CN102335906B - 动力工具 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种动力工具，包括：壳体；马达，具有输出轴，输出轴末端为齿轮；行星齿轮减速系统，所速行星齿轮减速系统包括沿马达输出轴轴向依次布置的两级减速机构，第一级减速机构包括：第一行星架；复数个第一级行星齿轮，所述第一级行星齿轮沿第一行星架周向均匀布置，与马达输出轴啮合；第一内齿圈，包围所述第一级行星齿轮，其内齿和第一级行星齿轮啮合；太阳轮，跟随第一行星架转动，具有太阳轮输出轴；夹头，所述各个第一级行星齿轮的齿数大于电机输出轴齿轮的齿数。本发明的动力工具通过增加了第一级行星轮的齿数，和设置较大的齿轮转动支撑，提高了行星齿轮系统的稳定性。

Description

动力工具

技术领域

本发明涉及一种动力工具，尤其是一种具有优化的行星齿轮减速系统的动力工具。

背景技术

动力工具，尤其是钻类电动工具通常具有行星齿轮减速系统，用于将电机直接输出的数万转的高转速降低到适合进行钻工作的较低的转速。行星齿轮减速系统通常包括行星架，行星齿轮，太阳轮，内齿圈等，它们之间组合多次降低电机速度。在钻类电动工具中，3级减速的行星齿轮比较常见，因为设置3级减速系统时，每一级减速的减速比可以较低，且由于元件数目和空间较大，给功能转换，速度切换等功能留下的设计空间较多，对制造设计来说比较容易。

然而，动力工具朝着小型化，多功能方向发展，3级减速的行星齿轮减速系统占用空间较多，影响了整机的大小。而采用两级减速的行星齿轮系统后，每一级的减速比较低，元件的转速相应加快，导致了寿命降低和整机的不稳定，且功能转换等功能设计也变得较为困难。

发明内容

本发明的目的是：提供一种可以寿命长，运作稳定的具有两级行星齿轮减速系统的动力工具。

为实现上述目的，本发明提供了一种动力工具，包括：壳体；马达，具有输出旋转运动的马达输出轴，马达输出轴末端为齿轮；行星齿轮减速系统，所速行星齿轮减速系统包括沿马达输出轴轴向依次布置的两级减速机构，所述第一级减速机构布置在轴向上靠近马达的一侧，第二级减速机构布置在轴向上靠近主轴的一侧；所述第一级减速机构包括：第一行星架；复数个第一级行星齿轮，所述第一级行星齿轮沿第一行星架周向均匀布置，与马达输出轴啮合；第一内齿圈，包围所述第一级行星齿轮，其内齿和第一级行星齿轮啮合；太阳轮，跟随第一行星架转动，具有太阳轮输出轴；第二级减速机构包括：第二级行星架；第二级行星齿轮，安装于第二级行星架上，与所述太阳轮输出轴啮合；第二内齿圈，包围所述第二级行星齿轮，其内齿和第二级行星齿轮啮合主轴；夹头，所述第一级行星齿轮的齿数大于马达输出轴的齿轮的齿数。

进一步的，所述马达输出轴包括沿轴向布置的轴座和输出齿轮，所述轴座长度大于所述输出齿轮长度，所述第一行星架相应的包括基座和行星轮架部分，所述基座套装于所述轴座上。

进一步的，所述基座和所述轴座之间设置有支撑。

进一步的，所述第一内齿圈相对机壳固定设置。

进一步的，所述第一内齿圈可在轴向上的第一位置和第二位置之间移动，在所述第一位置，第一内齿圈周向固定，与第一行星架不啮合；在所述第二位置，第一内齿圈同时啮合第一级行星齿轮和太阳轮，周向上可运动。

进一步的，所述第二内齿圈相对机壳固定设置。

进一步的，所述第二内齿圈可在轴向上的第一位置和第二位置之间移动，在所述第一位置，第二内齿圈同时啮合第二级行星齿轮和太阳轮，周向上可运动；在所述第二位置，第二内齿圈周向固定，与第一行星架不啮合。

进一步的，第一级行星齿轮的齿数和电机输出轴齿轮的比值大于2。

与现有技术相比，本发明的动力工具通过增加了第一级行星轮的齿数，和设置较大的齿轮转动支撑，提高了行星齿轮系统的稳定性。

附图说明

下面结合附图对本发明作进一步说明。

图1是本发明具体实施例的多功能钻主视图

图2是本发明具体实施例的多功能钻俯视图。

图3是本发明具体实施例的多功能钻的主视方向的剖视图。

图4是本发明具体实施例的多功能钻的俯视方向的剖视图。

图5是本发明具体实施例的多功能钻的分解示意图。

图6是本发明具体实施例的多功能钻的齿轮箱立体图。

图7是本发明具体实施例的多功能钻的第二内齿圈立体图。

图8是本发明具体实施例的多功能钻关于冲击扳手切换部分机构立体图。

图9是本发明具体实施例的多功能钻关于螺丝批切换部分机构立体图。

图10是本发明具体实施例的多功能钻的冲击扳手功能的切换环示意图。

图11是本发明具体实施例的多功能钻的冲击扳手功能的俯视剖视图。

图12是本发明具体实施例的多功能钻的高速钻功能的切换环示意图。

图13是本发明具体实施例的多功能钻的高速钻功能的俯视剖视图。

图14是本发明具体实施例的多功能钻的低速钻功能的切换环示意图。

图15是本发明具体实施例的多功能钻的低速钻功能的俯视剖视图。

图16是本发明具体实施例的多功能钻的螺丝批功能的切换环示意图。

图17是本发明具体实施例的多功能钻的螺丝批功能的主视剖视图。

1   多功能钻    39  轴承        71  螺旋罩

3   壳体        41  第一行星架  711 突柱

5   手柄        43  第一行星轮  73  扭力弹簧

7   电池包      45  太阳轮      75  静端齿

9   夹头        47  第二行星架  751 立柱

10  轴线        473 滑轨        753 端齿

11  开关        49  第二行星轮  77  动端齿

13  扭力罩      51  第一内齿圈  771 键槽

15  换向钮      53  第二内齿圈  773 端齿

17  功能切换钮  531 花键        775 内花键

171 切换弹簧    533 环槽        81  切换环

173 顶柱        61  主轴        811 冲击扳手切换槽

19  切换窗      63  主动冲击块  813 速度切换槽

21  电机        633 第一端齿    815 螺丝批切换槽

23  内输出轴    635 离合槽      83  冲击扳手切换件

25  外输出轴    65  冲击弹簧    85  速度切换件

251 支架        611 外V形槽     87  螺丝批切换件

253 轴套        67  滚球        871 弹簧

255 垫片        69  被动冲击块  89  离合件

31  齿轮箱      691 作轴        891 环槽

33  前壳        693 第二端齿    893 滑块

35  后壳        695 收容槽      895 离合块

37  中盖        70  轴承

具体实施方式

图1至图17所示的是本发明的动力工具的一种具体实施方式，该动力工具具体为一种多功能钻1。多功能钻1具有冲击扳手功能，高速钻功能，低速钻功能，螺丝批功能，其中高速钻功能和低速钻功能也可以统称为钻进功能。

如图1所示，多功能钻1类似于手枪形，包括基本呈筒形的壳体3，与壳体3成一定角度布置的手柄5，和可拆卸的设置于手柄5底部的电池包7。壳体3具有纵向轴线10。

壳体3的前端设有用于夹持工作头的夹头9，用于在该多功能钻1实现不同功能时分别夹持不同的工作头(未图示)，如在实现冲击扳手功能时夹持紧固头，在实现高速钻功能或低速钻功能时夹持麻花钻。夹头9外侧设有扭力罩13，扭力罩13可以绕轴线10转动以调节处于螺丝批功能的多功能钻1的最大输出扭矩。手柄5的上端部分设有用于打开和关闭多功能钻1的开关11。手柄5和壳体3的交接部分还设有换向钮15。多功能钻1具有两个换向钮15，分别位于壳体的两侧。

参照图1和图2，壳体3的顶部设有功能切换钮17，功能切换钮17设置在位于在壳体3顶部并周向延伸的切换窗19中。切换窗19沿周向由一端到另一端依次布置有四个预设位置。功能切换钮17可以在该四个预设位置之间移动，依次将多功能钻1置于冲击扳手功能，高速钻功能，低速钻功能，螺丝批功能。切换窗19上或壳体3的对应位置上设有标志，以标示所述的四个预设位置和其对应的功能。

以下详细介绍多功能钻1的内部结构。

如图3，以壳体3上夹头9所在的一端为前端，相对的另一端为后端。壳体3的后端收容有动力源，具体为一直流电机21。电机21具有输出轴以输出旋转运动。在本具体实施例中，输出轴包括内输出轴23和外输出轴25。内输出轴23被电机21带动旋转，外输出轴25通过过盈配合套装在内输出轴23上，可被内输出轴23带动旋转。外输出轴25具有纵长延伸的前部和后部。外输出轴25包括轴座和输出齿轮，轴座位于外输出轴25的后部，套装于内输出轴23上；输出齿轮位于外输出轴25的前部，用于通过齿轮结构将电机21的动力旋转输出给多功能钻1的减速系统。轴座的长度和直径均大于输出齿轮。

输出轴伸入到齿轮箱31内，齿轮箱31的壳体包括前壳33和后壳35，它们扣合形成收容空间，收容有行星齿轮减速系统和动力输出系统。

结合图3，图4，图5，行星齿轮减速系统是一个两级减速系统，具体包括第一行星架41，第一行星轮43，太阳轮45，第二行星架47，第二行星轮49，以及两个内齿圈，分别为第一内齿圈51和第二内齿圈53。

第一行星架41包括圆柱形的基座和周向均匀间隔的设置于基座端面上的复数个行星轮支轴。

基座中心为通孔，基座通过该通孔安装并被支撑于输出轴的轴座上。基座和轴座之间还设有支撑系统，具体包括一个套在马达输出轴外的，台阶状的支架251、一个设置在支架251和基座的通孔内壁之间的轴套253和设置在基座的后端和齿轮箱内壁底部之间的垫片255。该支撑系统以使得第一行星架41可以相对于轴座良好的旋转。需要注意的是，在本实施例中，第一行星架的基座的大部分被支撑于轴座上，且该轴座的长度较长，即第一行星架41的被支撑部件有效支撑的长度较长，这使得第一行星架41可以稳定，长时间的高速旋转而不会明显的磨损或失效。

行星齿轮支轴从基座的前端伸出，每个行星齿轮支轴上安装一个第一行星轮43。本具体实施方式中行星齿轮支轴和行星轮43的个数相对应的均为3个。第一行星轮43和输出齿轮啮合，被其带动绕行星齿轮支轴旋转。第一行星轮43同时和第一内齿圈51的内齿啮合。第一内齿圈51相对于齿轮箱31固定设置。

行星齿轮支轴的末端伸出到第一行星轮43的前面。太阳轮45包括齿轮盘和齿轮轴。齿轮盘和齿轮轴的周面上均设有齿。齿轮盘上开有复数个孔，其位置及数量和行星齿轮支轴的位置及数量对应，以将太阳轮45安装到行星齿轮支轴的末端。齿轮轴周围环绕的布置有和齿轮轴啮合的复数个第二行星轮49。第二行星轮49的具体数量为5个，一一套装在第二行星架47的对应数量的行星轮支轴上。第二行星架47固定连接动力输出系统。

太阳轮45和第二行星轮49的径向上的外侧设有第二内齿圈53。且太阳轮45和第二行星轮49的端齿均可以啮合于第二内齿圈53的内齿。第二内齿圈53在轴向上可相对于齿轮箱31前后移动，具有一个前位置和一个后位置。在前位置，第二内齿圈53和第二行星轮49啮合，而脱离太阳轮45；且在前位置第二内齿圈53不能旋转，即周向上相对于齿轮箱固定。在后位置，第二内齿圈同时啮合第二行星轮49和太阳轮45的齿轮圈的端齿；且后位置第二内齿圈可绕轴线10旋转，即周向上相对于齿轮箱可运动。

下面详细介绍行星齿轮减速系统的减速过程。

参见3，图4，图5，图6，图9，电机21的输出轴旋转，带动第一行星轮43绕行星轮支轴自转，同时第一行星轮43沿着第一内齿圈51的环状的内齿爬行，绕轴线10公转。第一行星轮43的公转带动第一行星架41绕轴线10自转。太阳轮45通过三个行星轮支轴与第一行星架41连接，因而与第一行星架41一起旋转。以上为行星齿轮减速系统的第一级减速过程。在该过程中，输出轴输出的高速旋转由第一行星轮43初步的降低，其减速比即为输出轴的输出齿轮的齿数和第一行星轮43的齿数的反比，在本实施例中，输出齿轮和第一行星轮43的齿数比为7：18。为了达到较优的减速效果，该齿数比优选的应小于1：2。设置较小的齿数比降低了第一行星轮43的转速，进一步提高了减速系统的稳定性，同时，设置了较长的轴座不仅提高了支撑的稳定性，还使得第一行星轮43设置在齿轮箱31中较靠前的位置，靠前的位置较之齿轮箱的底部而言，径向上的空间较大，这也使得设置较大的第一行星轮43，进而设置更多的齿，最终获得较小的齿数比成为可能。在该过程中，第一行星轮43绕轴线10公转，带动第一行星架41和太阳轮45旋转第二次降低了向动力输出系统的旋转输出转速。

旋转运动输出到太阳轮45后，依据第二内齿圈53的前后两个位置，对应有两种减速情形。当第二内齿圈53位于前位置时，第二内齿圈53可选的不旋转且脱离太阳轮，因而太阳轮45的齿轮轴带动第二行星轮49绕第二行星架47的行星轮支轴旋转，并在第二内齿圈53的内齿上爬行，绕轴线10公转，进而带动第二行星架47绕轴线10旋转，将旋转运动传递到动力输出系统。该过程形成了行星齿轮减速系统的第二级减速。当第二内齿圈53位于后位置时，第二内齿圈53可旋转且同时啮合太阳轮45的齿轮盘和第二行星轮49。因此，太阳轮45的旋转通过第二内齿圈53传递到第二行星轮49和第二行星架47，第二级减速被取消。

综上，本实施例的行星齿轮减速系统可以输出两种不同的转速。然而，对该行星齿轮减速系统进行改进使之提供更多不同的转速输出是可能的。例如，将第一内齿圈51设置成具有和第二内齿圈53类似的前位置和后位置，使其可以可选的同时啮合第一行星轮43和太阳轮45，或仅啮合第一行星轮43，然后组合第一内齿圈51和第二内齿圈53的前后位置关系，即可以提供至少3种转速输出，其具体的设置和组合方式是本领域技术人员依据上述描述的思想而易于设计出的，在此不在赘述。

前壳33和后壳35的接合部分还设有中盖37，中盖37将齿轮箱31分为前后两个部分，后部分主要容纳行星齿轮减速系统，前部分主要容纳动力输出系统。中盖37内环安装有轴承39，轴承39支撑第二行星架47。

以下详述本具体实施例的动力输出系统。

如图3，图4，图5，图7，图8，如前所述的，第二行星轮47和动力输出系统固定连接，具体的，第二行星架47和主轴61通过过盈配合固定连接，主轴61始终跟随第二行星架47旋转。

动力输出系统包括一套设在主轴61上的主动冲击块63、设于主动冲击块63和第二行星架47之间的冲击弹簧65、以及位于主动冲击块63和主轴61接合处的滚球V形槽冲击机构，其中该冲击机构包括在主轴61表面凹陷形成的外V形槽611，可在外V形槽611内滚动的滚球67，在本实施方式中为钢球，和设于主动冲击块63内圈用于收容滚球67的内V形槽。主动冲击块63的前端面上径向对称凸设有一对第一端齿633。在冲击弹簧65和主动冲击块63之间设有垫圈和垫片。主动冲击块63的前端还设有被动冲击块69，被动冲击块69与主动冲击块63相对的后端面上径向对称的凸出设置有一对第二端齿693。动力输出系统还包括延伸出齿轮箱31前端，连接于被动冲击块69的工作轴691。工作轴691前端设有收容槽695，可在实现不同功能时收容相应的工作头，并通过夹头9夹紧固持。夹头9套设在工作轴691前端。

本发明的多功能钻1还具有扭力控制系统，用于在螺丝批功能时可调节的设置动力输出系统的最大输出扭矩。以下详述扭力控制系统。

参见图3，图4，图5，图6，图7，图9，扭力控制系统包括扭力罩13，螺旋罩71，扭力弹簧73，静端齿75，动端齿77。

扭力罩13设于夹头9的后方，齿轮箱31的前壳33的外侧。扭力罩13内通过螺纹配合连接有螺旋罩71。螺旋罩71可被扭力罩13带动旋转并沿轴线10的轴向前后移动。螺旋罩71具有环状的壳体和在壳体上均匀布置轴向延伸的多个突柱711，突柱711上安装有扭力弹簧73。壳体通过槽和块的配合可轴向移动而不可转动的套装在前壳33上，突柱711和扭力弹簧73一一对应的至少部分的伸入前壳33上对应设置的多个轴向孔中。

中盖37上设有和前述的多个轴向孔对应的通孔。静端齿75位于齿轮箱33的后部分中，具有环状的壳体，壳体的前端设有和前述通孔对应的多个立柱751，立柱751穿过中盖37的通孔，抵接突柱711上的扭力弹簧73。壳体的后端设有多个端齿753。由于立柱751穿过中盖37的通孔，静端齿75可以在一定范围内轴向移动，但不能旋转。静端齿75的后方设有动端齿77。动端齿77具有环状的壳体，壳体的前端端面上设有和静端齿75的端齿753相配的端齿773，壳体的后端设有键槽771，壳体的内环面设有内花键775。动端齿在走向上不可移动，在周向上可选的具有可旋转和不可旋转两种状态。

通过功能切换系统的调节，本实施例的多功钻1可选的具有冲击扳手功能，高速钻功能，低速钻功能，螺丝批功能。以下详述本实施例的功能切换系统。

参见图3，图4，图5，图6，功能切换系统主要包括功能切换钮17，切换环81，切换弹簧171，顶柱173，冲击扳手切换件83，速度切换件85，螺丝批切换件87，离合件89。

功能切换钮17包括位于切换窗19中的拨钮和伸入到壳体3中的半圆环形的壳体，功能切换钮17的壳体下设置有切换环81，切换环81套装在后壳35上，并可被功能切换钮17带动相对于后壳35绕轴线10转动。切换环81的环面上具有一个缺口，切换弹簧171和顶柱173穿过该缺口设置在功能切换钮17和后壳35之间。后壳35上设有沿周向分布的四个凹陷处，该四个凹陷处和功能切换钮17的前述的四个预设位置对应，顶柱173停留于一凹陷处时，功能切换钮17停留于一相应的功能档位。即操作者可拨动功能切换钮17周向移动，通过顶柱173带动切换环81转动，在移动到凹陷处时，切换弹簧171压迫顶柱173进入凹陷处并倾向于停留于该凹陷处，操作者感知该弹性动作而知晓进入了一个功能档位，在需要改变功能时，操作者克服切换弹簧171的弹力带动顶柱173离开该凹陷处进入另一需要的凹陷处，并带动切换环81相应的转动。

切换环81上设有一对冲击扳手切换槽811，一对速度切换槽813和一个螺丝批切换槽815。两个冲击扳手切换槽811沿周向平移180度可重合；两个速度切换槽813沿周向平移180度可重合。

冲击扳手切换槽811为曲折的具有阶梯的形状，由两段相互平行，在轴向上间隔开直槽和位于两段直槽之间的连接槽组成。该两端直槽垂直于轴线10。冲击扳手切换件83壳体成条状，可轴向移动而不可转动。其一端上设有销，销位于冲击扳手切换槽811中，通过该销和槽的配合结构，切换环81转动时，销在冲击扳手切换槽811中从一段直槽移动到另一段直槽，带动冲击扳手切换件83轴向移动。

冲击扳手切换件83的另一端向齿轮箱13的径向内侧弯曲形成勾，勾伸入到离合件89上的环槽891中。离合件89套装在第二行星架47外，壳体成环状，环槽891位于其外周面上。离合件89的内周面上设有滑块893，前端面上设有离合块895。第二行星架47的外周面上设有和滑块893相配的滑轨473，离合件89因而始终跟随第二行星架47旋转，而可以相对第二行星架47轴向移动。主动冲击块63的后端面上设有和离合块895相配的离合槽635。通过前述的结构，离合件89具有轴向上的前位置和后位置，在前位置离合块895卡住离合槽635，在后位置离合块895脱离离合槽635。离合件89由功能切换钮17通过切换环81，冲击扳手切换件83带动在前位置和后位置之间移动。

类似的，速度切换槽813为曲折的具有阶梯的形状，由两段相互平行，在轴向上间隔开直槽和位于两段直槽之间的连接槽组成。该两端直槽垂直于轴线10。速度切换件85壳体成条状，可轴向移动而不可转动。其一端上设有销，销位于速度切换槽813，通过该销和槽的配合结构，切换环81转动时，销在速度切换槽813中从一段直槽移动到另一段直槽，带动速度切换件85轴向移动。

速度切换件85的另一端向齿轮箱13的径向内侧弯曲形成勾，勾伸入到第二内齿圈53的外周面的环槽533中。第二内齿圈53的前端面上还设有花键531，该花键531和动端齿77的内花键775相配。如前所述的，第二内齿圈53具有前位置和后位置，分别对应两种速度输出。配合上述的结构，第二离合件53由功能切换钮17通过切换环81，速度切换件85带动在前位置和后位置之间移动。

螺丝批切换槽815为为具有阶梯的不规则形状，周向上具有宽部和窄部，窄部的前端在轴向上后于宽部的前端。宽部和窄部之间具有过渡部分。螺丝批切换件87成条形，可轴向移动而不可转动。一端具有位于螺丝批切换槽815中的销，该端和齿轮箱之间还设有弹簧871，该弹簧871驱使螺丝批切换件87向前抵接螺丝批切换槽813的前端。螺丝批切换件87的另一端与动端齿77的键槽771相配。通过该销和槽的配合结构，切换环81转动时，销在螺丝批切换槽815中宽部移动到窄部或从窄部移动的宽部，带动螺丝批切换件87轴向移动。螺丝批切换件87因而具有轴向上的前位置和后位置，在前位置时螺丝批切换件87的末端啮合动端齿77的键槽771，在后位置时螺丝批切换件87的末端脱离动端齿77的键槽771。通过该方式可选择性的锁止动端齿77的旋转运动。

以下详述多功能钻1的功能切换过程。

如前所述的，多功能钻1可在冲击扳手功能，高速钻功能，低速钻功能，螺丝批功能之间依次正向或反向切换。这些功能的转化和第二内齿圈53，离合件89以及螺丝批切换件87的前后位置密切相关，表一表示在前述的四种功能状态和第二内齿圈53，离合件89以及螺丝批切换件87各自的位置的对应关系。

	第二内齿圈53	离合件89	螺丝批切换件87
				冲击扳手功能	后位置	后位置	前位置

高速钻功能	后位置	前位置	前位置
				低速钻功能	前位置	前位置	前位置
螺丝批功能	前位置	前位置	后位置

表一

以冲击扳手功能为初始状态，如图10，图11，功能切换钮17处于冲击扳手档位，第二内齿圈53位于后位置，离合件89位于后位置，螺丝批切换件87位于前位置。

如前所述的，第二内齿圈53位于后位置时，同时啮合太阳轮45和第二行星轮49，行星齿轮减速系统向动力输出系统输出高转速。且此时第二内齿圈53的花键531和动端齿77的内花键775彼此脱离，第二内齿圈5可以被太阳轮45带动旋转。此时螺丝批切换件87处于前位置，其末端卡入动端齿77的键槽771，禁止动端齿77转动。然而此时由于动端齿77未起作用，因此将螺丝批切换件87设置得在该功能状态下处于后位置也是可以的，不会影响冲击扳手功能的实现。

在冲击扳手功能下离合件89处于后位置，即离合件89的离合块895脱离主动冲击块63的离合槽635。

在实现冲击扳手功能时，旋转运动经由第二行星架47输出到主轴61，由于冲击弹簧65的压力，主动冲击块63通过夹于内V形槽、外V形槽611的滚球67带动，跟随主轴61转动，被动冲击块69也随之转动，通过工作轴691和夹头9带动工作头(未图示)迅速将螺母(未图示)拧紧。

当螺母端面和工件(未图示)面相接触后，阻力矩迅速增加，达到一定值后，相互啮合的主动冲击块63和被动冲击块69均受阻，被动冲击块69停止转动，但主轴61在马达输出轴的驱动下仍转动，迫使滚球67克服其与内V形槽、外V形槽611之间的摩擦力沿槽滚动，从而推动主动冲击块63向后方运动，使冲击弹簧65被压缩。由此，主动冲击块63在轴向上逐渐远离被动冲击块69。当主动冲击块63轴向移动距离刚超过被动冲击块69的第二端齿693的齿高后，即主动冲击块63和被动冲击块69脱离啮合的瞬间，主轴61便带动主动冲击块63旋转，使其第一端齿633滑过被动冲击块69的第二端齿693，在滑过瞬间，由于冲击弹簧65的作用，滚球67又沿内V形槽、外V形槽611回到原位置，主动冲击块63被向前推，同时随着主轴61加速转动而冲击被动冲击块69的第二端齿693，使被动冲击块69在旋转方向上继续运动，如此循环往复，使螺纹件在冲击力矩下拧紧。

上述实现冲击扳手功能时，需要主动冲击块63间歇旋转冲击被动冲击块69，从而使工作头(紧固头)能够拧紧螺母，但在实现钻进功能，即高速钻功能和低速钻功能时，只需要工作头(麻花钻)持续钻进，而不再需要主动冲击块31的间歇性冲击。以下详述从冲击扳手功能切换到高速钻功能的过程和高速钻功能的工作状态。

参照图10，图11和图12，图13所示，从冲击扳手功能切换到高速钻功能时，切换环81转动带动冲击扳手切换槽811位移，将冲击扳手切换件83的销从一条直槽移动到另一条直槽，因而带动冲击扳手切换件83轴向移动，进而带动离合件89从后位置移动到前位置。完成切换后，第二内齿圈53位于后位置，离合件89位于前位置，螺丝批切换件87位于前位置。

由于此时由于动端齿77未起作用，因此将螺丝批切换件87设置得在该功能状态下处于后位置也是可以的，不会影响高速钻功能的实现。

如前所述的，当离合件89位于前位置后，其离合块895啮合主动冲击块63的离合槽635，旋转输出的传递路线变为由第二行星轮47和／或主轴63到离合件89到主动冲击块63，再经被动冲击块69传递到工作轴691。具体的，在钻进过程中，由于工作轴691受到的阻力矩逐渐增大，主动冲击块63则倾向于朝向电机21运动。此时，由于离合件89限制了主动冲击块63在轴向上的向后移动，主动冲击块63的第一端齿633始终贴合被动冲击块69的第二端齿693，同时，主动冲击块63、被动冲击块69、工作轴691在旋转方向上一起运动。由于被动冲击块69和主动冲击块63始终无法脱离，即两者之间无法形成冲击，所以可确保工作头持续钻进。

上述实施方式中，尤其重要的是：在实现高速钻或低速钻功能时，由电机21输出的旋转经过减速，到达减速系统的输出端22，然后以离合件89为中间件传递到主动冲击块63，以此建立了减速系统的输出端到主动冲击块63的固定连接或者说刚性连接以传递旋转；由于主轴61和减速系统的输出端通过过盈配合固定连接在一起，也可以说建立了主轴61和主动冲击块63的固定连接。而以往的动力工具在由冲击扳手功能切换到钻进功能时，都仍是依靠主轴61和主动冲击块63之间的槽和滚珠系统的活动连接传递旋转。

业界一般水平的技术人员容易想到的，离合件89也可以选择直接设置在主轴61的外周面上，沿主轴61的轴向方向可滑移的设置。在这种实施方式中，离合件89一部分和主轴61在旋转方向上相对固定的相连，一部分通过花键配合可选择的和主动冲击块63啮合或脱离，以此在钻进模式(包括高速钻功能和低速钻功能)下建立主轴61到主动冲击块63的固定连接，这种实施例的思路和前述的本发明的优选实施例相同，其具体形式不再赘述。

同样容易想到的，离合件89还可以以不同于花键配合的形式可选择的和主动冲击块63固定连接，也可以采用不同于滑块滑轨的形式和第二行星架47或主轴61在旋转上相对固定的配合，例如，采用卡扣和孔配合，或者凸块和凹槽配合实现离合件89和主动冲击块63的可选的固连接，采用花键配合实现离合件89和第二行星架47或主轴61的配合等。

以下介绍从高速钻功能到低速钻功能的切换和低速钻功能的具体作用方式。

如图12，图13和图14，图15。从高速钻功能切换到低速钻功能时，切换环81转动带动速度切换槽813位移，将速度切换件85的销从一条直槽移动到另一条直槽，因而带动速度切换件85轴向移动，进而带动第二内齿圈53从后位置移动到前位置。完成切换后，第二内齿圈53位于前位置，离合件89位于前位置，螺丝批切换件87位于前位置。

如前所述的，第二内齿圈53从后位置移动到前位置后，脱离和太阳轮45的啮合，仍与第二行星轮49啮合。同时，第二内齿圈53的花键531和动端齿77的内花键775啮合，且此时螺丝批切换件87位于前位置，螺丝批切换件87的末端卡入动端齿775的键槽771，使动端齿775不能旋转运动，进而使第二内齿圈53不能旋转运动。

通过上述的配合方式，多功能钻1位于低速钻功能下，行星齿轮减速系统经由如前所述的两级减速将较低的转速输出到动力输出系统，动力输出系统的运作模式和高速钻功能时一致，在此不再赘述。

以下介绍从低速钻功能到螺丝批功能的切换和螺丝批功能的具体作用方式。

如图14，图15和图16，图17。从低速钻功能切换到螺丝批功能时，切换环81转动带动螺丝批切换槽815位移，将螺丝批切换件87的销从宽部移动到窄部，因而带动螺丝批切换件87轴向移动到达后位置，脱离和动端齿77的啮合。完成切换后，第二内齿圈53位于前位置，离合件89位于前位置，螺丝批切换件87位于后位置。

如前所述的，螺旋罩71通过突柱711，扭力弹簧73压迫静端齿75的立柱753，其中突柱711，扭力弹簧73和立柱753一一对应的设置。静端齿75因而被弹性压迫抵接动端齿77，具体的，静端齿75的端齿753和动端齿77的端齿773被压迫啮合在一起，因而阻止动端齿77转动。此时由于螺丝批切换件87脱离和动端齿77的啮合，静端齿75是唯一直接阻止动端齿77转动的元件。

在进行上螺钉的工作时，操作者通过扭力罩13带动螺旋罩71前后移动调节扭力弹簧73的压缩量，即调节静端齿75施加到动端齿77上的弹性力，以设定螺丝批功能下多功能钻1的最大输出扭矩。当驱使工作轴691继续转动需要的扭矩大于设定的最大输出扭矩，第二内齿圈53带动动端齿77克服弹性压迫力旋转，周而复始的推动静端齿75轴向向前移动，端齿773和端齿753彼此爬坡运动。即动端齿77不能再阻止第二内齿圈53旋转，因而电机的输出仅带动第二内齿圈53自由旋转，而不能带动第二行星架47旋转，将旋转运动输出到动力输出系统。

功能切换钮17也可以按螺丝批功能、低速钻功能、高速钻功能、冲击扳手的顺序依次调节多功能钻1，其实现方式和上面所描述的类似，仅仅顺序相反，在此不再赘述。

Claims (7)

1.一种动力工具，包括：

壳体；

电机，具有输出旋转运动的马达输出轴，马达输出轴末端为齿轮；

行星齿轮减速系统，所述行星齿轮减速系统包括沿马达输出轴轴向依次布置的两级减速机构，第一级减速机构布置在轴向上靠近马达的一侧，第二级减速机构布置在轴向上靠近主轴的一侧；

所述第一级减速机构包括：

第一行星架；

复数个第一行星轮，所述第一行星轮沿第一行星架周向均匀布置，与马达输出轴啮合；

第一内齿圈，包围所述第一行星轮，其内齿和第一行星轮啮合；

太阳轮，跟随第一行星架转动，具有太阳轮输出轴；

第二级减速机构包括：

第二行星架；

第二行星轮，安装于第二行星架上，与所述太阳轮输出轴啮合；

第二内齿圈，包围所述第二行星轮，其内齿和第二行星轮啮合；

夹头，其特征在于，

所述第一行星轮的齿数大于电机输出轴的齿轮的齿数，所述电机输出轴包括沿轴向布置的轴座和输出齿轮，所述轴座长度大于所述输出齿轮长度，所述第一行星架相应的包括基座和行星轮支轴部分，所述基座套装于所述轴座上。

2.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：所述基座和所述轴座之间设置有支撑。

3.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：所述第一内齿圈相对机壳固定设置。

4.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：所述第一内齿圈可在轴向上的第一位置和第二位置之间移动，在所述第一位置，第一内齿圈周向固定，与第一行星架不啮合；在所述第二位置，第一内齿圈同时啮合第一行星轮和太阳轮，周向上可运动。

5.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：所述第二内齿圈相对机壳固定设置。

6.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：所述第二内齿圈可在轴向上的第一位置和第二位置之间移动，在所述第一位置，第二内齿圈同时啮合第二行星轮和太阳轮，周向上可运动；在所述第二位置，第二内齿圈周向固定，与第一行星架不啮合。

7.根据权利要求1所述的动力工具，其特征在于：第一行星轮的齿数和电机输出轴齿轮的比值大于2。

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