illustrating an example of the trapezoidal link mechanism 52 according to the present embodiment.
  • the distance between the rotary shaft 21 and the shaft portion 24 corresponds to the link length a of the first link corresponding to the link 42
  • 26 is equivalent to the link length b of the fourth link corresponding to the link 44
  • the distance between the rotary shaft 21 and the shaft portion 28 is the link length c of the third link corresponding to the link 41.
  • the distance between the shaft portion 26 and the shaft portion 28 corresponds to the link length a of the second link corresponding to the link 46.
  • the distance between the shaft portion 24 and the shaft portion 28 is the length e
  • the angle formed by the straight line connecting the shaft portion 24 and the shaft portion 28 and the link 41 is an angle.
  • the opening angle ⁇ 0 described with reference to FIG. 15 is an angle obtained by subtracting the angles ⁇ 1 and ⁇ 2 from 180 °, as shown in FIG.
  • the angle formed by the link 42 and the link 41 will be described as the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81 as shown in FIG.
  • the length e, the angle ⁇ 1, and the angle ⁇ 2 are expressed by the following equations (25) to (27), respectively.
  • opening angle ⁇ 0 is represented by the following equation (28).
  • Equation (29) represents the relationship between the opening angle ⁇ 0 and the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81.
  • Expression (29) when 95 [mm], 200 [mm], 63 [mm], and 200 [mm] are applied as the lengths a, b, c, and d, respectively, the opening angle ⁇ 0 and The relationship of the rotation angle ⁇ 1 is represented by the graph shown in FIG. In FIG. 17, the values of the opening angle ⁇ 0 and the rotation angle ⁇ 1 are expressed in radians.
  • examples in which 95 [mm], 200 [mm], 63 [mm], and 200 [mm] are applied as the lengths a, b, c, and d will be described.
  • the increase / decrease width of the opening angle ⁇ 0 when the rotation angle ⁇ 1 is increased / decreased by the predetermined increase / decrease width is larger than the predetermined increase / decrease width for the rotation angle ⁇ 1.
  • the angle range of the opening angle ⁇ 0 corresponding to the predetermined angle range for the rotation angle ⁇ 1 is larger than the predetermined angle range for the rotation angle ⁇ 1.
  • the range that the opening angle ⁇ 0 can take may be set to be larger than the range that the rotation angle ⁇ 1 can take.
  • the relationship between the range that the opening angle ⁇ 0 can take and the range that the rotation angle ⁇ 1 can take can be defined by appropriately setting the values of the lengths a, b, c, and d.
  • the link mechanism 50 forms the trapezoidal link mechanism 52, so that the range of the opening angle ⁇ 0 in the link mechanism 50 can be set to the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81. Compared to the range that can be taken, it can be enlarged. Thereby, since the movable range of the link mechanism 50 can be expanded, it can suppress that the attitude
  • the range that the opening angle ⁇ 0 can take corresponds to the pivotable angle of the link 46
  • the range that the pivoting angle ⁇ 1 can take corresponds to the pivotable angle of the link 42.
  • the link 46 and the link 42 correspond to a second link and a first link, respectively. Therefore, the pivotable angle of the second link may be set to be larger than the pivotable angle of the first link.
  • the opening angle ⁇ 0 is expressed by the following expression (30).
  • t, u, v, and w are constants. Specifically, the values of the constants t, u, v, and w are set according to the values of the lengths a, b, c, and d described above.
  • the characteristic of the reduction ratio N of the non-circular gear 80 depends on the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2. Therefore, by specifying the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2, the characteristic of the reduction ratio N can be set. Specifically, the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2 is defined so that the reduction ratio N has a desired characteristic by appropriately using the expressions (24) and (30). Can do.
  • Expression (24) and Expression (30) so that the reduction ratio N has desired characteristics
  • Equation (31) k and b are constants.
  • equation (33) is derived by substituting equation (30) into equation (32).
  • Equation (33) represents the relationship between the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81 and the rotation angle ⁇ 2 of the input side gear 82.
  • Equation (34) is derived.
  • ⁇ and ⁇ are defined as shown in the following equations (35) and (36).
  • Equation (37) is derived.
  • ⁇ is defined as shown in the following equation (38).
  • equation (39) is derived by substituting equation (38) into equation (37).
  • the following equation (40) is established for the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2 in the same manner as the above-described equation (11).
  • r1 is the pitch curve radius of the output gear 81
  • r2 is the pitch curve radius of the input gear 82
  • d is the distance between the rotation centers of the input gear 82 and the output gear 81.
  • the sum of the pitch curve radius r1 of the output side gear 81 and the pitch curve radius r2 of the input side gear 82 is equal to the distance d between the rotation centers of the input side gear 82 and the output side gear 81. Therefore, the following equation (42) is derived from the equation (41).
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 80 is represented by the following equation (43).
  • the relationship between the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81 and the rotation angle ⁇ 2 of the input side gear 82 is expressed by Expression (33).
  • the reduction ratio N having characteristics according to the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2 is expressed by Expression (43).
  • the relationship between the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2 specifically depends on the set values of the constants k and b.
  • the constants k and b in Expression (33) can be set so that, for example, a possible range of the opening angle ⁇ 0 corresponding to the rotation angle ⁇ 2 is a desired range.
  • a possible range of the rotation angle ⁇ 2 is 0 ° to 360 °
  • a possible range of the opening angle ⁇ 0 with respect to such a rotation angle ⁇ 2 is 24.8 ° to 161.0 °.
  • the rotation angle ⁇ 2 when the opening angle ⁇ 0 is 24.8 ° is set to 0 °.
  • the constant b is set to 1.171 based on the relationship between the opening angle ⁇ 0 and the rotation angle ⁇ 2 and the equation (32).
  • the rotation angle ⁇ 2 when the rotation angle ⁇ 0 is 161.0 ° is 360 °.
  • the constant k is set to 0.285 based on the relationship between the opening angle ⁇ 0 and the rotation angle ⁇ 2 and the equation (32).
  • the pitch curve radius r1 and the pitch with respect to the rotation angle ⁇ 1 and the rotation angle ⁇ 2 are used.
  • Each of the curve radii r2 can be calculated.
  • the distance d is set to 70 [mm]
  • specific examples of the shapes of the output side gear 81 and the input side gear 82 corresponding to the pitch curve radius r1 and the pitch curve radius r2 calculated in this way are shown in FIG.
  • FIG. 18 and 19 are explanatory views showing examples of shapes including attachment portions of the output side gear 81 and the input side gear 82, respectively.
  • the tooth portion of each gear is represented by a pitch curve.
  • each gear of the non-circular gear 80 is formed with an attachment portion for attachment to another member.
  • the output side gear 81 and the input side gear 82 are formed with attachment portions for attachment to the link 41 shown in FIG.
  • the shape of each gear can be appropriately designed from the viewpoint of facilitating manufacturing and stabilizing the meshing of the tooth portions. 18 and FIG. 19, more specifically, the shape of each gear appropriately designed in this way is shown.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 80 for each of the opening angles ⁇ 0 can be calculated based on the equations (30), (35), (36), (38), and (43). It is. Specifically, when the opening angle ⁇ 0 is 24.8 °, the reduction ratio N calculated based on the above equations is 6.12, and when the opening angle ⁇ 0 is 161.0 °. The reduction ratio N calculated based on the above equations is 2.8.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 80 increases as the opening angle ⁇ 0 approaches 12.4 °.
  • the reduction ratio N increases as the link mechanism 50 contracts. Therefore, even when the link mechanism 50 takes a relatively contracted posture, it is possible to prevent the output torque of the drive motor 70 from increasing.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 80 decreases as the opening angle ⁇ 0 approaches 161.0 °. In other words, the reduction ratio N decreases as the link mechanism 50 extends. Therefore, even when the link mechanism 50 takes a relatively extended posture, it is possible to prevent the rotation speed of the drive motor 70 from increasing.
  • the reduction ratio N of the non-circular gear 80 is set to increase as the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction is shorter.
  • the reduction ratio can be changed according to the characteristics of the rotational speed of the power transmitted to the link mechanism 50 and the required value of the torque by the transmission mechanism having a relatively small number of components. . Therefore, it is possible to downsize the apparatus more effectively.
  • the value of the rotation angle ⁇ 1 for each of the opening angles ⁇ 0 can be calculated based on the equation (30). Specifically, when the opening angle ⁇ 0 is 24.8 °, the rotation angle ⁇ 1 calculated based on the equation (30) is 49 °, and when the opening angle ⁇ 0 is 161.0 °.
  • the rotation angle ⁇ 1 calculated based on the equation (30) is 122 °.
  • at least a part of the link mechanism 50 forms the trapezoidal link mechanism 52, so that the range of the opening angle ⁇ 0 in the link mechanism 50 can be set to the rotation angle ⁇ 1 of the output side gear 81. Compared to the range that can be taken, it can be enlarged. Thereby, since the movable range of the link mechanism 50 can be expanded, it can suppress that the attitude
  • the link length a of the link 42 corresponding to the first link on the input side that can be rotated by the power input via the pair of non-circular gears 80. May be longer than the link length c of the link 46 corresponding to the second link on the output side, which is disposed opposite to the link 42 and can rotate according to the rotation of the link 42.
  • the trapezoidal link mechanism 52 may have a function as a speed change mechanism that decelerates the rotational speed of the input power and outputs it to the output side.
  • the pitch curve radius r2 of the input side gear 82 can be increased as the rotational angle ⁇ 2 of the input side gear 82 is increased.
  • a difference in pitch curve radius r2 between the case where the rotation angle ⁇ 2 is relatively small and the case where the rotation angle ⁇ 2 is relatively large may occur.
  • the difference between the pitch curve radii r2 is relatively large, it is difficult to manufacture the input side gear 82. In such a case, the meshing of the tooth portions of each gear in the non-circular gear 80 may become unstable.
  • the trapezoidal link mechanism 52 may have a function as a speed change mechanism that decelerates the rotational speed of input power and outputs it to the output side.
  • the pitch curve radius r2 when the rotation angle ⁇ 2 is relatively large can be reduced. Therefore, the difference in the pitch curve radius r2 between the case where the rotation angle ⁇ 2 is relatively small and the case where the rotation angle ⁇ 2 is relatively large can be reduced, so that the shape of the input side gear 82 can be made close to a perfect circle. Therefore, in the non-circular gear 80, the manufacture can be facilitated and the meshing of the tooth portions of each gear can be realized.
  • the input side gear 82 and the rotation shaft of the drive motor 70 may be directly coupled or may be connected via one or more circular gears.
  • the rotation angle of the drive motor 70 may have a correlation with the rotation angle ⁇ ⁇ b> 2 of the input side gear 82.
  • the vertical distance h from the other end portion P1 of the link 48 which is a portion in contact with the floor in the support device 1 to the rotation shaft 22 is relative to the rotation angle ⁇ 2 of the input side gear 82.
  • the distance h corresponds to the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction, as described above.
  • FIG. 20 is an explanatory diagram showing an example of the relationship between the rotation angle ⁇ 2 and the distance h corresponding to the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction.
  • the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction may have linearity with respect to the rotation angle of the drive motor 70.
  • the numerical formula regarding control of the drive motor 70 in the support apparatus 1 can be simplified more. Therefore, the calculation amount in the drive control of the support device 1 can be reduced.
  • the pair of non-circular gears 80 outputs the power output from the drive motor 70 to the link mechanism 50 at a reduction ratio corresponding to the attitude of the link mechanism 50.
  • the reduction ratio of the non-circular gear 80 is set to increase as the length of the link mechanism 50 in the expansion / contraction direction is shorter.
  • the reduction ratio can be changed according to the characteristics of the rotational speed of the power transmitted to the link mechanism 50 and the required value of the torque by the transmission mechanism having a relatively small number of components. . Therefore, it is possible to downsize the apparatus more effectively.
  • the link mechanism 50 forms the trapezoidal link mechanism 52, so that the opening angle ⁇ ⁇ b> 0 of the link mechanism 50 can be set by the rotation angle ⁇ ⁇ b> 1 of the output side gear 81. Can be larger than the range. Thereby, since the movable range of the link mechanism 50 can be expanded, it can suppress that the attitude
  • the pair of rotating bodies only need to have a function as a speed change mechanism that outputs the power output from the drive motor to the link mechanism at a reduction ratio corresponding to the posture of the link mechanism. There may be. In that case, a power transmission member such as a belt or a chain that transmits power between the pair of pulleys is wound between the pair of pulleys.
  • the reduction ratio of the pair of pulleys is represented by the ratio of the radius of the output-side pulley that is the output-side rotating body to the radius of the input-side pulley that is the input-side rotating body to which power is input from the drive motor side.
  • the configuration of the support device 1 is not particularly limited to the example.
  • the number and arrangement of trapezoidal link mechanisms in the link mechanism are not particularly limited.
  • one or more parallel link mechanisms may be appropriately formed. In that case, the number and arrangement of the parallel links in the link mechanism are not particularly limited.
  • a drive motor A link mechanism capable of expanding and contracting according to the power by transmitting the power output from the drive motor; A pair of rotating bodies as a speed change mechanism that outputs the power to the link mechanism at a reduction ratio according to the attitude of the link mechanism; With At least a portion of the link mechanism forms a trapezoidal link mechanism; Support device.
  • the said reduction ratio is a support apparatus as described in said (1) set so that it may become so large that the length of the expansion / contraction direction of the said link mechanism is short.
  • the length of the said link mechanism in the expansion-contraction direction is a support apparatus as described in said (1) or (2) which has linearity with respect to the rotation angle of the said drive motor.
  • the trapezoidal link mechanism is arranged to be opposed to the first link on the input side that can be rotated by the power input via the pair of rotating bodies, and to rotate the first link.
  • An output-side second link that can be rotated in response to the second link, and a third link and a fourth link that rotatably connect the first link and the second link and face each other.
  • the support device according to any one of (1) to (3), which is configured.
  • the support device according to (4), wherein the pivotable angle of the second link is set to be larger than the pivotable angle of the first link.
  • the relative positions of the rotation shafts of the pair of rotating bodies with respect to the third link are fixed, The first link can rotate integrally with an output-side rotating body in the pair of rotating bodies.
  • the support device according to (4) or (5).
  • the rotating angle of the rotating body on the output side has non-linearity with respect to the rotating angle of the rotating body on the input side to which the power is input, (1) to (6)
  • the support apparatus as described in any one of these.
  • the support device according to any one of (1) to (7), wherein the pair of rotating bodies are a pair of spur gears.
  • the support device according to any one of (1) to (7), wherein the pair of rotating bodies are a pair of pulleys.

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Abstract

【課題】装置の姿勢が制限されることを抑制しつつ、装置をより効果的に小型化することが可能な、新規かつ改良された支持装置を提案する。 【解決手段】駆動モータと、前記駆動モータから出力される動力を伝達することによって、前記動力に応じて伸縮可能なリンク機構と、前記動力を、前記リンク機構の姿勢に応じた減速比で、前記リンク機構へ出力する変速機構としての一対の回動体と、を備え、前記リンク機構の少なくとも一部は、台形リンク機構を形成する、支持装置を提供する。

Description

支持装置
　本開示は、支持装置に関する。
　一般に、駆動モータ等の動力源から出力される回転動力を伝達することにより動作する駆動系において、動力源側から入力される動力の回転数及びトルクを変換して出力側へ出力する変速機構が利用されている。また、このような変速機構として、可変の減速比を有する一対の回動体を含む機構に関する技術が提案されている。
　例えば、特許文献１では、変速機本体にかかるトルクを抑制するために、入力部材と出力部材との間に、それぞれ固定の減速比を有する複数の歯車対を、クラッチを介して連結可能に設け、さらに、当該入力部材と当該出力部材との間に、可変の減速比を有する非円形歯車対を、クラッチを介して連結可能に設ける技術が提案されている。
特開２０１２－１６３１２２号公報
　近年、駆動モータから出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能なリンク機構を備える種々の支持装置が提案されている。このような支持装置に関する分野では、装置のさらなる小型化が望まれている。具体的には、支持装置において、当該リンク機構へ伝達される動力の回転数及びトルクの要求値は、装置の姿勢に応じて異なり得る。ゆえに、支持装置に、上記回転数及びトルクの要求値の特性に応じた可変の減速比を有する変速機構を設けることにより、駆動モータの出力の増大に伴う駆動モータの大型化を防止することによって、装置を小型化することができる。
　ここで、上述した可変の減速比を有する一対の回動体では、他の変速機構と比較して、構成部品点数が少ない。ゆえに、可変の減速比を有する一対の回動体を、支持装置の変速機構として、適用することによって、装置をより効果的に小型化することが期待される。ところで、可変の減速比を有する一対の回動体において、各回動体の回動可能な角度が比較的小さくなる場合がある。それにより、当該一対の回動体の出力側に設けられるリンク機構の可動域が制限されることによって、支持装置の姿勢が制限され得る。
　そこで、本開示では、装置の姿勢が制限されることを抑制しつつ、装置をより効果的に小型化することが可能な、新規かつ改良された支持装置を提案する。
　本開示によれば、駆動モータと、前記駆動モータから出力される動力を伝達することによって、前記動力に応じて伸縮可能なリンク機構と、前記動力を、前記リンク機構の姿勢に応じた減速比で、前記リンク機構へ出力する変速機構としての一対の回動体と、を備え、前記リンク機構の少なくとも一部は、台形リンク機構を形成する、支持装置が提供される。
　以上説明したように本開示によれば、装置の姿勢が制限されることを抑制しつつ、装置をより効果的に小型化することが可能である。
　なお、上記の効果は必ずしも限定的なものではなく、上記の効果とともに、又は上記の効果に代えて、本明細書に示されたいずれかの効果又は本明細書から把握され得る他の効果が奏されてもよい。
支持装置の概略構成の一例を示す模式図である。 図１に示した例と異なる支持装置の概略構成の一例を示す模式図である。 図２に示した支持装置における動力の伝達経路について説明するための説明図である。 一対の非円形ギヤのピッチ曲線の一例を示す模式図である。 出力側ギヤの歯部の形状の一例を示す説明図である。 入力側ギヤの歯部の形状の一例を示す説明図である。 出力側ギヤの取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。 入力側ギヤの取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。 一対の非円形ギヤの外観の概略図である。 駆動モータの回転数と支持装置の鉛直方向についての伸縮速度との関係性について説明するための説明図である。 非円形ギヤを変速機構として利用した支持装置における、駆動モータの出力特性の一例を示す説明図である。 円形ギヤを変速機構として利用した支持装置における、駆動モータの出力特性の一例を示す説明図である。 円形ギヤを変速機構として利用した支持装置における、駆動モータの出力特性の一例を示す説明図である。 本開示の実施形態に係る支持装置の全体構成の一例を示す模式図である。 本実施形態に係る支持装置の概略構成の一例を示す模式図である。 本実施形態に係る台形リンク機構の一例を示す模式図である。 本実施形態に係るリンク機構の開き角と出力側ギヤの回動角との関係性の一例を示す説明図である。 本実施形態に係る出力側ギヤの取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。 本実施形態に係る入力側ギヤの取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。 本実施形態に係る入力側ギヤの回動角とリンク機構の伸縮方向の長さとの関係性の一例を示す説明図である。
　以下に添付図面を参照しながら、本開示の好適な実施の形態について詳細に説明する。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能構成を有する構成要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。
　なお、説明は以下の順序で行うものとする。
　１．導入
　２．本技術の概要
　　２－１．支持装置の概略構成
　　２－２．非円形ギヤの減速比
　　２－３．駆動モータの出力特性
　３．実施形態に係る支持装置
　　３－１．支持装置の全体構成
　　３－２．台形リンク機構
　　３－３．非円形ギヤの減速比
　４．まとめ
　＜１．導入＞
　上述したように、近年において、駆動モータから出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能なリンク機構を備える種々の支持装置が提案されている。図１は、リンク機構９５０を備える支持装置９０の概略構成の一例を示す模式図である。図１では、質量体９０２を支持する支持装置９０の概略構成が示されている。支持装置９０は、リンク機構９５０と、図示しない駆動モータと、を備える。リンク機構９５０は、駆動モータから出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能に構成される。
　具体的には、リンク機構９５０は、図１に示したように、リンク９４２と、リンク９４４と、を含む。リンク９４２は、一端側において、質量体９０２と軸部９２２を介して接続され、質量体９０２に対して相対的に軸部９２２まわりに回動自在である。また、リンク９４２は、他端側において、リンク９４４の一端側と軸部９２４を介して接続され、リンク９４４に対して相対的に軸部９２４まわりに回動自在である。リンク９４４の他端部Ｐ９は、床に当接する。
　図１に示した支持装置９０によれば、駆動モータから出力されるトルクがリンク機構９５０に伝達されることによって、床反力Ｆが発生する。具体的には、リンク９４４の他端部Ｐ９に質量体９０２の質量によって発生する重力と等しい大きさの床反力Ｆが作用する。それにより、質量体９０２の質量を支持することができる。また、リンク機構９５０の姿勢は、各リンクにおいて、付与されるモーメントの釣り合いが保たれる姿勢に維持される。
　ここで、リンク９４２及びリンク９４４は、互いに等しい長さのリンク長Ｌを有する。具体的には、軸部９２２と軸部９２４との間の距離及び軸部９２４とリンク９４４の他端部Ｐ９との間の距離が、それぞれリンク長Ｌとなっている。また、リンク機構９５０は、軸部９２２がリンク９４４の他端部Ｐ９に対して鉛直方向上方に位置するように、伸縮可能に構成される。ゆえに、図１に示したように、リンク９４２及びリンク９４４の鉛直方向に対する傾き角θ９は、互いに等しい。この場合、各リンクについて生じる各軸部まわりのトルクτは、下記式（１）により表される。なお、傾き角θ９は、０°から９０°までの値を取り得る。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　式（１）によれば、トルクτは、傾き角θ９が０°に近づくほど、小さくなり、傾き角θ９が９０°に近づくほど、大きくなる。換言すると、リンク機構９５０へ伝達される動力のトルクの要求値は、リンク機構９５０が伸びるほど、小さくなり、リンク機構９５０が縮むほど、大きくなる。このように、支持装置９０において、リンク機構９５０へ伝達される動力のトルクの要求値は、支持装置９０の姿勢に応じて異なり得る。また、リンク機構９５０を備える支持装置９０において、リンク機構９５０へ伝達される動力の回転数の要求値もまた、支持装置９０の姿勢に応じて異なり得る。具体的には、リンク機構９５０へ伝達される動力の回転数の要求値は、リンク機構９５０が伸びるほど、大きくなるように設定され得る。
　ここで、支持装置９０の各姿勢において、回転数及びトルクの双方について、要求値を満たす動力をリンク機構９５０へ出力可能な駆動モータを利用した場合、駆動モータが大型化し得る。ゆえに、支持装置９０に、上記回転数及びトルクの要求値の特性に応じた可変の減速比を有する変速機構を設けることにより、駆動モータの出力の増大に伴う駆動モータの大型化を防止することによって、装置を小型化することができる。しかしながら、このような変速機構では、減速比の切り替えを実行するための機構を収容する空間が必要となる場合がある。
　ここで、可変の減速比を有する一対の回動体では、他の変速機構と比較して、構成部品点数が少ない。ゆえに、可変の減速比を有する一対の回動体を、支持装置の変速機構として、適用することによって、装置をより効果的に小型化することが期待される。以下では、可変の減速比を有する一対の回動体を利用することによって、支持装置をより効果的に小型化するための仕組みについて説明する。
　＜２．本技術の概要＞
　続いて、図２～図１３を参照して、本開示の実施形態に係る支持装置の詳細についての説明に先立って、本技術の概要について説明する。
　　［２－１．支持装置の概略構成］
　まず、図２～図４を参照して、支持装置１０の概略構成について説明する。図２は、図１に示した例に係る支持装置９０と異なる支持装置１０の概略構成の一例を示す模式図である。図２では、質量体１０２を支持する支持装置１０の概略構成が示されている。図３は、図２に示した支持装置１０における動力の伝達経路について説明するための説明図である。
　支持装置１０は、リンク機構１５０と、接続部１０４と、図３に示す駆動モータ１７０と、を備える。リンク機構１５０は、駆動モータ１７０から出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能に構成される。支持装置１０には、図示しない制御装置が備えられ、例えば、当該制御装置から出力される動作指示に基づいて、駆動モータ１７０の駆動が制御されるように構成され得る。
　接続部１０４は、図２に示すように、一端側において質量体１０２と接続され、他端側においてリンク機構１５０のリンク１４２の一端側と軸部１２２を介して接続される。接続部１０４は、質量体１０２に対して固定されており、質量体１０２と一体として、鉛直方向に移動可能である。
　リンク機構１５０は、図２に示したように、リンク１４２と、リンク１４４と、を含む。リンク１４２は、一端側において、接続部１０４と軸部１２２を介して接続され、接続部１０４に対して相対的に軸部１２２まわりに回動自在である。また、リンク１４２は、他端側において、リンク１４４の一端側と軸部１２４を介して接続され、リンク１４４に対して相対的に軸部１２４まわりに回動自在である。リンク１４４の他端部Ｐ１０は、床に当接する。
　図２に示した支持装置１０によれば、駆動モータ１７０から出力されるトルクがリンク機構１５０に伝達されることによって、床反力Ｆが発生する。具体的には、リンク１４４の他端部Ｐ１０に質量体１０２の質量によって発生する重力と等しい大きさの床反力Ｆが作用する。それにより、質量体１０２の質量を支持することができる。また、リンク機構１５０の姿勢は、各リンクにおいて、付与されるモーメントの釣り合いが保たれる姿勢に維持される。
　ここで、リンク１４２及びリンク１４４は、互いに等しい長さのリンク長Ｌを有する。具体的には、軸部１２２と軸部１２４との間の距離及び軸部１２４とリンク１４４の他端部Ｐ１０との間の距離が、それぞれリンク長Ｌとなっている。また、リンク機構１５０は、軸部１２２がリンク１４４の他端部Ｐ１０に対して鉛直方向上方に位置するように、伸縮可能に構成される。ゆえに、図２に示したように、リンク１４２及びリンク１４４の鉛直方向に対する傾き角θ１０は、互いに等しい。
　支持装置１０は、さらに、変速機構としての一対の非円形ギヤ１８０を備える。支持装置１０では、図３に示したように、駆動モータ１７０から出力される動力は、一対の非円形ギヤ１８０を介して、リンク機構１５０へ出力される。一対の非円形ギヤ１８０は、駆動モータ１７０から出力される動力を、リンク機構１５０の姿勢に応じた減速比で、リンク機構１５０へ出力する変速機構としての一対の回動体の一例である。一対の非円形ギヤ１８０は、具体的には、非円形のピッチ曲線をそれぞれ有する一対の平歯車である。
　図４は、一対の非円形ギヤ１８０のピッチ曲線の一例を示す模式図である。一対の非円形ギヤ１８０は、駆動モータ１７０側から動力が入力される入力側の回動体である入力側ギヤ１８２と、出力側の回動体である出力側ギヤ１８１と、を備える。入力側ギヤ１８２及び出力側ギヤ１８１は、各々の回転中心Ｃ１２，Ｃ１１の間の距離ｄを一定に保ちながら噛み合う。なお、以下では、一対の非円形ギヤ１８０を、単に非円形ギヤ１８０とも称する。
　ここで、非円形ギヤ１８０の減速比は、入力側ギヤ１８２及び出力側ギヤ１８１が噛み合う部分における入力側ギヤ１８２のピッチ曲線半径ｒ１２に対する出力側ギヤ１８１のピッチ曲線半径ｒ１１の割合によって表される。非円形ギヤ１８０では、円形ギヤと異なり、各ギヤのピッチ曲線の形状は非円形である。ゆえに、各ギヤが噛み合う部分におけるピッチ曲線半径ｒ１２，ｒ１１は、各ギヤが回動することに伴い、変化し得る。例えば、図４における実線で示した状態において、各ギヤが噛み合う部分におけるピッチ曲線半径ｒ１２は、二点鎖線で示した状態と比較して、短い。一方、図４における実線で示した状態において、各ギヤが噛み合う部分におけるピッチ曲線半径ｒ１１は、二点鎖線で示した状態と比較して、長い。ゆえに、図４における実線で示した状態において、非円形ギヤ１８０の減速比は、二点鎖線で示した状態と比較して、大きい。
　このように、非円形ギヤ１８０は、可変の減速比を有する。支持装置１０において、非円形ギヤ１８０の各ギヤは、リンク機構１５０の姿勢と対応する回動角を有する。以下では、非円形ギヤ１８０の各ギヤの回動角とリンク機構１５０の姿勢との対応関係の一例として、図２に示したように、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１とリンク１４２及びリンク１４４の傾き角θ１０との和が９０°となるように構成される例について説明する。
　　［２－２．非円形ギヤの減速比］
　続いて、図５～図９を参照して、非円形ギヤ１８０の減速比について、詳細に説明する。本件発明者は、入力側ギヤ１８２の回動角に対する非円形ギヤ１８０の減速比の特性について創意工夫を重ね、結果、支持装置１０をより効果的に小型化することを可能とした。
　出力側ギヤ１８１は、入力側ギヤ１８２の回動角θ１２と対応する回動角θ１１を有する。ゆえに、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１と入力側ギヤ１８２の回動角θ１２との関係性は、関数ｆを用いて、下記式（２）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　式（２）における関数ｆは、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１と入力側ギヤ１８２の回動角θ１２との関係性を規定する。ここで、非円形ギヤ１８０の減速比Ｎの特性は、回動角θ１１と回動角θ１２との関係性に依存する。ゆえに、回動角θ１と回動角θ２との関係性を規定することによって、減速比Ｎの特性を設定することができる。具体的には、関数ｆを適宜設定することによって、減速比Ｎが所望の特性を有するように、回動角θ１１と回動角θ１２との関係性を規定することができる。以下、式（２）における関数ｆとして、以下の式（３）によって表される関数ｆが適用される例について説明する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　式（３）によって表される関数ｆを適用することにより、式（２）は、以下の式（４）に変換される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　また、式（４）を変形すると、以下の式（５）が導出される。なお、式（５）におけるＫは、定数である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　式（５）における定数Ｋは、例えば、回動角θ１２に対応する回動角θ１１の取り得る範囲が所望の範囲となるように、設定され得る。一例として、以下において、回動角θ１２の取り得る範囲が０～２πであり、このような回動角θ１２に対する回動角θ１１の取り得る範囲が０～π／２となるように、定数Ｋが設定される場合について、説明する。
　例えば、入力側ギヤ１８２の回動角θ１２が０のときにおける出力側ギヤ１８１の回動角θ１１を０とし、入力側ギヤ１８２の回動角θ１２が２πのときにおける出力側ギヤ１８１の回動角θ１１をπ／２とする。式（５）において、回動角θ１２及び回動角θ１１にそれぞれ２π及びπ／２を代入することにより、以下の式（６）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　また、式（６）を変形すると、以下の式（７）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　このように、定数Ｋは、例えば、１／２πに設定される。
　ここで、図４において模式的に示した入力側ギヤ１８２及び出力側ギヤ１８１が噛み合う部分において、接線方向の速度は各ギヤについて互いに等しいので、以下の式（８）が成立する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　また、上述したように、入力側ギヤ１８２の回転中心Ｃ１２と、出力側ギヤ１８１の回転中心Ｃ１１との間の距離ｄは、一定の値をとり、以下の式（９）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　ここで、式（５）の両辺を時間微分することにより、以下の式（１０）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
　また、式（８）及び式（９）を連立して解き、ｒ１２を消去することにより、以下の式（１１）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000012
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
　また、式（９）に式（１２）を代入して解くことにより、以下の式（１３）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
　ゆえに、非円形ギヤ１８０の減速比Ｎは、以下の式（１４）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
　上述したように、ピッチ曲線半径ｒ１１及びピッチ曲線半径ｒ１２をそれぞれ表す式（１２）及び式（１３）は、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１と入力側ギヤ１８２の回動角θ１２との関係性を表す式（５）に基づいて導出される。式（５）により表される出力側ギヤ１８１の回動角θ１１と入力側ギヤ１８２の回動角θ１２との関係性は、式（２）における関数ｆに依存する。ゆえに、非円形ギヤ１８０における減速比Ｎの特性は、式（２）における関数ｆに依存する。
　ここで、式（１２）及び式（１３）によってそれぞれ表されるピッチ曲線半径ｒ１１及びピッチ曲線半径ｒ１２に対応する出力側ギヤ１８１及び入力側ギヤ１８２の具体的な形状について説明する。図５及び図６は、それぞれ出力側ギヤ１８１及び入力側ギヤ１８２の歯部の形状の一例を示す説明図である。図５及び図６では、距離ｄを７０［ｍｍ］とした場合におけるピッチ曲線半径ｒ１１及びピッチ曲線半径ｒ１２に対応するピッチ曲線がそれぞれ示されている。
　非円形ギヤ１８０において、各ギヤは、回転中心まわりに回動可能に設けられる。各ギヤは、具体的には、回転軸を介して装置の他の部材に対して取り付けられる。ゆえに、各ギヤには、当該他の部材に対して取り付けるための取付け部が形成される。また、各ギヤの形状は、製造の容易化や、歯部の噛み合いの安定化の観点から、適宜設計され得る。このように適宜設計された各ギヤの形状を図７～図９に示す。具体的には、図７及び図８は、それぞれ出力側ギヤ１８１及び入力側ギヤ１８２の取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。なお、図７及び図８において、各ギヤの歯部は、ピッチ曲線によって表されている。また、図９は、一対の非円形ギヤ１８０の外観の概略図である。
　　［２－３．駆動モータの出力特性］
　続いて、本技術における支持装置１０の駆動モータ１７０の出力特性について、詳細に説明する。
　まず、駆動モータ１７０の出力トルクτｍの特性について、説明する。
　支持装置１０において、各リンクについて生じる各軸部まわりのトルクτは、以下の式（１５）により表される。なお、傾き角θ１０は、０°から９０°までの値を取り得る。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
　支持装置１０では、可変の減速比Ｎを有する一対の非円形ギヤ１８０が、変速機構として用いられているので、式（１５）により表されるトルクτを発生させるために必要な駆動モータ１７０の出力トルクτｍは、以下の式（１６）により表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
　式（１５）によれば、トルクτは、傾き角θ１０が９０°に近づくほど、大きくなる。換言すると、リンク機構１５０へ伝達される動力のトルクの要求値は、リンク機構１５０が縮むほど、大きくなる。ここで、式（１６）に示したように、駆動モータ１７０の出力トルクτｍは、非円形ギヤ１８０の減速比Ｎに対して反比例する。また、式（１４）によれば、減速比Ｎは、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１が０°に近づくほど、大きくなる。換言すると、減速比Ｎは、リンク機構１５０が縮むほど、大きくなる。ゆえに、リンク機構１５０が比較的縮んだ姿勢をとった場合であっても、駆動モータ１７０の出力トルクτｍが増大することを防止することができる。
　続いて、図１０を参照して、駆動モータ１７０の回転数ｎの特性について、説明する。図１０は、駆動モータ１７０の回転数ｎと支持装置１０の鉛直方向についての伸縮速度との関係性について説明するための説明図である。図１０では、具体的には、リンク１４４が軸部１２４まわりに微小角度Δθ１０回動する様子が示されている。
　駆動モータ１７０の１分間あたりの回転数を回転数ｎ［ｒｐｍ］とし、リンク１４４が軸部１２４まわりに１秒間において微小角度Δθ１０だけ回動したとすると、微小角度Δθ１０は、以下の式（１７）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000018
　ゆえに、リンク１４４の他端部Ｐ１０の１秒間における移動距離Δｄは、以下の式（１８）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000019
　よって、リンク１４４の他端部Ｐ１０の１秒間における移動距離Δｄの鉛直方向成分ｙ’は、以下の式（１９）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000020
　また、式（１９）を整理すると、以下の式（２０）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000021
　リンク機構１５０の伸縮方向は鉛直方向と略一致する。ゆえに、式（２０）における移動距離Δｄの鉛直方向成分ｙ’は、リンク機構１５０の伸縮速度と相関を有する。また、リンク機構１５０の伸縮速度の要求値は、リンク機構１５０が伸びるほど、大きくなるように設定される場合がある。ここで、式（２０）に示したように、駆動モータ１７０の回転数ｎは、非円形ギヤ１８０の減速比Ｎに対して比例する。また、式（１４）によれば、減速比Ｎは、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１が９０°に近づくほど、小さくなる。換言すると、減速比Ｎは、リンク機構１５０が伸びるほど、小さくなる。ゆえに、リンク機構１５０が比較的伸びた姿勢をとった場合であっても、駆動モータ１７０の回転数ｎが増大することを防止することができる。
　ここで、上述した非円形ギヤ１８０を変速機構として利用した支持装置１０における、駆動モータ１７０の出力特性について概念的に説明する。図１１は、上述した非円形ギヤ１８０を変速機構として利用した支持装置１０における、駆動モータ１７０の出力特性の一例を示す説明図である。図１１において、横軸は出力トルクτｍを示し、縦軸は回転数ｎを示す。図１１では、リンク機構１５０の各姿勢についての駆動モータ１７０の出力トルクτｍ及び回転数ｎのペアがドットによって模式的に示されている。
　具体的には、図１１では、傾き角θ１０の各々についての駆動モータ１７０の出力トルクτｍ及び回転数ｎを、式（１６）及び式（２０）を用いて、算出した結果がドットによって示されている。駆動モータ１７０の出力特性の算出において、より具体的には、床反力Ｆを８．０［ｋｇｆ］とし、各リンクの長さＬを０．１２［ｍ］として計算を行った。また、駆動モータ１７０とリンク機構１５０との間に、さらに減速比が４である円形ギヤを設けた例について上記計算を行った。また、非円形ギヤ１８０において、出力側ギヤ１８１の回動可能な角度を０°～略８０°としたので、非円形ギヤ１８０の減速比は、１～２πの間の値を取り得る。また、上記円形ギヤ及び非円形ギヤ１８０における動力伝達効率を９０％として上記計算を行った。ゆえに、上記円形ギヤ及び非円形ギヤ１８０を１つの変速機構とした場合の当該変速機構の減速比は、３．２４～２０．３６の間の値を取り得る。
　本技術において、支持装置１０では、上述したように、駆動モータ１７０から出力される動力を、リンク機構１５０の姿勢に応じた減速比Ｎで、リンク機構１５０へ出力する一対の非円形ギヤ１８０が設けられる。それにより、リンク機構１５０が比較的縮んだ姿勢をとった場合であっても、駆動モータ１７０の出力トルクτｍが増大することを防止することができる。また、リンク機構１５０が比較的伸びた姿勢をとった場合であっても、駆動モータ１７０の回転数ｎが増大することを防止することができる。ゆえに、図１１に示したように、非円形ギヤ１８０を変速機構として利用した支持装置１０では、リンク機構１５０の各姿勢において、駆動モータ１７０の出力トルクτｍ及び回転数ｎのペアは、継続して出力可能な領域を示す連続運転可能エリアＤ１０内に収まる。なお、図１１～図１３では、所定の出力トルクτｍ以下、かつ、所定の回転数ｎ以下の範囲を示す連続運転可能エリアＤ１０が破線により示されている。
　一方、図１２及び図１３は、円形ギヤを変速機構として利用した参考例に係る支持装置における、駆動モータの出力特性の一例を示す説明図である。図１２及び図１３に示す参考例に係る支持装置では、非円形ギヤは利用されず、駆動モータから固定の減速比を有する円形ギヤを介してリンク機構へ動力が伝達される。具体的には、図１２では、減速比が２３．８である円形ギヤを利用した例が示されている。また、図１３では、減速比が４である円形ギヤを利用した例が示されている。
　図１２に対応する例では、比較的高い減速比を有する円形ギヤが変速機構として利用されているので、リンク機構が比較的縮んだ姿勢をとった場合であっても、駆動モータの出力トルクτｍが増大することを防止することができる。しかしながら、図１２に示したように、リンク機構が比較的伸びた姿勢をとった場合に駆動モータの回転数が増大することにより、駆動モータの出力トルクτｍ及び回転数ｎのペアの一部が連続運転可能エリアＤ１０より高回転数側に位置している。
　図１３に対応する例では、比較的低い減速比を有する円形ギヤが変速機構として利用されているので、リンク機構が比較的伸びた姿勢をとった場合であっても、駆動モータの回転数ｎが増大することを防止することができる。しかしながら、図１３に示したように、リンク機構が比較的縮んだ姿勢をとった場合に駆動モータの出力トルクが増大することにより、駆動モータの出力トルクτｍ及び回転数ｎのペアの一部が連続運転可能エリアＤ１０より高出力トルク側に位置している。
　このように、本技術では、一対の非円形ギヤ１８０は、駆動モータ１７０から出力される動力を、リンク機構１５０の姿勢に応じた減速比で、リンク機構１５０へ出力する。非円形ギヤ１８０の減速比Ｎは、具体的には、リンク機構１５０の伸縮方向の長さが短いほど、大きくなるように設定される。それにより、支持装置１０において、リンク機構１５０へ伝達される動力の回転数及びトルクの要求値の特性に応じた減速比の変更を、構成部品点数が比較的少ない変速機構によって、実現可能である。ゆえに、装置をより効果的に小型化することが可能である。
　続いて、リンク機構１５０の伸縮方向の長さと、駆動モータ１７０の回動角との関係性について説明する。上述したように、支持装置１０において、接続部１０４及び質量体１０２は、一体として、鉛直方向に移動可能である。質量体１０２は、例えば、図２に示したように、一定の距離Ｌｓｆｉｘをあけて軸部１２２より鉛直上方に位置する。この場合、支持装置１０における床と当接する部分であるリンク１４４の他端部Ｐ１０から質量体１０２までの鉛直方向の距離ｈは、以下の式（２１）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000022
　上述したように、出力側ギヤ１８１の回動角θ１１とリンク１４２及びリンク１４４の傾き角θ１０との和は９０°となるので、式（５）及び式（２１）から以下の式（２２）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000023
　また、式（２２）に式（７）を代入することにより、以下の式（２３）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000024
　ここで、入力側ギヤ１８２と駆動モータ１７０の回転軸は、直接的に連結されてもよく、１以上の円形ギヤを介して接続されてもよい。換言すると、駆動モータ１７０の回動角は、入力側ギヤ１８２の回動角θ１２と相関を有してもよい。式（２３）によれば、支持装置１０における床と当接する部分であるリンク１４４の他端部Ｐ１０から質量体１０２までの鉛直方向の距離ｈは、入力側ギヤ１８２の回動角θ１２に対して線形性を有する。上述したように、リンク機構１５０は、軸部１２２がリンク１４４の他端部Ｐ１０に対して鉛直方向上方に位置するように、伸縮可能に構成される。ゆえに、式（２３）における距離ｈは、リンク機構１５０の伸縮方向の長さと相関を有する。
　ここで、駆動モータから出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能なリンク機構を備える支持装置に関する分野では、支持装置の駆動制御における計算量を軽減することが望ましいと考えられる。具体的には、支持装置に関する分野では、駆動モータの制御において、リンク機構の伸縮方向の長さや当該長さと相関を有する値を駆動モータの回動角によって表現する場合がある。ゆえに、リンク機構の伸縮方向の長さが、駆動モータの回動角に対して非線形性を有する場合、駆動モータの制御において、計算量が増大し得る。
　本技術によれば、上述したように、リンク機構１５０の伸縮方向の長さは、駆動モータ１７０の回動角に対して線形性を有してもよい。それにより、支持装置１０における駆動モータ１７０の制御に関する数式をより簡易化することができる。ゆえに、支持装置１０の駆動制御における計算量を軽減することができる。
　＜３．実施形態に係る支持装置＞
　続いて、図１４～図２０を参照して、本開示の実施形態に係る支持装置１について説明する。
　　［３－１．支持装置の全体構成］
　まず、図１４及び図１５を参照して、支持装置１の全体構成について説明する。図１４は、本実施形態に係る支持装置１の全体構成の一例を示す模式図である。図１５は、本実施形態に係る支持装置１の概略構成の一例を示す模式図である。
　本実施形態に係る支持装置１は、例えば、脚式ロボットとして利用され得る。具体的には、図１４では、ロボット本体を支持する支持装置１が示されている。支持装置１と当該ロボット本体との関係性は、図２を参照して説明した支持装置１０と質量体１０２との関係性に相当する。図１４では、ロボット本体において、支持装置１が取り付けられる取付け部分１２が示されている。
　支持装置１は、リンク機構５０と、駆動モータ７０と、一対の非円形ギヤ８０と、を備える。リンク機構５０は、駆動モータ７０から出力される動力を伝達することによって、当該動力に応じて伸縮可能に構成される。支持装置１には、図示しない制御装置が備えられ、例えば、当該制御装置から出力される動作指示に基づいて、駆動モータ７０の駆動が制御されるように構成され得る。支持装置１では、図３を参照して説明した支持装置１０における動力の伝達経路と同様に、駆動モータ７０から出力される動力は、一対の非円形ギヤ８０を介して、リンク機構５０へ出力される。
　一対の非円形ギヤ８０は、駆動モータ７０から出力される動力を、リンク機構５０の姿勢に応じた減速比で、リンク機構５０へ出力する変速機構としての一対の回動体の一例である。一対の非円形ギヤ８０は、入力側ギヤ８２と、出力側ギヤ８１と、を備える。入力側ギヤ８２と駆動モータ７０の回転軸は、直接的に連結されてもよく、１以上の円形ギヤを介して接続されてもよい。一対の非円形ギヤ８０において、具体的には、出力側ギヤ８１の回動角θ１が入力側ギヤ８２の回動角θ２に対して非線形性を有することにより、リンク機構５０の姿勢に応じた減速比の変更を実現することができる。このような非円形ギヤ８０の減速比の特性の詳細については、後述する。なお、以下では、一対の非円形ギヤ８０を、単に非円形ギヤ８０とも称する。
　リンク機構５０は、複数のリンクによって構成される。具体的には、リンク機構５０は、図１４に示したように、リンク４１と、出力側ギヤ８１の一部であるリンク４２と、リンク４４と、リンク４６と、リンク４７と、リンク４８と、を含む。
　本実施形態に係るリンク機構５０の少なくとも一部は、台形リンク機構５２を形成する。例えば、支持装置１において、リンク４１と、リンク４２と、リンク４４と、リンク４６と、によって、台形リンク機構５２が構成される。台形リンク機構５２は、対向するリンクのリンク長を異ならせた４節リンク機構である。リンク４２は、本開示に係る第１のリンクに相当する。また、リンク４６は、本開示に係る第２のリンクに相当する。また、リンク４１及びリンク４４は、それぞれ本開示に係る第３のリンク及び第４のリンクに相当する。本実施形態に係る支持装置１によれば、リンク機構５０の少なくとも一部により台形リンク機構５２が形成されることによって、支持装置１の姿勢が制限されることを抑制することができる。なお、このような台形リンク機構５２の詳細については、後述する。
　リンク４１には、一対の非円形ギヤ８０及び駆動モータ７０が設けられる。具体的には、リンク４１の一端側に入力側ギヤ８２及び駆動モータ７０が設けられる。また、リンク４１の延在方向について入力側ギヤ８２より中央側に出力側ギヤ８１が設けられる。入力側ギヤ８２及び出力側ギヤ８１は、各々の回転軸を介してリンク４１と接続され、リンク４１に対して相対的に回動自在である。駆動モータ７０は、例えば、リンク４１に対して固定される。また、一対の非円形ギヤ８０の各々の回転軸の、リンク４１に対する相対的な位置は、固定される。具体的には、入力側ギヤ８２の回転軸２２及び出力側ギヤ８１の回転軸２１の、リンク４１に対する相対的な位置は、固定される。
　リンク４１は、一端側において、ロボット本体の取付け部分１２に対して相対的に回転自在に取り付けられる。具体的には、リンク４１は、ロボット本体の取付け部分１２に対して相対的に入力側ギヤ８２の回転軸２２まわりに回動自在である。また、リンク４１は、他端側において、リンク４６の中央側及びリンク４７の一端側とそれぞれ軸部２８及び軸部３０を介して接続され、リンク４６及びリンク４７に対して相対的にそれぞれ軸部２８まわり及び軸部３０まわりに回動自在である。軸部３０は、リンク４１の延在方向について軸部２８より中央側に位置する。
　リンク４２は、一対の非円形ギヤ８０を介して入力される動力によって回動可能な入力側の第１のリンクに相当する。例えば、本実施形態では、リンク４２は、出力側ギヤ８１の一部によって構成される。出力側ギヤ８１には、具体的には、入力側ギヤ８２の歯部と噛み合う歯部８１ａと、回転軸２１を介してリンク４１に対して接続される取付け部８１ｂと、径方向へ突出する突出部８１ｃが設けられる。突出部８１ｃは、出力側ギヤ８１の周方向について歯部８１ａが設けられる箇所と異なる箇所に設けられ、先端側において、リンク４４の一端側と軸部２４を介して接続される。リンク４２は、取付け部８１ｂと、突出部８１ｃとによって、構成され得る。このように、リンク４２は、出力側ギヤ８１と一体として回動可能であってもよい。また、リンク４２は、リンク４４に対して相対的に軸部２４まわりに回動可能である。なお、リンク４２は、出力側ギヤ８１の一部によって構成されなくともよい。また、リンク４２は、複数の部材によって構成されてもよい。
　リンク４６は、リンク４２と対向配置されリンク４２の回動に応じて回動可能な出力側の第２のリンクに相当する。リンク４６は、一端側において、リンク４４の他端側と軸部２６を介して接続され、リンク４４に対して相対的に軸部２６まわりに回動自在である。また、リンク４６は、他端側において、リンク４８の中央側と軸部３４を介して接続され、リンク４８に対して相対的に軸部３４まわりに回動自在である。
　以上説明したように、リンク４１及びリンク４４は、リンク４２とリンク４６とを回動自在に連結し互いに対向する第３のリンク及び第４のリンクにそれぞれ相当する。
　リンク４７は、他端側において、リンク４８の一端側と軸部３２を介して接続され、リンク４８に対して相対的に軸部３２まわりに回動自在である。また、リンク４８の他端部Ｐ１は、床に当接する。
　本実施形態では、リンク４１と、リンク４６と、リンク４７と、リンク４８と、によって、平行リンク機構が構成される。具体的には、当該平行リンク機構において、互いに対向するリンク４１及びリンク４８のリンク長さは略一致する。具体的には、軸部３０と軸部２８との間の距離及び軸部３２と軸部３４との間の距離は略一致する。また、当該平行リンク機構において、互いに対向するリンク４６及びリンク４７のリンク長さは略一致する。具体的には、軸部２８と軸部３４との間の距離及び軸部３０と軸部３２との間の距離は略一致する。
　図１５では、図１４に示した支持装置１の構成がより概略的に示されている。なお、図１５において、ロボット本体の取付け部分１２、入力側ギヤ８２、出力側ギヤ８１の一部、及びリンク４７について、図示は省略されている。図１４及び図１５に示した支持装置１によれば、駆動モータ７０から出力されるトルクがリンク機構５０に伝達されることによって、床反力Ｆが発生する。具体的には、リンク４８の他端部Ｐ１にロボット本体の質量によって発生する重力の少なくとも一部と等しい大きさの床反力Ｆが作用する。それにより、ロボット本体の質量の少なくとも一部を支持することができる。また、リンク機構５０の姿勢は、各リンクにおいて、付与されるモーメントの釣り合いが保たれる姿勢に維持される。
　ここで、リンク４１における回転軸２２と軸部２８との間の距離、リンク４６における軸部２８と軸部３４との間の距離、及びリンク４８における軸部３４と他端部Ｐ１との間の距離は、互いに等しいリンク長Ｌを有する。また、リンク機構５０は、回転軸２２がリンク４８の他端部Ｐ１に対して鉛直方向上方に位置するように、伸縮可能に構成される。また、支持装置１では、図１４を参照して説明したように、リンク４１と、リンク４６と、リンク４７と、リンク４８と、によって、平行リンク機構が構成される。ゆえに、図１５に示したように、リンク４１とリンク４６のなす角及びリンク４６とリンク４８のなす角の角度は、互いに等しい大きさの開き角θ０となる。また、支持装置１における床と当接する部分であるリンク４８の他端部Ｐ１から回転軸２２までの鉛直方向の距離ｈは、以下の式（２４）によって表される。なお、開き角θ０は、０°から１８０°までの値を取り得る。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000025
　上述したように、リンク４１は、ロボット本体の取付け部分１２に対して相対的に回転自在に取り付けられ、かつ、回転軸２２まわりに回動自在である。また、リンク機構５０は、回転軸２２がリンク４８の他端部Ｐ１に対して鉛直方向上方に位置するように、伸縮可能に構成される。ゆえに、式（２４）により表される距離ｈは、リンク機構５０の伸縮方向の長さに相当する。
　　［３－２．台形リンク機構］
　続いて、図１６及び図１７を参照して、本実施形態に係る台形リンク機構５２の詳細について説明する。図１６は、本実施形態に係る台形リンク機構５２の一例を示す模式図である。図１６に示したように、台形リンク機構５２において、回転軸２１と軸部２４との間の距離がリンク４２に対応する第１のリンクのリンク長ａに相当し、軸部２４と軸部２６との間の距離がリンク４４に対応する第４のリンクのリンク長ｂに相当し、回転軸２１と軸部２８との間の距離がリンク４１に対応する第３のリンクのリンク長ｃに相当し、軸部２６と軸部２８との間の距離がリンク４６に対応する第２のリンクのリンク長ａに相当する。
　以下では、図１６に示すように、軸部２４と軸部２８との間の距離を長さｅとし、軸部２４と軸部２８とを結ぶ直線とリンク４１とのなす角の角度を角φ１とし、軸部２４と軸部２８とを結ぶ直線とリンク４６とのなす角の角度を角φ２として、説明する。ゆえに、図１５を参照して説明した開き角θ０は、図１６に示すように、１８０°から角φ１及び角φ２を減算して得られる角度となる。また、以下では、図１６に示すように、リンク４２とリンク４１のなす角の角度を出力側ギヤ８１の回動角θ１として、説明する。
　ここで、余弦定理によれば、長さｅ、角φ１、及び角φ２は、それぞれ以下の式（２５）～式（２７）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000026
　また、開き角θ０は、以下の式（２８）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000027
　ゆえに、式（２８）に式（２５）～式（２７）を代入することによって、以下の式（２９）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000028
　式（２９）は、開き角θ０と出力側ギヤ８１の回動角θ１との関係性を表す。例えば、式（２９）によれば、長さａ，ｂ，ｃ，ｄとして、それぞれ９５［ｍｍ］，２００［ｍｍ］，６３［ｍｍ］，２００［ｍｍ］を適用した場合、開き角θ０と回動角θ１の関係性は、図１７に示したグラフによって表される。なお、図１７では、開き角θ０及び回動角θ１の値はラジアン単位により表現されている。以下、長さａ，ｂ，ｃ，ｄとして、それぞれ９５［ｍｍ］，２００［ｍｍ］，６３［ｍｍ］，２００［ｍｍ］を適用した例について説明する。
　図１７によれば、回動角θ１を所定の増減幅の角度分だけ増減させた場合における開き角θ０の増減幅は、回動角θ１についての当該所定の増減幅と比較して、大きい。換言すると、回動角θ１についての所定の角度範囲に対応する開き角θ０の角度範囲は、回動角θ１についての当該所定の角度範囲と比較して大きい。このように、開き角θ０の取り得る範囲は、回動角θ１の取り得る範囲と比較して大きくなるように設定されてもよい。開き角θ０の取り得る範囲と回動角θ１の取り得る範囲との関係性は、具体的には、長さａ，ｂ，ｃ，ｄの値を適宜設定することによって、規定され得る。
　このように、本実施形態では、リンク機構５０の少なくとも一部が台形リンク機構５２を形成することによって、リンク機構５０における開き角θ０の取り得る範囲を、出力側ギヤ８１の回動角θ１の取り得る範囲と比較して、大きくすることができる。それにより、リンク機構５０の可動域を拡大することができるので、支持装置１の姿勢が制限されることを抑制することができる。なお、開き角θ０及び回動角θ１のそれぞれの取り得る範囲の具体例については、後述する。
　ここで、開き角θ０の取り得る範囲はリンク４６の回動可能な角度に対応し、回動角θ１の取り得る範囲はリンク４２の回動可能な角度に対応する。また、リンク４６及びリンク４２は、それぞれ第２のリンク及び第１のリンクに相当する。ゆえに、第２のリンクの回動可能な角度は、第１のリンクの回動可能な角度と比較して、大きくなるように設定されてもよい。
　　［３－３．非円形ギヤの減速比］
　続いて、図１８～図２０を参照して、非円形ギヤ８０の減速比について、詳細に説明する。
　ここで、数式の取り扱いを容易化するために、式（２９）の右辺を回動角θ１に関する３次式として近似すると、開き角θ０は、以下の式（３０）によって表される。なお、式（３０）において、ｔ、ｕ、ｖ、及びｗは、定数である。定数ｔ，ｕ，ｖ，ｗの値は、具体的には、上述した長さａ，ｂ，ｃ，ｄの値に応じて設定される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000029
　上述したように、非円形ギヤ８０の減速比Ｎの特性は、回動角θ１と回動角θ２との関係性に依存する。ゆえに、回動角θ１と回動角θ２との関係性を規定することによって、減速比Ｎの特性を設定することができる。具体的には、式（２４）及び式（３０）を適宜利用することによって、減速比Ｎが所望の特性を有するように、回動角θ１と回動角θ２との関係性を規定することができる。以下、減速比Ｎが所望の特性を有するように、式（２４）及び式（３０）を利用して、回動角θ１と回動角θ２との関係性を規定する例について説明する。
　ここで、ｈ／Ｌと回動角θ２との関係性として、例えば、以下の式（３１）で表される関係性を適用する。なお、式（３１）において、ｋ及びｂは、定数である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000030
　この場合、式（２４）及び式（３１）から以下の式（３２）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000031
　ここで、式（３２）に式（３０）を代入することにより、以下の式（３３）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000032
　式（３３）は、出力側ギヤ８１の回動角θ１と入力側ギヤ８２の回動角θ２との関係性を表す。式（３３）の両辺を時間微分すると、以下の式（３４）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000033
　ここで、以下の式（３５）及び式（３６）に示すように、α及びβを定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000034
　式（３５）及び式（３６）を式（３４）に代入することにより、以下の式（３７）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000035
　ここで、以下の式（３８）に示すように、εを定義する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000036
　式（３８）を式（３７）に代入することにより、以下の式（３９）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000037
　ところで、本実施形態に係る非円形ギヤ８０において、回動角θ１及び回動角θ２について、上述した式（１１）と同様に、以下の式（４０）が成立する。なお、以下では、ｒ１を出力側ギヤ８１のピッチ曲線半径とし、ｒ２を入力側ギヤ８２のピッチ曲線半径とし、ｄを入力側ギヤ８２及び出力側ギヤ８１の各々の回転中心の間の距離として、説明する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000038
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000039
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000040
　また、出力側ギヤ８１のピッチ曲線半径ｒ１と入力側ギヤ８２のピッチ曲線半径ｒ２との和は、入力側ギヤ８２及び出力側ギヤ８１の各々の回転中心の間の距離ｄと等しい。ゆえに、式（４１）から以下の式（４２）が導出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000041
　ゆえに、非円形ギヤ８０の減速比Ｎは、以下の式（４３）によって表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000042
　上述したように、出力側ギヤ８１の回動角θ１と入力側ギヤ８２の回動角θ２との関係性は、式（３３）によって表される。そして、回動角θ１と回動角θ２との関係性に応じた特性を有する減速比Ｎは、式（４３）によって表される。式（３３）によれば、回動角θ１と回動角θ２との関係性は、具体的には、定数ｋ及びｂの設定値に依存する。
　式（３３）における定数ｋ及びｂは、例えば、回動角θ２に対応する開き角θ０の取り得る範囲が所望の範囲となるように、設定され得る。一例として、以下において、回動角θ２の取り得る範囲が０°～３６０°であり、このような回動角θ２に対する開き角θ０の取り得る範囲が２４．８°～１６１．０°となるように、定数ｋ及びｂが設定される場合について、説明する。
　例えば、開き角θ０が２４．８°のときにおける回動角θ２を０°とする。それにより、開き角θ０及び回動角θ２のこのような関係及び式（３２）に基づいて、定数ｂは、１．１７１に設定される。一方、回動角θ０が１６１．０°のときにおける回動角θ２を３６０°とする。それにより、開き角θ０及び回動角θ２のこのような関係及び式（３２）に基づいて、定数ｋは、０．２８５に設定される。
　また、式（４１）及び式（４２）のそれぞれに定数ｋ及び距離ｄの値を代入して得られる式を利用することによって、回動角θ１及び回動角θ２に対するピッチ曲線半径ｒ１及びピッチ曲線半径ｒ２をそれぞれ算出することが可能となる。ここで、距離ｄを７０［ｍｍ］とした場合において、このように算出されたピッチ曲線半径ｒ１及びピッチ曲線半径ｒ２に対応する出力側ギヤ８１及び入力側ギヤ８２の形状の具体例を図１８及び図１９に示す。図１８及び図１９は、具体的には、それぞれ出力側ギヤ８１及び入力側ギヤ８２の取付け部を含む形状の一例を示す説明図である。なお、図１８及び図１９において、各ギヤの歯部は、ピッチ曲線によって表されている。
　上述したように、非円形ギヤ８０の各ギヤには、他の部材に対して取り付けるための取付け部が形成される。具体的には、出力側ギヤ８１及び入力側ギヤ８２には、図１４に示したリンク４１に取り付けるための取り付け部が形成される。また、各ギヤの形状は、製造の容易化や、歯部の噛み合いの安定化の観点から、適宜設計され得る。図１８及び図１９では、より具体的には、このように適宜設計された各ギヤの形状が示されている。
　また、開き角θ０の各々についての非円形ギヤ８０の減速比Ｎは、式（３０）、式（３５）、式（３６）、式（３８）、及び式（４３）に基づいて、算出可能である。具体的には、開き角θ０が２４．８°である場合において、上記の各式に基づいて算出される減速比Ｎは、６．１２となり、開き角θ０が１６１．０°である場合において、上記の各式に基づいて算出される減速比Ｎは、２．８となる。
　上記の各式によれば、本実施形態に係る非円形ギヤ８０の減速比Ｎは、具体的には、開き角θ０が１２．４°に近づくほど、大きくなる。換言すると、減速比Ｎは、リンク機構５０が縮むほど、大きくなる。ゆえに、リンク機構５０が比較的縮んだ姿勢をとった場合であっても、駆動モータ７０の出力トルクが増大することを防止することができる。また、非円形ギヤ８０の減速比Ｎは、開き角θ０が１６１．０°に近づくほど、小さくなる。換言すると、減速比Ｎは、リンク機構５０が伸びるほど、小さくなる。ゆえに、リンク機構５０が比較的伸びた姿勢をとった場合であっても、駆動モータ７０の回転数が増大することを防止することができる。
　このように、本実施形態に係る非円形ギヤ８０の減速比Ｎは、リンク機構５０の伸縮方向の長さが短いほど、大きくなるように設定される。それにより、支持装置１において、リンク機構５０へ伝達される動力の回転数及びトルクの要求値の特性に応じた減速比の変更を、構成部品点数が比較的少ない変速機構によって、実現可能である。ゆえに、装置をより効果的に小型化することが可能である。
　ここで、開き角θ０の各々についての回動角θ１の値は、式（３０）に基づいて、算出可能である。具体的には、開き角θ０が２４．８°である場合において、式（３０）に基づいて算出される回動角θ１は、４９°となり、開き角θ０が１６１．０°である場合において、式（３０）に基づいて算出される回動角θ１は、１２２°となる。このように、本実施形態では、リンク機構５０の少なくとも一部が台形リンク機構５２を形成することによって、リンク機構５０における開き角θ０の取り得る範囲を、出力側ギヤ８１の回動角θ１の取り得る範囲と比較して、大きくすることができる。それにより、リンク機構５０の可動域を拡大することができるので、支持装置１の姿勢が制限されることを抑制することができる。
　また、台形リンク機構５２では、図１６に示したように、一対の非円形ギヤ８０を介して入力される動力によって回動可能な入力側の第１のリンクに相当するリンク４２のリンク長ａは、リンク４２と対向配置されリンク４２の回動に応じて回動可能な出力側の第２のリンクに相当するリンク４６のリンク長ｃと比較して、長くてもよい。それにより、台形リンク機構５２は、入力される動力の回転数を減速して出力側へ出力する変速機構としての機能を有し得る。
　上記で説明したように、減速比Ｎは、具体的には、リンク機構５０が伸びるほど、小さくなる。ゆえに、図１９に示したように、入力側ギヤ８２の回動角θ２が大きいほど、入力側ギヤ８２のピッチ曲線半径ｒ２は大きくなり得る。それにより、回動角θ２が比較的小さい場合と大きい場合との、ピッチ曲線半径ｒ２の差が生じ得る。このようなピッチ曲線半径ｒ２の差が比較的大きい場合、入力側ギヤ８２の製造が困難となり得る。また、そのような場合には、非円形ギヤ８０における各ギヤの歯部の噛み合いが不安定になり得る。
　本実施形態に係る台形リンク機構５２は、上述したように、入力される動力の回転数を減速して出力側へ出力する変速機構としての機能を有し得る。それにより、回動角θ２が比較的大きい場合におけるピッチ曲線半径ｒ２を小さくすることができる。ゆえに、回動角θ２が比較的小さい場合と大きい場合との、ピッチ曲線半径ｒ２の差を小さくすることができるので、入力側ギヤ８２の形状を真円に近づけることができる。よって、非円形ギヤ８０における、製造の容易化及び各ギヤの歯部の噛み合いの安定化を実現することができる。
　また、上述したように、入力側ギヤ８２と駆動モータ７０の回転軸は、直接的に連結されてもよく、１以上の円形ギヤを介して接続されてもよい。換言すると、駆動モータ７０の回動角は、入力側ギヤ８２の回動角θ２と相関を有してもよい。式（３１）によれば、支持装置１における床と当接する部分であるリンク４８の他端部Ｐ１から回転軸２２までの鉛直方向の距離ｈは、入力側ギヤ８２の回動角θ２に対して線形性を有する。また、距離ｈは、上述したように、リンク機構５０の伸縮方向の長さに相当する。図２０は、回動角θ２とリンク機構５０の伸縮方向の長さに相当する距離ｈとの関係性の一例を示す説明図である。
　このように、リンク機構５０の伸縮方向の長さは、駆動モータ７０の回動角に対して線形性を有してもよい。それにより、支持装置１における駆動モータ７０の制御に関する数式をより簡易化することができる。ゆえに、支持装置１の駆動制御における計算量を軽減することができる。
　＜４．まとめ＞
　以上説明したように、本開示の実施形態によれば、一対の非円形ギヤ８０は、駆動モータ７０から出力される動力を、リンク機構５０の姿勢に応じた減速比で、リンク機構５０へ出力する。非円形ギヤ８０の減速比は、具体的には、リンク機構５０の伸縮方向の長さが短いほど、大きくなるように設定される。それにより、支持装置１において、リンク機構５０へ伝達される動力の回転数及びトルクの要求値の特性に応じた減速比の変更を、構成部品点数が比較的少ない変速機構によって、実現可能である。ゆえに、装置をより効果的に小型化することが可能である。
　また、本実施形態では、リンク機構５０の少なくとも一部が台形リンク機構５２を形成することによって、リンク機構５０における開き角θ０の取り得る範囲を、出力側ギヤ８１の回動角θ１の取り得る範囲と比較して、大きくすることができる。それにより、リンク機構５０の可動域を拡大することができるので、支持装置１の姿勢が制限されることを抑制することができる。
　なお、上述では、支持装置に設けられる一対の回動体として、一対の非円形ギヤが適用された例について説明したが、本開示の技術的範囲は係る例に限定されない。一対の回動体は、駆動モータから出力される動力を、リンク機構の姿勢に応じた減速比で、リンク機構へ出力する変速機構としての機能を有していればよく、例えば、一対のプーリであってもよい。その場合、一対のプーリの間には、当該一対のプーリの間で動力を伝達するベルト又はチェーン等の動力伝達部材が巻き掛けられる。また、当該一対のプーリの減速比は、駆動モータ側から動力が入力される入力側の回動体である入力側プーリの半径に対する出力側の回動体である出力側プーリの半径の割合によって表される。
　なお、上述では、図１４を参照して、本実施形態に係る支持装置１の構成の一例について説明したが、支持装置１の構成は、係る例に特に限定されない。例えば、リンク機構における台形リンク機構の数及び配置は、特に限定されない。また、リンク機構において、１以上の平行リンク機構が適宜形成されてもよい。その場合、リンク機構における平行リンクの数及び配置は、特に限定されない。
　以上、添付図面を参照しながら本開示の好適な実施形態について詳細に説明したが、本開示の技術的範囲は係る例に限定されない。本開示の技術分野における通常の知識を有する者であれば、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範疇内において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、これらについても、当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。
　また、本明細書に記載された効果は、あくまで説明的または例示的なものであって限定的ではない。つまり、本開示に係る技術は、上記の効果とともに、または上記の効果に代えて、本明細書の記載から当業者には明らかな他の効果を奏しうる。
　なお、以下のような構成も本開示の技術的範囲に属する。
（１）
　駆動モータと、
　前記駆動モータから出力される動力を伝達することによって、前記動力に応じて伸縮可能なリンク機構と、
　前記動力を、前記リンク機構の姿勢に応じた減速比で、前記リンク機構へ出力する変速機構としての一対の回動体と、
　を備え、
　前記リンク機構の少なくとも一部は、台形リンク機構を形成する、
　支持装置。
（２）
　前記減速比は、前記リンク機構の伸縮方向の長さが短いほど、大きくなるように設定される、前記（１）に記載の支持装置。
（３）
　前記リンク機構の伸縮方向の長さは、前記駆動モータの回動角に対して線形性を有する、前記（１）又は（２）に記載の支持装置。
（４）
　前記台形リンク機構は、前記一対の回動体を介して入力される前記動力によって回動可能な入力側の第１のリンクと、前記第１のリンクと対向配置され前記第１のリンクの回動に応じて回動可能な出力側の第２のリンクと、前記第１のリンクと前記第２のリンクとを回動自在に連結し互いに対向する第３のリンク及び第４のリンクと、によって構成される、前記（１）～（３）のいずれか一項に記載の支持装置。
（５）
　前記第２のリンクの回動可能な角度は、前記第１のリンクの回動可能な角度と比較して、大きくなるように設定される、前記（４）に記載の支持装置。
（６）
　前記一対の回動体の各々の回転軸の、前記第３のリンクに対する相対的な位置は、固定され、
　前記第１のリンクは、前記一対の回動体における出力側の回動体と一体として回動可能である、
　前記（４）又は（５）に記載の支持装置。
（７）
　前記一対の回動体において、出力側の回動体の回動角は、前記動力が入力される入力側の回動体の回動角に対して、非線形性を有する、前記（１）～（６）のいずれか一項に記載の支持装置。
（８）
　前記一対の回動体は、一対の平歯車である、前記（１）～（７）のいずれか一項に記載の支持装置。
（９）
　前記一対の回動体は、一対のプーリである、前記（１）～（７）のいずれか一項に記載の支持装置。
１，１０，９０　支持装置
２１，２２　回転軸
２４，２６，２８，３０，３２，３４　軸部
４１，４２，４４，４６，４７，４８　リンク
５０　リンク機構
５２　台形リンク機構
７０　駆動モータ
８０　一対の非円形ギヤ
８１　出力側ギヤ
８２　入力側ギヤ
１０２　質量体
１０４　接続部
１２２，１２４　軸部
１４２，１４４　リンク
１５０　リンク機構
１７０　駆動モータ
１８０　一対の非円形ギヤ
１８１　出力側ギヤ
１８２　入力側ギヤ
９０２　質量体
９２２，９２４　軸部
９４２，９４４　リンク
９５０　リンク機構

Claims (9)

  1. 　駆動モータと、
    　前記駆動モータから出力される動力を伝達することによって、前記動力に応じて伸縮可能なリンク機構と、
    　前記動力を、前記リンク機構の姿勢に応じた減速比で、前記リンク機構へ出力する変速機構としての一対の回動体と、
    　を備え、
    　前記リンク機構の少なくとも一部は、台形リンク機構を形成する、
    　支持装置。
  2. 　前記減速比は、前記リンク機構の伸縮方向の長さが短いほど、大きくなるように設定される、請求項１に記載の支持装置。
  3. 　前記リンク機構の伸縮方向の長さは、前記駆動モータの回動角に対して線形性を有する、請求項１に記載の支持装置。
  4. 　前記台形リンク機構は、前記一対の回動体を介して入力される前記動力によって回動可能な入力側の第１のリンクと、前記第１のリンクと対向配置され前記第１のリンクの回動に応じて回動可能な出力側の第２のリンクと、前記第１のリンクと前記第２のリンクとを回動自在に連結し互いに対向する第３のリンク及び第４のリンクと、によって構成される、請求項１に記載の支持装置。
  5. 　前記第２のリンクの回動可能な角度は、前記第１のリンクの回動可能な角度と比較して、大きくなるように設定される、請求項４に記載の支持装置。
  6. 　前記一対の回動体の各々の回転軸の、前記第３のリンクに対する相対的な位置は、固定され、
    　前記第１のリンクは、前記一対の回動体における出力側の回動体と一体として回動可能である、
    　請求項４に記載の支持装置。
  7. 　前記一対の回動体において、出力側の回動体の回動角は、前記動力が入力される入力側の回動体の回動角に対して、非線形性を有する、請求項１に記載の支持装置。
  8. 　前記一対の回動体は、一対の平歯車である、請求項１に記載の支持装置。
  9. 　前記一対の回動体は、一対のプーリである、請求項１に記載の支持装置。
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