JP4155857B2

JP4155857B2 - Work tools

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Publication number: JP4155857B2
Application number: JP2003098296A
Authority: JP
Inventors: 陽之介青木
Original assignee: Makita Corp
Current assignee: Makita Corp
Priority date: 2003-04-01
Filing date: 2003-04-01
Publication date: 2008-09-24
Anticipated expiration: 2023-04-01
Also published as: JP2004299036A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ハンマやハンマドリル等のように一定の周期で工具ビットを駆動する作業工具における制振技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特開昭５２−１０９６７３号（特許文献１）では、制振装置が設けられたハンマの構成が開示されている。この従来のハンマでは、本体ハウジングの下方側であってモータハウジングの前方をなす領域に、当該本体ハウジング（およびモータハウジング）と一体状に防振室を形成するとともに、この防振室内に動吸振器を収容する。そしてハンマ駆動の際に生じるハンマ長軸方向への強い振動が当該動吸振器によって吸振されるように構成される。
【０００３】
ところで上記動吸振器は、弾性要素による付勢力が作用した状態で配置されたウェイトが、当該動吸振器に入力される振動量の大きさに応じて駆動されることで制振作用を奏する。すなわち動吸振器は、発生した振動量に応じて制振量が決定されるという受動的な性格を有する。ところで、実際の加工作業においては、作業者が作業工具を被加工材側に強く押圧した状態で作業を行なうといったように、工具ビットに被加工材側からの負荷が相当程度作用するため制振の要請が高いにもかかわらず、動吸振器に入力される振動量が抑制されてしまう場合がある。
【０００４】
【特許文献１】
特開昭５２−１０９６７３号
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、作業工具における制振性を一層向上するのに資する技術を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を達成するため、各請求項記載の発明が構成される。
請求項１に記載の発明によれば、工具ビットと、作動機構と、動吸振器を有する作業工具が構成される。作動機構は、前記工具ビットを直線状に駆動させ、これによって当該工具ビットに所定の加工作業を遂行させる。かかる工具ビットとしては、典型的にはハンマビットがこれに該当する。また作動機構による前記工具ビットの駆動形態としては、作動機構における圧力の変動によって直接的に工具ビットを駆動する形態、作動機構における圧力の変動によって駆動された打撃子による打撃によって間接的に工具ビットを駆動する形態のいずれも好適に包含される。
【０００７】
本発明における動吸振器は、ビット長軸方向に伸縮する弾性要素と、ビット長軸方向に弾性要素による付勢力を受けた状態で直線運動可能に構成されたウェイトを有する。動吸振器の要素たるウェイトは、少なくとも弾性要素による付勢力が作用すれば足り、さらに減衰要素による減衰力の作用を受ける構成も包含されるものとする。
【０００８】
本発明の特徴として、上記ウェイトは、作動機構において生じさせた変動圧力によって駆動される。動吸振器は、本来的には、外部からの振動入力に基づいてウェイトが駆動され、これによって振動を受動的に抑制する機構である。本発明では、かかる受動的な制振機構である動吸振器につき、そのウェイトを、工具ビット駆動用の作動機構における変動圧力によって積極的に駆動させる構成とした。すなわち、ウェイトは、加工作業に伴う負荷が工具ビットに作用する負荷駆動時において、動吸振器に対し加工作業時に生ずるビット長軸方向の振動が入力されるように、かつ作動機構が作動することで生じさせた変動圧力によって駆動されるとともに、当該駆動のために与えられる力、すなわち加振力が一定に保持される構成とした。従って、作業工具に作用する振動の大小によらず、動吸振器を定常的に作動させることが可能となる。このため、例えば作業工具に強い押圧力を作用させながら加工作業を行なう等のように、制振の要請は高いにも拘らず、動吸振器に入力される振動量が小さく、当該動吸振器が十分に作動しないような作業態様においても、十分な制振機能を確保することが可能な作業工具が提供されることとなった。
【０００９】
（請求項２に記載の発明）
請求項２に記載の発明によれば、請求項１に記載の作業工具における作動機構は、駆動モータと、工具ビットに直線運動を行わせるべく、当該工具ビットの長軸方向に直線運動する打撃子と、クランク室に収容されるとともに、駆動モータの回転出力を直線運動に変換して打撃子を駆動するクランク部とを有するとともに、動吸振器は、ウェイトを収容する本体部を有するように構成する。そしてクランク部の駆動に伴うクランク室内の圧力変動が、動吸振器の本体部内に導かれ、これによりウェイトが打撃子と対向状に駆動されるように構成する。
【００１０】
ところで、クランク部の作動状態とクランク室内の容積とは、以下の関係となるのが一般的である。すなわち、打撃子が工具ビットに向かうようにクランク部が作動される場合にはクランク室内の容積が増大する。この場合、クランク室内の圧力は、クランク室内の容積が増大する前に比べて相対的に低下する。これとは反対に、打撃子が工具ビットから離間するようにクランク部が作動される場合には、クランク室内の容積が減少する。この場合クランク室内の圧力は、クランク室内の容積が減少する前に比べて相対的に増大する。このように打撃子の駆動態様に応じて変動するクランク室内の圧力を動吸振器の本体部内に導くことで、以下の関係を構築することが可能である。
【００１１】
すなわち、駆動子が工具ビットに向かう際には、クランク室内の相対的に低圧とされた状態を利用して、動吸振器のウェイトが工具ビットから離間する方向へと移動するように設定する。例えば、クランク室内の相対的な低圧状態により、工具ビットから離間する方向へとウェイトが吸引作用を受けるといった構成が可能である。一方、駆動子が工具ビットから離間する際には、クランク室内の相対的に高圧とされた状態を利用して、動吸振器のウェイトが工具ビットに近接する方向へと移動するように設定する。例えば、クランク室内の相対的な高圧状態により、工具ビットに近接する方向へとウェイトが押圧作用を受けるといった構成が可能である。なお実際の作業工具においては、打撃子の移動動作のタイミングと、クランク室内の容積の変化のタイミングには若干の時間差が生じることがあるので、作業工具の設計時には、当該時間差を加味してウェイトの積極駆動を行なうよう構成するのが好ましい。
【００１２】
本発明によれば、本来は外部振動の入力を受けて受動的に駆動された制振を行なうに過ぎない動吸振器のウェイトにつき、打撃子と対向するように能動的に直線運動させるカウンタウェイトとして機能させることが可能とされ、合理的な制振機構を構築することが可能となった。
【００１３】
（請求項３に記載の発明）
請求項３に記載の発明によれば、請求項１または２に記載の作業工具において、加工作業に伴う負荷が工具ビットに作用する負荷駆動時には、作動機構が作動することで生じさせた変動圧力によるウェイトの駆動が許容される。一方、加工作業に伴う負荷が工具ビットに作用しない無負荷駆動時には、作動機構が作動することで生じさせた変動圧力によるウェイトの駆動が規制される。従って、制振の必要性が高い負荷駆動時には、作動機構が作動することで生じさせた変動圧力を利用し、動吸振器のウェイトを積極駆動することによって作業工具の効果的な制振を図り、その一方において、制振の必要性がそれ程高くない無負荷駆動時には、動吸振器におけるウェイトの積極駆動を規制することにより、かえってウェイトが作業工具における振動源となるのを未然に防止することが可能とされる。
【００１４】
（請求項４に記載の発明）
請求項４に記載の発明によれば、請求項３に記載の作業工具における動吸振器につき、本体部内において前記ウェイトを挟んで形成された第１および第２の作動室を有するように構成する。そして作業工具が少なくとも負荷駆動される場合には、作動機構が作動することで生じさせた変動圧力が第１の作動室に導入されるとともに、第２の作動室が外部と連通可能に構成される。
【００１５】
負荷駆動時には、作動機構が作動することで生じさせた変動圧力を第１の作動室に導くことで動吸振器のウェイトを駆動し、これによって当該動吸振器を能動的な制振機構として機能させる。この場合、本体部内においてウェイトを挟んで形成された第２の作動室を外部に連通することにより、外部との連通が遮断された第２の作動室の圧縮および膨張作用（典型的には断熱圧縮ないし断熱膨張）が、本体部内を移動動作しようとするウェイトの妨げとならないように構成する。これにより、本体部内におけるウェイトの円滑かつ速やかな駆動動作が確保されることとなる。
【００１６】
なお、動吸振器において減衰による制振要素を付加するべく、第１および第２の作動室には、空気やオイル等の流体を適宜に充填するのが好ましい。
【００１７】
（請求項５に記載の発明）
請求項５に記載の発明によれば、請求項１から４までのいずれかに記載の作業工具における作動機構につき、工具ビットの長軸方向へと相対的に摺動動作するピストンおよびシリンダを有するように構成する。そして工具ビットは、ピストンおよびシリンダの相対動作による空気バネの作用を介して、当該工具ビットの長軸方向に直線運動するよう構成される。本発明では、動吸振器のウェイトにつき、シリンダの周面部に沿って配設されつつ、工具ビットの長軸方向へと摺動可能に構成される。「周面部に沿って配設」の態様としては、シリンダの外周部を一周するように配設してもよく、あるいはシリンダの外周部に沿って、その一部に配設してもよい。本発明によれば、ウェイトをシリンダの周面部に沿って配設しつつ、摺動状に直線運動させることが可能であり、作業工具における省スペース化技術の向上に資することとなる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
（第１の実施形態）
以下、本発明の第１の実施形態につき、図面を参照しつつ詳細に説明する。本発明の実施の形態では、作業工具の一例として電動式のハンマを用いて説明する。図１に示すように、本実施の形態に係る電動ハンマ１０１は、概括的に見て、電動ハンマ１０１の外郭を形成する本体部１０３、当該本体部１０３の先端領域に接続されるツールホルダ１１７、当該ツールホルダ１１７に着脱自在に取付けられたハンマビット１１９を主体として構成される。ハンマビット１１９は、本発明における「工具ビット」に対応する。
【００１９】
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、運動変換機構１１３および打撃要素１１５を収容したギアハウジング１０７と、ハンドグリップ１０９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。なお電動ハンマ１０１は、適宜作業者が操作することにより、ハンマビット１１９の長軸方向へのハンマ動作および周方向へのドリル動作を同時に行なうハンマドリルモードへ切り替え可能に構成してもよい。
【００２０】
本実施の形態に係る電動ハンマ１０１のうち、運動変換機構１１３、打撃機構１１５の詳細な構成が図２に示される。なお図２は、電動ハンマ１０１の主要部の構成を平面視にて模式的に示す。運動変換機構１１３は、図２では図示されない駆動モータ１１１（図１参照）により水平面内にて回転駆動される駆動ギア１２２と、当該駆動ギア１２２の回転中心からシフトして配置された偏心軸１２３と、一端側が偏心軸１２３に遊嵌状に取り付けられるとともに他端側が駆動子１２７に遊嵌状に取り付けられたクランクアーム１２５を有する。駆動ギア１２２、偏心軸１２３およびクランクアーム１２５は、クランク室１２１内に配置される。クランク室１２１内は、特に図示しないシール構造により概ね外部と非連通状態とされるとともに、その実効容積は、クランクアーム１２５による駆動子１２７の移動動作に応じて増減するように構成されている。クランクアーム１２５は、駆動子１２７と相俟って本発明における「クランク部」に対応する。
【００２１】
一方、打撃機構１１５は、駆動子１２７とともにシリンダ１２９のボア内壁に摺動自在に配置されたストライカ１３１と、ツールホルダ１１７に摺動自在に配置されるとともに、ストライカ１３１の運動エネルギをハンマビット１１９に伝達するインパクトボルト１３３を主体として構成される。ストライカ１３１は、本発明における「打撃子」に対応する。
【００２２】
本実施の形態に係る電動ハンマ１０１には、さらに図２に示すように、本体部１０３に連接された動吸振器１４１が設けられている。動吸振器１４１は、本体部１０３に隣接状に配置された筒体１４３と、当該筒体１４３内に配置されたウェイト１４５と、ウェイト１４５の左右に配置された付勢バネ１５３を主体として構成される。付勢バネ１５３は、ウェイト１４５が筒体１４３の長軸方向（ハンマビット１１９の長軸方向）に移動する際にウェイト１４５に対向状の弾発力を付与する。また筒体１４３内のウェイト１４５の左右両側部には、それぞれ第１作動室１５１および第２作動室１５２（本発明の「第１の作動室」「第２の作動室」にそれぞれ対応）が形成される。第１作動室１５１は、第１連通部１５５を介してクランク室１２１に連通されている。また第２作動室１５２は、第２連通部１５７を通じて動吸振器１４１外（大気）に連通されている。
【００２３】
ウェイト１４５には、大径部１４７および小径部１４９が連接状に形成されており、両者の外形や長軸方向長さ等を選択することにより、ウェイト１４５の設計寸法を適宜調整することが可能であり、全体としてウェイト１４５のコンパクト化を図ることが可能である。さらにウェイト１４５がその移動方向に長尺状に形成されること、および小径部１４９の外周部が付勢バネ１５３の内周に密接状に接することにより、ウェイト１４５がハンマビット１１９の長軸方向に移動動作する際の動作を安定化することが可能とされている。
【００２４】
なお本実施の形態における動吸振器１４１は、その筒体１４３が本体部１０３（ギアハウジング１０７）に固定状に連接されて電動ハンマ１０１に一体的に設けられているが、これを本体部１０３から取り外し自在に構成してもよい。
【００２５】
上記のように構成される電動ハンマ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、図２に示す駆動ギア１２２が水平面内にて回動動作する。すると、駆動ギア１２２に配置された偏心軸１２３が水平面内を周回動作し、これによってクランクアーム１２５が同じく水平面内を揺動し、当該クランクアーム１２５の先端に取り付けられた駆動子１２７がシリンダ１２９内を直線状に摺動動作される。駆動子１２７の摺動動作に伴う空気バネの作用により、ストライカ１３１は駆動子１２７の直線動作速度よりも高速でシリンダ１２９内を直線運動する。ストライカ１３１は、インパクトボルト１３３に衝突することで、その運動エネルギをハンマビット１１９へと伝達し、これによってハンマビット１１９が被加工材にハンマ加工作業を行なう。なお図示の便宜上、図２においては、駆動子１２７が後退動作して非圧縮側死点に達し、このためインパクトボルト１３３に衝突して衝撃力を伝達したストライカ１３１が、ハンマビット１１９から離反する方向へと直線運動する状態が示される（ストライカの運動方向は、図２では符号Ｍｒ１で示される）。
【００２６】
上記のようにハンマビット１１９が駆動される際に発生する衝撃的かつ周期的な振動に対しては、本体部１０３に設けられた動吸振器１４１が制振機能を奏する。すなわち、電動ハンマ１０１の本体部１０３を、所定の外力（振動）が作用する制振対象体として見立てた場合、当該制振対象体である本体部１０３に対して、動吸振器１４１における制振要素であるウェイト１４７および付勢バネ１５３が協働して動的な制振を行なう。これにより本実施の形態における電動ハンマ１０１の振動が効果的に抑制されることとなる。なお動吸振器による制振原理自体は公知の事項ゆえ詳細な説明を省略する。
【００２７】
本実施の形態では、電動ハンマ１０１の駆動時において、駆動子１２７がシリンダ１２９内をハンマビット１１９の長軸方向（図２において左右方向に直線状に摺動動作するのに伴い、クランク室１２１内の容積が変化する。例えば図３では、駆動子１２７が、図２に示す非圧縮側死点に位置した状態からハンマビット１１９側へと所定量移動した状態が示される。図３では駆動ギア１２２の図中左回りの回転に伴い、クランクアーム１２５が水平面内にて揺動動作することで、駆動子１２７がハンマビット１１９側へと摺動動作を開始する。このとき駆動子１２７とストライカ１３１間の空気バネの作用により、ストライカ１３１にはハンマビット１１９方向へと向かう力Ｆｆ１が作用する。
【００２８】
この時、駆動子１２７がハンマビット１１９側へ摺動動作した分、クランク室１２１内の容積が増大するとともに、当該クランク室１２１内の圧力が減少する。この減少圧力は、連通部１５５を通じて動吸振器１４１の第１作動室１５１に作用する。これによりウェイト１４５にはハンマビット１１９から離反する側への力Ｆｒ２が作用する。
【００２９】
図４に示すように、さらに駆動ギア１２２が回転駆動されることに伴い、クランクアーム１２５が水平面内にて揺動動作し、駆動子１２７がハンマビット１１９側へと更に摺動動作して圧縮側死点に至る。このときストライカ１３１は、図３に示す状態から継続的に作用する空気バネの作用を介し、ハンマビット１１９側へと移動し（ストライカ１３１の移動動作は図中符号Ｍｆ１で示される）、インパクトボルト１３３に衝突し、これによって衝撃的な打撃力がハンマビット１１９に伝達され、当該ハンマビット１１９はツールホルダ１１７内を摺動動作してハンマ作業を遂行する。
【００３０】
この時、クランク室１２１内の容積が増大することに起因する当該クランク室１２１内の減少圧力が、上記図３に示す状態から図４に示す状態へと継続的に第１作動室１５１内に作用することにより、ウェイト１４５には継続的に力Ｆｒ２が作用する。この結果、ウェイト１４５は付勢バネ１５３の付勢力に抗しつつ、図中右側へと摺動動作する（ハンマビット１１９から離反する側であって、符号Ｍｒ２で示される）。この結果、ストライカ１３１がインパクトボルト１３３に衝突して衝撃力をハンマビット１１９に作用させるように直線運動する場合に、ウェイト１４５は当該インパクトボルト１３３に対向するように反対方向へ直線運動し、電動ハンマ１０１に生じる振動を抑制するように作用する。
【００３１】
なお本実施の形態では、駆動子１２７がストライカ１３１に向かって移動動作するタイミングに対し、空気バネが作用するのに必要な圧縮時間あるいはストライカ１３１の慣性力等のため、当該ストライカ１３１が実際にインパクトボルト１３３に向かって直線運動を開始するタイミングが若干遅れることとなる。従って、動吸振器１４１におけるウェイト１４５につき、ストライカ１３１の移動動作と対抗するように直線運動を開始させるタイミングについては、例えば付勢バネ１５３の付勢力を調整する等して適宜に設定することが好ましい。
【００３２】
また本実施の形態では、ウェイト１４５がストライカ１３１と対向するように直線運動するに際し、第２作動室１５２に形成された第２連通部１５７を通じて外部のエアが当該第２作動室１５２内に導かれるため、ウェイト１４５の図中右方向ヘの移動に伴い、第２作動室１５２内の空間が外部とのエアの流通を絶たれた状態で膨張してしまい（断熱膨張）、ウェイト１４５の直線運動の妨げとなるといった事態が効果的に防止されている。
【００３３】
さらにウェイト１４５が図中右側に直線運動するのに伴い、第１作動室１５１内の容積が減少し、連通部１５５を介してクランク室１２１内の圧力が増加することになるが、当該圧力の増加が実用上無視できる程度にクランク室１２１の実効容積を大きくする構成を採用してもよい。あるいは、かかる圧力増加によりウェイト１４５の移動動作Ｍｒ２に対するブレーキ作用を生ぜしめ、直線運動するウェイト１４５が第１作動室１５１端部に衝突しないように設定する構成を採用してもよい。
【００３４】
図４に示すように駆動子１２７が圧縮側死点に位置する状態から、さらに駆動ギア１２２が回転駆動されることで、駆動子１２７はハンマビット１１９から離反する側へと移動する。この結果、図５に示すように、膨張側に作用する空気バネにより、ストライカ１３１には、ハンマビット１１９から離反する方向への力Ｆｒ１が作用する。一方、この動作に際してクランク室１２１内の容積が減少して圧力が増加するのに伴い、連通部１５５を通じて第１作動室１５１内に導かれた変動圧力により、動吸振器１４１のウェイト１４５には、ハンマビット１１９に向かう方向への力Ｆｆ２が作用する。上述のように、空気バネの作動に必要な時間、ストライカ１３１の慣性力等のため、駆動子１２７がハンマビット１１９から離反する側へ移動動作を開始するタイミングに対し、ストライカ１３１の直線運動が開始されるタイミングが若干遅れる。この結果、駆動子１２７が、図５に示す状態から図２に示す非圧縮側死点へと至る過程において、ストライカ１３１がハンマビット１１９から離反する側へと直線運動Ｍｒ１を開始し（図２参照）、これに伴って動吸振器１４１のウェイト１４５が当該ストライカ１３１と対向状に直線運動Ｍｆ２を開始する。この結果、ストライカ１３１が後退動作する場合においても、ウェイト１４５を積極的に駆動した制振機構が効果的に働くこととなる。
【００３５】
なお上記と同様、ウェイト１４５が図中左側に直線運動（Ｍｆ２）する際（図２参照）、第２連通部１５７を通じて外部のエアが当該第２作動室１５２内に導かれるため、ウェイト１４５の図中左方向ヘの移動に伴い、第２作動室１５２内の空間が外部とのエアの流通を絶たれた状態で圧縮され（断熱圧縮）、ウェイト１４５の直線運動の妨げとなることが効果的に防止されている
【００３６】
本実施の形態によれば、本来的には、外部側（電動ハンマ１０１側）からの振動入力に基づいてウェイト１４５が駆動され、これによって振動を受動的に抑制する機構である動吸振器１４１につき、当該ウェイト１４５を、駆動子１２７の駆動動作に伴うクランク室１２１内の圧力変動を利用して、ストライカ１３１の直線運動と対向するように積極的に直線運動させる。従って、電動ハンマ１０１に作用する振動の大小によらず、動吸振器１４１を定常的に作動させることが可能となる。換言すれば、動吸振器１４１のウェイト１４５につき、あたかも運動変換機構によって能動的に駆動動作されるカウンタウェイトのように用いることが可能とされる。この結果、例えば作業者が電動ハンマ１０１に強い押圧力を作用させながらハンマ作業を行なう等のように、制振の要請は高いにも拘らず、当該押圧力のため動吸振器１４１に入力される振動量が小さくなってしまい、当該動吸振器１４１が十分に作動しないような作業態様においても、ウェイト１４５を積極的に駆動動作させ、十分な制振機能を確保することが可能となる。
【００３７】
（本発明の第２の実施形態）
次に、本発明の第２の実施形態につき、図６および図７を参照しつつ説明する。第２の実施形態では、被加工材側からの負荷がハンマビット２１９に作用する負荷駆動時にのみ、動吸振器２４１におけるウェイト２４５の積極駆動を行なうという構成を採用している。具体的には、筒状に形成されるとともに、シリンダ２２９の外周面に沿って配置された作動体２６１が、付勢バネ２６３とともに設定されている。
【００３８】
図６における電動ハンマ２０１は、被加工材（特に図示しない）側からの負荷がハンマビット２１９に作用しない状態、すなわち無負荷駆動状態に置かれている。このとき作動体２６１は、付勢バネ２６３により図中左方向に付勢され、クランク室２２１と動吸振器２４１の第１作動室２５１とを連通する第１連通部２５５を閉鎖状態としている。また動吸振器２４１の第２作動室２５２を外部に連通する第２連通部２５７に関しても、これを閉鎖状態としている。さらに当該作動体２６１は、駆動子２２７とストライカ２３１間に形成される圧縮室を介して、クランク室２２１を外部に連通する第３連通部２５９を開放状態としている。
【００３９】
この結果、無負荷駆動時におけるクランク室２２１は、第１連通部２５５を介して第１作動室２５１に連通されることなく、第３連通部２５９を介して外部に連通されることとなる。従ってクランク室２２１内の変動圧力を利用したウェイト２４５の積極駆動は行なわれない。このため制振の必要性が比較的低い無負荷駆動時において、ウェイト２４５を不用意に積極駆動して電動ハンマ２０１の振動源となることが防止されるとともに、動吸振器２４１は、外部（電動ハンマ２０１）から入力される振動に基づいて本来の受動的な制振機構として作用する。
【００４０】
一方、図７に示すように、電動ハンマ２０１によって被加工材にハンマ作業を行なう場合、作業者が電動ハンマ２０１を押圧することに起因して、被加工材側からの負荷（押圧力に対する反力）Ｆがハンマビット２１９に作用する。かかる状態は負荷駆動状態と定義される。負荷駆動時における作動体２６１は、作業者による電動ハンマ２０１の押圧により、付勢バネ２６３の付勢力に抗しつつ、シリンダ２２９の外周部をハンマビット２１９から離反する側へと摺動する。すると当該作動体２６１により、無負荷駆動時には閉鎖状態とされていた第１連通部２５５および第２連通部２５７がそれぞれ開放状態とされ、さらに開放状態とされていた第３連通部２５９が当該作動体２６１によって遮蔽される。この結果、クランク室２２１は、外部との連通が遮断されるとともに、動吸振器２４１の第１作動室２５１に連通される。
【００４１】
この状態で駆動ギア２２２が回転し、クランクアーム２２５を介して駆動子２２７が直線運動することにより、ストライカ２３１が直線運動し、インパクトボルト２３３を介してハンマビット２１９に衝撃力を伝達し、負荷駆動状態における電動ハンマ２０１の駆動が遂行される。このとき駆動子２２７の直線運動に伴ってクランク室２２１内の容積が増減して圧力が増減すると、かかる変動圧力が第１連通部２５５を通じて第１作動室２５１に作用する。この結果、上記第１の実施形態と同様に、ストライカ２３１の直線運動と対向状にウェイト２４５を直線運動させ、電動ハンマ２０１の効果的な制振を行なうことが可能とされる。
【００４２】
なお、負荷駆動時におけるクランク室２２１の変動圧力を利用したウェイト２４５の積極駆動に際し、第２作動室２５２は第２連通部２５７を通じて外部に開放されるため、断熱状に膨張ないし圧縮されることによりウェイト２４５の駆動動作を阻害する事態が効果的に防止される。第２の実施形態の他の構成に関しては、上記第１の形態の構成と実質的に同等とされているため、詳細な説明を便宜上省略する。
【００４３】
（本発明の第３の実施形態）
次に、本発明の第３の実施形態につき、図８および図９を参照しつつ説明する。第３の実施形態では、被加工材側からの負荷がハンマビット３１９に作用する負荷駆動時にのみ、動吸振器３４１におけるウェイト３４５の積極駆動を行なうという構成を採用する点では、上記第２の実施形態と同様であり、無負荷駆動時および負荷駆動時におけるクランク室３２１の連通形態に関し、上記第２の実施形態と異なる構成とされている。本実施の形態に係る電動ハンマ３０１では、筒状に形成されるとともに、シリンダ３２９の外周面に沿って配置された作動体３６１が、付勢バネ３６３とともに設定されている。またクランク室３２１は、第１連通部３５５を通じて動吸振器３４１の第１作動室３５１に常時に連通されている。
【００４４】
図８における電動ハンマ３０１は、被加工材（特に図示しない）側からの負荷がハンマビット３１９に作用しない状態、すなわち無負荷駆動状態に置かれている。このとき作動体３６１は、付勢バネ３６３により図中左方向に付勢され、動吸振器３４１の第２作動室３５２を外部に連通する第２連通部３５７を閉鎖状態する一方、クランク室３２１を外部に連通する第３連通部３５９に関しては、これを開放状態としている。
【００４５】
この結果、無負荷駆動時におけるクランク室３２１は、第３連通部３５９を通じて外部に連通されるため、クランク室３２１内の変動圧力を利用したウェイト３４５の積極駆動は行なわれない。このため制振の必要性が比較的低い無負荷駆動時において、ウェイト３４５を不用意に積極駆動して電動ハンマ３０１の振動源となることが防止されるとともに、動吸振器３４１は、外部（電動ハンマ３０１）から入力される振動に基づいて本来の受動的な制振機構として作用する。
【００４６】
一方、図９に示すように、電動ハンマ３０１によって被加工材にハンマ作業を行なう場合、作業者が電動ハンマ３０１を押圧することに起因して、被加工材側からの負荷（押圧力に対する反力）Ｆがハンマビット３１９に作用する。かかる状態は負荷駆動状態と定義される。負荷駆動時における作動体３６１は、作業者による電動ハンマ３０１の押圧により、付勢バネ３６３の付勢力に抗しつつ、シリンダ３２９の外周部をハンマビット３１９から離反する側へと摺動する。すると当該作動体３６１により、無負荷駆動時には閉鎖状態とされていた第２連通部３５７が閉鎖状態とされ、さらに開放状態とされていた第３連通部３５９が遮蔽される。この結果、クランク室３２１は、外部との連通が遮断されるとともに、第１連通部３５５を介して動吸振器３４１の第１作動室３５１に連通される。
【００４７】
この状態で駆動ギア３２２が回転し、クランクアーム３２５を介して駆動子３２７が直線運動することにより、ストライカ３３１が直線運動し、インパクトボルト３３３を介してハンマビット３１９に衝撃力を伝達し、負荷駆動状態における電動ハンマ３０１の駆動が遂行される。このとき駆動子３２７の直線運動に伴ってクランク室３２１内の容積が増減して圧力が増減すると、かかる変動圧力が第１連通部３５５を通じて第１作動室３５１に作用する。この結果、ストライカ３３１の直線運動と対向状にウェイト３４５を直線運動させ、電動ハンマ３０１の効果的な制振を行なうことが可能とされる。
【００４８】
負荷駆動時におけるクランク室３２１の変動圧力を利用したウェイト３４５の積極駆動に際し、第２作動室３５２は第２連通部３５７を通じて外部に開放されるため、断熱状に膨張ないし圧縮されることによりウェイト３４５の駆動動作を阻害することが効果的に防止される。第３の実施形態の他の構成に関しては、上記第１の形態の構成と実質的に同等とされているため、詳細な説明を便宜上省略する。
【００４９】
なお上記第２および第３の実施形態では、クランク室２２１（３２１）と外部、クランク室２２１（３２１）と第１作動室２５１（３５１）、第２作動室２５２（３５２）と外部のそれぞれを連通状態ないし非連通状態とすることにより、動吸振器２４１（３４１）におけるウェイト２４５（３４５）の駆動制御を行う構成例を説明したが、これらのいずれかのみの要素を用いて、当該ウェイト２４５（３４５）の駆動制御を遂行する構成としてもよい。
【００５０】
（本発明の第４の実施形態）
次に、本発明の第４の実施形態につき、図１０を参照しつつ説明する。第４の実施形態では、上記各実施形態の作動性を更に改善するための各種の工夫が講じられている。図１０では、負荷駆動状態に置かれた上記第３の実施形態に係る電動ハンマ３０１（図９参照）を一例として、これに圧力調整バルブ４７１、弾性体４７３、作動室連通部４７５、バネ定数が非定常とされたバネ４７７およびエアクッション領域４７９という各特徴的構成を付加した電動ハンマ４０１の構成が示されている。なお、これらの特徴的構成は、他の実施形態にかかる電動ハンマ１０１，２０１に対しても同様に適用可能である。
【００５１】
圧力調整バルブ４７１は、クランク室４２１内の変動圧力を利用して動吸振器４４１におけるウェイト４４５を積極的に駆動するに際し、クランク室４２１内の圧力を適宜外部に逃がすことで、第１作動室４５１に作用する圧力（すなわちウェイト４４５に作用する圧力）を加減し、ウェイト４４５の駆動速度、駆動量等を適宜調整するべく、クランク室４２１から外部への通路４７２に配置されている。
【００５２】
弾性体４７３は、ストライカ４３１の直線運動と対向状に直線運動するウェイト４４５の振幅が過大となり過ぎた場合に、動吸振器４４１の筒体４４３の端部にウェイト４４５が衝突して動吸振器の耐久性に悪影響を及ぼすことを防止し、あるいはバネ４７７が過大な振幅によって座屈するのを防止するべく、第１作動室４５１および第２作動室４５２の各端部に配置される。
【００５３】
作動室連通部４７５は、筒体４４１の内壁部に関し、第２作動室４５２側から第１作動室４５１側へと所定距離延在して形成され、ウェイト４４５よりも大径とされることで当該ウェイト４４５と筒体４４３の間にクリアランスを形成可能な大径領域として構成される。作動室連通部４７５は、筒体４４３内で直線運動するウェイト４４５の振幅が所定範囲内である場合には、第１作動室４５１と第２作動室４５２とを隔離する一方、ウェイト４４５の振幅が所定範囲を超えて過大となる場合には、ウェイト４４５がその長さ全体に渡って作動室連通部４７５の配置領域に位置する際に、第１作動室４５１と第２作動室４５２とを連通状態とする。これによりウェイト４４５の振幅が必要以上に過大となった場合には、第１作動室４５１内の圧力を適宜第２作動室４５２側へ逃がすことで、ウェイト４４５の振幅を減少させ、制振性能の最適化を測ることが可能とされる。
【００５４】
バネ定数が非定常とされたバネ４７７は、ウェイト４４５の振幅が過大となった場合に、当該ウェイト４４５の直線運動に対向して作用する付勢力が相対的に大きくなるように構成される。すなわちバネ４７７のバネ定数は、ウェイト４４５から離間すると相対的に大きくなるように非定常状態とされる。例えば不等ピッチとされたバネ、あるいは円錐形状とされたバネ等が採用可能である。
【００５５】
エアクッション領域４７９は、上記弾性体４７３と同様に、ウェイト４４５の振幅が過大となった場合に、当該ウェイト４４５が筒体４４３ないしバネ４７７に悪影響を及ぼすのを防止するべく、第１作動室４５１および第２作動室４５２の端部に選択的に配置される。
【００５６】
（本発明の第５の実施形態）
本発明の第５の実施形態につき、図１１および図１２を参照しつつ説明する。本実施の形態に係る電動ハンマ５０１では、動吸振器５４１におけるウェイト５４５、および当該ウェイト５４５に付勢力を作用する付勢バネ５５３は、円筒状に形成されるとともに、シリンダ５２９の外周部に沿って形成された第１作動室５５１および第２作動室５５２を区画形成しつつ配置される。第１作動室５５１は第１連通部５５９を通じてクランク室５２１に常時に連通されている。そしてウェイト５４５は、付勢バネ５５３の付勢力を受承しつつ、シリンダ５２９の周面部をハンマビット５１９（便宜上図１２にのみ示す）の長軸方向に摺動可能に構成される。
【００５７】
シリンダ５２９とウェイト５４５の間には、円筒状に形成された作動体５６１と、当該作動体５６１を付勢する付勢バネ５６３が配置されている。図１１における電動ハンマ５０１は、被加工材（特に図示しない）側からの負荷がハンマビット５１９に作用しない状態、すなわち無負荷駆動状態に置かれている。このとき作動体５６１は、付勢バネ５６３により図中左方向に付勢され、第１作動室５５１と外部（駆動子５２７とストライカ５３１の間に形成される圧縮室）とを連通状態とする第２連通部５６０を開放する。
【００５８】
この結果、無負荷駆動時におけるクランク室５２１内の圧力は、第１連通部５５９を通じて常時に連通された第１作動室５５１から、第２連通部５６０を通じ、駆動子５２７とストライカ５３１の間に形成される圧縮室を経由して、外部へと逃がされることとなる。従ってクランク室５２１内の変動圧力を利用したウェイト５４５の積極駆動は行なわれない。このため制振の必要性が比較的低い無負荷駆動時において、ウェイト５４５を不用意に積極駆動して電動ハンマ５０１の振動源となることが防止されるとともに、動吸振器５４１は、外部（電動ハンマ５０１）から入力される振動に基づいて本来の受動的な制振機構として作用する。
【００５９】
一方、図１２に示すように、電動ハンマ５０１によって被加工材にハンマ作業を行なう場合、作業者が電動ハンマ５０１を押圧することに起因して、被加工材側からの負荷（押圧力に対する反力）Ｆがハンマビット５１９に作用する。かかる状態は負荷駆動状態と定義される。負荷駆動時における作動体５６１は、作業者による電動ハンマ５０１の押圧により、付勢バネ５６３の付勢力に抗しつつ、シリンダ５２９の外周部をハンマビット５１９から離反する側へと摺動する。すると当該作動体５６１により、無負荷駆動時には開放状態とされていた第２連通部５６０が閉鎖される。この結果、クランク室５２１および第１作動室５５１は、外部との連通が遮断される。
【００６０】
この状態で駆動子５２７が直線運動することにより、ストライカ５３１が直線運動し、インパクトボルト５３３を介してハンマビット５１９に衝撃力を伝達し、負荷駆動状態における電動ハンマ５０１の駆動動作が遂行される。このとき駆動子５２７の直線運動に伴ってクランク室５２１内の容積が増減して圧力が増減すると、かかる変動圧力が第１連通部５５９を通じて第１作動室５５１に作用する。この結果、ストライカ５３１の直線運動と対向状にウェイト５４５が直線運動して制振機能を発揮する。
【００６１】
本実施の形態では、動吸振器５４１のウェイト５４５を円筒状に形成し、シリンダ５２９の周面部に沿って配設しつつ、摺動状に直線運動させる構成を採用したことにより、電動ハンマ５０１において動吸振器５４１を配設するのに必要なスペースを極力減少することが可能となり、電動ハンマ５０１の構築において、省スペース化を向上することが可能とされる。
【００６２】
なお上記実施形態における動吸振器１４１（２４１，３４１，４４１，５４１）では、ウェイト１４５（２４５，３４５，４４５，５４５）と付勢バネ１５３（２５３，３５３，４５３，５５３）とを用いて制振機構を構成したが、例えばウェイトの左右両側領域にオイルを封入することで、弾性要素による弾性力のみならず減衰力が作用するように設定することも可能である。
【００６３】
さらに本発明の趣旨に鑑み、以下の各態様を構成することができる。
（態様１）
「請求項３に記載の作業工具であって、
前記作動機構において生じた変動圧力は、前記無負荷駆動時には、作業工具外へと放出されることを特徴とする作業工具。」
【００６４】
この態様によれば、無負荷駆動時には、作動機構において生じた圧力を外部に放出することで、動吸振器の能動的に作動しないように構成することが可能となる。これにより、負荷駆動時には、作動機構における変動圧力を利用することで、動吸振器のウェイトを積極的に駆動して制振能力を向上するとともに、無負荷駆動時には、動吸振器のウェイトの積極駆動を解除することで、ウェイトが無駄に駆動されて更なる振動源となってしまうことを効果的に防止することが可能とされる。
【００６５】
（態様２）
「請求項１から５までのいずれかに記載の作業工具であって、
前記工具ビットは、被加工材に対し直線状の衝撃力を作用させて作業を行なうハンマビットとして構成され、
前記作動機構は、
駆動モータと、
クランク室に収容されるとともに、前記駆動モータの回転出力を直線運動に変換するクランク部と、
前記クランク部によって駆動されるピストンシリンダ部と、
前記ピストンシリンダ部の相対動作による空気バネの作用を介して、前記ハンマビットの長軸方向に直線運動する衝撃子を有することを特徴とする作業工具。」
【００６６】
この態様によれば、空気バネの作用を介し、ピストンシリンダ部における相対動作速度よりも高速で衝撃子を直線運動させ、これによってハンマビットを直線上に駆動させて加工作業を行なう電動ハンマに生じる強い衝撃力を効果的に制振することが可能とされる。
【００６７】
【発明の効果】
本発明によれば、作業工具における制振性を一層向上するのに資する技術が提供されることとなった。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に係る電動ハンマの全体構成を概略的に示す。
【図２】本発明の第１の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を平面視にて示す。図１では、ピストンが非圧縮側死点に位置した状態が示される。
【図３】同じく第１の実施形態に係る電動ハンマの構成を平面視にて示す。図２では、ピストンが図１に示す状態から圧縮側へと移動し始めた状態を示す。
【図４】ピストンが圧縮側死点へと移動した状態を示す。
【図５】ピストンが、圧縮側死点から非圧縮側死点へと移動し始めた状態を示す。
【図６】本発明の第２の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図６では、無負荷駆動時における構成が示される。
【図７】同じく第２の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図７では、負荷駆動時における構成が示される。
【図８】本発明の第３の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図８では、無負荷駆動時における構成が示される。
【図９】同じく第３の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図９では、負荷駆動時における構成が示される。
【図１０】本発明の第４の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。
【図１１】本発明の第５の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図１１では、無負荷駆動時における構成が示される。
【図１２】同じく第５の実施形態に係る電動ハンマの主要部の構成を示す。図１２では、負荷駆動時における構成が示される。
【符号の説明】
１０１電動ハンマ（作業工具）
１０３本体部
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
１１１駆動モータ
１１３運動変換機構
１１５打撃機構
１１７ツールホルダ
１１９ハンマビット（工具ビット）
１２１クランク室
１２２駆動ギア
１２３偏心軸
１２５クランクアーム（クランク部）
１２７駆動子（クランク部）
１２９シリンダ
１３１ストライカ（打撃子）
１３３インパクトボルト
１４１動吸振器
１４３筒体（本体部）
１４５ウェイト
１４７大径部
１４９小径部
１５１第１作動室（第１の作動室）
１５２第２作動室（第２の作動室）
１５３付勢バネ（弾性要素）
１５５第１連通部
１５７第２連通部
２６１，３６１，５６１作動体
２６３，３６３，５６３付勢バネ
４７１圧力調整バルブ
４７３クッション部
４７５作動室連通部
４７７バネ定数非定常バネ
４７９エアクッション領域
５８１ウェイト部
５８３付勢バネ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vibration damping technique for a work tool that drives a tool bit at a constant cycle, such as a hammer or a hammer drill.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Laid-Open No. 52-109673 (Patent Document 1) discloses a configuration of a hammer provided with a vibration damping device. In this conventional hammer, an anti-vibration chamber is formed integrally with the main body housing (and the motor housing) in a region below the main body housing and in front of the motor housing. Contains the vessel. And it is comprised so that the strong vibration to the hammer major axis direction produced in the case of a hammer drive may be absorbed by the said dynamic vibration absorber.
[0003]
By the way, the dynamic vibration absorber exhibits a vibration damping action by driving a weight arranged in a state where an urging force by an elastic element is applied according to the magnitude of vibration input to the dynamic vibration absorber. That is, the dynamic vibration absorber has a passive characteristic that the amount of vibration suppression is determined according to the amount of vibration generated. By the way, in an actual machining operation, vibrations are suppressed because a considerable load is applied to the tool bit from the workpiece side, such as when an operator works with the work tool pressed strongly against the workpiece side. However, there is a case where the amount of vibration input to the dynamic vibration absorber is suppressed in spite of a high demand.
[0004]
[Patent Document 1]
JP 52-109673 A
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
This invention is made | formed in view of this point, and it aims at providing the technique which contributes to improving the damping property in a working tool further.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the invention described in each claim is configured.
According to invention of Claim 1, the work tool which has a tool bit, an action mechanism, and a dynamic vibration damper is comprised. The operating mechanism drives the tool bit linearly, thereby causing the tool bit to perform a predetermined machining operation. Typically, a hammer bit corresponds to this tool bit. Further, as the driving mode of the tool bit by the operating mechanism, the tool bit is directly driven by the fluctuation of the pressure in the operating mechanism, or the tool bit is indirectly driven by the striking element driven by the fluctuation of the pressure in the operating mechanism. Any form of driving is suitably included.
[0007]
The dynamic vibration absorber according to the present invention includes an elastic element that expands and contracts in the bit major axis direction and a weight that is configured to be capable of linear motion in a state in which a biasing force is applied by the elastic element in the bit major axis direction. The weight, which is an element of the dynamic vibration absorber, is sufficient if at least an urging force by an elastic element is applied, and further includes a configuration in which the action of a damping force by a damping element is received.
[0008]
As a feature of the present invention, the weight is driven by a fluctuating pressure generated in the operating mechanism. The dynamic vibration absorber is essentially a mechanism in which a weight is driven based on an external vibration input, thereby passively suppressing vibration. In the present invention, the dynamic vibration absorber, which is such a passive vibration damping mechanism, is configured such that the weight is actively driven by the fluctuating pressure in the tool bit driving mechanism. That is, the weight is such that the vibration in the longitudinal direction of the bit generated during the machining operation is input to the dynamic vibration absorber during the load driving in which the load accompanying the machining operation acts on the tool bit. And Due to the fluctuating pressure generated by the actuation of the actuation mechanism Desperate Force applied for the driving, that is, excitation force Is one The configuration is kept constant. Therefore, the dynamic vibration absorber can be steadily operated regardless of the magnitude of vibration acting on the work tool. For this reason, for example, the amount of vibration input to the dynamic vibration absorber is small even though the demand for vibration suppression is high, such as when a machining operation is performed while applying a strong pressing force to the work tool, and the dynamic vibration absorber Even in a work mode in which the operation does not operate sufficiently, a work tool capable of ensuring a sufficient vibration damping function is provided.
[0009]
(Invention of Claim 2)
According to the second aspect of the present invention, the operating mechanism of the working tool according to the first aspect is configured such that the driving motor and the impact that linearly moves in the major axis direction of the tool bit in order to cause the tool bit to perform linear movement. And a crank portion that is housed in the crank chamber and converts the rotational output of the drive motor into a linear motion to drive the striker, and the dynamic vibration absorber has a body portion that houses the weight. Constitute. Then, the pressure fluctuation in the crank chamber accompanying the driving of the crank portion is guided into the main body portion of the dynamic vibration absorber so that the weight is driven to face the striker.
[0010]
Incidentally, the operating state of the crank portion and the volume in the crank chamber generally have the following relationship. That is, when the crank portion is operated so that the striker faces the tool bit, the volume of the crank chamber increases. In this case, the pressure in the crank chamber is relatively lowered as compared to before the volume in the crank chamber is increased. On the contrary, when the crank portion is operated so that the striker is separated from the tool bit, the volume in the crank chamber is reduced. In this case, the pressure in the crank chamber increases relatively as compared to before the volume in the crank chamber decreases. Thus, the following relationship can be established by introducing the pressure in the crank chamber, which varies according to the driving mode of the striker, into the main body of the dynamic vibration absorber.
[0011]
In other words, when the driver heads toward the tool bit, the weight of the dynamic vibration absorber is set so as to move away from the tool bit using a relatively low pressure state in the crank chamber. For example, a configuration in which the weight receives a suction action in a direction away from the tool bit due to a relatively low pressure state in the crank chamber is possible. On the other hand, when the driver is separated from the tool bit, the weight of the dynamic vibration absorber is set so as to move in the direction closer to the tool bit using the relatively high pressure in the crank chamber. . For example, a configuration in which the weight receives a pressing action in a direction close to the tool bit due to a relatively high pressure state in the crank chamber is possible. In an actual work tool, there may be a slight time difference between the timing of the movement of the striker and the change in volume of the crank chamber. Therefore, when designing the work tool, It is preferable to configure such that the positive driving is performed.
[0012]
According to the present invention, the weight of a dynamic vibration absorber that is originally merely passively driven by receiving an external vibration is actively weighted so as to face the striker. As a result, it was possible to construct a rational vibration control mechanism.
[0013]
(Invention of Claim 3)
According to a third aspect of the present invention, in the work tool according to the first or second aspect, the fluctuating pressure generated by operating the operating mechanism when the load associated with the machining operation is applied to the tool bit. The weight drive by is allowed. On the other hand, at the time of no-load driving where the load associated with the machining operation does not act on the tool bit, the driving of the weight due to the fluctuating pressure generated by the operation of the operating mechanism is restricted. Therefore, at the time of load driving where the necessity of vibration suppression is high, effective vibration suppression of the work tool is achieved by actively driving the weight of the dynamic vibration absorber using the fluctuating pressure generated by the operation mechanism operating. On the other hand, at the time of no-load driving where the necessity of vibration suppression is not so high, by restricting the active driving of the weight in the dynamic vibration absorber, it is possible to prevent the weight from becoming a vibration source in the work tool. Is possible.
[0014]
(Invention of Claim 4)
According to invention of Claim 4, about the dynamic vibration damper in the work tool of Claim 3, it comprises so that it may have the 1st and 2nd working chamber formed on both sides of the said weight in a main-body part. . When the work tool is at least loaded, the fluctuating pressure generated by operating the operating mechanism is introduced into the first working chamber, and the second working chamber is configured to communicate with the outside. The
[0015]
When driving the load, the weight of the dynamic vibration absorber is driven by guiding the fluctuating pressure generated by the operation mechanism to the first working chamber, thereby functioning the dynamic vibration absorber as an active vibration suppression mechanism. Let In this case, the second working chamber formed with the weight sandwiched in the main body portion communicates with the outside, so that the compression and expansion action (typically heat insulation) of the second working chamber in which communication with the outside is blocked. (Compression or adiabatic expansion) is configured such that it does not interfere with the weight that attempts to move within the main body. Thereby, the smooth and quick drive operation of the weight in the main body is ensured.
[0016]
In order to add a damping element by damping in the dynamic vibration absorber, it is preferable that the first and second working chambers are appropriately filled with a fluid such as air or oil.
[0017]
(Invention of Claim 5)
According to the fifth aspect of the present invention, the working mechanism in the work tool according to any one of the first to fourth aspects has a piston and a cylinder that are relatively slid in the long axis direction of the tool bit. Configure as follows. The tool bit is configured to linearly move in the major axis direction of the tool bit through the action of an air spring by the relative movement of the piston and the cylinder. In the present invention, the weight of the dynamic vibration absorber is configured to be slidable in the major axis direction of the tool bit while being disposed along the peripheral surface portion of the cylinder. As an aspect of “arranged along the peripheral surface portion”, the cylinder may be arranged so as to make a round of the outer peripheral portion of the cylinder, or may be arranged along a part of the outer peripheral portion of the cylinder. According to the present invention, the weight can be slid linearly while being disposed along the peripheral surface portion of the cylinder, which contributes to the improvement of the space saving technique in the work tool.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the embodiment of the present invention, an electric hammer will be described as an example of a work tool. As shown in FIG. 1, the electric hammer 101 according to the present embodiment generally includes a main body 103 that forms an outline of the electric hammer 101 and a tool holder 117 that is connected to a distal end region of the main body 103. The hammer bit 119 is removably attached to the tool holder 117 as a main component. The hammer bit 119 corresponds to a “tool bit” in the present invention.
[0019]
The main body 103 includes a motor housing 105 that houses the drive motor 111, a gear housing 107 that houses the motion conversion mechanism 113 and the striking element 115, and a hand grip 109. The rotation 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 hammer bit 119 passes through the striking element 115 in the major axis direction (left-right direction in FIG. 1). Generates an impact force. The electric hammer 101 may be configured to be switchable to a hammer drill mode in which a hammer operation in the major axis direction and a drill operation in the circumferential direction of the hammer bit 119 are simultaneously performed by an operator appropriately operating.
[0020]
Of the electric hammer 101 according to the present embodiment, detailed configurations of the motion conversion mechanism 113 and the striking mechanism 115 are shown in FIG. FIG. 2 schematically shows the configuration of the main part of the electric hammer 101 in plan view. The motion conversion mechanism 113 includes a drive gear 122 that is rotationally driven in a horizontal plane by a drive motor 111 (see FIG. 1) not shown in FIG. 2, and an eccentric shaft 123 that is shifted from the rotation center of the drive gear 122. One end side is attached to the eccentric shaft 123 in a loose-fit manner, and the other end side has a crank arm 125 attached to the driver 127 in a loose-fit manner. The drive gear 122, the eccentric shaft 123 and the crank arm 125 are disposed in the crank chamber 121. The inside of the crank chamber 121 is generally not in communication with the outside by a seal structure (not shown), and its effective volume is configured to increase or decrease in accordance with the movement operation of the driver 127 by the crank arm 125. The crank arm 125 corresponds to the “crank portion” in the present invention in combination with the driver 127.
[0021]
On the other hand, the striking mechanism 115 is slidably disposed on the inner wall of the bore of the cylinder 129 together with the driver 127, and slidably disposed on the tool holder 117, and the kinetic energy of the striker 131 is transferred to the hammer bit 119. The impact bolt 133 that transmits to the main body is mainly used. The striker 131 corresponds to the “batter” in the present invention.
[0022]
As shown in FIG. 2, the electric hammer 101 according to the present embodiment is further provided with a dynamic vibration absorber 141 connected to the main body 103. The dynamic vibration absorber 141 mainly includes a cylindrical body 143 disposed adjacent to the main body 103, a weight 145 disposed in the cylindrical body 143, and a biasing spring 153 disposed on the left and right of the weight 145. Is done. The biasing spring 153 imparts an opposing elastic force to the weight 145 when the weight 145 moves in the long axis direction of the cylindrical body 143 (the long axis direction of the hammer bit 119). Further, a first working chamber 151 and a second working chamber 152 (corresponding to the “first working chamber” and “second working chamber” of the present invention, respectively) are provided on the left and right sides of the weight 145 in the cylinder 143. It is formed. The first working chamber 151 is communicated with the crank chamber 121 via the first communication portion 155. Further, the second working chamber 152 is in communication with the outside of the dynamic vibration absorber 141 (atmosphere) through the second communication portion 157.
[0023]
A large-diameter portion 147 and a small-diameter portion 149 are connected to the weight 145, and the design dimensions of the weight 145 can be appropriately adjusted by selecting the outer shape, the length in the long axis direction, and the like. Therefore, the weight 145 can be made compact as a whole. Further, the weight 145 is formed in a long shape in the moving direction thereof, and the outer peripheral portion of the small diameter portion 149 is in close contact with the inner periphery of the biasing spring 153, so that the weight 145 is in the long axis direction of the hammer bit 119. It is possible to stabilize the movement when moving.
[0024]
Note that the dynamic vibration absorber 141 according to the present embodiment has a cylindrical body 143 that is fixedly connected to the main body 103 (gear housing 107) and is provided integrally with the electric hammer 101. It may be configured to be detachable from.
[0025]
The operation of the electric hammer 101 configured as described above will be described. When the drive motor 111 shown in FIG. 1 is energized and driven, the drive gear 122 shown in FIG. Then, the eccentric shaft 123 disposed in the drive gear 122 rotates in the horizontal plane, whereby the crank arm 125 similarly swings in the horizontal plane, and the driver 127 attached to the tip of the crank arm 125 is moved to the cylinder 129. The inside is slid linearly. The striker 131 linearly moves in the cylinder 129 at a higher speed than the linear operation speed of the driver element 127 by the action of the air spring accompanying the sliding movement of the driver element 127. When the striker 131 collides with the impact bolt 133, the kinetic energy is transmitted to the hammer bit 119, whereby the hammer bit 119 performs a hammering operation on the workpiece. For convenience of illustration, in FIG. 2, the driver 127 moves backward to reach the non-compression side dead center, and therefore the striker 131 that has collided with the impact bolt 133 and transmitted the impact force is separated from the hammer bit 119. A state of linear movement in the direction is shown (the movement direction of the striker is indicated by the symbol Mr1 in FIG. 2).
[0026]
As described above, the dynamic vibration absorber 141 provided in the main body 103 has a vibration damping function against shocking and periodic vibrations generated when the hammer bit 119 is driven. That is, when the main body portion 103 of the electric hammer 101 is regarded as a vibration suppression target body to which a predetermined external force (vibration) acts, the vibration damping device 141 in the dynamic vibration absorber 141 is set against the main body portion 103 that is the vibration suppression target body. The element weight 147 and the biasing spring 153 cooperate to perform dynamic vibration suppression. Thereby, the vibration of the electric hammer 101 in the present embodiment is effectively suppressed. Since the vibration damping principle itself by the dynamic vibration absorber is a known matter, a detailed description thereof is omitted.
[0027]
In the present embodiment, when the electric hammer 101 is driven, the driver 127 is slid linearly in the long axis direction of the hammer bit 119 in the cylinder 129 (left and right in FIG. 2). For example, Fig. 3 shows a state in which the driving element 127 has moved a predetermined amount from the state located at the non-compression side dead center shown in Fig. 2 to the hammer bit 119 side. As the gear 122 rotates counterclockwise in the figure, the crank arm 125 swings in a horizontal plane, so that the driver 127 starts to slide toward the hammer bit 119. At this time, the driver 127 Due to the action of an air spring between the strikers 131, a force Ff1 directed toward the hammer bit 119 acts on the striker 131.
[0028]
At this time, the volume in the crank chamber 121 increases and the pressure in the crank chamber 121 decreases as the driver 127 slides toward the hammer bit 119 side. This reduced pressure acts on the first working chamber 151 of the dynamic vibration absorber 141 through the communication portion 155. As a result, a force Fr 2 acting on the side away from the hammer bit 119 acts on the weight 145.
[0029]
As shown in FIG. 4, as the drive gear 122 is further driven to rotate, the crank arm 125 swings in the horizontal plane, and the driver 127 further slides toward the hammer bit 119 to compress it. It reaches the side dead center. At this time, the striker 131 moves from the state shown in FIG. 3 to the hammer bit 119 side through the action of the air spring that continuously acts (the movement operation of the striker 131 is indicated by a symbol Mf1 in the figure), and the impact bolt Then, the impact force is transmitted to the hammer bit 119, and the hammer bit 119 performs a hammer operation by sliding in the tool holder 117.
[0030]
At this time, the reduced pressure in the crank chamber 121 due to the increase in the volume in the crank chamber 121 continuously enters the first working chamber 151 from the state shown in FIG. 3 to the state shown in FIG. By acting, the force Fr2 continuously acts on the weight 145. As a result, the weight 145 slides to the right in the figure while resisting the urging force of the urging spring 153 (the side away from the hammer bit 119 and indicated by reference numeral Mr2). As a result, when the striker 131 collides with the impact bolt 133 and moves linearly so that the impact force acts on the hammer bit 119, the weight 145 moves linearly in the opposite direction so as to face the impact bolt 133, and the electric motor It acts to suppress the vibration generated in the hammer 101.
[0031]
In the present embodiment, the striker 131 actually moves due to the compression time necessary for the air spring to act or the inertial force of the striker 131 with respect to the timing when the driver 127 moves toward the striker 131. The timing for starting the linear motion toward the impact bolt 133 is slightly delayed. Accordingly, the timing for starting the linear motion of the weight 145 in the dynamic vibration absorber 141 so as to oppose the movement operation of the striker 131 can be appropriately set by adjusting the biasing force of the biasing spring 153, for example. preferable.
[0032]
In the present embodiment, when the weight 145 moves linearly so as to face the striker 131, external air is guided into the second working chamber 152 through the second communication portion 157 formed in the second working chamber 152. Therefore, as the weight 145 moves to the right in the figure, the space in the second working chamber 152 expands in a state where the air flow from the outside is cut off (adiabatic expansion), and the straight line of the weight 145 Situations that hinder exercise are effectively prevented.
[0033]
Further, as the weight 145 linearly moves to the right side in the figure, the volume in the first working chamber 151 decreases and the pressure in the crank chamber 121 increases through the communication portion 155. You may employ | adopt the structure which enlarges the effective volume of the crank chamber 121 to such an extent that increase can be disregarded practically. Alternatively, a configuration may be adopted in which a braking action on the movement operation Mr2 of the weight 145 is caused by the pressure increase, and the weight 145 that moves linearly does not collide with the end of the first working chamber 151.
[0034]
As shown in FIG. 4, when the driving element 127 is positioned at the compression side dead center, the driving gear 122 is further driven to rotate, so that the driving element 127 moves away from the hammer bit 119. As a result, as shown in FIG. 5, a force Fr1 acting in a direction away from the hammer bit 119 is applied to the striker 131 by the air spring acting on the expansion side. On the other hand, as the volume of the crank chamber 121 decreases and the pressure increases during this operation, the weight 145 of the dynamic vibration absorber 141 is caused by the fluctuating pressure guided into the first working chamber 151 through the communication portion 155. A force Ff2 in the direction toward the hammer bit 119 acts. As described above, due to the time required for the operation of the air spring, the inertial force of the striker 131, and the like, the linear motion of the striker 131 relative to the timing at which the driver 127 starts moving toward the side away from the hammer bit 119. The start timing is slightly delayed. As a result, the striker 131 starts the linear motion Mr1 toward the side away from the hammer bit 119 in the process from the state shown in FIG. 5 to the non-compression side dead center shown in FIG. Accordingly, the weight 145 of the dynamic vibration absorber 141 starts a linear motion Mf2 so as to face the striker 131. As a result, even when the striker 131 moves backward, the vibration control mechanism that actively drives the weight 145 works effectively.
[0035]
As described above, when the weight 145 linearly moves (Mf2) to the left side in the drawing (see FIG. 2), external air is guided into the second working chamber 152 through the second communication portion 157. With the movement in the left direction in the figure, the space in the second working chamber 152 is compressed in a state in which the circulation of air to the outside is interrupted (adiabatic compression), and the linear movement of the weight 145 is obstructed. Is prevented
[0036]
According to the present embodiment, the weight absorber 145 is originally driven based on vibration input from the outside (electric hammer 101 side), and thereby the dynamic vibration absorber 141 that is a mechanism for passively suppressing vibration. Therefore, the weight 145 is positively linearly moved so as to oppose the linear movement of the striker 131 by using the pressure fluctuation in the crank chamber 121 accompanying the driving operation of the driver 127. Therefore, the dynamic vibration absorber 141 can be steadily operated regardless of the magnitude of vibration acting on the electric hammer 101. In other words, the weight 145 of the dynamic vibration absorber 141 can be used as if it were a counterweight that is actively driven by a motion conversion mechanism. As a result, for example, the operator performs a hammering operation while applying a strong pressing force to the electric hammer 101, but the vibration suppression request is high, but the input is input to the dynamic vibration absorber 141 for the pressing force. Even in a work mode in which the amount of vibration to be reduced becomes small and the dynamic vibration absorber 141 does not operate sufficiently, the weight 145 can be actively driven to ensure a sufficient vibration damping function.
[0037]
(Second embodiment of the present invention)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the second embodiment, a configuration is adopted in which the weight 245 in the dynamic vibration absorber 241 is positively driven only when a load from the workpiece side is applied to the hammer bit 219. Specifically, an operating body 261 that is formed in a cylindrical shape and disposed along the outer peripheral surface of the cylinder 229 is set together with the biasing spring 263.
[0038]
The electric hammer 201 in FIG. 6 is placed in a state in which a load from the workpiece (not shown) side does not act on the hammer bit 219, that is, a no-load drive state. At this time, the operating body 261 is urged to the left in the figure by the urging spring 263, and the first communication portion 255 that connects the crank chamber 221 and the first operating chamber 251 of the dynamic vibration absorber 241 is closed. The second communication portion 257 that communicates the second working chamber 252 of the dynamic vibration absorber 241 with the outside is also closed. Further, the operating body 261 opens the third communication portion 259 that communicates the crank chamber 221 to the outside through a compression chamber formed between the driver 227 and the striker 231.
[0039]
As a result, the crank chamber 221 during no-load driving is not communicated with the first working chamber 251 via the first communication portion 255 but communicated with the outside via the third communication portion 259. Accordingly, the weight 245 is not actively driven using the fluctuating pressure in the crank chamber 221. This prevents the weight 245 from being inadvertently actively driven to become a vibration source of the electric hammer 201 at the time of no-load driving where the necessity for vibration suppression is relatively low, and the dynamic vibration absorber 241 Based on the vibration input from the electric hammer 201), it functions as an original passive vibration control mechanism.
[0040]
On the other hand, as shown in FIG. 7, when the hammering operation is performed on the workpiece by the electric hammer 201, the load from the workpiece side (reaction against the pressing force) is caused by the operator pressing the electric hammer 201. Force) F acts on the hammer bit 219. Such a state is defined as a load driving state. The operating body 261 at the time of load driving slides the outer peripheral portion of the cylinder 229 to the side away from the hammer bit 219 while resisting the biasing force of the biasing spring 263 due to the pressing of the electric hammer 201 by the operator. Then, by the operating body 261, the first communication portion 255 and the second communication portion 257 that are closed when no load is driven are opened, and the third communication portion 259 that is opened is operated. It is shielded by the body 261. As a result, the crank chamber 221 is disconnected from the outside and communicated with the first working chamber 251 of the dynamic vibration absorber 241.
[0041]
In this state, the drive gear 222 rotates and the drive element 227 moves linearly via the crank arm 225, so that the striker 231 moves linearly and transmits impact force to the hammer bit 219 via the impact bolt 233. The electric hammer 201 is driven in the driving state. At this time, when the volume in the crank chamber 221 increases or decreases due to the linear motion of the driver 227 and the pressure increases or decreases, the fluctuating pressure acts on the first working chamber 251 through the first communication portion 255. As a result, as in the first embodiment, the weight 245 is linearly moved so as to be opposed to the linear motion of the striker 231, and the electric hammer 201 can be effectively damped.
[0042]
In addition, when the weight 245 is actively driven using the fluctuating pressure of the crank chamber 221 during load driving, the second working chamber 252 is opened to the outside through the second communication portion 257, so that it is expanded or compressed in an adiabatic manner. This effectively prevents a situation in which the driving operation of the weight 245 is hindered. Since the other configuration of the second embodiment is substantially the same as the configuration of the first embodiment, detailed description is omitted for the sake of convenience.
[0043]
(Third embodiment of the present invention)
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the third embodiment, the second embodiment described above is employed in that the weight 345 in the dynamic vibration absorber 341 is positively driven only when the load from the workpiece side is applied to the hammer bit 319 during load driving. It is the same as that of the embodiment, and the configuration of the crank chamber 321 at the time of no-load driving and load driving is different from that of the second embodiment. In the electric hammer 301 according to the present embodiment, an actuating body 361 that is formed in a cylindrical shape and disposed along the outer peripheral surface of the cylinder 329 is set together with the biasing spring 363. The crank chamber 321 is always in communication with the first working chamber 351 of the dynamic vibration absorber 341 through the first communication portion 355.
[0044]
The electric hammer 301 in FIG. 8 is placed in a state where a load from the workpiece (not shown) side does not act on the hammer bit 319, that is, a no-load drive state. At this time, the operating body 361 is urged to the left in the figure by the urging spring 363 and closes the second communication portion 357 that communicates the second working chamber 352 of the dynamic vibration absorber 341 to the outside, while the crank chamber 321 is closed. The third communication portion 359 that communicates with the outside is in an open state.
[0045]
As a result, the crank chamber 321 during no-load driving is communicated to the outside through the third communication portion 359, and therefore the weight 345 is not actively driven using the fluctuating pressure in the crank chamber 321. This prevents the weight 345 from being inadvertently actively driven to become a vibration source of the electric hammer 301 at the time of no-load driving where the necessity for vibration suppression is relatively low, and the dynamic vibration absorber 341 is externally ( Based on the vibration input from the electric hammer 301), it functions as an original passive vibration control mechanism.
[0046]
On the other hand, as shown in FIG. 9, when the hammering operation is performed on the workpiece by the electric hammer 301, the load from the workpiece side (the reaction against the pressing force) is caused by the operator pressing the electric hammer 301. Force) F acts on the hammer bit 319. Such a state is defined as a load driving state. The actuating body 361 at the time of driving the load slides the outer peripheral portion of the cylinder 329 toward the side away from the hammer bit 319 while resisting the biasing force of the biasing spring 363 due to the operator pressing the electric hammer 301. Then, the operating body 361 closes the second communication portion 357 that is in a closed state during no-load driving, and further blocks the third communication portion 359 that is in an open state. As a result, the crank chamber 321 is disconnected from the outside and communicated with the first working chamber 351 of the dynamic vibration absorber 341 via the first communication portion 355.
[0047]
In this state, the drive gear 322 rotates and the drive element 327 moves linearly via the crank arm 325, whereby the striker 331 moves linearly and transmits an impact force to the hammer bit 319 via the impact bolt 333, and the load The electric hammer 301 is driven in the driving state. At this time, when the volume in the crank chamber 321 increases or decreases with the linear motion of the driver 327, the fluctuating pressure acts on the first working chamber 351 through the first communication portion 355. As a result, the weight 345 is linearly moved in opposition to the linear motion of the striker 331, and the electric hammer 301 can be effectively damped.
[0048]
When the weight 345 is actively driven using the fluctuating pressure in the crank chamber 321 during load driving, the second working chamber 352 is opened to the outside through the second communication portion 357, so that the weight is expanded or compressed in an adiabatic manner. Obstructing the driving operation of 345 is effectively prevented. Since the other configuration of the third embodiment is substantially the same as the configuration of the first embodiment, detailed description is omitted for the sake of convenience.
[0049]
In the second and third embodiments, the crank chamber 221 (321) and the outside, the crank chamber 221 (321) and the first working chamber 251 (351), the second working chamber 252 (352) and the outside are respectively connected. The configuration example in which the drive control of the weight 245 (345) in the dynamic vibration absorber 241 (341) is performed by setting the communication state or the non-communication state has been described. However, the weight 245 is configured using only one of these elements. The configuration may be such that the drive control of (345) is performed.
[0050]
(Fourth embodiment of the present invention)
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the fourth embodiment, various measures are taken to further improve the operability of each of the above embodiments. In FIG. 10, the electric hammer 301 (see FIG. 9) according to the third embodiment placed in the load driving state is taken as an example, and the pressure adjusting valve 471, the elastic body 473, the working chamber communication portion 475, the spring constant are included therein. The structure of the electric hammer 401 to which the respective characteristic structures of the spring 477 and the air cushion region 479 that are unsteady is added is shown. Note that these characteristic configurations can be similarly applied to the electric hammers 101 and 201 according to other embodiments.
[0051]
The pressure adjusting valve 471 uses the fluctuating pressure in the crank chamber 421 to actively drive the weight 445 in the dynamic vibration absorber 441, thereby allowing the pressure in the crank chamber 421 to escape to the outside as appropriate. It is arranged in a passage 472 from the crank chamber 421 to the outside in order to adjust the driving speed, driving amount, etc. of the weight 445 as appropriate by adjusting the pressure acting on the 451 (that is, the pressure acting on the weight 445).
[0052]
When the amplitude of the weight 445 that linearly moves in a manner opposite to the linear motion of the striker 431 becomes excessively large, the elastic body 473 collides with the end of the cylindrical body 443 of the dynamic vibration absorber 441 so that the weight 445 collides with the dynamic vibration absorber. The first working chamber 451 and the second working chamber 452 are disposed at the ends of the first working chamber 451 and the spring 477 to prevent the spring 477 from buckling due to excessive amplitude.
[0053]
The working chamber communication portion 475 is formed to extend from the second working chamber 452 side to the first working chamber 451 side by a predetermined distance with respect to the inner wall portion of the cylindrical body 441 and has a larger diameter than the weight 445. This is configured as a large-diameter region where a clearance can be formed between the weight 445 and the cylinder 443. The working chamber communication portion 475 isolates the first working chamber 451 and the second working chamber 452 from each other when the amplitude of the weight 445 that linearly moves in the cylinder 443 is within a predetermined range, while the amplitude of the weight 445. When the weight 445 exceeds the predetermined range, the first working chamber 451 and the second working chamber 452 are moved when the weight 445 is located in the arrangement region of the working chamber communication portion 475 over the entire length. Keep in communication. As a result, when the amplitude of the weight 445 becomes excessively larger than necessary, the pressure in the first working chamber 451 is appropriately released to the second working chamber 452 side, thereby reducing the amplitude of the weight 445 and damping performance. It is possible to measure the optimization of.
[0054]
The spring 477 having an unsteady spring constant is configured such that, when the amplitude of the weight 445 becomes excessive, the urging force acting opposite to the linear motion of the weight 445 is relatively large. That is, the spring constant of the spring 477 is set to an unsteady state so as to become relatively large when the spring 477 is separated from the weight 445. For example, springs with unequal pitches or conical springs can be used.
[0055]
Similar to the elastic body 473, the air cushion region 479 has a first working chamber in order to prevent the weight 445 from adversely affecting the cylindrical body 443 or the spring 477 when the amplitude of the weight 445 becomes excessive. 451 and the second working chamber 452 are selectively disposed at the end portions.
[0056]
(Fifth embodiment of the present invention)
A fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the electric hammer 501 according to the present embodiment, the weight 545 in the dynamic vibration absorber 541 and the biasing spring 553 that applies a biasing force to the weight 545 are formed in a cylindrical shape and along the outer peripheral portion of the cylinder 529. The first working chamber 551 and the second working chamber 552 formed in this manner are arranged while being partitioned. The first working chamber 551 is always in communication with the crank chamber 521 through the first communication portion 559. The weight 545 is configured to be able to slide the peripheral surface portion of the cylinder 529 in the major axis direction of the hammer bit 519 (shown only in FIG. 12 for convenience) while receiving the biasing force of the biasing spring 553.
[0057]
Between the cylinder 529 and the weight 545, an operating body 561 formed in a cylindrical shape and an urging spring 563 that urges the operating body 561 are disposed. The electric hammer 501 in FIG. 11 is placed in a state in which a load from a workpiece (not shown) side does not act on the hammer bit 519, that is, a no-load drive state. At this time, the operating body 561 is urged leftward in the figure by the urging spring 563, and the first working chamber 551 and the outside (the compression chamber formed between the driver 527 and the striker 531) are in communication with each other. The second communication part 560 is opened.
[0058]
As a result, the pressure in the crank chamber 521 during no-load driving is between the driver 527 and the striker 531 through the second communication portion 560 from the first working chamber 551 that is always in communication through the first communication portion 559. It will escape to the exterior through the compression chamber formed. Accordingly, the weight 545 is not actively driven using the fluctuating pressure in the crank chamber 521. This prevents the weight 545 from being inadvertently actively driven as a vibration source of the electric hammer 501 during no-load driving where the necessity for vibration suppression is relatively low, and the dynamic vibration absorber 541 is external ( Based on the vibration input from the electric hammer 501), it functions as an original passive vibration control mechanism.
[0059]
On the other hand, as shown in FIG. 12, when the hammering operation is performed on the workpiece by the electric hammer 501, the load from the workpiece side (reaction against the pressing force) is caused by the operator pressing the electric hammer 501. Force) F acts on the hammer bit 519. Such a state is defined as a load driving state. The actuating body 561 at the time of driving the load slides the outer peripheral portion of the cylinder 529 to the side away from the hammer bit 519 while resisting the biasing force of the biasing spring 563 due to the pressing of the electric hammer 501 by the operator. Then, the second communication portion 560 that has been opened during no-load driving is closed by the operating body 561. As a result, the crank chamber 521 and the first working chamber 551 are disconnected from the outside.
[0060]
When the drive element 527 moves linearly in this state, the striker 531 moves linearly and transmits an impact force to the hammer bit 519 via the impact bolt 533, and the drive operation of the electric hammer 501 in the load drive state is performed. . At this time, when the volume in the crank chamber 521 increases or decreases with the linear motion of the driver 527, the fluctuating pressure acts on the first working chamber 551 through the first communication portion 559. As a result, the weight 545 linearly moves in opposition to the linear motion of the striker 531 and exhibits a vibration control function.
[0061]
In the present embodiment, the electric hammer 501 is configured such that the weight 545 of the dynamic vibration absorber 541 is formed in a cylindrical shape and arranged along the peripheral surface portion of the cylinder 529 and linearly moves in a sliding manner. Therefore, the space required for disposing the dynamic vibration absorber 541 can be reduced as much as possible, and space saving can be improved in the construction of the electric hammer 501.
[0062]
The dynamic vibration absorber 141 (241, 341, 441, 541) in the above embodiment is controlled by using the weight 145 (245, 345, 445, 545) and the biasing spring 153 (253, 353, 453, 553). Although the vibration mechanism is configured, it is possible to set not only the elastic force by the elastic element but also the damping force by enclosing oil in the left and right side regions of the weight, for example.
[0063]
Further, in view of the gist of the present invention, the following aspects can be configured.
(Aspect 1)
“A work tool according to claim 3,
The working tool is characterized in that the fluctuating pressure generated in the operating mechanism is released to the outside of the working tool during the no-load driving. "
[0064]
According to this aspect, at the time of no-load driving, it is possible to configure the dynamic vibration absorber not to be actively operated by releasing the pressure generated in the operation mechanism to the outside. As a result, by using the fluctuating pressure in the operating mechanism when driving a load, the weight of the dynamic vibration absorber is positively driven to improve the vibration damping capacity, and when the load is not driven, the weight of the dynamic vibration absorber is positively By releasing the drive, it is possible to effectively prevent the weight from being driven wastefully and becoming a further vibration source.
[0065]
(Aspect 2)
"A work tool according to any one of claims 1 to 5,
The tool bit is configured as a hammer bit that performs work by applying a linear impact force to the workpiece,
The operating mechanism is:
A drive motor;
A crank portion that is housed in a crank chamber and converts the rotational output of the drive motor into linear motion;
A piston cylinder part driven by the crank part;
A work tool comprising an impactor that linearly moves in a long axis direction of the hammer bit through an action of an air spring by relative movement of the piston cylinder part. "
[0066]
According to this aspect, the impactor is linearly moved at a speed higher than the relative operation speed in the piston cylinder portion through the action of the air spring, thereby generating the electric hammer that drives the hammer bit on the straight line to perform the machining operation. It is possible to effectively suppress a strong impact force.
[0067]
【The invention's effect】
According to the present invention, a technique that contributes to further improving the vibration damping performance of the work tool is provided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 schematically shows an overall configuration of an electric hammer according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a plan view showing a configuration of a main part of the electric hammer according to the first embodiment of the present invention. FIG. 1 shows a state where the piston is located at the non-compression side dead center.
FIG. 3 shows the configuration of the electric hammer according to the first embodiment in plan view. FIG. 2 shows a state where the piston starts to move from the state shown in FIG. 1 to the compression side.
FIG. 4 shows a state where the piston has moved to the compression side dead center.
FIG. 5 shows a state where the piston starts to move from the compression side dead center to the non-compression side dead center.
FIG. 6 shows a configuration of a main part of an electric hammer according to a second embodiment of the present invention. FIG. 6 shows a configuration during no-load driving.
FIG. 7 shows the configuration of the main part of the electric hammer according to the second embodiment. FIG. 7 shows a configuration during load driving.
FIG. 8 shows a configuration of main parts of an electric hammer according to a third embodiment of the present invention. FIG. 8 shows a configuration during no-load driving.
FIG. 9 shows a configuration of main parts of an electric hammer according to a third embodiment. FIG. 9 shows a configuration when driving a load.
FIG. 10 shows a configuration of main parts of an electric hammer according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 11 shows a configuration of main parts of an electric hammer according to a fifth embodiment of the present invention. FIG. 11 shows a configuration during no-load driving.
FIG. 12 shows the configuration of main parts of an electric hammer according to a fifth embodiment. FIG. 12 shows a configuration during load driving.
[Explanation of symbols]
101 Electric hammer (work tool)
103 Main body
105 Motor housing
107 gear housing
109 hand grip
111 Drive motor
113 Motion conversion mechanism
115 Stroke mechanism
117 Tool holder
119 Hammer Bit (Tool Bit)
121 Crank chamber
122 Drive gear
123 Eccentric shaft
125 Crank arm (crank part)
127 Driver (Crank part)
129 cylinder
131 striker
133 Impact bolt
141 Dynamic vibration absorber
143 cylinder (main body)
145 weight
147 Large diameter part
149 Small diameter part
151 First working chamber (first working chamber)
152 Second working chamber (second working chamber)
153 Biasing spring (elastic element)
155 1st communication part
157 2nd communication part
261,361,561 Actuator
263,363,563 Biasing spring
471 Pressure adjustment valve
473 Cushion part
475 Working room communication part
477 Spring constant unsteady spring
479 Air cushion area
581 Weight part
583 Biasing spring

Claims

A tool bit;
Drives the front SL tool bit linearly, whereby the actuating mechanism to perform a predetermined operation to the tool bit,
A work tool having a dynamic vibration absorber for damping vibration in the long axis direction of a bit generated during a machining operation,
The dynamic vibration absorber has an elastic element that expands and contracts in the bit major axis direction, and a weight configured to be capable of linear motion in a state in which the biasing force is applied by the elastic element in the bit major axis direction,
The weight, the machining work involving load during load driving acting on the tool bit, so that the vibration of the dynamic vibration absorber with respect to the bit length direction produced during the machining operation is input, and said actuating mechanism power tool but with the dynamic driving by the fluctuating pressure that caused by operating the force applied for the drive, that is, exciting force characterized by being configured to be held in a constant.

The work tool according to claim 1, wherein the operating mechanism includes a drive motor, an impactor that linearly moves in a long axis direction of the tool bit, and a crank chamber that causes the tool bit to perform linear motion. A crank portion that is housed and converts the rotational output of the drive motor into a linear motion to drive the striker;
The dynamic vibration absorber has a main body portion that accommodates the weight,
A work tool characterized in that a pressure fluctuation in the crank chamber accompanying the driving of the crank portion is guided into a main body portion of the dynamic vibration absorber, and thereby the weight is driven to face the striker.

The work tool according to claim 1 or 2,
At the time of load driving in which the load accompanying the machining operation acts on the tool bit, the weight is driven by the fluctuating pressure generated by operating the operating mechanism,
The working tool is characterized in that when the load associated with the machining operation is no-load driving in which the tool bit does not act, the driving of the weight by the fluctuating pressure generated in the operating mechanism is restricted.

The work tool according to claim 3,
The dynamic vibration absorber has first and second working chambers formed with the weight sandwiched in the main body portion,
At least during the load driving, the fluctuating pressure generated by the operation of the operating mechanism is introduced into the first working chamber, and the second working chamber is configured to be able to communicate with the outside. A work tool characterized by

The work tool according to any one of claims 1 to 4,
The operating mechanism includes a piston and a cylinder that relatively slide in the long axis direction of the tool bit, and the tool bit is subjected to the action of an air spring by the relative operation of the piston and the cylinder. Configured to linearly move in the longitudinal direction of the tool bit,
Furthermore, the weight is configured to be slidable in the long axis direction of the tool bit while being disposed along the peripheral surface portion of the cylinder.