JP2008188733A

JP2008188733A - Impact power tool

Info

Publication number: JP2008188733A
Application number: JP2007027285A
Authority: JP
Inventors: Younosuke Aoki; 陽之介青木
Original assignee: Makita Corp
Current assignee: Makita Corp
Priority date: 2007-02-06
Filing date: 2007-02-06
Publication date: 2008-08-21
Anticipated expiration: 2027-02-06
Also published as: JP4815362B2; CN100575003C; CN101239460A

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a technique contributing to reduction of impact force caused by rebound of a bit after striking operation in an impact power tool. <P>SOLUTION: The impact power tool 101 has: a tool body 103; hammer operating members 119, 145 carrying out striking operation; a striker 143 applying a striking effect to the hammer operating members 119, 145; a weight 163 transmitted with reaction force from the hammer operating members 119, 145 in a reaction force transmitting position when the hammer operating members carry out hammer work; and an elastic element 165 pushed and elastically deformed by the weight 163 moved rearward by the transmitted reaction force and absorbing the reaction force. It is composed such that a resonance frequency when regarding the weight and the elastic element as a spring-mass system model is half or more of a striking frequency applied to the hammer operating members by the striker. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、被加工材に直線状のハンマ作業を行う衝撃式作業工具において、ハンマ作業の際に被加工材から受ける反力を緩和する技術に関する。 The present invention relates to a technique for alleviating a reaction force received from a workpiece during a hammer operation in an impact-type work tool that performs a linear hammer operation on the workpiece.

特開平８−３１８３４２号公報（特許文献１）には、ハンマドリルにおいて、打撃動作後のビットの跳ね返りによる衝撃力を緩和する技術が開示されている。特許文献１に記載のハンマドリルでは、本体側部材であるシリンダの軸方向端面と、ビットに打撃を加える中間子としてのインパクトボルトとの間にラバーリング（緩衝部材）が介在されている。そしてビットの打撃動作後、当該被加工材から受ける反力でビットが跳ね返り、インパクトボルトがラバーリングに衝突したとき、当該ラバーリングが撓むことによって衝撃力を緩和する構成である。一方、ラバーリングは、ハンマ作業時における被加工材に対するハンマドリル本体の位置決め部材としても機能する。すなわち、ビットの打撃動作中は、使用者がハンマドリル本体に前方への押圧力を加えることで、ビットの先端を被加工材に押し付けた状態を維持する（ビットを打撃位置に保持する）が、このときのビットの押し付け力を本体側部材であるシリンダがラバーリングを介して受ける構成である。 Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-318342 (Patent Document 1) discloses a technique for alleviating the impact force caused by the bounce of a bit after a hitting operation in a hammer drill. In the hammer drill described in Patent Document 1, a rubber ring (buffer member) is interposed between an axial end surface of a cylinder, which is a main body side member, and an impact bolt as an intermediate that strikes the bit. And after a bit hit | damage operation | movement, when a bit rebounds with the reaction force received from the said workpiece and an impact bolt collides with a rubber ring, the said rubber ring will bend, and the impact force will be relieved. On the other hand, the rubber ring also functions as a positioning member for the hammer drill body with respect to the workpiece during hammering. That is, during the biting operation of the bit, the user maintains the state where the tip of the bit is pressed against the workpiece by applying a forward pressing force to the hammer drill body (holding the bit at the hitting position) In this configuration, the cylinder as the main body side receives the pressing force of the bit at this time via the rubber ring.

上述したように、従来のラバーリングは、ハンマ作業時において、ビットの跳ね返りによる衝撃力を緩和する機能と、ハンマドリルの位置決め機能とを併有するものである。ビットの跳ね返りを緩衝するには、ラバーリングは柔らかいほうがよい。他方、ハンマドリルの位置決めをよくするにはラバーリングは硬いほうがよい。つまり従来のラバーリング構造では、当該ラバーリングには異なる性質が求められることになり、両機能を満足するような硬度に設定することが困難である、という点でなお改良の余地がある。
特開平８−３１８３４２号公報 As described above, the conventional rubber ring has both the function of reducing the impact force caused by the bounce of the bit and the positioning function of the hammer drill during the hammering operation. The rubber ring should be soft to buffer the bounce of the bit. On the other hand, the rubber ring should be hard to improve the positioning of the hammer drill. In other words, in the conventional rubber ring structure, different properties are required for the rubber ring, and there is still room for improvement in that it is difficult to set the hardness to satisfy both functions.
JP-A-8-318342

本発明は、かかる点に鑑み、衝撃式作業工具において、打撃動作後のビットの跳ね返りによる衝撃力の低減に資する技術を提供することを目的とする。 In view of this point, an object of the present invention is to provide a technique that contributes to a reduction in impact force due to rebounding of a bit after an impact operation in an impact work tool.

上記課題を達成するため、本発明に係る衝撃式作業工具の好ましい形態は、工具本体と、工具本体の先端領域に配置されるとともに、長軸方向に直線運動することで被加工材に対して所定のハンマ作業をするハンマ作動部材と、工具本体の長軸方向に直線運動することでハンマ作動部材に打撃作用を加える打撃子とを有する。なお本発明における「所定のハンマ作業」とは、ハンマ作動部材が直線状の打撃動作のみを行うハンマ作業のみならず、直線状の打撃動作と周方向の回転動作とを行うハンマドリル作業を包含する。また本発明における「ハンマ作動部材」とは、典型的には、工具ビットおよび当該工具ビットに当接した状態で打撃力を伝達するインパクトボルトがこれに該当する。 In order to achieve the above object, a preferred form of the impact type work tool according to the present invention is arranged on the tool body and the tip region of the tool body and moves linearly in the long axis direction with respect to the workpiece. A hammer actuating member that performs a predetermined hammering operation and a striker that applies a striking action to the hammer actuating member by linearly moving in the longitudinal direction of the tool body. The “predetermined hammer work” in the present invention includes not only a hammer work in which the hammer actuating member performs only a linear striking operation, but also a hammer drill work in which a straight striking operation and a circumferential rotation operation are performed. . The “hammer actuating member” in the present invention typically corresponds to a tool bit and an impact bolt that transmits a striking force in contact with the tool bit.

本発明の衝撃式作業工具は、ハンマ作動部材が被加工材にハンマ作業をする際に、ハンマ作動部材と直接に当接した状態に置かれるか、または硬質金属製の介在物を介してハンマ作動部材と当接した状態に置かれるところの反力伝達位置において、ハンマ作動部材からの反力が伝達されるウェイトと、伝達された反力によって反力伝達位置から後方へと移動するウェイトに押されて弾性変形し、これによって当該ウェイトに伝達された反力を吸収する弾性要素とを有する構成とされる。そして本発明の好ましい形態によれば、ウェイトと弾性要素をバネマス系モデルとみなした場合の共振周波数が打撃子によってハンマ作動部材に加えられる打撃周波数の１／２以上となるように構成されている。なお本発明における「ウェイト」は、典型的には、筒状部材によって形成されるが、周方向において互いに分離された複数の部材から構成する態様を包含する。また「弾性要素」としては、典型的にはバネがこれに該当するが、ゴムを適用してもよい。 The impact type work tool of the present invention is placed in a state where the hammer actuating member is in direct contact with the hammer actuating member when the hammer actuating member is subjected to hammering work, or via a hard metal inclusion. In the reaction force transmission position that is placed in contact with the operating member, a weight that transmits the reaction force from the hammer operating member and a weight that moves backward from the reaction force transmission position by the transmitted reaction force The elastic element is configured to be elastically deformed by being pushed and thereby absorb the reaction force transmitted to the weight. And according to the preferable form of this invention, it is comprised so that the resonance frequency at the time of considering a weight and an elastic element as a spring mass type | mold model may become 1/2 or more of the striking frequency applied to a hammer operation member by a striking element. . Note that the “weight” in the present invention is typically formed by a cylindrical member, but includes an aspect in which the weight is constituted by a plurality of members separated from each other in the circumferential direction. The “elastic element” typically corresponds to a spring, but rubber may be applied.

ハンマ作業時において、ハンマ作動部材は打撃動作後に被加工材から反力を受けて跳ね返る。本発明によれば、ハンマ作動部材が被加工材から受ける反力につき、ウェイトが当該ハンマ作動部材に直接に当接した状態に置かれるか、または硬質の金属製の介在物を介して当接した状態に置かれるところの反力伝達位置において、ハンマ作動部材からウェイトへと伝達される構成としたものであり、当該反力がほぼ１００％伝達されることになる。換言すれば、ハンマ作動部材とウェイトとの間で運動量が交換される形態での反力の伝達であり、この反力の伝達によりウェイトは反力の作用方向である後方へと移動する。そして後方へと移動するウェイトの反力は、当該ウェイトが弾性要素を弾性変形させることで吸収される。すなわち、本発明によれば、ハンマ作動部材に生ずる跳ね返りによる反力を、ウェイトの後方への移動と、当該ウェイトの移動による弾性要素の弾性変形によって吸収することができ、これにより衝撃式作業工具の低振動化が実現される。 During the hammering operation, the hammer actuating member bounces upon receiving a reaction force from the workpiece after the striking operation. According to the present invention, with respect to the reaction force received by the hammer operating member from the workpiece, the weight is placed in direct contact with the hammer operating member, or is contacted via a hard metal inclusion. The reaction force is transmitted from the hammer operating member to the weight at the reaction force transmission position where the reaction force is placed, and the reaction force is transmitted almost 100%. In other words, the reaction force is transmitted in a form in which the momentum is exchanged between the hammer actuating member and the weight. The transmission of the reaction force causes the weight to move backward in the direction in which the reaction force acts. Then, the reaction force of the weight moving backward is absorbed by the weight elastically deforming the elastic element. That is, according to the present invention, the reaction force caused by the rebound generated in the hammer operating member can be absorbed by the rearward movement of the weight and the elastic deformation of the elastic element due to the movement of the weight. Of low vibration is realized.

なお衝撃式作業工具によるハンマ作業は、使用者が工具本体に前方への押圧力を加えてハンマ作動部材の先端を被加工材に押し付けた負荷状態（被加工材に対して衝撃式作業工具を位置決めした状態）で行われる。このとき、ハンマ作動部材は、駆動機構によって駆動される位置、すなわち打撃子がハンマ作動部材を打撃する打撃位置に保持される。本発明における「反力伝達位置」とは、駆動部材によってハンマ作動部材が駆動されたとき、ハンマ作動部材とウェイトが直接に接触しているか、または介在物を介して接触しているかを問わず、当該ハンマ作動部材に発生した被加工材からの反力がハンマ作動部材からウェイトに伝達される位置であり、したがって上記の打撃位置とほぼ同位置である。 In addition, hammer work using an impact-type work tool is a load state in which the user applies a forward pressing force to the tool body and presses the tip of the hammer operating member against the work material (the impact work tool is applied to the work material). This is done in a positioned state). At this time, the hammer actuating member is held at the position driven by the drive mechanism, that is, the striking position where the striker strikes the hammer actuating member. The “reaction force transmission position” in the present invention refers to whether the hammer operating member and the weight are in direct contact with each other when the driving member is driven by the driving member or through the inclusion. This is the position where the reaction force from the workpiece generated in the hammer operating member is transmitted from the hammer operating member to the weight, and is therefore substantially the same as the striking position.

ハンマ作動部材によるハンマ作業時においては、上述のように、ハンマ作動部材に生ずる跳ね返りによる反力によってウェイトが後方へと移動され、当該ウェイトの移動に伴い弾性要素が弾性変形してウェイトに伝達された反力を吸収する。そしてウェイトは、弾性要素の復元力によりハンマ作動部材から反力が伝達された位置、すなわち反力伝達位置へと戻される。ところが、ウェイトが反力を受けて反力伝達位置から後方へと移動してから元の位置に戻るまでの途中の領域でハンマ作動部材に対する打撃子による次回の打撃動作が行われた場合には、ウェイトおよび弾性要素が正常に機能しないこととなる。
本発明の衝撃式作業工具の好ましい形態によれば、ウェイトと弾性要素をバネマス系モデルとみなした場合の共振周波数が、打撃子によってハンマ作動部材に加えられる打撃周波数の１／２以上となるように構成したことにより、ハンマ作動部材から伝達される反力で後方へと移動されたウェイトを、打撃子による次回の打撃動作が行われる前の時点で元の反力伝達位置まで戻すことができる。このため、打撃子の１打撃ごとにウェイトおよび弾性要素を確実に作動することができることになり、これにより振動低減性能を向上することができる。 At the time of hammering by the hammer operating member, as described above, the weight is moved backward by the reaction force caused by the rebound generated in the hammer operating member, and the elastic element is elastically deformed and transmitted to the weight as the weight moves. Absorbs reaction force. The weight is returned to the position where the reaction force is transmitted from the hammer operating member by the restoring force of the elastic element, that is, the reaction force transmission position. However, if the weight is subjected to the next striking operation by the striker on the hammer actuating member in the middle of the period from when the weight receives the reaction force and moves backward from the reaction force transmission position to the original position, The weight and the elastic element will not function normally.
According to a preferred embodiment of the impact type work tool of the present invention, the resonance frequency when the weight and the elastic element are regarded as a spring mass system model is not less than ½ of the striking frequency applied to the hammer operating member by the striking element. With this configuration, the weight moved backward by the reaction force transmitted from the hammer actuating member can be returned to the original reaction force transmission position before the next striking operation by the striker is performed. . For this reason, the weight and the elastic element can be reliably operated for each hit of the hitting element, thereby improving the vibration reduction performance.

また本発明の更なる形態によれば、弾性要素は、コイルバネによって構成されており、そしてコイルバネのバネ定数ｋが、円周率をπ、前記ウェイトの質量をｍ、前記打撃子による前記ハンマ作動部材の打撃周波数をｆ_０としたとき、ｋ＞π^２ｍｆ_０ ^２の式を満たすように設定されている。本発明によれば、コイルバネのバネ定数ｋにつき、上記の式を満足するように設定することにより、ウェイトと弾性要素をバネマス系モデルとみなした場合の共振周波数が、打撃子によってハンマ作動部材に加えられる打撃周波数の１／２以上とする衝撃吸収機構を提供することができる。 According to a further aspect of the present invention, the elastic element is constituted by a coil spring, and the spring constant k of the coil spring is π, the mass of the weight is m, and the hammer is operated by the striker. When the striking frequency of the member is f ₀ , it is set so as to satisfy the equation of k> π ² mf ₀ ² . According to the present invention, the spring frequency k of the coil spring is set so as to satisfy the above formula, so that the resonance frequency when the weight and the elastic element are regarded as a spring mass system model is applied to the hammer operating member by the striker. It is possible to provide an impact absorbing mechanism that makes the applied striking frequency ½ or more.

また本発明の更なる形態によれば、ウェイトと弾性要素との間には、ハンマ作動部材の反力がウェイトに伝達されることで当該ウェイトに生じる応力波を吸収する粘弾性部材が配置された構成とされる。なお本発明における「粘弾性部材」とは、典型的には、ゴムがこれに該当する。
ハンマ作業時において、ハンマ作動部材に生ずる跳ね返りによる反力がウェイトに伝達されることで、当該ウェイトには応力波が発生する。本発明によれば、上記のように構成したことにより、ウェイトに生じた応力波を粘弾性部材の変形によって吸収することができる。このため、弾性要素がバネによって構成される場合において、応力波がバネに伝達することによって生ずる当該バネのサージングを防止し、保護することができる。 According to a further aspect of the present invention, a viscoelastic member that absorbs a stress wave generated in the weight when the reaction force of the hammer actuating member is transmitted to the weight is disposed between the weight and the elastic element. The configuration is The “viscoelastic member” in the present invention typically corresponds to rubber.
During the hammering operation, a reaction force caused by the rebound generated in the hammer operating member is transmitted to the weight, so that a stress wave is generated in the weight. According to the present invention, the stress wave generated in the weight can be absorbed by the deformation of the viscoelastic member by being configured as described above. For this reason, when the elastic element is constituted by a spring, it is possible to prevent and protect surging of the spring caused by transmission of a stress wave to the spring.

本発明によれば、衝撃式作業工具において、打撃動作後のビットの跳ね返りによる衝撃力の低減に資する技術が提供されることとなった。 According to the present invention, in the impact-type work tool, a technique that contributes to a reduction in impact force due to rebounding of the bit after the hitting operation is provided.

以下、本発明の実施形態につき、図１〜図９を参照しつつ詳細に説明する。本実施の形態は、衝撃式作業工具の一例として電動式のハンマドリルを用いて説明する。図１は本実施の形態に係る電動式ハンマドリルの全体構成を示す側断面図であり、ハンマビットが被加工材に押し付けられた負荷時を示している。図１に示すように、本実施の形態に係るハンマドリル１０１は、概括的に見て、ハンマドリル１０１の外郭を形成する本体部１０３と、当該本体部１０３の先端領域（図示左側）にツールホルダ１３７を介して着脱自在に取付けられたハンマビット１１９と、本体部１０３のハンマビット１１９の反対側に連接された使用者が握るハンドグリップ１０９とを主体として構成されている。本体部１０３は、本発明における「工具本体」に対応する。ハンマビット１１９は、ツールホルダ１３７によってその長軸方向への相対的な往復動が可能に、かつその周方向への相対的な回動が規制された状態で保持される。なお説明の便宜上、ハンマビット１１９側を前、ハンドグリップ１０９側を後という。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. This embodiment will be described using an electric hammer drill as an example of an impact work tool. FIG. 1 is a side sectional view showing the entire configuration of the electric hammer drill according to the present embodiment, and shows a load when a hammer bit is pressed against a workpiece. As shown in FIG. 1, the hammer drill 101 according to the present embodiment generally includes a main body 103 that forms an outline of the hammer drill 101, and a tool holder 137 in a tip region (left side in the drawing) of the main body 103. The main body is composed of a hammer bit 119 that is detachably attached via a pin and a hand grip 109 that is gripped by a user connected to the opposite side of the hammer bit 119 of the main body 103. The main body 103 corresponds to the “tool main body” in the present invention. The hammer bit 119 is held by the tool holder 137 so that the hammer bit 119 can be reciprocated relatively in the major axis direction, and the relative rotation in the circumferential direction is restricted. For convenience of explanation, the hammer bit 119 side is referred to as the front, and the hand grip 109 side is referred to as the rear.

本体部１０３は、駆動モータ１１１を収容したモータハウジング１０５と、駆動機構としての運動変換機構１１３、打撃要素１１５および動力伝達機構１１７を収容したギアハウジング１０７とによって構成されている。駆動モータ１１１の回転出力は、運動変換機構１１３によって直線運動に適宜変換された上で打撃要素１１５に伝達され、当該打撃要素１１５を介してハンマビット１１９の長軸方向（図１における左右方向）への衝撃力を発生する。また駆動モータ１１１の回転出力は、動力伝達機構１１７によって適宜減速された上でハンマビット１１９に伝達され、当該ハンマビット１１９が周方向に回転動作される。ハンドグリップ１０９は、側面視で概ねコの字形に形成されるとともに、下端側が回動軸１０９ａを介してモータハウジング１０５の後端下部に前後方向に回動可能に連接され、上端側が振動吸収用の弾性バネ１０９ｂを介してモータハウジング１０５の後端上部に連接されている。これによって、本体部１０３からハンドグリップ１０９への振動の伝達が低減されている。 The main body 103 includes a motor housing 105 that houses a drive motor 111, and a gear housing 107 that houses a motion conversion mechanism 113, a striking element 115, and a power transmission mechanism 117 as a drive mechanism. The rotational output of the drive motor 111 is appropriately converted into a linear motion by the motion conversion mechanism 113 and then transmitted to the striking element 115, and the major axis direction of the hammer bit 119 (the left-right direction in FIG. 1) via the striking element 115. Generates an impact force on. The rotation output of the drive motor 111 is transmitted to the hammer bit 119 after being appropriately decelerated by the power transmission mechanism 117, and the hammer bit 119 is rotated in the circumferential direction. The hand grip 109 is formed in a substantially U shape in a side view, and a lower end side thereof is connected to a lower end of the rear end of the motor housing 105 via a rotation shaft 109a so as to be rotatable in the front-rear direction, and an upper end side is for vibration absorption. Is connected to the upper rear end of the motor housing 105 through an elastic spring 109b. Thereby, transmission of vibration from the main body 103 to the hand grip 109 is reduced.

図２にはハンマドリル１０１の主要部を拡大した状態が断面図で示される。運動変換機構１１３は、駆動モータ１１１により水平面内にて回転駆動される駆動ギア１２１、当該駆動ギア１２１に噛み合い係合する被動ギア１２３、当該被動ギア１２３と一体に水平面内にて回転するクランク板１２５、当該クランク板１２５の回転中心から所定距離偏心した位置に一方の端部が偏心軸１２６を介して遊嵌状に連接されたクランクアーム１２７、当該クランクアーム１２７の他端部に連結軸１２８を介して取り付けられた駆動子としてのピストン１２９を主体として構成される。上記のクランク板１２５、クランクアーム１２７、ピストン１２９によってクランク機構が構成される。 FIG. 2 is a sectional view showing an enlarged state of the main part of the hammer drill 101. The motion conversion mechanism 113 includes a drive gear 121 that is rotationally driven in the horizontal plane by the drive motor 111, a driven gear 123 that meshes and engages with the drive gear 121, and a crank plate that rotates in the horizontal plane integrally with the driven gear 123. 125, a crank arm 127 whose one end is connected in a loosely-fitted manner via an eccentric shaft 126 at a position eccentric from the center of rotation of the crank plate 125, and a connecting shaft 128 connected to the other end of the crank arm 127. The main component is a piston 129 as a driving element attached via the. The crank plate 125, the crank arm 127, and the piston 129 constitute a crank mechanism.

一方、動力伝達機構１１７は、駆動モータ１１１によって駆動される駆動ギア１２１、当該駆動ギア１２１に噛み合い係合する伝達ギア１３１、当該伝達ギア１３１とともに水平面内にて回転される伝達軸１３３、当該伝達軸１３３に設けられた小ベベルギア１３４、当該小ベベルギア１３４に噛み合い係合する大ベベルギア１３５、当該大ベベルギア１３５とともに鉛直面内にて回転されるツールホルダ１３７を主体として構成される。なおハンマドリル１０１は、ハンマビット１１９に対し長軸方向への打撃力のみを加えて被加工材の加工作業を行う、いわゆるハンマ作業と、長軸方向への打撃力と周方向への回転力とを加えて被加工材の加工作業を行う、いわゆるハンマドリル作業とを適宜切り替えて遂行できるように構成されるが、このことについては、本発明には直接的には関係しないため、その説明を省略する。被加工材については、便宜上その図示を省略する。 On the other hand, the power transmission mechanism 117 includes a drive gear 121 driven by a drive motor 111, a transmission gear 131 meshingly engaged with the drive gear 121, a transmission shaft 133 rotated in a horizontal plane together with the transmission gear 131, and the transmission A small bevel gear 134 provided on the shaft 133, a large bevel gear 135 that meshes with and engages with the small bevel gear 134, and a tool holder 137 that rotates together with the large bevel gear 135 in a vertical plane are mainly configured. The hammer drill 101 applies a striking force in the long axis direction to the hammer bit 119 so as to process the workpiece, a so-called hammer work, a striking force in the long axis direction, and a rotational force in the circumferential direction. However, since this is not directly related to the present invention, the description thereof will be omitted. To do. The illustration of the workpiece is omitted for convenience.

打撃要素１１５は、ピストン１２９とともにシリンダ１４１のボア内壁に摺動自在に配置された打撃子としてのストライカ１４３を主体に構成される。ストライカ１４３は、ピストン１２９の摺動動作に伴うシリンダ１４１の空気室１４１ａの空気バネを介して駆動され、ツールホルダ１３７に摺動自在に配置された中間子としてのインパクトボルト１４５に衝突（打撃）し、当該インパクトボルト１４５を介してハンマビット１１９に打撃力を伝達する。インパクトボルト１４５およびハンマビット１１９は、本発明における「ハンマ作動部材」に対応する。なおインパクトボルト１４５は、軸方向において、ツールホルダ１３７の筒孔内周面に密接状に嵌合する大径部１４５ａと、ツールホルダ１３７の筒孔内周面との間に所定大の空間を有する小径部１４５ｂと、それら両径部１４５ａ，１４５ｂの境界領域に形成されたテーパ部１４５ｃとからなり、大径部１４５ａが前側、小径部１４５ｂが後側となるようにツールホルダ１３７内に配置される。 The striking element 115 is mainly composed of a striker 143 as a striking element slidably disposed on the bore inner wall of the cylinder 141 together with the piston 129. The striker 143 is driven via an air spring of the air chamber 141a of the cylinder 141 accompanying the sliding movement of the piston 129, and collides (hits) an impact bolt 145 as an intermediate element slidably disposed on the tool holder 137. The impact force is transmitted to the hammer bit 119 via the impact bolt 145. The impact bolt 145 and the hammer bit 119 correspond to a “hammer actuating member” in the present invention. The impact bolt 145 has a predetermined large space in the axial direction between the large-diameter portion 145a closely fitted to the inner peripheral surface of the tool holder 137 and the inner peripheral surface of the tool holder 137. It has a small diameter portion 145b and a tapered portion 145c formed in the boundary region between the both diameter portions 145a and 145b, and is arranged in the tool holder 137 so that the large diameter portion 145a is the front side and the small diameter portion 145b is the rear side. Is done.

ハンマドリル１０１は、使用者が本体部１０３に前方への押圧力を加えてハンマビット１１９を被加工材に押し付けた負荷状態において、ハンマビット１１９とともに後方（ピストン１２９側）へと押し込まれるインパクトボルト１４５と当接することによって被加工材に対し本体部１０３を位置決めする位置決め部材１５１を有する。位置決め部材１５１は、リング状に形成されたゴム製のラバーリング１５３と、当該ラバーリング１５３の軸方向前面側に接合された硬質の前金属座金１５５と、ラバーリング１５３の軸方向後面側に接合された硬質の後金属座金１５７とからなるユニット部品であり、インパクトボルト１４５の小径部１４５ｂに遊嵌状に嵌合されている。 The hammer drill 101 is an impact bolt 145 that is pushed rearward (piston 129 side) together with the hammer bit 119 in a loaded state in which the user applies a forward pressing force to the main body 103 to press the hammer bit 119 against the workpiece. Is provided with a positioning member 151 for positioning the main body 103 with respect to the workpiece. The positioning member 151 includes a rubber rubber ring 153 formed in a ring shape, a hard front metal washer 155 bonded to the front side in the axial direction of the rubber ring 153, and a rear side in the axial direction of the rubber ring 153. It is a unit part composed of the hard rear metal washer 157, and is fitted into the small diameter portion 145b of the impact bolt 145 in a loose fit.

位置決め部材１５１は、インパクトボルト１４５が後方へ押し込まれたとき、インパクトボルト１４５のテーパ部１４５ｃが位置決め部材１５１の前金属座金１５５に当接し、後金属座金１５７がシリンダ１４１の前端部に当接する構成とされる。これにより、位置決め部材１５１のラバーリング１５３は、インパクトボルト１４５をギアハウジング１０７に固定状に装着されたシリンダ１４１に弾発状に連結する。なお前金属座金１５５は、その内径部がテーパ状に形成され、インパクトボルト１４５が後方へ押し込まれたとき、そのテーパ状内径部が当該インパクトボルト１４５のテーパ部１４５ｃに密接状に当接される。また後金属座金１５７は、インパクトボルト１４５の小径部１４５ｂと嵌合する所定長さの筒部と、当該筒部から外径方向に張り出すフランジ部とからなる断面略ハット形に形成され、フランジ部の後面がスペーサ１５９を介してシリンダ１４１の軸方向前端に当接される。 The positioning member 151 is configured such that when the impact bolt 145 is pushed backward, the tapered portion 145c of the impact bolt 145 contacts the front metal washer 155 of the positioning member 151, and the rear metal washer 157 contacts the front end of the cylinder 141. It is said. Thereby, the rubber ring 153 of the positioning member 151 connects the impact bolt 145 to the cylinder 141 fixedly attached to the gear housing 107 in a resilient manner. The front metal washer 155 has a tapered inner diameter, and when the impact bolt 145 is pushed backward, the tapered inner diameter is in close contact with the tapered portion 145c of the impact bolt 145. . Further, the rear metal washer 157 is formed in a substantially hat-shaped cross section including a cylindrical portion having a predetermined length to be fitted to the small diameter portion 145b of the impact bolt 145, and a flange portion projecting outward from the cylindrical portion. The rear surface of the portion is brought into contact with the front end in the axial direction of the cylinder 141 via the spacer 159.

本実施の形態に係るハンマドリル１０１は、被加工材に対するハンマ作業時において、打撃動作後のハンマビット１１９の跳ね返りによる衝撃力（反力）を吸収するために、ハンマビット長軸方向において、インパクトボルト１４５と前金属座金１５５を介して当接する硬質金属製の筒状ウェイト１６３と、当該筒状ウェイト１６３を常時にインパクトボルト１４５側（前方）に付勢するコイルバネ１６５とを有する。なお筒状ウェイト１６３およびコイルバネ１６５によって構成される衝撃吸収機構は、インパクトダンパーとも呼ばれる。筒状ウェイト１６３は、本発明における「ウェイト」に対応し、コイルバネ１６５は、本発明における「弾性要素」に対応し、前金属座金１５５は、本発明における「介在物」に対応する。また筒状ウェイト１６３とコイルバネ１６５との間には、筒状ウェイト１６３の応力波を吸収するためのゴムリング１６４が介在されている。ゴムリング１６４は、本発明における「粘弾性部材」に対応する。 The hammer drill 101 according to the present embodiment has an impact bolt in the longitudinal direction of the hammer bit in order to absorb the impact force (reaction force) caused by the rebound of the hammer bit 119 after the striking operation at the time of hammering the workpiece. 145 and a hard metal cylindrical weight 163 that abuts via the front metal washer 155, and a coil spring 165 that constantly urges the cylindrical weight 163 toward the impact bolt 145 (forward). The impact absorbing mechanism constituted by the cylindrical weight 163 and the coil spring 165 is also called an impact damper. The cylindrical weight 163 corresponds to the “weight” in the present invention, the coil spring 165 corresponds to the “elastic element” in the present invention, and the front metal washer 155 corresponds to the “inclusion” in the present invention. A rubber ring 164 for absorbing stress waves of the cylindrical weight 163 is interposed between the cylindrical weight 163 and the coil spring 165. The rubber ring 164 corresponds to the “viscoelastic member” in the present invention.

筒状ウェイト１６３は、位置決め部材１５１の外周面とツールホルダ１３７の内周面との間の空間に配置されてハンマビット長軸方向に移動可能とされるとともに、当該ツールホルダ１３７の内周面によって移動を案内される構成とされる。すなわち、筒状ウェイト１６３は、位置決め部材１５１に対しハンマビット１１９の長軸上の同位置において径方向に並列状に配置した構成とされている。筒状ウェイト１６３は、位置決め部材１５１の外周領域から更に後方へと延びてシリンダ１４１の外周前側領域に達しており、その後端部にゴムリング１６４が配置され、更に当該ゴムリング１６４とツールホルダ１３７との間にコイルバネ１６５が所定の初期荷重が掛けられた状態で弾発状に介在されている。これにより筒状ウェイト１６３は、前方に付勢されるとともに、常時にはその前端がツールホルダ１３７に形成された規制手段としての段差状の位置規制用ストッパ１６９に当接されて打撃位置を越えて前方へ移動しないようにその動きが止められている。すなわち、筒状ウェイト１６３を前方へと付勢するコイルバネ１６５の付勢力（弾性力）は、当該筒状ウェイト１６３の打撃位置を越えて前方に実質的に作用しないように規制されている。なお打撃位置とは、ストライカ１４３がインパクトボルト１４５に衝突（打撃）する位置であり、この位置は、インパクトボルト１４５からの反力が筒状ウェイト１６３に伝達する位置でもある。この位置が、本発明における「反力伝達位置」に対応する。 The cylindrical weight 163 is disposed in a space between the outer peripheral surface of the positioning member 151 and the inner peripheral surface of the tool holder 137 so as to be movable in the longitudinal direction of the hammer bit, and the inner peripheral surface of the tool holder 137 The movement is guided by. That is, the cylindrical weight 163 is configured to be arranged in parallel in the radial direction at the same position on the long axis of the hammer bit 119 with respect to the positioning member 151. The cylindrical weight 163 extends further rearward from the outer peripheral region of the positioning member 151 and reaches the outer peripheral front region of the cylinder 141. A rubber ring 164 is disposed at the rear end of the cylindrical weight 163, and the rubber ring 164 and the tool holder 137 are further provided. The coil spring 165 is elastically interposed between the coil spring 165 and a predetermined initial load. As a result, the cylindrical weight 163 is urged forward, and the front end of the cylindrical weight 163 is always brought into contact with a step-shaped position restricting stopper 169 as restricting means formed on the tool holder 137 so as to exceed the striking position. The movement is stopped so as not to move forward. That is, the urging force (elastic force) of the coil spring 165 that urges the cylindrical weight 163 forward is restricted so as not to substantially act forward beyond the striking position of the cylindrical weight 163. The striking position is a position where the striker 143 collides (hits) with the impact bolt 145, and this position is also a position where the reaction force from the impact bolt 145 is transmitted to the cylindrical weight 163. This position corresponds to the “reaction force transmission position” in the present invention.

筒状ウェイト１６３は、インパクトボルト１４５がハンマビット１１９とともに後方へ押し込まれた負荷状態では、その軸方向前端が位置決め部材１５１における前金属座金１５５の外周側後面に面接触状態で当接される構成とされる。すなわち、筒状ウェイト１６３は、前金属座金１５５を介してインパクトボルト１４５と当接状態に置かれる。これにより、打撃動作後にハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５が被加工材から反力を受けて跳ね返ったとき、インパクトボルト１４５からの反力が、前金属座金１５５を介在物として当該インパクトボルト１４５と当接された状態の筒状ウェイト１６３へと伝達される構成とされる。すなわち、前金属座金１５５は、反力伝達部材を構成するものであり、ラバーリング１５３の外径よりも大径に形成されており、当該前金属座金１５５のラバーリング１５３外周面よりも外側領域に筒状ウェイト１６３の軸方向前端が当接されている。筒状ウェイト１６３とコイルバネ１６５との間に介在されるゴムリング１６４は、インパクトボルト１４５から筒状ウェイト１６３に伝達された応力波によって弾性変形し（撓み）、これによって応力波を吸収してコイルバネ１６５への伝達を抑える。すなわち、ゴムリング１６４は、主として応力波を吸収する部材として備えられている。一方、コイルバネ１６５は、インパクトボルト１４５からの反力を受けた筒状ウェイト１６３が後方へと移動されたとき、ゴムリング１６４を介して当該筒状ウェイト１６３に押されて弾性変形し、これによって反力を吸収する。なおコイルバネ１６５は、軸方向一端が筒状ウェイト１６３の軸方向後端面に当接され、軸方向他端がツールホルダ１３７の固定されたバネ受リング１６７に当接されている。 The cylindrical weight 163 is configured such that, in a load state in which the impact bolt 145 is pushed rearward together with the hammer bit 119, the front end in the axial direction is brought into contact with the rear surface on the outer peripheral side of the front metal washer 155 in the positioning member 151. It is said. That is, the cylindrical weight 163 is placed in contact with the impact bolt 145 via the front metal washer 155. As a result, when the hammer bit 119 and the impact bolt 145 are bounced back by receiving a reaction force from the workpiece after the hitting operation, the reaction force from the impact bolt 145 is brought into contact with the impact bolt 145 using the front metal washer 155 as an inclusion. It is configured to be transmitted to the cylindrical weight 163 in a contact state. That is, the front metal washer 155 constitutes a reaction force transmission member, is formed to have a larger diameter than the outer diameter of the rubber ring 153, and is outside the outer peripheral surface of the rubber ring 153 of the front metal washer 155. The front end of the cylindrical weight 163 in the axial direction is in contact. The rubber ring 164 interposed between the cylindrical weight 163 and the coil spring 165 is elastically deformed (bent) by the stress wave transmitted from the impact bolt 145 to the cylindrical weight 163, thereby absorbing the stress wave and the coil spring. The transmission to 165 is suppressed. That is, the rubber ring 164 is provided as a member that mainly absorbs stress waves. On the other hand, the coil spring 165 is elastically deformed by being pushed by the cylindrical weight 163 via the rubber ring 164 when the cylindrical weight 163 receiving the reaction force from the impact bolt 145 is moved rearward. Absorbs reaction force. The coil spring 165 has one axial end abutted against the axial rear end surface of the cylindrical weight 163 and the other axial end abutted with a spring receiving ring 167 to which the tool holder 137 is fixed.

次に上記のように構成されるハンマドリル１０１の作用について説明する。図１に示す駆動モータ１１１が通電駆動されると、その回転出力により、駆動ギア１２１が水平面内にて回動動作する。すると、駆動ギア１２１に噛み合い係合される被動ギア１２３を介してクランク板１２５が水平面内を周回動作し、これによってクランクアーム１２７を介してピストン１２９がシリンダ１４１内を直線状に摺動動作される。ピストン１２９の摺動動作に伴うシリンダ１４１内の空気バネの作用により、ストライカ１４３はシリンダ１４１内を直線運動してインパクトボルト１４５に衝突（打撃）することで、その運動エネルギをハンマビット１１９へと伝達する。これにより、ハンマビット１１９は長軸方向の打撃動作を行い、被加工材にハンマ作業を遂行する。 Next, the operation of the hammer drill 101 configured as described above will be described. When the drive motor 111 shown in FIG. 1 is energized and driven, the drive gear 121 rotates in a horizontal plane by the rotation output. Then, the crank plate 125 rotates in the horizontal plane via the driven gear 123 engaged with and engaged with the drive gear 121, and thereby the piston 129 slides linearly in the cylinder 141 via the crank arm 127. The The striker 143 linearly moves in the cylinder 141 due to the action of the air spring in the cylinder 141 accompanying the sliding movement of the piston 129 and collides with (impacts) the impact bolt 145, thereby transferring the kinetic energy to the hammer bit 119. introduce. Thereby, the hammer bit 119 performs a hammering operation in the major axis direction, and performs a hammering operation on the workpiece.

ハンマドリル１０１がハンマドリルモードで駆動されるときは、駆動モータ１１１の回転出力によって回転される駆動ギア１２１に噛み合い係合する伝達ギア１３１、伝達軸１３３および小ベベルギア１３４が一体状に水平面内にて回転動作する。すると、小ベベルギア１３４に噛み合い係合する大ベベルギア１３５が鉛直面内にて回転し、この大ベベルギア１３５とともにツールホルダ１３７およびこのツールホルダ１３７にて保持されるハンマビット１１９が一体状に回転される。かくして、ハンマドリルモードでの駆動時には、ハンマビット１１９が長軸方向の打撃動作と周方向の回転動作を行い、被加工材にハンマドリル作業を遂行する。 When the hammer drill 101 is driven in the hammer drill mode, the transmission gear 131, the transmission shaft 133, and the small bevel gear 134 that mesh with and engage with the drive gear 121 rotated by the rotation output of the drive motor 111 rotate integrally in a horizontal plane. Operate. Then, the large bevel gear 135 that meshes with and engages with the small bevel gear 134 rotates in the vertical plane, and the tool holder 137 and the hammer bit 119 held by the tool holder 137 are rotated together with the large bevel gear 135. . Thus, when driven in the hammer drill mode, the hammer bit 119 performs a hammering operation in the major axis direction and a rotation operation in the circumferential direction to perform a hammer drill operation on the workpiece.

さて、上記作業は、ハンマビット１１９が被加工材に押し付けられ、ハンマビット１１９およびツールホルダ１３７が後方へと押し込まれた状態で行われる。図１〜図３には全てこの状態が示される。ツールホルダ１３７の後方への押し込みによってインパクトボルト１４５が後方へ押され、位置決め部材１５１の前金属座金１５５に当接されるとともに、後金属座金１５７がシリンダ１４１の前端部に当接される。すなわち、ハンマビット１１９の押し込み力は、本体部１０３側部材であるシリンダ１４１によって受けられ、これによって被加工材に対して本体部１０３が位置決めされ、この状態でハンマ作業あるいはハンマドリル作業が遂行されることになる。このとき、前述したように筒状ウェイト１６３はその前端面が位置決め部材１５１の前金属座金１５５の後面に当接される。 The above operation is performed in a state where the hammer bit 119 is pressed against the workpiece and the hammer bit 119 and the tool holder 137 are pushed backward. 1 to 3 all show this state. When the tool holder 137 is pushed rearward, the impact bolt 145 is pushed rearward and is brought into contact with the front metal washer 155 of the positioning member 151, and the rear metal washer 157 is brought into contact with the front end portion of the cylinder 141. That is, the pushing force of the hammer bit 119 is received by the cylinder 141 which is a member on the main body portion 103 side, whereby the main body portion 103 is positioned with respect to the workpiece, and a hammer operation or a hammer drill operation is performed in this state. It will be. At this time, as described above, the front end surface of the cylindrical weight 163 is brought into contact with the rear surface of the front metal washer 155 of the positioning member 151.

そしてハンマビット１１９の被加工材に対する打撃動作後、当該ハンマビット１１９には被加工材からの反力によって跳ね返りが生ずる。この跳ね返りによってインパクトボルト１４５に後方に向う反力が作用する。このとき、筒状ウェイト１６３が位置決め部材１５１の前金属座金１５５を介してインパクトボルト１４５に当接している。このため、インパクトボルト１４５の反力は、当該前金属座金１５５を介しての当接状態において筒状ウェイト１６３に伝達される。換言すれば、インパクトボルト１４５と筒状ウェイト１６３との間で運動量が交換される。このような反力の伝達によりインパクトボルト１４５は、打撃位置にほぼ静止した状態に置かれ、一方、筒状ウェイト１６３は、反力の作用方向である後方へと移動する。そして後方へと移動する筒状ウェイト１６３の反力は、当該筒状ウェイト１６３がコイルバネ１６５を弾性変形させることで吸収される。この状態が図４に示される。 After the hammer bit 119 strikes the workpiece, the hammer bit 119 is rebounded by a reaction force from the workpiece. Due to this rebound, a reaction force directed backward is applied to the impact bolt 145. At this time, the cylindrical weight 163 is in contact with the impact bolt 145 via the front metal washer 155 of the positioning member 151. For this reason, the reaction force of the impact bolt 145 is transmitted to the cylindrical weight 163 in a contact state via the front metal washer 155. In other words, the momentum is exchanged between the impact bolt 145 and the cylindrical weight 163. Due to the transmission of the reaction force, the impact bolt 145 is placed in a substantially stationary state at the striking position, while the cylindrical weight 163 moves rearward, which is the direction in which the reaction force acts. The reaction force of the cylindrical weight 163 moving backward is absorbed by the cylindrical weight 163 elastically deforming the coil spring 165. This state is shown in FIG.

このとき、インパクトボルト１４５に対し前金属座金１５５を介して当接状態に置かれるラバーリング１５３にも当然のことながらインパクトボルト１４５の反力が作用する。ところで、力の伝達は、当接状態に置かれる物体のヤング率に対応して伝達率も高くなる。本実施の形態によれば、筒状ウェイト１６３が硬質の金属製であり、ヤング率が高い（大きい）。一方、ラバーリング１５３はゴム製であり、ヤング率が低い。このため、インパクトボルト１４５の反力は、その大部分が金属製のインパクトボルト１４５に硬質の前金属座金１５５を介して当接状態に置かれるヤング率の高い筒状ウェイト１６３に伝達されることになる。かくして、ハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５に生ずる跳ね返りによる衝撃力は、筒状ウェイト１６３の後方への移動と、当該筒状ウェイト１６３の移動によるコイルバネ１６５の弾性変形によって効率よく吸収することが可能となり、ハンマドリル１０１の低振動化が実現される。このとき、筒状ウェイト１６３とコイルバネ１６５との間に介在されたゴムリング１６４は、インパクトボルト１４５から筒状ウェイト１６３に伝達された応力波を当該ゴムリング１６４が撓むことによって吸収し、筒状ウェイト１６３の応力波がコイルバネ１６５に伝達することを抑える。これによりコイルバネ１６５のサージングを防止し、保護することができる。 At this time, the reaction force of the impact bolt 145 naturally acts on the rubber ring 153 placed in contact with the impact bolt 145 via the front metal washer 155. By the way, the transmission of force increases in accordance with the Young's modulus of the object placed in contact. According to the present embodiment, cylindrical weight 163 is made of hard metal and has a high (large) Young's modulus. On the other hand, the rubber ring 153 is made of rubber and has a low Young's modulus. For this reason, most of the reaction force of the impact bolt 145 is transmitted to the cylindrical weight 163 having a high Young's modulus placed in contact with the metal impact bolt 145 via the hard front metal washer 155. become. Thus, the impact force caused by the rebound generated on the hammer bit 119 and the impact bolt 145 can be efficiently absorbed by the rearward movement of the cylindrical weight 163 and the elastic deformation of the coil spring 165 caused by the movement of the cylindrical weight 163. Thus, the vibration of the hammer drill 101 can be reduced. At this time, the rubber ring 164 interposed between the cylindrical weight 163 and the coil spring 165 absorbs the stress wave transmitted from the impact bolt 145 to the cylindrical weight 163 when the rubber ring 164 is bent, The transmission of the stress wave of the weight 163 to the coil spring 165 is suppressed. As a result, surging of the coil spring 165 can be prevented and protected.

このように、本実施の形態によれば、打撃動作後にハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５が被加工材から受ける反力は、当該インパクトボルト１４５から筒状ウェイト１６３にその大部分が伝達されるため、インパクトボルト１４５は打撃位置から見てほぼ静止状態に置かれる。このため、ラバーリング１５３に作用する反力は小さいものとなり、当該反力によるラバーリング１５３の弾性変形量は極僅かとなり、その後の反発力も低減する。またインパクトボルト１４５の反力を、筒状ウェイト１６３およびコイルバネ１６５によって吸収することができる結果、ラバーリング１５３についてはこれを硬く形成することができる。その結果、当該ラバーリング１５３を介して行う本体部１０３の被加工材に対する位置決めの適正化を図ることができる。 Thus, according to the present embodiment, most of the reaction force that the hammer bit 119 and the impact bolt 145 receive from the workpiece after the hitting operation is transmitted from the impact bolt 145 to the cylindrical weight 163. The impact bolt 145 is placed in a substantially stationary state when viewed from the striking position. For this reason, the reaction force acting on the rubber ring 153 is small, the amount of elastic deformation of the rubber ring 153 due to the reaction force is extremely small, and the subsequent repulsive force is also reduced. Further, as a result of the reaction force of the impact bolt 145 being absorbed by the cylindrical weight 163 and the coil spring 165, the rubber ring 153 can be formed hard. As a result, it is possible to optimize the positioning of the main body 103 with respect to the workpiece performed via the rubber ring 153.

また本実施の形態においては、ストッパ１６９によってコイルバネ１６５の付勢力を規制する構成とし、コイルバネ１６５の付勢力が打撃位置を越えて前方に実質的に作用しないように規制する構成としている。このため、打撃動作中、本体部１０３に前方への押圧力を加えてハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５を打撃位置に保持する際、反力吸収のためのコイルバネ１６５を備える構成でありながら、当該ハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５の保持に不用な力が要することを防止できる。したがって、例えば空打ち防止機構のように、打撃動作中、常時にハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５に前方への弾発力が作用する構成とは異なり、反力の吸収は行うが、反力吸収のための弾性力の悪影響が低減される合理的な機構を実現できる。 In this embodiment, the biasing force of the coil spring 165 is restricted by the stopper 169, and the biasing force of the coil spring 165 is restricted so as not to substantially act forward beyond the striking position. Therefore, during the striking operation, when the hammer bit 119 and the impact bolt 145 are held at the striking position by applying a forward pressing force to the main body 103, the coil spring 165 for absorbing the reaction force is provided, It can be prevented that unnecessary force is required to hold the hammer bit 119 and the impact bolt 145. Therefore, unlike a configuration in which a resilient force is applied to the hammer bit 119 and the impact bolt 145 at all times during a hitting operation, for example, as in the case of an idling prevention mechanism, the reaction force is absorbed but the reaction force is absorbed. Therefore, it is possible to realize a rational mechanism in which the adverse effect of the elastic force is reduced.

また本実施の形態によれば、筒状ウェイト１６３の前方向の位置をストッパ１６９によって機械的に規制することで、コイルバネ１６５による付勢力を筒状ウェイト１６３に作用させた状態とした上で、当該筒状ウェイト１６３が打撃位置を越えて移動しないように規制できる。このため、コイルバネ１６５の付勢力の設定、あるいは筒状ウェイト１６３の重量の設定等、反力吸収のための条件設定が容易となる。
また本実施の形態によれば、被加工材からの反力を、ハンマビット１１９およびインパクトボルト１４５を経て筒状ウェイト１６３に伝達する構成である。このため、被加工材からの反力が、経路途中で分散することなく筒状ウェイト１６３に集中的に伝達されることになる。これによって、筒状ウェイト１６３への反力の伝達効率が高くなり、衝撃吸収機能を高めることができる。 Further, according to the present embodiment, the forward position of the cylindrical weight 163 is mechanically restricted by the stopper 169, so that the urging force of the coil spring 165 is applied to the cylindrical weight 163. The cylindrical weight 163 can be regulated so as not to move beyond the striking position. For this reason, it is easy to set conditions for absorbing the reaction force, such as setting the biasing force of the coil spring 165 or setting the weight of the cylindrical weight 163.
Further, according to the present embodiment, the reaction force from the workpiece is transmitted to the cylindrical weight 163 via the hammer bit 119 and the impact bolt 145. For this reason, the reaction force from the workpiece is intensively transmitted to the cylindrical weight 163 without being dispersed in the middle of the path. Thereby, the transmission efficiency of the reaction force to the cylindrical weight 163 is increased, and the shock absorbing function can be enhanced.

また本実施の形態においては、筒状ウェイト１６１と位置決め部材１５１は、ハンマビット１１９の長軸上の同位置において径方向に並列状に配置した構成としている。これにより、省スペース化を図る上での合理的な配置構成を実現することができる。また筒状ウェイト１６３とラバーリング１５３に対するインパクトボルト１４５の当接は、共通の硬質金属板である前金属座金１５５を介して行われる構成としている。したがって、共通の前金属座金１５５を介してインパクトボルト１４５の反力を当該インパクトボルト１４５の一箇所から筒状ウェイト１６３とラバーリング１５３との２つの経路に伝達できるとともに、構造の簡素化が可能となる。 In the present embodiment, the cylindrical weight 161 and the positioning member 151 are arranged in parallel in the radial direction at the same position on the long axis of the hammer bit 119. Thereby, it is possible to realize a rational arrangement configuration for space saving. In addition, the impact bolt 145 is brought into contact with the cylindrical weight 163 and the rubber ring 153 through a front metal washer 155 that is a common hard metal plate. Therefore, the reaction force of the impact bolt 145 can be transmitted from one place of the impact bolt 145 to the two paths of the cylindrical weight 163 and the rubber ring 153 via the common front metal washer 155, and the structure can be simplified. It becomes.

本発明者は、ハンマドリル１０１において、筒状ウェイト（以下、単にウェイトという）１６３およびコイルバネ１６５を有する構成の場合、ウェイト１６３の質量が反力吸収効果、すなわち振動低減効果に影響を及ぼすと推量し、ウェイト１６３の質量と振動低減効果との関係につき、打撃試験によって確認した。なお打撃試験は、試験装置質量：５．８５ｋｇ、試験装置押さえ力：１００Ｎ、ストライカ質量１４０ｇ、ストライカ速度９．６５ｍ/ｓ（平均値）、使用工具キリ径：φ２０、ローパスフィルタ１ｋＨ_Ｚの条件で行った。またウェイト１６３については、２０ｇ〜５６０ｇの範囲で質量が異なる複数のウェイト１６３を準備し、各質量のウェイト１６３につき複数回の打撃試験を行った。
試験結果が図５に示される。図５はウェイト１６３の質量に対する跳ね返り加速度（反力）の変化を示したものであり、横軸にウェイト１６３の質量がストライカ１４３との質量比で示され、縦軸に跳ね返りピーク加速度比がウェイト１６３およびコイルバネ１６５なしの場合を１００（パーセント）として示されている。試験結果によれば、ウェイト１６３の質量を、ストライカ１４３に対する質量比で約４割にした場合に、打撃時の跳ね返りの反力によるピーク加速度値が概ね１割ほど低減し、またウェイト１６３の質量を、ストライカ１４３に対する質量比で約８割に設定した場合に、打撃時の跳ね返りの反力によるピーク加速度値が概ね５割ほど低減することが分かった。さらにはウェイト１６３の質量を、ストライカ１４３の質量の約２倍（ストライカ１４３に対する質量比で約２０割）に設定したときは、打撃時の跳ね返りの反力によるピーク加速度値が概ね６割ほど低減し、より高い振動低減効果が得られることが分かった。なおこの試験では、さらにこのような大きな振動低減効果が得られる値以上においても、それ程ピーク加速度値が変化せず、優れた振動低減効果が持続することが分かった。 The present inventor estimates that the weight of the weight 163 affects the reaction force absorption effect, that is, the vibration reduction effect in the case where the hammer drill 101 has a cylindrical weight (hereinafter simply referred to as a weight) 163 and a coil spring 165. The relationship between the mass of the weight 163 and the vibration reduction effect was confirmed by an impact test. Note the hitting test, the test apparatus Weight: 5.85 kg, test device holding force: 100 N, the striker mass 140 g, the striker speed 9.65m / s (average value), using the tool Kiri diameter: ø20, under the conditions of the low-pass filter 1 kH _Z went. As for the weight 163, a plurality of weights 163 having different masses in the range of 20 g to 560 g were prepared, and a plurality of impact tests were performed on each weight 163.
The test results are shown in FIG. FIG. 5 shows changes in the rebound acceleration (reaction force) with respect to the mass of the weight 163. The horizontal axis indicates the mass of the weight 163 as a mass ratio with the striker 143, and the vertical axis indicates the rebound peak acceleration ratio. The case without 163 and coil spring 165 is shown as 100 (percent). According to the test results, when the mass of the weight 163 is about 40% in terms of the mass ratio with respect to the striker 143, the peak acceleration value due to the rebound reaction force at the time of impact is reduced by about 10%, and the mass of the weight 163 When the mass ratio with respect to the striker 143 is set to about 80%, it was found that the peak acceleration value due to the reaction force of the rebound at the time of hitting is reduced by about 50%. Furthermore, when the mass of the weight 163 is set to about twice the mass of the striker 143 (about 20% of the mass ratio with respect to the striker 143), the peak acceleration value due to the reaction force of the rebound at the time of impact is reduced by about 60%. As a result, it was found that a higher vibration reduction effect can be obtained. In addition, in this test, it was found that the peak acceleration value did not change so much even at a value higher than such a large vibration reduction effect, and the excellent vibration reduction effect was sustained.

上記のウェイト１６３の質量比とピーク加速度値の低減効果を検証するためのより具体的な試験結果が図６〜図９に示される。図６〜図９はウェイト１６３の質量比ごとの加速度波形を示しており、図６はウェイト１６３およびコイルバネ１６５なしの場合、図７はウェイト１６３の質量が５０ｇ（ストライカ１４３に対する質量比で０．３６、すなわち３６％）の場合、図８はウェイト１６３の質量が１１０ｇ（ストライカ１４３に対する質量比で０．７９、すなわち７９％）の場合、図９はウェイト１６３の質量が２８０ｇ（ストライカ１４３に対する質量比で２．０、すなわち２００％）の場合を示している。
試験の結果、ウェイト１６３の質量比が０、すなわちウェイト１６３およびコイルバネ１６５なしの場合、図６に示すように、加速度は２４０（ｍ／ｓ^２）前後の大きな値を示している。質量比が０．３６では、図７に示すように、加速度が１７０（ｍ／ｓ^２）前後まで減少することを確認できた。また質量比が０．７９では、図８に示すように、加速度が１００（ｍ／ｓ^２）前後まで減少することを確認できた。また質量比が２．０では、図９に示すように、加速度が６０（ｍ／ｓ^２）前後まで減少することが確認できた。 More specific test results for verifying the effect of reducing the mass ratio of the weight 163 and the peak acceleration value are shown in FIGS. 6 to 9 show acceleration waveforms for each mass ratio of the weight 163. FIG. 6 shows the case where the weight 163 and the coil spring 165 are not provided, and FIG. 7 shows that the weight 163 has a mass of 50 g (the mass ratio with respect to the striker 143 is 0.00). FIG. 8 shows that the weight 163 has a mass of 110 g (0.79, ie 79% by mass ratio with respect to the striker 143), and FIG. 9 shows that the weight 163 has a mass of 280 g (mass with respect to the striker 143). The ratio is 2.0, that is, 200%.
As a result of the test, when the mass ratio of the weight 163 is 0, that is, when the weight 163 and the coil spring 165 are not provided, the acceleration shows a large value around 240 (m / s ² ) as shown in FIG. When the mass ratio was 0.36, it was confirmed that the acceleration decreased to around 170 (m / s ² ) as shown in FIG. Moreover, when the mass ratio was 0.79, it was confirmed that the acceleration decreased to around 100 (m / s ² ) as shown in FIG. Moreover, when the mass ratio was 2.0, it was confirmed that the acceleration decreased to around 60 (m / s ² ) as shown in FIG.

以上のことから、ウェイト１６３の質量を、ストライカ１４３の質量の約４割を下限値とし、ストライカ１４３の質量の約２倍を上限値とする範囲内で設定することによって、振動低減機能を発揮させることが可能となる。特にストライカ１４３の質量の約８割に設定することで振動低減効果をより高めることができ、ストライカ１４３の質量の約２倍に設定することで振動低減効果を実用上最大限に発揮させることができる。なおこの振動低減効果は、ウェイト１６３の質量を更に大きくすることでも持続させることができる。しかしながら、ハンマドリル１０１の全体質量とのバランスの関係で約２倍までにすることが実用上好ましいことも分かった。 From the above, the vibration reduction function is exhibited by setting the weight 163 within a range where the lower limit is about 40% of the mass of the striker 143 and the upper limit is about twice the mass of the striker 143. It becomes possible to make it. In particular, the vibration reduction effect can be further increased by setting it to about 80% of the mass of the striker 143, and the vibration reduction effect can be maximized in practice by setting it to about twice the mass of the striker 143. it can. This vibration reduction effect can also be sustained by further increasing the mass of the weight 163. However, it has also been found that it is practically preferable to increase it to about twice in relation to the balance with the total mass of the hammer drill 101.

ところで、ハンマビット１１９によるハンマ作業時においては、既述のように、インパクトボルト１４５に生ずる跳ね返りによる反力によってウェイト１６３が後方へと移動され、当該ウェイト１６３の移動に伴いコイルバネ１６５が弾性変形して反力を吸収する。そしてウェイト１６３は、コイルバネ１６５の復元力によりインパクトボルト１４５から反力が伝達された位置へと戻される。ところが、ウェイト１６３が反力を受けて後方へと移動してから反力が伝達された位置に戻るまでの途中の領域でインパクトボルト１４５に対するストライカ１４３による次回の打撃動作が行われた場合には、ウェイト１６３およびコイルバネ１６５が正常に機能しないこととなる。 By the way, at the time of hammering by the hammer bit 119, as described above, the weight 163 is moved backward by the reaction force caused by the rebound generated in the impact bolt 145, and the coil spring 165 is elastically deformed as the weight 163 moves. Absorb the reaction force. The weight 163 is returned to the position where the reaction force is transmitted from the impact bolt 145 by the restoring force of the coil spring 165. However, if the striker 143 performs the next hitting operation on the impact bolt 145 in the middle of the period from when the weight 163 receives the reaction force and moves backward to return to the position where the reaction force is transmitted. The weight 163 and the coil spring 165 do not function normally.

そこで本実施の形態においては、ウェイト１６３とコイルバネ１６５をバネマス系モデルとみなした場合の共振周波数が、ストライカ１４３によってインパクトボルト１４５に加えられる打撃周波数の１／２以上となるように構成した。換言すれば、ウェイト１６３とコイルバネ１６５をバネマス系モデルとみなした場合の共振周期がストライカ１４３によってインパクトボルト１４５に加えられる打撃周期の１／２以下となるように、コイルバネ１６５のバネ定数を設定した。これによりウェイト１６３およびコイルバネ１６５を正常に機能させることができる。すなわち、ストライカ１４３の１打撃毎にウェイト１６３およびコイルバネ１６５が確実に衝撃を吸収することが可能となる。 Therefore, in the present embodiment, the resonance frequency when the weight 163 and the coil spring 165 are regarded as a spring mass system model is configured to be ½ or more of the striking frequency applied to the impact bolt 145 by the striker 143. In other words, the spring constant of the coil spring 165 is set so that the resonance period when the weight 163 and the coil spring 165 are regarded as a spring mass system model is ½ or less of the striking period applied to the impact bolt 145 by the striker 143. . Thereby, the weight 163 and the coil spring 165 can function normally. That is, each time the striker 143 is hit, the weight 163 and the coil spring 165 can reliably absorb the impact.

ウェイト１６３およびコイルバネ１６５がストライカ１４３の１打撃毎に確実に機能するためにコイルバネ１６５のバネ定数が満たす条件は、計算によって求められる。
ストライカ１４３の打撃周波数をｆ_０［Ｈ_Ｚ］、打撃周期をＴ_０［ｓ］とすると、
ｆ_０＝１／Ｔ_０・・・（１）
となる。またウェイト１６３とコイルバネ１６５をバネマス系モデルとみなした場合において、ウェイト１６３の質量がｍ［ｋｇ］、コイルバネ１６５のバネ定数をｋ［Ｎ／ｍ］とするバネマス系モデルの共振周期をＴ［ｓ］とすると、当該バネマス系モデルの共振時の角速度ωは、
ω＝√（ｋ／ｍ）＝２π／Ｔ［ｒａｄ／ｓ］・・・（２）
となる。またバネマス系モデルの共振周期とストライカ１４３の打撃周期との関係より、
Ｔ／２＜Ｔ_０・・・（３）
式（２）よりＴ＝２π√（ｍ／ｋ）を式（３）に代入すると、
π√（ｍ／ｋ）＜Ｔ_０・・・（４）
打撃周期Ｔ_０、バネ定数ｋ、質量ｍは、それぞれ正数なので、式（４）を二乗して、
π^２ｍ／ｋ＜Ｔ_０ ^２
ｋ＞π^２ｍ／Ｔ_０ ^２＝π^２ｍｆ_０ ^２・・・（５）
となる。
ゆえに、バネ定数が満たす条件は
ｋ＞π^２ｍｆ_０ ^２・・・（６）
したがって、式（６）を満たすようにコイルバネ１６５のバネ定数を設定することにより、ウェイト１６３およびコイルバネ１６５が正常に機能するように構成することができる。 The condition that the spring constant of the coil spring 165 satisfies in order for the weight 163 and the coil spring 165 to function reliably for each strike of the striker 143 is obtained by calculation.
If the strike frequency of striker 143 is f ₀ [H _Z ] and the strike period is T ₀ [s],
f ₀ = 1 / T ₀ (1)
It becomes. Further, when the weight 163 and the coil spring 165 are regarded as a spring mass system model, the resonance period of the spring mass system model where the mass of the weight 163 is m [kg] and the spring constant of the coil spring 165 is k [N / m] is T [s. ], The angular velocity ω at resonance of the spring mass system model is
ω = √ (k / m) = 2π / T [rad / s] (2)
It becomes. Also, from the relationship between the resonance period of the spring mass system model and the strike period of the striker 143,
T / 2 <T ₀ (3)
Substituting T = 2π√ (m / k) into equation (3) from equation (2),
π√ (m / k) <T ₀ (4)
The striking period T ₀ , the spring constant k, and the mass m are positive numbers, respectively.
π ² m / k <T ₀ ²
k> π ² m / T ₀ ² = π ² mf ₀ ² (5)
It becomes.
Therefore, the condition that the spring constant satisfies is k> π ² mf ₀ ² (6)
Therefore, by setting the spring constant of the coil spring 165 so as to satisfy the expression (6), the weight 163 and the coil spring 165 can be configured to function normally.

なお本実施の形態においては、筒状ウェイト１６３およびコイルバネ１６５の間に、筒状ウェイト１６３に生ずる応力波を吸収するべく粘弾性部材としてのゴムリング１６４が介在された構成としている。ゴムリング１６４の質量は、筒状ウェイト１６３の質量に比べて極めて小さい。またゴムリング１６４は筒状ウェイト１６３に生ずる応力波によって変形するが、そのときの変形量は、コイルバネ１６５の変形量に比べると極めて小さい。このようなことから、上述したコイルバネ１６５のバネ定数の設定に関しては、ゴムリング１６４をウェイト１６３の一部とみなして差し支えなく、実用上の悪影響は少ない。 In the present embodiment, a rubber ring 164 as a viscoelastic member is interposed between the cylindrical weight 163 and the coil spring 165 so as to absorb a stress wave generated in the cylindrical weight 163. The mass of the rubber ring 164 is extremely smaller than the mass of the cylindrical weight 163. Further, the rubber ring 164 is deformed by a stress wave generated in the cylindrical weight 163, but the deformation amount at that time is extremely small as compared with the deformation amount of the coil spring 165. For this reason, regarding the setting of the spring constant of the coil spring 165 described above, the rubber ring 164 can be regarded as a part of the weight 163, and there are few practical adverse effects.

また本実施の形態に係るハンマドリル１０１には、便宜上図示を省略するが、本体部１０３に動吸振器を装着し、ウェイト１６３およびコイルバネ１６５によって構成される衝撃吸収機構と併用することが可能である。ハンマドリル１０１が動吸振器を備える構成としたときは、ハンマ作業時に本体部１０３に生ずる本体部長軸方向の周期的な振動に対し受動的な制振作用を行い、これにより本体部１０３の振動を効果的に低減することができる。またクランク機構を収容するクランク室内の圧力は、ハンマドリル１０１の駆動に伴い変動するため、この変動圧力を動吸振器の内部に導入し、動吸振器の構成部材であるウェイトを積極的に駆動する構成、つまり強制加振方式を採用することも可能である。このような構成を採用したときは、動吸振器はウェイトの強制加振による能動的な制振機構として作用し、ハンマ作業時に本体部１０３に生ずる振動を更に効果的に抑制することができる。 The hammer drill 101 according to the present embodiment is not shown for convenience, but a dynamic vibration absorber is attached to the main body 103 and can be used together with an impact absorbing mechanism constituted by a weight 163 and a coil spring 165. . When the hammer drill 101 is configured to include a dynamic vibration absorber, it passively suppresses periodic vibration in the main body portion long axis direction that occurs in the main body portion 103 during hammering work, thereby reducing vibration of the main body portion 103. It can be effectively reduced. In addition, since the pressure in the crank chamber that houses the crank mechanism fluctuates as the hammer drill 101 is driven, the fluctuating pressure is introduced into the dynamic vibration absorber to actively drive the weight that is a component of the dynamic vibration absorber. It is also possible to adopt a configuration, that is, a forced vibration method. When such a configuration is adopted, the dynamic vibration absorber acts as an active vibration suppression mechanism by the forced vibration of the weight, and the vibration generated in the main body 103 during the hammering operation can be further effectively suppressed.

なお上述した実施の形態は、衝撃式作業工具としてハンマドリル１０１を例にとって説明しているが、ハンマドリル１０１に限らず、ハンマに適用できることは当然である。また上述した実施の形態は、筒状ウェイト１６３に対する反力の伝達経路につき、インパクトボルト１４５から筒状ウェイト１６３に伝達する方式としたが、ハンマビット１１９から筒状ウェイト１６３に伝達する方式に変更してもよい。また筒状ウェイト１６３は、筒状以外の形状であっても差し支えない。 In addition, although embodiment mentioned above demonstrated the hammer drill 101 as an example as an impact type work tool, it is natural that it is applicable not only to the hammer drill 101 but a hammer. In the above-described embodiment, the reaction force transmission path to the cylindrical weight 163 is transmitted from the impact bolt 145 to the cylindrical weight 163. However, the transmission path is changed from the hammer bit 119 to the cylindrical weight 163. May be. The cylindrical weight 163 may have a shape other than the cylindrical shape.

また上述した実施の形態では、ハンマビット１１９を直線状に駆動するために、駆動モータ１１１の回転出力を直線運動に変換する運動変換機構１１３としてクランク機構を用いた場合で説明したが、運動変換機構は、クランク機構に限られるものではなく、例えば軸方向に揺動運動を行うスワッシュプレート（斜板）を利用する運動変換機構を用いることが可能である。また上述した実施の形態では、ストッパ１６９によって筒状ウェイト１６３の前方への移動を禁止してコイルバネ１６５の付勢力を規制する構成とし、当該コイルバネ１６５の付勢力が打撃位置を越えて前方に実質的に作用しないように規制する構成としたが、ストッパ１６９による規制に変えて、例えば初期荷重が付与されない自由状態でコイルバネ１６５を配置する構成に変更してもよい。またゴムリング１６４は、ハンマ作業の際に被加工材から受ける反力を緩和するという観点では、コイルバネ１６５とバネ受リング１６７との間に配置する構成に変更してもよい。 In the above-described embodiment, the case where the crank mechanism is used as the motion conversion mechanism 113 that converts the rotation output of the drive motor 111 into a linear motion to drive the hammer bit 119 linearly has been described. The mechanism is not limited to the crank mechanism, and for example, a motion conversion mechanism using a swash plate (swash plate) that swings in the axial direction can be used. In the above-described embodiment, the stopper 169 prohibits forward movement of the cylindrical weight 163 and restricts the urging force of the coil spring 165. The urging force of the coil spring 165 substantially exceeds the striking position and moves forward. However, instead of the restriction by the stopper 169, for example, the coil spring 165 may be arranged in a free state where no initial load is applied. Further, the rubber ring 164 may be changed to a configuration in which the rubber ring 164 is disposed between the coil spring 165 and the spring receiving ring 167 from the viewpoint of reducing the reaction force received from the workpiece during the hammering operation.

本発明の実施形態に係る電動式のハンマドリルの全体構成を示す側断面図であり、ハンマビットが被加工材に押し付けられた負荷時を示している。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a side sectional view showing an overall configuration of an electric hammer drill according to an embodiment of the present invention, showing a load when a hammer bit is pressed against a workpiece. ハンマドリルの主要部を示す拡大断面図である。It is an expanded sectional view showing the principal part of a hammer drill. ハンマドリルを示す平断面図であり、ハンマビットが被加工材に押し付けられた負荷時を示す。It is a plane sectional view which shows a hammer drill, and shows the time of load when a hammer bit was pressed against a work material. ハンマドリルを示す平断面図であり、ウェイトおよびコイルバネの作動時を示す。It is a plane sectional view showing a hammer drill, and shows the time of operation of a weight and a coil spring. ウェイトの質量に対する跳ね返り加速度（反力）の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the rebound acceleration (reaction force) with respect to the mass of a weight. 加速度波形を示す図であり、ウェイトおよびコイルバネがない場合を示す。It is a figure which shows an acceleration waveform, and shows the case where there is no weight and a coil spring. 加速度波形を示す図であり、ウェイト質量が５０ｇ（ストライカとの質量比で０．３６）の場合を示す。It is a figure which shows an acceleration waveform, and shows the case where weight mass is 50g (0.36 in mass ratio with a striker). 加速度波形を示す図であり、ウェイト質量が１１０ｇ（ストライカとの質量比で０．７９）の場合を示す。It is a figure which shows an acceleration waveform, and shows the case where weight mass is 110g (mass ratio with a striker is 0.79). 加速度波形を示す図であり、ウェイト質量が２８０ｇ（ストライカとの質量比で２．０）の場合を示す。It is a figure which shows an acceleration waveform, and the case where a weight mass is 280g (mass ratio with a striker is 2.0) is shown.

Explanation of symbols

１０１ハンマドリル（衝撃式作業工具）
１０３本体部（工具本体）
１０５モータハウジング
１０７ギアハウジング
１０９ハンドグリップ
１０９ａ回動軸
１０９ｂ弾性バネ
１１１駆動モータ
１１３運動変換機構（駆動機構）
１１５打撃要素
１１７動力伝達機構
１１９ハンマビット（ハンマ作動部材）
１１９ａ頭部周縁部
１２１駆動ギア
１２３被動ギア
１２５クランク板
１２６偏心軸
１２７クランクアーム
１２８連結軸
１２９ピストン
１３１伝達ギア
１３３伝達軸
１３４小ベベルギア
１３５大ベベルギア
１３７ツールホルダ
１４１シリンダ
１４１ａ空気室
１４３ストライカ
１４５インパクトボルト（ハンマ作動部材）
１４５ａ大径部
１４５ｂ小径部
１４５ｃテーパ部
１５１位置決め部材
１５３ラバーリング
１５５前金属座金（介在物）
１５７後金属座金
１５９スペーサ
１６３筒状ウェイト（ウェイト）
１６４ゴムリング（粘弾性部材）
１６５コイルバネ（弾性要素）
１６７バネ受リング
１６９ストッパ 101 Hammer drill (impact work tool)
103 Main body (tool body)
105 Motor housing 107 Gear housing 109 Hand grip 109a Rotating shaft 109b Elastic spring 111 Drive motor 113 Motion conversion mechanism (drive mechanism)
115 Impact Element 117 Power Transmission Mechanism 119 Hammer Bit (Hammer Actuating Member)
119a Head periphery 121 Drive gear 123 Driven gear 125 Crank plate 126 Eccentric shaft 127 Crank arm 128 Connection shaft 129 Piston 131 Transmission gear 133 Transmission shaft 134 Small bevel gear 135 Large bevel gear 137 Tool holder 141 Cylinder 141a Air chamber 143 Strike 145 Impact bolt (Hammer operating member)
145a Large diameter portion 145b Small diameter portion 145c Tapered portion 151 Positioning member 153 Rubber ring 155 Front metal washer (inclusion)
157 Rear metal washer 159 Spacer 163 Tubular weight (weight)
164 Rubber ring (viscoelastic member)
165 Coil spring (elastic element)
167 Spring bearing ring 169 Stopper

Claims

A tool body;
A hammer actuating member which is disposed in the tip region of the tool body and performs a predetermined hammering operation on the workpiece by linearly moving in the long axis direction;
A striker that applies a striking action to the hammer actuating member by linearly moving in the longitudinal direction of the tool body;
When the hammer actuating member performs a hammering operation on the workpiece, the hammer actuating member is placed in direct contact with the hammer actuating member or abutted against the hammer actuating member via a hard metal inclusion. In the reaction force transmission position where the reaction force is placed, the weight to which the reaction force from the hammer operating member is transmitted is pushed by the weight that moves backward from the reaction force transmission position by the transmitted reaction force. An elastic element that elastically deforms and thereby absorbs the reaction force transmitted to the weight,
The impact is configured such that a resonance frequency when the weight and the elastic element are regarded as a spring mass system model is ½ or more of an impact frequency applied to the hammer operating member by the impactor. Work tool.

The impact type work tool according to claim 1,
The elastic element is constituted by a coil spring,
When the spring constant k of the coil spring, the circular constant [pi, the mass of the weight m, the striking frequency of the hammer actuating member by the striker was f _0,
An impact-type work tool characterized by being set so as to satisfy an equation of k> π ² mf ₀ ² .

The impact type work tool according to claim 1 or 2,
A viscoelastic member is disposed between the weight and the elastic element to absorb a stress wave generated in the weight when the reaction force of the hammer operating member is transmitted to the weight. Impact work tool.