"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ことを特徴とするリンク作動装置。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または請求項2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または請求項2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ないし請求項4のいずれか1項において、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2180/0.555Zπ[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2180/0.37Z0.1π[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2180/0.544Zπ[deg]としたパラレルリンク機構。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ことを特徴とする。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、cosθ/2sinβn-sinθ/2sinφδncosβnsinγ/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θmax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θmax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、θmax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θmax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2180/0.555Zπ[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2180/0.37Z0.1π[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2180/0.544Zπ[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。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ものにおいて、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ため、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。この発明にかかるリンク作動装置の一実施形態を図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θmax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、cosθ/2sinβn-sinθ/2sinφδncosβnsinγ/2=0式1の関係が成り立つ。式1において、最大折れ角をθmax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θmax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、θmax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θmax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/Zdp/dp-Dpcosα式2Z:転動体1列の数dp:転動体のピッチ円直径Dp: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dpDpcosαとなる。具体的には、図9のように軸受1219が深溝玉軸受である場合は、この深溝玉軸受の転動体12a19aの個数をZとしたとき、臨界揺動角ηを2180/0.555Zπ[deg]とする。軸受1219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2180/0.37Z0.1π[deg]とする。また、軸受1219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2180/0.544Zπ[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θmax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θmax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θmax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θmaxα、最大可動折れ角はθ ́maxα ́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θmax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θmax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θmax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θmaxを前記臨界揺動角ηより小さくしてもよい。つまり、θmax≦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θmaxよりも小さいものを使用している。図13ないし図15は、この発明のパラレルリンク機構を用いた異な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24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80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82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2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。"