CN102387896A

CN102387896A - 冲击工具

Info

Publication number: CN102387896A
Application number: CN2010800160960A
Authority: CN
Inventors: 爱德温·斯通; 菲利普·约翰·罗林; 彼得·李·克劳斯利; 田边晴之; 田头康范
Original assignee: Ryobi Ltd
Current assignee: Kyocera Industrial Tools Corp
Priority date: 2009-05-20
Filing date: 2010-05-12
Publication date: 2012-03-21
Anticipated expiration: 2030-05-12
Also published as: CN103753469A; JPWO2010134296A1; CN102387896B; JP5496190B2; CN103753469B; WO2010134296A1

Abstract

本发明提供一种冲击工具，该冲击工具是设计成以给定的条件与基体连接且提供具有周期性变化的角速度和/或扭矩的旋转运动的动力工具。此外，齿轮(1、2、3、4)分别具有节圆的半径r₁(Θ)、r₂(Θ)、r₃(Θ)及r₄(Θ)，Θ表示将齿轮(2)和齿轮(3)连接的行星轴(7)的角度位置，当齿轮(1、2、3、4)的半径在至少0≤Θ≤2π的角度范围内时，通过以满足r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)＞1的不等式的方式构成驱动列，从而在驱动循环的至少某一部分期间使输出轴的旋转方向反转。通过该结构，能够提供解决了高噪音、高振动、高损耗及高磨耗的以往的问题的冲击工具。

Description

冲击工具

技术领域

本发明涉及动力工具，具体而言，涉及施加冲击扭矩的改良型的冲击工具。

背景技术

对螺母、螺栓、螺钉等紧固件施加扭矩的通常的动力工具使用连续驱动或断续驱动的机构。与连续驱动相比，通过断续驱动提供断续的输出旋转的冲击工具能够对紧固件施加更高的最大扭矩，与此同时，可适度降低对使用者带来的扭矩(反作用)。另外，这种冲击工具具有工具大小紧凑的优点，而且，实现断续驱动的结构通常在向木材拧入螺钉等用途中起到维持驱动部分(钻头)与被驱动部分(螺钉头)间的卡合的作用。这是因为，在驱动部分(钻头)的非驱动期间中驱动部分(钻头)与被驱动部分(螺钉头)再次卡合。

作为实现断续驱动的机构，通常使用由锤体10及砧台11构成的旋转机构(参照图16)。锤体10经由凸轮机构与输入轴连接，并在电动机的作用下旋转到与将其和紧固对象的紧固件连接的砧台11碰撞为止。当受到冲击时，输出轴根据角运动量的传递而旋转规定量。当锤体10因向砧台11碰撞而减速时，在凸轮机构的作用下，锤体10从砧台11分离，由此，锤体10能够再次加速而重复进行碰撞动作。

需要说明的是，作为公开了具备上述的锤体10等的以往的冲击工具的在先技术文献，例如存在有下述专利文献1等。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2000-42936号公报

专利文献2：美国专利第3424021号说明书

发明概要

发明要解决的问题

然而，上述的使用断续驱动的机构的冲击工具的问题是所述工具通常伴有高噪音、高振动、高损耗及高磨耗的问题。

发明内容

本发明是鉴于上述问题点的存在而完成的，其目的在于，通过使用具备非圆形齿轮的始终啮合式的齿轮箱而对应处理所述的问题，其中，所述齿轮箱相对于恒定的输入旋转运动能够进行包含断续运动及正反转运动的变化的输出旋转运动。

用于解决问题的手段

以下，说明本发明。需要说明的是，为了便于理解本发明，用括号将附图的参照符号括起，但并不因此使本发明局限于图示的形态。

本发明的冲击工具设计成以给定的条件与基体连接并提供具有周期性变化的角速度和/或扭矩的旋转运动，其特征在于，包括：输入轴，其提供所述角速度和/或扭矩在旋转一周的期间内实质上恒定的旋转运动；输出轴，其所述角速度作为所述输入轴的角度的函数而变化；齿轮箱，其具备作为将所述输入轴的旋转运动向所述输出轴传递的驱动列的两对以上的齿轮(1、2、3、4)，所述两对以上的齿轮(1、2、3、4)包括与所述输入轴相关联的第一齿轮对(1、2)和与所述输出轴相关联的第二齿轮对(3、4)，所述齿轮(1、2、3、4)分别具有节圆的半径r₁(Θ)、r₂(Θ)、r₃(Θ)及r₄(Θ)，所述Θ表示连接齿轮(2)和齿轮(3)的行星轴(7)的角度位置，通过以所述齿轮(1、2、3、4)的半径至少在0≤Θ≤2π的角度范围内时满足下述不等式即r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)＞1的方式构成所述驱动列，从而在驱动循环的至少某一部分期间使所述输出轴的旋转方向反转。

在本发明的冲击工具中，当以ξ作为衰减比、以wn作为包括冲击工具和冲击工具与基体的连接在内的系统的旋转固有振动频率时，输出循环振动频率比由sqrt(2×(1-2ζ))wn定义的计算循环振动频率大。需要说明的是，上式中的“sqrt”表示平方根(square root)(以下同样)。

另外，本发明的冲击工具设计成以给定的条件与基体连接并提供具有周期性变化的角速度和/或扭矩的旋转运动，其特征在于，包括：输入轴，其提供所述角速度和/或扭矩在旋转一周的期间内实质上恒定的旋转运动；输出轴，其所述角速度作为所述输入轴的角度的函数而变化；齿轮箱，其具备作为将所述输入轴的旋转运动向所述输出轴传递的驱动列的两对以上的齿轮(1、2、3、4)，所述两对以上的齿轮(1、2、3、4)包括与所述输入轴相关联的第一齿轮对(1、2)和与所述输出轴相关联的第二齿轮对(3、4)，当以ζ作为衰减比、以wn作为包括冲击工具和冲击工具与基体的连接在内的系统的旋转固有振动频率时，输出循环振动频率比由sqrt(2×(1-2ζ))wn定义的计算循环振动频率大。

在本发明的冲击工具中，所述冲击工具与所述基体的连接由使用者提供，所述输出循环振动频率为大于14Hz的振动频率。

另外，在本发明的冲击工具中，该冲击工具用于紧固螺钉，所述输出轴的正转运动(向螺钉的紧固方向的旋转运动)引起工具部件与所述螺钉的分离，之后的反转运动引起所述工具部件与所述螺钉的再次卡合。

而且，在本发明的冲击工具中，所述冲击工具构成为使用时循环振动频率实质上大于系统整体的固有振动频率。

进一步而言，在本发明的冲击工具中，可以为了降低作用于基体(例如，正在把持的使用者)的扭矩，自由设定所述输出轴旋转的时间与所述输出轴停止的时间之比。

另外，在本发明的冲击工具中，还可以具备间接地感知输出扭矩的机构，该机构用于感知输入侧的扭矩并据此使用已知的齿轮比和关于系统的角度位置的信息而计算输出侧的扭矩。

另外，在本发明的冲击工具中，该冲击工具用于紧固螺钉，为了避免在非驱动期间彼此间隔的驱动期间内所述工具部件从所述螺钉分离而使所述输出轴的旋转角足够小。

另外，在本发明的冲击工具中，该冲击工具用于紧固螺钉，所述输出轴的反转角度构成为在驱动期间内所述工具部件与所述螺钉稍微分离后使所述工具部件与所述螺钉再次卡合。

进一步而言，在本发明的冲击工具中，所述齿轮箱所包括的旋转体(186)可以具备平衡配重部(186a)，该平衡配重部(186a)用于获取与连接齿轮(2(173))和齿轮(3(172))的行星轴(7(174))的平衡。

发明效果

根据本发明，能够提供解决了高噪音、高振动、高损耗及高磨耗这种以往的问题的冲击工具。

附图说明

图1是用于说明本实施方式的非圆形齿轮箱的结构的示意图。

图2是表示作为输入的角度Θ的函数而变化的齿轮比的曲线图。

图3是例示出以行星齿轮箱结构配置了本实施方式的非圆形齿轮的形态的图。

图4是表示通常的螺钉头和螺钉驱动钻的端面的图。

图5是例示出本实施方式的冲击工具的结构的框图。

图6是表示本实施方式的系统整体的固有振动频率与循环振动频率之间的关系的曲线图。

图7是表示本发明可采用的其他实施例的图。

图8是表示本发明可采用的另外实施例的图。

图9是表示实现本发明的非圆形行星齿轮/非圆形太阳齿轮对的一例的图。

图10是表示本实施例的冲击工具的整体结构的纵剖面右侧面图。

图11是用于说明本实施例的冲击工具的要部结构的主要部分分解立体展开图。

图12是表示本实施例的非圆形行星齿轮的图，图中的(a)表示后方侧面，而图中的(b)表示剖面。

图13是表示本实施例的带输出轴的非圆形太阳齿轮的图，图中的(a)表示后方侧面，而图中的(b)表示剖面。

图14是用于说明噪音测定方法的图。

图15是表示本发明可采用的又一其他实施例的图。

图16是例示出作为实现断续驱动的机构而通常使用的、由锤体及砧台构成的旋转机构的图。

具体实施方式

以下，利用附图说明用于实施本发明的适当的实施方式。需要说明的是，以下的实施方式对各权利要求的发明不构成限制，另外，在实施方式中说明的特征的所有组合不一定都是发明用于解决技术问题所必须的。

图5是例示本实施方式的冲击工具的结构的框图。为了达成期望的平均扭矩特性及平均速度特性，本实施方式的冲击工具例如具备通过电动机轴16与以往的齿轮箱25结合的电动机(电磁、空气压或使用其他动力的电动机)14。

设置在齿轮箱25的输入轴26向包括非圆形齿轮的非圆形齿轮箱18提供驱动力，然后非圆形齿轮箱18驱动输出轴17。该非圆形齿轮箱18的输入角速度与输出角速度之比可以表示为输入轴26的角度的函数。输出轴17通常与作为传递冲击扭矩的对象的工具部件22例如螺母或螺钉等机械式紧固件连接成能够分离。

图1是用于说明本实施方式的非圆形齿轮箱18的结构的示意图。如图1所示，非圆形齿轮箱18包括输入齿轮23及输出齿轮24，所述齿轮23、24分别具有沿着它们整周发生变化的半径。在此，以如下方式定义齿轮比。

ω₂＝Rω₁

在上式中，ω₁是通过设置在以往的齿轮箱25中的输入轴26提供的输入角速度，R是齿轮比，ω₂是输出轴17的输出角速度。在如图1所示的2齿轮驱动列中，根据对合的两个齿轮23、24在该时刻的接触点的半径比，能够如以下方式得出齿轮比。

R＝r₁/r₂

在上式中，r₁是输入齿轮23的节圆的半径，r₂是输出齿轮24的节圆的半径。通过具备作为角度Θ的函数而使半径变化的一对非圆形齿轮，能够达成作为输入的角度Θ的函数而变化的齿轮比(参照图2)，因此，将R、r₁及r₂整体替换为R(Θ)、r₁(Θ)及r₂(Θ)。

在此说明的结构中，恒定速度的输入提供相对于输入轴26的角度和时间这双方发生变化的输出速度。此外，当以T₁作为输入扭矩、以T₂作为输出扭矩时，通过T₂＝T₁/R(Θ)提供扭矩，从而根据该变化的齿轮比能够提供变化的扭矩输出。

为了保证向基体21传递的扭矩比通过输出而施加的扭矩低，输出循环振动频率设定为比sqrt(2×(1-2ζ))wn(称为“计算循环振动频率范围(Calculated Cycle Frequency Range)”)大。在上式中，ζ是衰减比，wn是包含冲击工具和冲击工具与基体21的连接在内的系统的旋转固有振动频率。对于本实施方式的冲击工具的使用者而言，该计算循环振动频率范围能够表示为比14Hz大的振动频率。

本实施方式的进一步的改良点在于上述的非圆形齿轮23、24以行星齿轮箱结构来配置。如图3所示，一对圆形齿轮1、2能够与一对非圆形齿轮3、4组合。需要说明的是，作为变形例，也可以与图3所示的结构相反，符号1、2所示的一对齿轮为非圆形齿轮，符号3、4所示的一对齿轮为圆形齿轮。而且，也可以使所有的齿轮为非圆形齿轮。

输入轴5与驱动臂6刚性连结，其结果是，当输入轴5旋转时，驱动臂6旋转相同的量。由此，行星轴7以恒定的半径围绕输入轴5的轴转圈。行星轴7被驱动臂6驱动时，其围绕自身的轴自由旋转。被驱动行星齿轮2与行星轴7刚性连结。该行星轴7的角度被称为Θ。当被驱动行星齿轮2围绕静止太阳齿轮1移动时，被驱动行星齿轮2由此相对于其轴进行旋转，从而驱动行星轴7旋转。该旋转驱动与行星轴7刚性连结的驱动行星齿轮3。接下来，驱动行星齿轮3使输出太阳齿轮4旋转，由此驱动输出轴27旋转。

图3所示的齿轮配置通过以往技术例如上述的专利文献2知晓。

这种系统的齿轮比如下所述。

R(Θ)＝1-r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)

在上式中，Θ为行星轴7的角度。若齿轮1、2、3及4为圆形，则r₁(Θ)＝r₁＝恒定，r₂(Θ)＝r₂＝恒定，r₃(Θ)＝r₃＝恒定，r₄(Θ)＝r₄＝恒定，因此，齿轮比R(Θ)＝R＝恒定。然而，在如前述那样一对齿轮形成为非圆形的情况下，R(Θ)通常作为Θ的函数而变化。另外，在某一时间范围期间，r₁(Θ)＝r₄(Θ)及r₂(Θ)＝r₃(Θ)的情况下，R(Θ)＝0，输出停止，另一方面，输入继续旋转。由此能够获得断续的驱动。

伴随输入轴5的惯性在非驱动期间中加速，在驱动期间中减速。因此，输出轴27的扭矩是例如由电动机提供的驱动扭矩和相对于惯性的减速的反作用的组合。因此，这种结构能够施加比电动机的直接驱动高的扭矩。

需要说明的是，还能够实现具有静止太阳齿轮1上的内齿轮形式和/或输出太阳齿轮4上的内齿轮形式的同样的系统。

而且，齿轮节圆半径的依存形式r_n(Θ)(n＝1、2、3、4)对输出速度的变化率带来影响。为了避免速度的急剧变化，能够选择齿轮节圆半径的依存形式，使速度十分慢地增大。通过使速度较慢地增大，能够避免非常高的加速，所以其结果是可降低噪音及振动。

作为其他可采用的变更形态，还包括以在循环中的Θ＝Θ_rev1到Θ＝Θ_rev2(0≤Θ_rev1，Θ_rev2≤2π)的某一角度或某一角度范围内成为r₁(Θ)·r₃(Θ)＞r₂(Θ)·r₄(Θ)，在若干个点上成为r₁(Θ)·r₃(Θ)＜r₂(Θ)·r₄(Θ)的方式，选择节圆半径的情况(即，当在0≤Θ≤2π的角度范围时，包括r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)＞1的情况和r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)＜1的情况)。于是，当满足Θ_rev1＜Θ＜Θ_rev2时，能够始终获得使旋转方向反转的输出。这可以用于向木材拧入螺钉等用途。在螺钉的拧入过程中，拧入螺钉的连续驱动有时会引起输出轴·界面(常被称为“钻头”)与被驱动部分(螺钉头)间的连接相分离的情况，这是在该技术领域中称为“脱离咬合(cam-out)”的公知现象。在本发明中，最初，通过在各个驱动循环中仅前进少量，从而避免了在所给的循环中的钻头与螺钉头的分离。而且，在非驱动中，通过反转某一角度，使钻头与螺钉头再次卡合，从而限制或防止多个循环中的脱离咬合。这种状态在图4中示出。在图4中，示出了一般的螺钉头8和螺钉驱动钻9的端面图。它们在最初充分对位，在驱动中它们开始分离，在驱动期间后，通过反转而容易再次卡合。

电动机14可以考虑能够利用某种方法例如电磁场或空气压向壳体15传递扭矩的结构。所述电动机14经由某一连结轴(电动机轴16)来驱动前述类型中的一种类型的非圆形齿轮箱18。该非圆形齿轮箱18以机械方式或其他方式与壳体15及输出轴17连接，而后与某一工具部件22连接。

考虑到从某一个驱动期间开始到下一个驱动期间为止所花费的全部时间，能够达成向基体21传递的最大扭矩的输出轴17的“循环周期”(它的倒数为“循环振动频率”)的利益。该系统被视作近似于扭簧12及扭转减振器13的系统，利用例如人的手腕固定在基体21上，在具有某种旋转惯性的情况下，系统整体的固有振动频率与循环振动频率间的关系决定施加在基体21上的最大扭矩。在循环振动频率无限的极端的壳体中，基体21承受与工具部件22所承受的扭矩相同的最大扭矩。当限制循环振动频率与系统的固有振动频率时，基体21承受的最大扭矩进一步增大。然而，当循环振动频率增大到超过系统整体的固有振动频率时，基体21承受的扭矩比最大扭矩低。

图6表示固有振动频率14Hz下的该效果，y轴表示定义成输出的力与输入的力的比的“传递率”，以dB来表示。因此，通过适当选择齿轮形式，能够以达成该有利的工作特性的方式选择循环振动频率。而且，所传递的扭矩的大小由输出轴17旋转的时间与输出轴17停止的时间之比来决定。由于所有冲击须保存在基体21与工具部件22之间，所以当以短时间向工具部件22施加高扭矩时，能够使其与经过更长时间地施加到基体21上的非常低的扭矩相平衡。即，为了降低作用于基体的扭矩，本实施方式的冲击工具通过具备可自如设定输出轴17旋转的时间与输出轴17停止的时间之比的机构，从而能够控制输出侧的扭矩。

作为上述的实施方式的其他优点，具有在输入与输出之间始终达成啮合的情况。与输入扭矩和输出扭矩之间不存在相关关系的以往的冲击工具不同，根据本实施方式的结构在输入扭矩与输出扭矩之间存在相关关系。由此，能够感知输入侧的扭矩，并据此使用既知的齿轮比与关于系统的角度位置的信息来计算输出侧的扭矩。即，本实施方式的冲击工具通过进一步具备间接感知输出扭矩的机构，能够计算输出侧的扭矩。

上述的这些机构例如在控制施加到紧固件上的扭矩时是有用的。在使用电磁电动机的情况下，能够根据关于电流及电压的信息获得电动机的扭矩。因此，作为本实施方式的一例，本发明包含电子扭矩传感检测。

上述的本实施方式的一个优点在于，由于去除了冲击机构且输出轴更加平缓地加速，所以与既存的冲击工具相比，能够降低噪音。同样，本实施方式能够降低因装置产生的振动。而且，将高损耗的碰撞及滑动接触替换为齿轮的滚动接触，由此，本实施方式可实现低损耗。这还可以带来低磨耗的优点，且进而产生使用寿命长的优点。

作为本领域技术人员可以理解的是，上述的本实施方式的冲击工具能够普遍地对包括旋具·钻具及冲击·旋具的动力工具带来益处。而且，在需要旋转往复动作的情况下，例如对于灌木切割机(修剪机)而言，可以使用这种系统。

另外，例如，通过使用齿轮·齿条而实现单纯的“旋转-直线”变换，本实施方式还能够适用于其他装置，尤其可适用于往复动作锯装置。

而且，本实施方式的其他优点在于，在本实施方式的装置特性中，对于电动机及齿轮箱的给定组合，能够实现比旋具·钻具等以往技术的直接驱动装置高的输出扭矩，由此，在扭矩相等的情况下能够减小装置的大小。本实施方式的冲击机构的使用再与旋具·钻具等的直接驱动装置相比时，对于给定的输出扭矩，能够降低由装置施加到机械性的“基体(例如使用者)”的扭矩。而且，在(使用钻头进行的螺钉的拧入等)可能丧失接触的用途中，通过反转可实现钻头与螺钉头之间的再次卡合，由此能够避免丧失卡合。

以上，虽然对本发明的优选的实施方式进行了说明，但是，本发明的技术范围不局限于上述实施方式中记载的范围。在上述实施方式中，可以实现多种变更或改良。

例如，图7示出了如下的特定实施方式，该实施方式适合用于包括作为已知为冲击·旋具这种类型的动力工具的代替工具而使用的情况的多个用途。输入轴71驱动旋转体78，在该旋转体78中安装有行星轴74，行星轴74围绕其本身的轴而自由旋转。在行星轴74上安装有圆形行星齿轮73及非圆形行星齿轮72。所述齿轮72、73相互连接，在需要从齿轮箱提供一定程度的扭矩能力的情况下，优选通过一体形成而实现连接。圆形行星齿轮73在与机械装置·基体连接的圆形太阳齿轮76的作用下旋转。因此，非圆形行星齿轮72由圆形行星齿轮73驱动。其结果是，非圆形行星齿轮72驱动非圆形太阳齿轮75。该非圆形太阳齿轮75与输出轴77连接且驱动输出轴77。

图7所示的实施方式与图3所示的结构相比具有一定程度的优点。不在机构的输入轴71端、而在输出轴77端将圆形太阳齿轮76与基体连接，能够实现在旋转体78内的两端支承行星轴74。通过在旋转体78内的两端支承行星轴74，对于施加到行星轴74上的给定力矩，能够降低行星轴74两端的垂直负载，从而能够形成更高强度的齿轮箱，实现更轻更紧凑的齿轮箱结构。而且，该结构无需在所述齿轮72、73之间收容轴承，能够使圆形行星齿轮73和非圆形行星齿轮72作为单一部件形成。由于在所述的齿轮72、73之间传递一定程度的扭矩，所以利用该结构能够提高该单元的强度。

在输入轴上需要安装追加的减速齿轮箱的情况下，还存在使系统整体的大小减小的可能性。图8所示的其他实施方式表示在旋转体86上直接设置的追加的减速齿轮箱。输入轴85驱动太阳齿轮81，太阳齿轮81作用于一个或多个行星齿轮82，行星齿轮82在与基体连接的圆形内齿轮84内移动。行星齿轮82的轴83提供旋转体86围绕轴的旋转驱动。另外，可以在旋转体86上适当地设置轴83。与在图3所示的结构的输入部分安装追加的独立的减速齿轮箱的情况相比，这种情况可实现一定程度的简单化且减小大小。

在利用以往技术的冲击·旋具将4.5×90mm的螺钉拧入干燥的松木的情况下，可知在拧入的中间点(螺钉的约45mm拧入木材中时)，一般利用锤体碰撞1次使螺钉产生90度旋转。1次碰撞所需的时间为15ms，因此，该脉冲列的振动频率为67Hz。这比工具/使用者系统的固有振动频率高很多。另外，传递到使用者的扭矩是将施加到螺钉的扭矩时间平均化的值。因此，使用者不会承受施加到螺钉上的高扭矩·脉冲。而且，可以知晓的是，通常的冲击·旋具的分析是在最差情形下的脱离咬合条件下一般使钻头相对于螺钉反转10度。

通过选择适当的非圆形齿轮形式及圆形齿轮大小，对于前述的以往技术的冲击·旋具的工作特性，使用本发明在齿始终保持卡合的(无碰撞的)齿轮箱内也能够成为同样的工作特性。图9示出了达成上述情况的非圆形行星齿轮91/非圆形太阳齿轮92对的一例。所述的齿轮91、92具有实质上同样的模块的14个齿。能够将所述的齿轮91、92在图7或图8所示类型的齿轮箱内与行星∶太阳比＝0.765的圆形齿轮(例如，节圆直径13mm的圆形行星齿轮和节圆直径17mm的圆形太阳齿轮)组合。该结构使输出轴(图7的符号77及图8的符号87)正转95度，然后使所述输出轴77、87反转10度。

需要说明的是，关于上述的输出轴77、87的正转角度和反转角度，是根据构成本发明的齿轮组的结构条件等而变化的。例如，输出轴77、87的反转角度一般为10度左右的情况仅为例示出的代表性的数值。通过在该发明思想的范围内对本发明的结构部件进行适当变更，能够对本发明的冲击工具的工作特性进行各种设定上的变更。

在利用图7所示的结构实施这些形式时，当以1556rpm驱动输入轴71时，输出轴77的驱动/反转循环以34Hz的频率进行。该结构在不进行以往技术中的装置的碰撞的情况下进行工作就能够达成目的，从而在操作中达成了更低的噪音水平。

或者，也可以使用图8所示的结构。在圆形太阳齿轮81的节圆直径为5mm、圆形行星齿轮82的节圆直径为17.5mm、圆形内齿轮84的节圆直径为40mm的情况下，输入轴85与旋转体86之间达成9∶1的减速比。因此，在使输入轴85以14000rpm(同样的动力工具所采用的以往技术中电动机的非异常速度)进行旋转的情况下，驱动/反转循环以34Hz的频率进行。

因此，与旋具·钻头相比，能够达成冲击·旋具的有益的特性。这些有益的特性包括：同样的螺钉拧入时间、少产生脱离咬合、施加于螺钉较高的最大扭矩及施加于使用者较低的最大扭矩、以及相对于给定的扭矩输出减小尺寸。而且，与冲击·旋具相比，能够实现大幅度降低噪音、降低振动以及提高效率和降低磨耗。

需要说明的是，在上述的实施方式中，利用图4等对限制及防止多个循环中出现的脱离咬合现象的机构进行了说明。即，在本实施方式中，最初，通过在各个驱动循环中仅进行少量的正转运动，从而避免在给定的循环中钻头与螺钉头分离。而且，即使在驱动中它们开始分离，也能够在驱动期间之后利用反转容易地使其再次卡合。另外，说明了所述的动作通过设置在非圆形齿轮箱18内的始终啮合的2齿轮驱动列等来实现的情况。不过，在上述的实施方式中，能够增加进一步的适当的改良，例如，为了避免在驱动期间中工具部件从螺钉分离，优选构成为使非驱动期间彼此间隔的输出轴的旋转角足够小。另外，作为其他的改良例，输出轴的反转角度优选设定成在驱动期间中工具部件与螺钉稍微分离后使工具部件与螺钉再次卡合。利用这种改良，能够可靠地防止脱离咬合现象。

另外，利用图7及图8等例示出的结构只是例示了本发明可采用的一形态。本发明在具有上述的基本结构，发挥同样的作用效果的范围内，能够采用各种变形形态。例如，作为图7所示的实施方式的变形例由图15示出。在由图15表示的实施方式中，与图7的区别在于，非圆形行星齿轮72及非圆形太阳齿轮75配置在输出轴77侧，圆形行星齿轮73及圆形太阳齿轮76配置在输入轴71侧这一点。在图15所示的实施方式中，在输入轴71的前端设置有旋转体78。当输入轴71驱动旋转体78时，安装在旋转体78上的行星轴74进行行星运动。该行星轴74围绕其本身的轴而自由地旋转。另外，在行星轴74上安装有非圆形行星齿轮72及圆形行星齿轮73。这些齿轮72、73相对于行星轴74相互连接固定。圆形行星齿轮73在与机械装置·基体连接的圆形太阳齿轮76的作用下旋转。因此，非圆形行星齿轮72随着圆形行星齿轮73的旋转运动而被驱动旋转。其结果是，非圆形行星齿轮72驱动非圆形太阳齿轮75。由于输出轴77与该非圆形太阳齿轮75连接，所以输出轴77随着非圆形太阳齿轮75的旋转驱动而被驱动旋转。需要说明的是，在图15所示的实施方式中，由于非圆形行星齿轮72以相对于非圆形太阳齿轮75处于对称位置的方式配置多个，所以具有旋转运动的平衡好的优点。

根据权利要求书的记载可以明确的是，进行了这种变更或改良的形态也包含在本发明的技术范围内。

接下来，使用图10～图13说明将利用图7及图8例示出的实施方式具体适用于冲击工具的实施例。在此，图10是表示本实施例的冲击工具的整体结构的纵剖面右侧面图。另外，图11是用于说明本实施例的冲击工具的要部结构的主要部分的分解立体展开图。而且，图12是表示本实施例的非圆形行星齿轮的图，图13是表示本实施例的带有输出轴的非圆形太阳齿轮的图，各图中的(a)表示后方侧面，图中的(b)表示剖面。

如图10及图11所示，本实施例的冲击工具100是电池式的冲击工具100，其具备：收容电动机111等驱动源的外壳110、在外壳110的下端部设置成拆装自如而对该电动机111进行驱动电力的供给的电池组130。

外壳110包括：外壳上部体110a，其收容电动机111和相当于上述的本实施方式的非圆形齿轮箱18的驱动机构部115；外壳中央体110b，其受到使用者的把持；外壳下部体110c，其具备与电池组130连接的连接机构。从外壳下部体110c经由外壳中央体110b到外壳上部体110a，实施了电力配线，充到电池组130中的驱动电力能够向电动机111供给。另外，在外壳中央体110b的上方前面侧设置有操作开关112，把持外壳中央体110b的使用者能够对该操作开关112进行适当的操作。

设置在电动机111的前方的驱动机构部115具体地实现了利用图7及图8说明的本发明的机构。即，本实施例的驱动机构部115具备：与电动机111所具备的电动机轴111a连接的太阳齿轮181、在该太阳齿轮181的周围啮合连接的两个行星齿轮182、182、包围两个行星齿轮182、182的外周的圆形内齿轮184。当通过向电动机111供给电力而使电动机轴111a旋转时，电动机轴111a驱动太阳齿轮181，太阳齿轮181作用于两个行星齿轮182、182，行星齿轮182、182在与作为机械装置·基体的外壳上部体110a连接的圆形内齿轮184内移动。

在两个行星齿轮182、182的前方设置有旋转体186。行星齿轮182的轴183与该旋转体186连接，提供旋转体186的围绕轴的旋转驱动。

在从旋转体186的旋转中心偏心的位置设置行星轴174。该行星轴174以收容于旋转体186的内部的形式设置，行星轴174的双方的轴端部由设置在旋转体186内的滚针轴承等轴承174a、174b轴支承。

另外，在行星轴174上，在前方侧的轴端部安装有圆形行星齿轮173，在后方侧的轴端部安装有非圆形行星齿轮172。所述的齿轮172、173彼此刚性连接，而且，能够围绕行星轴174的轴而自由地旋转。

圆形行星齿轮173与固定连接于作为机械装置·基体的外壳上部体110a的圆形太阳齿轮176啮合。即，当旋转体186利用两个行星齿轮182、182的旋转而被驱动旋转时，行星轴174围绕圆形太阳齿轮176转圈，其结果是，圆形行星齿轮173在该固定设置的圆形太阳齿轮176的周围边自转的同时还进行公转。

随着圆形行星齿轮173的上述旋转驱动，非圆形行星齿轮172也同样地被驱动旋转。由于与输出轴177连接的非圆形太阳齿轮175与该非圆形行星齿轮172啮合，所以非圆形太阳齿轮175与非圆形行星齿轮172的旋转驱动对应地被驱动旋转，作为其结果，输出轴177被驱动旋转。需要说明的是，与非圆形太阳齿轮175连接的输出轴177的旋转轴中心与旋转体186的旋转中心轴重叠。另外，输出轴177的后方侧的轴端部由设置在旋转体186内的轴承支承，前方侧的轴端部与钻头架179连接。因此，设置在钻头架179上的旋具等工具与输出轴177的旋转驱动对应地旋转，从而能够对外部实施作业。

需要说明的是，如上所述，旋转体186伴随行星齿轮182的行星运动而被驱动旋转，但在其内部设置的行星轴174偏心设置。另外，在行星轴174上设置有非圆形行星齿轮172和圆形行星齿轮173这种重量部件。因此，为了使旋转体186适当地进行旋转运动，需要设置用于获得与行星轴174等重量部件相平衡的平衡配重。因此，在本实施例的旋转体186中，如图11所示，采用了将旋转体的主体中央部分形成为半切割结构，在与行星轴174的设置位置对置的位置设置由半切割结构构成的平衡配重部186a的结构。通过设置该平衡配重部186a，旋转体186能够稳定地进行旋转运动，从而能够实现具有稳定操作性的冲击工具100。

接下来，参照图10说明本实施例的冲击工具100的动作。

在本实施例的冲击工具100中，利用电动机111的驱动而驱动电动机轴111a旋转，该电动机轴111a的旋转力使太阳齿轮181旋转。当太阳齿轮181旋转时，设置在太阳齿轮181与圆形内齿轮184之间的两个行星齿轮182、182进行行星运动。由于行星齿轮182所具有的轴183与旋转体186连接，所以通过两个行星齿轮182、182进行行星运动而驱动旋转体186旋转。

当旋转体186被驱动旋转时，在与外壳上部体110a固定连接的圆形太阳齿轮176的作用下，圆形行星齿轮173旋转，与该圆形行星齿轮173刚性连接的非圆形行星齿轮172也与圆形行星齿轮173同样进行旋转驱动。由于非圆形行星齿轮172和圆形行星齿轮173设置在设于旋转体186的内部的行星轴174上，所以这两个齿轮172、173在围绕行星轴174的轴自由地旋转的同时，围绕旋转体186的旋转中心轴进行转圈运动。

在以如上方式进行行星运动的非圆形行星齿轮172上啮合有非圆形太阳齿轮175，并且在该非圆形太阳齿轮175上连接有输出轴177。此外，由于非圆形太阳齿轮175对应于非圆形行星齿轮172的行星运动而旋转，所以其旋转驱动力能够传递到输出轴177，从而能够向外部提供给定的扭矩。

需要说明的是，如在上述的实施方式中说明的那样，在本实施例的冲击工具100中，也是在两个非圆形齿轮即非圆形行星齿轮172及非圆形太阳齿轮175的作用下，输出轴177进行正转并且在规定的循环期间进行反转动作。通过该动作，可获得防止脱离咬合等良好的效果。

而且，本实施例的冲击工具100与具备锤体10等的以往的冲击工具不同，由于具备利用多个非圆形齿轮实现作为冲击工具的机构的结构，所以具有负载使用时低噪音这种良好的优点。该优点能够根据图14及表1所示的、使用以往的冲击工具和本实施例的冲击工具100产生的噪音的比较测定的分析结果而得到明确。在此，图14是用于说明噪音测定方法的图。

此次实施的噪音测定方法是对由干燥美松(Dry Pine)构成的试验片190中紧固

4.5×90mm的木螺钉时产生的噪音进行测定的方法。噪音的测定位置是在冲击工具的后方、左方、上方及下方距离冲击工具1m的位置。需要说明的是，当测定噪音时，通过附加A特性频率加权声压水平(A weighted sound pressure level)来进行测定。另外，在噪音测定中使用的冲击工具是利用图10等说明的本实施例的冲击工具100和以上述专利文献1为代表的以往的具备锤体10等的冲击工具。根据以上的条件测定的噪音的测定结果如表1所示。需要说明的是，表1是对有负载时的噪音的测定结果进行比较的表。

[表1]

表1 负载时的噪音的比较

根据表1可以明确的是，与以往技术的冲击工具(冲击·旋具)相比，本实施例的冲击工具100在所有测定位置均为低噪音水平。另外，即使比较测定到的噪音结果的平均值，也因相差5.0dB(A)而使得本实施例的冲击工具100实现低噪音，从而确认出本发明的优越性。

符号说明

1 静止太阳齿轮、2 被驱动行星齿轮、3 驱动行星齿轮、4 输出太阳齿轮、5 输入轴、6 驱动臂、7 行星轴、8 螺钉头、9 螺钉驱动钻、10 锤体、11 砧台、12 扭簧、13 扭转减振器、14 电动机、15 壳体、16 电动机轴、17 输出轴、18 非圆形齿轮箱、21 基体、22 工具部件、23 输入齿轮、24 输出齿轮、25 (以往的)齿轮箱、26 输入轴、27 输出轴、71 输入轴、72 非圆形行星齿轮、73 圆形行星齿轮、74 行星轴、75 非圆形太阳齿轮、76 圆形太阳齿轮、77输出轴、78 旋转体、81 太阳齿轮、82 行星齿轮、83 轴、84 圆形内齿轮、85 输入轴、86 旋转体、87 输出轴、91 非圆形行星齿轮、92 非圆形太阳齿轮、100 冲击工具、110 外壳、110a 外壳上部体、110b 外壳中央体、110c 外壳下部体、111 电动机、111a 电动机轴、112 操作开关、115 驱动机构部、130 电池组、172 非圆形行星齿轮、173 圆形行星齿轮、174 行星轴、174a、174b 轴承、175 非圆形太阳齿轮、176 圆形太阳齿轮、177 输出轴、179 钻头架、181 太阳齿轮、182 行星齿轮、183 轴、184 圆形内齿轮、186 旋转体、186a平衡配重部、190 试验片。

Claims

1.一种冲击工具，其设计成以给定的条件与基体连接并提供具有周期性变化的角速度和/或扭矩的旋转运动，其特征在于，包括：

输入轴，其提供所述角速度和/或扭矩在旋转一周的期间内实质上恒定的旋转运动；

输出轴，其所述角速度作为所述输入轴的角度的函数而变化；

齿轮箱，其具备作为将所述输入轴的旋转运动向所述输出轴传递的驱动列的两对以上的齿轮(1、2、3、4)，所述两对以上的齿轮(1、2、3、4)包括与所述输入轴相关联的第一齿轮对(1、2)和与所述输出轴相关联的第二齿轮对(3、4)，

所述齿轮(1、2、3、4)分别具有节圆的半径r₁(Θ)、r₂(Θ)、r₃(Θ)及r₄(Θ)，

所述Θ表示连接齿轮(2)和齿轮(3)的行星轴(7)的角度位置，

通过以所述齿轮(1、2、3、4)的半径至少在0≤Θ≤2π的角度范围内时满足下述不等式即r₁(Θ)·r₃(Θ)/r₂(Θ)·r₄(Θ)＞1的方式构成所述驱动列，从而在驱动循环的至少某一部分期间使所述输出轴的旋转方向反转。

2.根据权利要求1所述的冲击工具，其特征在于，

当以ξ作为衰减比、以wn作为包括冲击工具和冲击工具与基体的连接在内的系统的旋转固有振动频率时，

输出循环振动频率比由sqrt(2×(1-2ζ))wn定义的计算循环振动频率大。

3.一种冲击工具，其设计成以给定的条件与基体连接并提供具有周期性变化的角速度和/或扭矩的旋转运动，其特征在于，包括：

当以ζ作为衰减比、以wn作为包括冲击工具和冲击工具与基体的连接在内的系统的旋转固有振动频率时，

4.根据权利要求2或3所述的冲击工具，其特征在于，

所述冲击工具与所述基体的连接由使用者提供，

所述输出循环振动频率为大于14Hz的振动频率。

5.根据权利要求1至4中任意一项所述的冲击工具，其特征在于，

该冲击工具用于紧固螺钉，

所述输出轴的正转运动引起工具部件与所述螺钉的分离，之后的反转运动引起所述工具部件与所述螺钉的再次卡合。

6.根据权利要求1至5中任意一项所述的冲击工具，其特征在于，

所述冲击工具构成为使用时循环振动频率实质上大于系统整体的固有振动频率。

7.根据权利要求1至6中任意一项所述的冲击工具，其特征在于，

为了降低作用于基体的扭矩，自由设定所述输出轴旋转的时间与所述输出轴停止的时间之比。

8.根据权利要求1至7中任意一项所述的冲击工具，其特征在于，

还具备间接地感知输出扭矩的机构，该机构用于感知输入侧的扭矩并据此使用已知的齿轮比和关于系统的角度位置的信息而计算输出侧的扭矩。

9.根据权利要求5所述的冲击工具，其特征在于，

该冲击工具用于紧固螺钉，

为了避免在非驱动期间彼此间隔的驱动期间内所述工具部件从所述螺钉分离而使所述输出轴的旋转角足够小。

10.根据权利要求5所述的冲击工具，其特征在于，

该冲击工具用于紧固螺钉，

所述输出轴的反转角度构成为在驱动期间内所述工具部件与所述螺钉稍微分离后使所述工具部件与所述螺钉再次卡合。

11.根据权利要求1或2所述的冲击工具，其特征在于，

所述齿轮箱所包括的旋转体(186)具备平衡配重部(186a)，该平衡配重部(186a)用于获取与连接齿轮(2(173))和齿轮(3(172))的行星轴(7(174))的平衡。